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Arbeitsverfahren für den Wärmeaustausch des Arbeitsmittels von Heißluft-
bzw. Gasturbinen-Anlagen sowie Vorrichtung zur Ausübung des Verfahrens Die Erfindung
betrifft die Gesamtanordnung von Gasturbinen-Anlagen insbesondere hinsichtlich der
der Wärmewirtschaftlichkeit dienenden Wärmeaustauscheinrichtungen.
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Die Wirtschaftlichkeit von Gasturbinen hängt weitgehend davon ab,
ob die in den entspannten Treibgasen der Turbine noch enthaltene fühlbare Wärme
nutzbringend verwertet wird und ob die Wärmezufuhr von außen mit Hilfe minderwertiger
Brennstoffe durchgeführt werden kann.
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Ein bekanntes Mittel zur Erleichterung des Wärmeaustausches der Turbinentreibgase
untereinander und insbesondere mit den Feuergasen besteht darin, die Wärmeaufnahme
der verdichteten Turbinentreibgase nicht unmittelbar von der äußeren Wärmequelle
her, sondern unter Vermittlung eines Regenerativwärmeaustauschers vorzunehmen, der
mit einem flüssigen, im Kreis umlaufenden Wärmeträger, insbesondere bei möglichst
niederen Temperaturen flüssigen, hochsiedenden Metallen, z. B. Natrium, arbeitet.
Es wurde beispielsweise vorgeschlagen, das Natrium vorübergehend unmittelbar mit
dem Treibgas der Turbinen zu mischen, um die Wärmeübertragung zwischen Natrium und
Gas zu erleichtern; hierzu war aber notwendig, die Umwälzpumpe für das umlaufende
Metall bei
hohem Druck, insbesondere aber unter hohen Temperaturen,
arbeiten zu lassen, was selbstverständlich die Betriebssicherheit entscheidend in
Frage stellt bzw. die Anschaffungs- und Betriebskosten wesentlich erhöht.
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Für den, ebenfalls bereits erörterten natürlichen Umlauf des flüssigen
Wärmeträgers mit Hilfe der Thermo-Siphon-Wirkung bestehen derzeit praktisch; keine
Aussichten auf wirtschaftliche Verwertung, da die erforderlichen großen Strömungsquerschnitte
im Metallkreislauf sehr große Flüssigkeitsmengen bedingen, wodurch der Anschaffungspreis
über jede diskutable Höhe ansteigt. Darüber hinaus werden die Strömungsquerschnitte
in den Wärmeaustauschern für das Arbeitsgas der Turbinen zu klein, so daß mit dem
steigenden Druckverlust der Wirkungsgrad der Gaskraftanlage unerträglich absinkt.
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Die Erfindung betrifft ein Arbeitsverfahren für den Wärmeaustausch
des Arbeitsmittels von Gasturbinen mittels eines verschiedene Oberflächenwärmeaustauscher
im geschlossenen Kreis durchströmenden flüssigen Wärmeträgers und besteht darin,
daß dieser Wärmeaustausch vorwiegend auf den höchsten Temperaturbereich des Wärmeträgers
beschränkt ist und der Druck desselben dabei so niedrig wie technisch möglich (nämlich
zur Überwindung der Strömungswiderstände im geschlossenen Kreislauf) gehalten wird,
wobei dieser Wärmeträger in einer Dampfkesselfeuerung auf die höchste Temperatur
erhitzt, der Umwälzpumpe selbst aber erst nach Abkühlung auf eine Temperatur zugeleitet
wird, die etwa dem Mittel aus den Gasendtemperaturen in der Turbinen- und der Verdichterendstufe
entspricht. Der Sinn dieses Vorschlags liegt darin, die für die hohe Temperatur
erforderlichen Wärmeaustauschwände neben der unvermeidlich hohen Temperaturbeanspruchung
nicht auch noch zusätzlich durch den Innendruck des zu erhitzenden bzw. wärmeabgebenden
Wärmeträgers zu belasten, die an sich teure Anlage dieser Regenerativaustauscher
auf das notwendigste Maß zu beschränken und gleichzeitig durch die Kombination der
Wärmeträgerfeuerung mit der eines Dampfkessels die bereits bekannten Vorteile hinsichtlich
des möglichen Schutzes -der Wärmeträgerheizflächen einerseits und der besseren Raüchgaswärmeausnutzung
bei niederen Temperaturen andererseits nutzbar zu machen. Darüber hinaus werden
die Betriebssicherheit und die Anlagekosten der für den Wärmeträger erforderlichen
Umwälzpumpe auf das nach Möglichkeit geringste Maß beschränkt. An sich ist die gemeinsame
Erhitzung sowohl der Treibgase von Gasturbinen als auch des Wassers bzw. Dampfes
für den Betrieb von Dampfturbinen in einer gemeinsamen Dampfkesselfeuerung bereits
bekannt und in den verschiedensten Kombinationen vorgeschlagen worden. Sie ist jedoch
für sich allein nicht Gegenstand der Erfindung.
