EP2385223A1 - Verfahren zur Steigerung des Wirkungsgrades von Gas- und Dampfturbinenanlagen - Google Patents

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EP2385223A1
EP2385223A1 EP10004673A EP10004673A EP2385223A1 EP 2385223 A1 EP2385223 A1 EP 2385223A1 EP 10004673 A EP10004673 A EP 10004673A EP 10004673 A EP10004673 A EP 10004673A EP 2385223 A1 EP2385223 A1 EP 2385223A1
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EP
European Patent Office
Prior art keywords
steam
gas
water
steam turbine
flow
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP10004673A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Mustafa Dr.Ing. Youssef
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Thermal PowerTec GmbH
Original Assignee
Thermal PowerTec GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Thermal PowerTec GmbH filed Critical Thermal PowerTec GmbH
Priority to EP10004673A priority Critical patent/EP2385223A1/de
Publication of EP2385223A1 publication Critical patent/EP2385223A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K7/00—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating
    • F01K7/16—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating the engines being only of turbine type
    • F01K7/22—Steam engine plants characterised by the use of specific types of engine; Plants or engines characterised by their use of special steam systems, cycles or processes; Control means specially adapted for such systems, cycles or processes; Use of withdrawn or exhaust steam for feed-water heating the engines being only of turbine type the turbines having inter-stage steam heating
    • F01K7/223—Inter-stage moisture separation
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
    • F01K23/10—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle

Definitions

  • Thermal power plants are used to generate electricity. These include steam turbine plants (DTA) and gas and steam turbine plants (GDTA) or combi plants.
  • DTA steam turbine plants
  • GDTA gas and steam turbine plants
  • a gas and steam turbine plant or combination plant consists of at least one gas turbine group, a water / steam cycle with a steam generator, steam turbines and a generator, wherein the steam generator is connected downstream of the gas turbine to the gas turbine.
  • the invention relates to water / steam cycles with heat recovery steam generators and steam turbines in combined systems.
  • a heat recovery steam generator the evaporation and steam superheating of the secondary-side feed water takes place by the cooling of the primary-side hot gas.
  • the invention is limited to gas and steam turbine plants (GDTA) or combi plants and relates to the circuits in such plants.
  • GDTA gas and steam turbine plants
  • combi plants relates to the circuits in such plants.
  • the gas turbine is connected to a heat recovery steam generator (HRSG).
  • HRSG heat recovery steam generator
  • the steam process uses the flue gas heat and dissipates the waste heat from the process to near ambient temperature.
  • the thermal efficiency of combined plants is mainly determined by the exhaust and evaporation losses. Therefore, a lower exhaust gas temperature from the steam generator and a lower turbine exhaust steam flow are always desired.
  • the pursuit of the lower exhaust gas temperature at the outlet of the steam generator (HRSG) requires the use of a larger heat flow at a lower gas temperature range.
  • the feed water evaporation, superheated steam and intermediate steam superheating require a larger heat flow at a higher temperature range and cool the primary-side gases to lower gas temperatures. Furthermore, no large heat flow in the lower temperature range is needed for the warming of the feedwater flow. Therefore, a temperature difference problem occurs in the supercooled feed water area.
  • the temperature difference problem "pinch point problem" is today solved by the use of ND and MD steam cycles.
  • the ND water vapor stream uses the heat flow in the lower temperature range and is circulated through the LP evaporator, the LP turbine and the condenser.
  • the gas heat in the lower temperature range ie at the end of the steam generator, used to evaporate the LP water flow.
  • the ND-W / D cycle solves the problem of the low temperature difference at the start of evaporation (pinch point) and leads to a small improvement in the thermal efficiency of the combination plant.
  • the steam flows of the LP and MD circuits are circulated through the LP turbine and the condenser and lead to the increase of the exhaust steam flow and the evaporation losses in the condenser, whereby the advantage is limited.
  • the invention is based on the object to provide an improvement of the steam turbine process by a corresponding W / D cycle in order to increase the thermal efficiency and the performance of combined systems as possible.
  • the idea of the present invention is to reduce the exhaust steam flow as much as possible by means of greater steam extraction or by condensate removal from the turbine steam.
  • Greater tapping of turbine steam for the purpose of feedwater heating requires the use of several preheaters, which is not practical in waste heat boilers of combi systems, however, since the feed water is to be preheated by the gas cooling in order to achieve the desired exhaust gas temperature.
  • Separation of the condensate from the turbine steam is possible when the expansion line of the steam turbine at lower Entropie Suite (ie shifted to the left in the Ts diagram) and the expansion without a Dampfschreibschreibhitzung to a lower ND in the wet steam area.
  • a supercritical pressure is applied to the feed water in steam generators of combination plants and the reheat is shifted to a lower gas temperature range.
  • the use of gas heat in the low gas temperature range can be achieved by a HD-W / D cycle "single-pressure cycle" without the use of ND and MD circuits. This reduces the evaporation losses and increases the thermal efficiency of the steam turbine process and thus also of the entire combined plant.
  • the present invention is particularly suitable for combination systems with gaseous gas turbine fuel with low sulfur content and an exhaust gas cooling to a temperature up to about 100 ° C.
  • Fig. 3a is a common water / steam circuit of a combined system with three water / steam circuits (HD, MD and LP cycle) and an MD steam reheat shown. This circuit was chosen as the basis for comparing the efficiencies.
  • Fig. 1a represents a water / steam circuit according to the invention a combination plant with an HD water / steam cycle, in which a water separator, a LP intermediate evaporator and a LP reheater are used.
  • the condensate flows out of the condenser (3) through the condensate pump (4) into the mixing preheater degasser (7).
  • the steam flow (29) is tapped by the LP turbine (2) and serves for preheating and degassing of the condensate.
  • the condensate flows through the LP feed water pump (5) and is heated by the heating surface (16) and introduced into the W / D tank (17).
  • the live steam flow (35) has a supercritical pressure and expands through the HP / MD steam turbine (1) without reheating to a state in the wet steam zone below the water vapor boundary line with a steam content of about 90%.
  • the expansion line is shown in the Ts diagram from point TFD to point (d) below the W / D boundary line (see 1b shows ).
  • the steam turbine (1) actually works as a HP and MD steam turbine and can be carried out in two turbine parts.
  • the ND wet steam (8) flows out of the steam turbine (1) into a water separator (9), whereby the steam wetness is reduced ( 1a ).
  • the reduction of the vapor wetness is also in the Ts diagram ( 1b shows ) can be seen by the line between (d) and (f).
  • the water separation can also be done by several apparatuses.
  • a partial stream (27) of the separated condensate is introduced into the feedwater stream via the W / D vessel (17).
  • the remainder of the separated condensate is circulated and evaporated in a circuit through the circulation pump (13), the intermediate evaporator (10) and the water separator (9), wherein the intermediate evaporator (10) is arranged in the low gas temperature range of the steam generator (15).
  • the LP saturated steam (11) flows from the water separator (9) in the reheater (12) and is superheated to a reheating temperature, which practically below the critical steam temperature of 374.12 ° C.
  • the superheated LP steam expands through the LP steam turbine (2) to the exhaust steam pressure in the condenser (3).
  • the overheating of the LP saturated steam (11) in the reheater (12) takes place by a heating water flow as a partial flow (24) from the HP feed water.
  • the colder SchuMapstrom from the reheater (12) is circulated by a circulation pump (14), mixed with the preheated feed water and by the heating surface (23) (from a temperature Tz1 to Tz2 in Fig. 1b and 1c ) heated.
  • the hot heating water flow (24) is tapped to the appropriate point from the feed water and circulated through the superheater.
  • a compensation line (18) connects the two steam chambers of the water separator (9) and the W / D container (17) and leads to the compensation of the vapor pressure of the two steam rooms.
  • the level in the steam tank (17) can be regulated by the LP feedwater pump (5).