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Um die höchste erforderliche Temperatur - des Wärmeträgers zu beschränken
und doch an verschiedenen Stellen eine hohe Erhitzung der Turbinentreibgase (sowohl
vor der Hochdruck- als auch vor der Niederdruckstufe) zu erreichen und um andererseits
auch vorübergehend besonders niedrige Temperaturen der die Umwälzpumpe passierenden
Wärmeträgermengen zu verwirklichen, wird weiter vorgeschlagen, die im Kreis umlaufenden
Wärmeträgermengen vorübergehend in zwei verschiedene Teilströme zu zerlegen, deren
Druck bzwi Temperatur verschieden beeinflußt wird.
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Die Schaltung des Wärmeträgerkreislaufs geschieht grundsätzlich so,
daß der hochaufgeheizte Wärmeträger die hochverdichteten Turbinentreibgase - vorzugsweise
im Gegenstrom - bis zur erforderlichen Höchsttemperatur erhitzt, wobei im höchsten
Temperaturgebiet gegebenenfalls Teilmengen streckenweise abgezweigt-werden können,
um die Zwischenerhitzung von bereits teilentspannten Treibgasen zwischen zwei Turbinenstufen
vorzunehmen. Diese abgezweigten Wärmeträgerteilmengen werden dann der Wärmeträgerhauptmenge
an einer Stelle wieder zugeführt, an der die Temperatur des Hauptstroms etwa der
des Teilstroms entspricht. Danach kann der Wärmeträger die Gesamtvorwärmung der
den Verdichter verlassenden Treibgase übernellmen, wobei er sich selbst auf eine
Temperatur abkühlt, die seinen unmittelbaren Eintritt in die erforderliche Umwälzpumpe
gestattet.
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Nach Austritt aus der Umwälzpumpe kann der Wärmeträger wieder einen
erheblichen Teil des Wärmeinhalts der aus der Gasturbine mit verhältnismäßig hoher
Temperatur austretenden Treibgase aufnehmen, um dann - selbst schon wieder merklich
aufgeheizt - der äußeren Wärmequelle zur Hochaufheizung zugeführt zu werden, womit
sein Kreislauf geschlossen ist. Diese Anordnung ersetzt zugleich den allgemein bekannten
Direktwärmeaustauscher zwischen den in der Turbine entspannten, noch heißen und
den den Verdichter verlassenden kühlen. Treibgasen.
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Da als Wärmeträger bisher nur Stoffe als geeignet bekannt sind, deren
Erstarrungspunkt verhältnismäßig hoch liegt (bei Natrium etwa ioo° C), so muß mit
Rücksicht auf die Betriebstemperatur der Verdichteranlage und insbesondere auf die
Wirtschaftlichkeit der Gesamtanlage eine weitere Abkühlung der Turbinentreibgase,
d. h. also nach der bereits genannten Vorkühlung durch den umlaufenden Wärmeträger,
vorgesehen werden. Hierzu können vorteil.hafterweise die Verbrennungsluft, das Brenngas
oder die Kohletrocknungsluft für die als äußere Wärmequelle dienende Feuerung der
Gasturbinenanlage verwendet werden. Hierdurch wird auch die Verfeuerung minderwertiger
Brennstoffe, insbesondere Schlamm usw., erleichtert.