  • a bypass water flow (25) from the HP feed water is tapped and passed through the GT air cooler (31).
  • the cooling of the GT cooling air takes place at a supercritical cooling water pressure. This is an advantage for the operation of the GT air cooler, since the evaporation phase and the instability of the water flow distribution in the individual air cooler tubes are suppressed.
  • the bypass water flow heated in the GT air cooler (from Tk1 to Tk2 in Fig. 1b and 1c ) is added to the main W / D stream at the appropriate point and further overheated in the final superheater section.
  • HD and ND air cooler In a gas turbine with sequential or two-stage combustion air side HD and ND air cooler are connected in parallel.
  • the HD cooling water flow (25) cools the GT cooling air of the two HD and ND air coolers in parallel.
  • Fig. 1c shows the temperature-energy diagram for the energy transfer between gas and water vapor in the HRSG of the new combined plant in Fig. 1a ,
  • the diagram shows the condensate preheat by the steam tap in the mixed preheater degasser from a to b. From b to c, the condensate heating and the gas cooling through the heating surface (16) in the HRSG. From c to f, the evaporation of the separated condensate takes place through the intermediate evaporator (10). From f to Tz1, the HD feed water is heated by the gas cooling in the HRSG.

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Chemical & Material Sciences (AREA)
  • Combustion & Propulsion (AREA)
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Abstract

Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Steigerung des thermischen Wirkungsgrads von Gas- und Dampfturbinenanlagen bzw. Kombi-Anlagen. Der Frischdampf weist einen überkritischen Druck auf und expandiert durch die Dampfturbine (1) ohne eine Zwischenüberhitzung auf einen Wasserdampfzustand im Nassdampfgebiet unterhalb der Wasserdampfgrenzlinie. Der Nassdampfstrom (8) erreicht durch den Wasserabscheider (9) und den Zwischenverdampfer (10) den Sättigungszustand, wird durch den ND-Zwischenüberhitzer (12) überhitzt und expandiert durch die ND-Turbine (2) auf den Kondensatordruck. Mit diesem Prozess wird nur ein Einzel-Dampfdruck-Kreislauf eingesetzt. Im Vergleich zu den heute besten Kombi-Anlagen ermöglicht dieses Verfahren eine Erhöhung des thermischen Wirkungsgrads um ”·th mehr als 1%. Der thermische Wirkungsgrad einer Anlage steigt von zum Beispiel 59% auf über 60% und der Leistungsgewinn der Anlage beträgt ca. 2%. Für die gleiche elektrische Anlageleistung führt diese umweltfreundlichere Erfindung sowohl zu einer Reduktion der schädlichen Wärmeleistung um ca. 3% als auch zu einer Reduktion der Kohlendioxidabgabe um ca. 2% an die Umgebung.

Description

    TECHNISCHES GEBIET
  • Thermische Kraftwerkanlagen dienen zur Stromerzeugung. Darunter zählen Dampfturbinenanlagen (DTA) und Gas- und Dampfturbinenanlagen (GDTA) bzw. Kombi-Anlagen.
  • Eine Gas- und Dampfturbinenanlage bzw. Kombi-Anlage besteht aus mindestens einer Gasturbinengruppe, einem Wasser/Dampf-Kreislauf mit einem Dampferzeuger, Dampfturbinen und einem Generator, wobei der Dampferzeuger gasseitig zur Gasturbine nachgeschaltet ist.
  • Die Erfindung bezieht sich auf Wasser/Dampf-Kreisläufe mit Abhitzedampferzeugem und Dampfturbinen in Kombi-Anlagen. In einem solchen Abhitzedampferzeuger erfolgt die Verdampfung und Dampfüberhitzung des sekundärseitigen Speisewassers durch die Abkühlung des primärseitigen Heissgases.
  • Die Erfindung beschränkt sich auf Gas- und Dampfturbinenanlagen (GDTA) bzw. Kombi-Anlagen und betrifft die Schaltungen in solchen Anlagen.