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Für die niederste Temperaturstufe kann als Kühlmittel beispielsweise
Wasser einer Heizungsanlage, Kesselspeisewasser oder Turbinenkondensat verwendet
werden. Die letztgenannten Kühlmittel können auch für die Kühlung, der gesamten
Treibgasverdichtungsanlage verwendet werden, insbesondere für die Zwischenkühlung
der Treibgase zwischen zwei Verdichterstufen. Die genannten
Kühlwasserarten
können natürlich auch zur unmittelbaren Gehäusekühlung der Treibgasverdichter bzw.
Kompressoren herangezogen werden.
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Bei der Schaltung gemäß der Erfindung ergibt sich der besondere Vorteil,
daß beispielsweise zur Abschirmung der unmittelbaren Flammenstrahlung Rohre des
Dampferzeugers vor die hinsichtlich Temperatur und Druck höchstbeanspruchten Heizflächenteile
für den umlaufenden Wärmeträger oder gegebenenfalls in an sich bekannter Weise vor
die Heizflächenteile für die unmittelbar zu beheizenden Turbinentreibgase selbst
angeordnet werden. können.
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Bei Anlagen mit offenem oder mit teilweise offenem Kreislauf der Treibgase
können diese so eingestellt werden, daß sie mit Sauerstoffüberschuß aus der Turbine
austreten und nur so weit entspannt und abgekühlt werden, daß sie noch als Verbrennungsluft
für die Feuerung der Gesamtanlage Verwendung finden.
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Für Anlagen., bei denen die Abkühlung des gesamten umlaufenden Wärmeträgers
durch die verdichteten Turbinentreibgase unter Umständen nicht weit genug betrieben
werden kann, besteht die Möglichkeit, nur einen Teil des hochaufgeheizten Wärmeträgers
zur Gesamtaufwärmung der kühlen, hochverdichteten Treibgase zu verwenden und nur
diesen Teil durch die Umwälzpumpe zu leiten, wobei der restliche Teil des umlaufenden
Wärmeträgers . nach oder Wärmeabgabe mit höherer Temperatur durch Inj ektorwirkung
von der aus der Umwälzpumpe austretenden Wärmeträgerteilmenge wieder in den Kreislauf
aufgenommen wird.
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Die Zwischenerhitzung der Turbinentreibgase zwischen zwei Turbinenstufen
kann vorteilhaft mit besonders geringem gasseitigem Druckverlust durchgeführt werden,
wenn der von dem Wärmeträger durchflossene Heizkörper unmittelbar in den Verbindungskanal
zwischen den beiden Turbinenstufen eingebaut wird. Hierbei wird dieser Kanal vorzugsweise
etwa ringförmige Gestalt haben und gewissermaßen in das Turbinengehäuse einbezogen
sein. Zur weiteren Verringerung des Druckverlustes können auch die Turbinenleitschaufeln
selbst als Heizfläche für die Treibgase dienen, wenn sie geeignete innere Bohrungen
bzw. Hohlräume besitzen, durch die der flüssige Wärmeträger hindurchströmt.
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Wie bei anderen Wärmeaustauschern zwischen Gasen und Flüssigkeiten
an sich bekannt, werden die in den Regenerativkreislauf eingeschalteten Wärmeaustauscher
zweckmäßig so gestaltet, daß die Strömungskanäle für den Wärmeträger möglichst geringen
Querschnitt bei gleichzeitig möglichst geringem Strömungswiderstand besitzen, während
die gasberührten Flächen durch aufgesetzte Rippen, Nadeln od. dgl. vergrößert sind.
Zur Verringerung des inneren Strömungsquerschnittes kommt vorzugsweise ein flachovaler
oder schlitzförmiger Querschnitt in Frage. Natürlich ist durch genauere Rechnung
von Fall zu Fall die geeignete Anordnung und Bemessung sowohl der inneren Strömungsquerschnitte
als auch der äußeren, gasberührten Oberflächen nach bekannten fachmännischen Methoden
festzustellen.
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Für zwei räumlich unmittelbar nebeneinanderlaufende Leitungen des
Wärmeträgers mit nicht zu unterschiedlicher Temperatur läßt sich eine Verringerung
des Bedarfs an Isoliermaterial dadurch erreichen, da.B die beiden Rohrleitungen
mit einer geringen Isolierschicht zwischeneinander von einer gemeinsamen Isolierhülle
gegen die Atmosphäre abgeschirmt sind. Hierbei können die beiden Rohrleitungen gegebenenfalls
flachgequetscht sein und derartig zueinander angeordnet, daß ihre Querschnitte annähernd
einem möglichst kleinen Kreis einbeschrieben sind.
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Für den Betrieb des Regenerativsystems mit dem flüssigen Wärmeträger
ist es - insbesondere für Natrium mit einem Erstarrungspunkt bei etwa 10o° C - ratsam,
den gesamten Kreislauf bei der Außerbetriebnahme leerzupumpen und seinen Inhalt
in einem beispielsweise mittels Dampf beheizbaren Behälter zu sammeln.
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Es ist weiterhin zu empfehlen, auch die Umwälzpumpe beheizbar zu gestalten
und beispielsweise in einem gemeinsamen Gehäuse mit dem vorgenannten Behälter zu
einem Aggregat zusammenzufassen, wobei der Behälter gewissermaßen in die Kurzschluß-
bzw. Rücklaufleitung der Pumpe eingeschaltet ist.
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In der Zeichnung ist das Schaltbild für eine der Erfindung entsprechende
Anlage dargestellt: In der Feuerung i wird die Wärme entbunden und zunächst auf
die Heizflächen 2 übertragen, die zur Hochaufheizung des umlaufenden Wärmeträgers
dienen. Der Wärmeträger gelangt mit hoher Temperatur von beispielsweise 8oo° C zu
den Wärmeaustauschern 3 und 4 für die in die erste Stufe 8 bzw. in die zweite Stufe
9 der Gasturbine eintretenden Treibgase. Diese beiden Wärmeaustauscher 3 und 4 sind
einander wärmeträgerseitig parallel geschaltet und entlassen den gemeinsamen Wärmeträger
in den Wärmeaustauscher 5, der die die letzte Verdichterstufe 12 verlassenden hochverdichteten
Treibgase auf eine mittlere Temperatur von rund 4oo° C vorerhitzt. Aus dem Wärmeaustauscher
5 gelangt der Wärmeträger abgekühlt in die Umwälzpumpe 6, die denselben in den Wärmeaustauscher
7 drückt, wo er durch die aus der zweiten Turbinenstufe 9 mit rund 5oo° C austretenden
entspannten Treibgase wieder auf eine Temperatur von annähernd 48o° C vorgewärmt
wird. Mit dieser Temperatur tritt der flüssige Wärmeträger wieder zur Hochaufheizung
in die Heizflächen 2 ein.
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Der Kreislauf der Turbinentreibgase ist folgender: In den drei Verdichterstufen
io, 11, 12 werden die kühlen Treibgase unter Zwischenkühlung in den mit Kühlwasser
- beispielsweise Umlaufwasser einer Fernheizung, Kesselspeisewasser, Turbinenkondensat
od. dgl. - durchflossenen Kühlern 15 und 16 bzw. 17 und i8 auf einen hohen Druck
von beispielsweise 5o at verdichtet, im Wärmeaustauscher 5 auf eine Zwischentemperatur
von rund 4oo° C und im Wärmeaustauscher 3 auf
die Turbineneintrittstemperatur
von beispielsweise 75o° C erhitzt. In der ersten Stufe der Turbine werden sie auf
einen mittleren Druck und eine zwangläufig tiefere Temperatur von annähernd 5oo°
C entspannt. Anschließend werden sie im Wärmeaustauscher 4 wieder auf etwa 700°
C erhitzt und in der letzten Turbinenstufe 9 auf den niedersten Druck und wiederum
rund 500° C entspannt bzw. abgekühlt. Anschließend treten die Treibgase nacheinander
in. die Wärmeaustauscher 7, 13 und 14 ein, um- alsdann mit einer Niedertemperatur
von beispielsweise 3o° C wieder in den Verdichter- zu gelangen. Im vorliegenden
Beispiel wird der Wärmeaus- tauscher 7 vom umlaufenden Wärmeträger als Kühlmittel
durchflossen, während im Wärmeaustauscher 13 ein in der Feuerung i zu verbrennendes
Brenngas und imWärmeaustauscher 14 die für die in der Kohlenaufbereitungsanlage
26 benötigte Kohlenürocknungsluft vorgewärmt wird. Durch die Leitung d gelangt aus
der Kohlenaufbereitungsanlage 26 beispielsweise ein Kohlenstaub-Luft-Gemisch in
die Feuerung i, während die Kohle durch die Leitung b in diese Anlage gelangt.