    • STAND DER TECHNIK
  • Bei Kombianlagen wird der Gasturbine ein Abhitzedampferzeuger "Heat Recovery Steam Generator" (HRSG) angeschlossen. Der Dampfprozess nutzt die Rauchgaswärme und führt die Abwärme des Prozesses in die Nähe der Umgebungstemperatur ab.
  • Der thermische Wirkungsgrad von Kombi-Anlagen wird hauptsächlich durch die Abgas- und Abdampfverluste bestimmt. Deshalb werden immer eine tiefere Abgastemperatur aus dem Dampferzeuger und ein tieferer Turbinenabdampfstrom angestrebt.
    Die Anstrebung der tieferen Abgastemperatur am Austritt des Dampferzeugers (HRSG) bedingt die Nutzung eines grösseren Wärmestroms bei tieferem Gastemperaturbereich.
  • Die Speisewasserverdampfung, Dampfüberhitrung und Dampfzwischenüberhitzung benötigen einen grösseren Wärmestrom bei höherem Temperaturbereich und kühlen die primärseitigen Gase auf tiefere Gastemperaturen ab. Ferner wird für die Aufwärmung des Speisewasserstroms kein grosser Wärmestrom im tieferen Temperaturbereich benötigt. Deshalb tritt ein Temperaturdifferenzproblem im unterkühlten Speisewasserbereich auf. Das Temperaturdifferenzproblem "pinch point problem" wird heute durch den Einsatz von ND- und MD-Wasserdampfkreisläufen gelöst. Der ND-Wasserdampfstrom nutzt den Wärmestrom im tieferen Temperaturbereich und wird durch den ND-Verdampfer, die ND-Turbine und den Kondensator zirkuliert.
  • Je nach gas- oder ölförmigem Gasturbinen-Brennstoff, d.h. mit niedrigem oder hohem Schwefelgehalt, wird ein entsprechender W/D-Kreislauf im Dampferzeuger der Kombi-Anlage geschaltet:
    • Einzel-Dampfdruck-Kreislauf "single-pressure cycle" wird insbesondere für einen Ölbrennstoff mit hohem Schwefelgehalt verwendet. Die GT-Abgase werden im Dampferzeuger bis auf eine Temperatur oberhalb der Taupunkt-Temperatur des Ölbrennstoffs (z.B. 133°C) abgekühlt.
    • Zwei-Dampfdruck-Kreisläufe "dual-pressure cycle" werden am meisten verwendet. Der HD-W/D-Kreislauf (Hochdruck-Wasser/Dampf-Kreislauf) und der ND-W/D-Kreislauf sind insbesondere für einen Gasbrennstoff mit niedrigem Schwefelgehalt und niedriger Taupunkt-Temperatur geeignet und werden für eine Abgastemperatur von ca. 100°C eingesetzt (siehe Fig. 3a ohne MD-W/D-Kreislauf).
    • Drei-Dampfdruck-Kreisläufe "triple-pressure cycle": die HD-, MD- und ND-Wasser/Dampf-Kreisläufe sind ebenfalls für einen Gasbrennstoff mit niedriger Taupunkt-Temperatur geeignet und werden für eine Abgastemperatur von ca. 100°C und für einen besseren thermischen Wirkungsgrad eingesetzt (siehe Fig. 3a).
  • Bei einer Rauchgaskühlung bis auf ca. 100°C wird die Gaswärme im tieferen Temperaturbereich, d.h. am Ende des Dampferzeugers, zur Verdampfung des ND-Wasserstroms genutzt. Der ND-W/D-Kreislauf löst das Problem der niedrigen Temperaturdifferenz beim Verdampfungsbeginn (pinch point) und führt zu einer kleinen Verbesserung des thermischen Wirkungsgrads der Kombi-Anlage. Die Dampfströme der ND- und MD-Kreisläufe werden durch die ND-Turbine und den Kondensator zirkuliert und führen zur Erhöhung des Abdampfstroms und der Abdampfverluste im Kondensator, womit der Vorteil begrenzt ist.