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Die genannten Werte für Temperaturen und Drücke sind nicht für die
Erfindung verbindlich, sondern dienen nur der Veranschaulichung.
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In Abweichung von der vorbeschriebenen Anlage ist mit gestrichelten
Linien noch eine andere Schaltung mit teils geschlossenem und teils offenem Treibgaskreislauf
angedeutet. Hierbei wird aus der ersten Turbinenstufe 8 ein Teil der Treibgase mittels
des Kanals d unmittelbar in die Wärmeaustauscher 7, 13, 14 und anschließend in den
Verdichter- io, ii, i2 mit den Zwischenkühlern 15 bis i8 abgegeben, während der
restlicheTeil derTreibgase wie zuvor bis auf den Niederdruck in der zweiten Turbinenstufe
9 entspannt wird, anschließend aber mit einem ausreichenden Luftgehalt durch den
Kanal e in die Brennstoffaufbereitungsanlage 26 gelangt. Die in die Aufbereitungsanlage
eintretende und dem Kreislauf somit -verlorengehende Treibgasmenge wird mittels
des Hilfsverdichters i9 durch von außen her angesaugte Frischgase ersetzt und zwischen
der Verdichterendstufe 12 und dem Wärmeaustauscher 5 in den'Treibgaskreislauf eingeschleust.
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Die gezeichnete Vorkühlung der entspannten Treibgase im Wärmeaustauscher
7 muß nicht unbedingt mit Hilfe des umlaufenden Wärmeträgers geschehen, vielmehr
kann die frei werdende Wärme unmittelbar beispielsweise an die Verbrennungsluft
oder andere in der Feuerung i benötigte Luft-oder Gasmengen übertragen werden. Ebenso
kann natürlich die bekannte unmittelbare Wärmerückgewinnung innerhalb des Treibgaskreislaufs
durch Zusammenfassung der Wärmeaustauscher 5 und 7 durchgeführt werden. In diesem
Falle tritt der aus der Umwälzpumpe 6 austretende flüssige Wärmeträger mit einer
geringeren Temperatur durch die Kurzschlußleitung c in die Gesamtfeuerunganlage
ein, um vorerst in einer nicht gezeichneten Heizfläche durch die Feuerungsabgase
vorgewärmt zu werden ünd dann erst wieder in den Heizflächen 2 auf die höchste Temperatur
zu gelangen. Dann könnte gegebenenfalls auch eine der eingezeichneten Nachschaltheizflächen
22, 23 oder 24 wegfallen.
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Die schematisch als Feuerraumkühlelement 2o eingetragene Heizfläche
soll der Dampferzeugung dienen und das entstehende Dampfwassergemisch in die Kesseltrommel
?,i entlassen. Das erforderliche Speisewasser wird. in der Nachschaltheizfläche
22 vorgewärmt und ebenfalls in die Kesseltrommel 21 gedrückt, die ihrerseits den
Sattdampf in den beispielsweise gesondert befeuerten Überhitzer 25 abgibt. Die Temperatur
des den Überhitzer 25 verlassenden Heißdampfes kann nach Belieben geregelt werden,
um mit der jeweils erforderlichen bzw. gewünschten Temperatur in das vorhandene,
beispielsweise Dampfturbinen und andere Verbraucher speisende Dampfnetz einzutreten.
Im gezeichneten Schema tritt die Verbrennungs= Luft bzw. ein Teil derselben von
außen in den Tieftemperaturluftvorwärmer 23 ein und gelangt mit einer mittleren
Temperatur in den Hochtemperaturerhitzer 24, der sie seinerseits der Feuerung i
zuführt. In an sich bekannter Weise ist rauchgasseitig zwischen die beiden Luftvorwärmergruppen
23 und 24 ein Speisewasservorwärmer 22 geschaltet.