  • Der grösste Wärmeleistungsverlust bei Kombianlagen liegt im Wasser/Dampfkreislauf und ist durch den Abdampfverlust im Kondensator begründet. Dieser Verlust (Qabd) beträgt ca. 58% der Dampferzeugerwärmeteistung (QDE) oder ca. 30% der zugeführten Wärmeleistung (Qzu) in die Gasturbinenbrennkammer.
  • Aus dem Stand der Technik für Kombi-Kraftwerkanlagen sind folgende Druck- und Patentschriften bekannt:
    • "Combined-Cycle Gas & Steam Turbine Power Plants" by R. Kehlhofer, R. Bachmann, 1999, PennWell, Tusla, Oklahoma.
      In dieser Druckschrift sind die verschiedenen Einzel-, Zwei- und Drei-Dampfdruck-Kreisläufe dargestellt.
    • Europäische Patentschrift EP 0981 681 B1 , Patentblatt 2002/08, Anmelder SIEMENS AG: Gas- und Dampfturbinenanlage und Verfahren zur Kühlung des Kühlmittels der Gasturbine einer derartigen Anlage.
      In dieser Patentschrift wurde die Erfindung einer Kühlmittelkühlung veröffentlicht. Diese wurde in einer üblichen Kombi-Anlage mit Zwei-Dampfdruck-Kreisläufen behandelt.
  • Trotz aller angestrebten Massnahmen zur Reduktion der Verluste in Kombi-Kraftwerkanlagen wird heute relativ eine hohe Abdampfwärme im Kondensator abgeführt. Diese Verluste bestimmen mit den Abgasverlusten aus dem Dampferzeuger (HRSG) direkt den thermischen Wirkungsgrad der Anlage. Die Abdampfwärmeverluste im Kondensator sollten möglichst reduziert werden.
  • Die Nutzung des Gaswärmestroms im Dampferzeuger im tieferen Temperaturbereich soll anstelle des Einsatzes von separaten ND- und MD-W/D-Kreisläufen durch bessere Massnahmen und eine neue W/D-Schaltung ersetzt werden.
    • DARSTELLUNG DER ERFINDUNG
  • Der Erfindung liegt nun die Aufgabe zugrunde, eine Verbesserung des DampfturbinenProzesses durch einen entsprechenden W/D-Kreislauf zu schaffen, um den thermischen Wirkungsgrad und die Leistung von Kombi-Anlagen möglichst zu erhöhen.
  • Die Idee der vorliegenden Erfindung liegt darin, den Abdampfstrom durch grösseres Dampfanzapfen oder durch Kondensatabscheiden aus dem Turbinendampf möglichst zu reduzieren.
    Grösseres Anzapfen von Turbinendampf zwecks Speisewasseraufwärmung benötigt das Einsetzen von mehreren Vorwärmern, was bei Abhitzekesseln von Kombi-Anlagen jedoch nicht zweckmässig ist, da das Speisewasser durch die Gasabkühlung vorgewärmt werden soll, um die gewünschte Abgastemperatur zu erreichen.
    Ein Abscheiden des Kondensats aus dem Turbinendampf ist möglich, wenn die Expansionslinie der Dampfturbine bei tieferem Entropiebereich (d.h. im Ts-Diagramm nach links verschoben) und die Expansion ohne eine Dampfzwischenüberhitzung auf einen tieferen ND im Nassdampfgebiet erfolgt. Diese bedingt einen überkritischen Frischdampfdruck und somit kann ein Kondensatstrom aus dem Nassdampf abgeschieden werden. Die Versetzung der Zwischenüberhitzung in einen Niederdruckbereich ermöglicht eine Zwischenüberhitzung des Dampfstroms bei einem tieferen Temperaturbereich (Fig. 1 b). Das Abscheiden eines Kondensatstroms aus dem Nassdampf reduziert den DT-Abdampfstrom in den Kondensator und damit die Abdampfverluste, was zur Erhöhung des thermischen Wirkungsgrads führt.
  • In Dampferzeugern von üblichen Kombi-Anlagen wird kein überkritischer Dampfdruck eingesetzt, da ein solcher Dampfdruck das Temperaturdifferenzproblem zwischen dem Gas und dem Wasserdampf verstärkt und ein grösserer W/D-Strom im ND-W/D-Kreislauf benötigt wird, was zu keiner Wirkungsgradverbesserung führt.
  • In der vorliegenden Erfindung wird für das Speisewasser in Dampferzeugern von Kombi-Anlagen ein überkritischer Druck eingesetzt und die Zwischenüberhitzung wird in einen tieferen Gastemperaturbereich versetzt. Damit kann die Nutzung der Gaswärme im niedrigen Gastemperaturbereich durch einem HD-W/D-Kreislauf "single-pressure cycle" ohne den Einsatz von ND- und MD-Kreisläufen erreicht werden. Diese reduziert die Abdampfverluste und erhöht den thermischen Wirkungsgrad des Dampfturbinenprozesses und damit auch der gesamten Kombi-Anlage.
  • Massnahmen der vorliegenden Erfindung für Kombi-Anlagen:
    • Überkritischer Speisewasser- und Frischdampfdruck im Dampferzeuger
    • Verlängerung der Expansion des Frischdampfstroms durch die HD/MD-Dampfturbine auf einen Niederdruck im Nassdampfgebiet unterhalb der W/D-Grenzlinie
    • Abscheidung der Dampfnässe nach der Expansion durch einen Wasserabscheider
    • Ein Teilstrom des Kondensats aus dem Wasserabscheider wird dem Speisewasserstrom zugefügt
    • Verdampfung eines Teilstroms des Kondensats aus dem Wasserabscheider durch einen ND-Zwischenverdampfer
    • Überhitzung des Dampfstroms aus dem Wasserabscheider durch einen ND-Zwischenüberhitzer, da die Dampfexpansion auf einen Niederdruck im Nassdampfgebiet verlängert wird
  • Die vorliegende Erfindung eignet sich insbesondere für Kombi-Anlagen mit gasförmigem Gasturbinen-Brennstoff mit niedrigem Schwefelgehalt und einer Abgaskühlung auf eine Temperatur bis ca. 100°C.
    • KURZE ERLÄUTERUNG DER FIGUREN
  • Die Erfindung soll nachfolgend näher anhand eines Ausführungsbeispiels in vereinfachter Darstellung durch Zeichnungen erläutert werden. Die neue W/D-Schaltung und die entsprechenden Diagramme zeigen in den Figuren erfindungsgemäss den überkritischen Dampfdruck, die Erweiterung der Expansionslinie durch die HD/MD-Dampfturbine im Nassdampfgebiet, die Wasserabscheidung und die ND-Zwischenüberhitzung. Zum Vergleich stehen Figuren für eine W/D-Schaltung einer üblichen Kombi-Anlage gegenüber:
    • Fig. 1a
    Schaltung des neuen W/D-Kreislaufs einer Gas- und Dampfturbinenanlage GDTA gemäss der vorliegenden Erfindung
    Fig. 1 b
    Temperatur-Entropie-Diagramm für den W/D-Kreislauf der neuen Kombi-Anlage in Fig. 1 a
    Fig. 1 c
    Temperatur-Energie-Diagramm für den Energietransfer zwischen Gas und Wasser-Dampf im HRSG der neuen Kombi-Anlage in Fig. 1 a
    Fig. 2a
    Schaltung des neuen W/D-Kreislaufs mit zwei Wasserabscheidern und einer Neben-HD-Pumpe
    Fig. 2b
    Schaltung des neuen W/D-Kreislaufs mit zwei Wasserabscheidern und einer Kondensatrückführung in den SPWB
    Fig. 3a
    Schaltung einer Gas- und Dampfturbinenanlage GDTA (Stand der Technik) mit Drei-Dampfdruck-Kreisläufen und einer MD-Dampfzwischenüberhitzung
    Fig. 3b
    Temperatur-Entropie-Diagramm für den W/D-Kreislauf der üblichen Kombi-Anlage in Fig. 3a
    Fig. 3c
    Temperatur-Energie-Diagramm für den Energietransfer zwischen Gas und Wasser-Dampf im HRSG der üblichen Kombianlage in Fig. 3a
    AUSFÜHRUNG DER ERFINDUNG
  • In Fig. 3a ist eine übliche Wasser/Dampfschaltung einer Kombianlage mit drei Wasser/Dampf-Kreisläufen (HD-, MD- und ND-Kreislauf) und einer MD-Dampfzwischenüberhitzung dargestellt. Diese Schaltung wurde als Basis für den Vergleich der Wirkungsgrade gewählt.
  • Fig. 1a stellt eine erfindungsgemässe Wasser/Dampfschaltung einer Kombianlage dar mit einem HD-Wasser/Dampfkreislauf, in welchem ein Wasserabscheider, ein ND-Zwischenverdampfer und ein ND-Zwischenüberhitzer eingesetzt sind.
  • Das Kondensat strömt aus dem Kondensator (3) durch die Kondensatpumpe (4) in den Mischvorwärmer-Entgaser (7). Der Dampfstrom (29) wird von der ND-Turbine (2) angezapft und dient zur Vorwärmung und Entgasung des Kondensats. Das Kondensat strömt durch die ND-Speisewasserpumpe (5) und wird durch die Heizfläche (16) geheizt und in den W/D-Behälter (17) eingeführt.
    Das Speisewasser wird durch die HD-Speisewasserpumpe (22) auf einen Zustandsdruck oberhalb des kritischen Wasserdampfdrucks (pkr=221.2 bar) gebracht und durch die Heizfläche (23) auf die Frischdampftemperatur (TFD) geheizt.
    Der Frischdampfstrom (35) weist einen überkritischen Druck auf und expandiert durch die HD/MD-Dampfturbine (1) ohne eine Zwischenüberhitzung auf einen Zustand im Nassdampfgebiet unterhalb der Wasserdampfgrenzlinie mit einem Dampfgehalt von ca. 90%. Die Expansionslinie ist im Ts-Diagramm vom Punkt TFD bis zum Punkt (d) unterhalb der W/D-Grenzlinie dargestellt (siehe Fig.1b).
    Die Dampfturbine (1) arbeitet eigentlich als HD- und MD-Dampfturbine und kann in zwei Turbinenteilen ausgeführt werden.
    Der ND-Nassdampf (8) strömt aus der Dampfturbine (1) in einen Wasserabscheider (9), wodurch die Dampfnässe reduziert wird (Fig.1a). Die Reduktion der Dampfnässe ist auch im Ts-Diagramm (Fig.1b) durch die Linie zwischen (d) und (f) ersichtlich. Das Wasserabscheiden kann auch durch mehrere Apparate erfolgen.
    Ein Teilstrom (27) des abgeschiedenen Kondensats wird in den Speisewasserstrom über den W/D-Behälter (17) eingeführt. Der Rest des abgeschiedenen Kondensats wird in einem Kreislauf durch die Umlaufpumpe (13), den Zwischenverdampfer (10) und den Wasserabscheider (9) zirkuliert und verdampft, wobei der Zwischenverdampfer (10) im niedrigen Gastemperaturbereich des Dampferzeugers (15) angeordnet ist.
    Der ND-Sattdampf (11) strömt aus dem Wasserabscheider (9) in den Zwischenüberhitzer (12) und wird auf eine Zwischenüberhitzungstemperatur überhitzt, welche praktisch unterhalb der kritischen Wasserdampftemperatur von 374.12°C liegt. Der überhitzte ND-Dampf expandiert durch die ND-Dampfturbine (2) auf den Abdampfdruck in den Kondensator (3).
    Die Überhitzung des ND-Sattdampfes (11) im Zwischenüberhitzer (12) erfolgt durch einen Heizwasserstrom als Teilstrom (24) aus dem HD-Speisewasser. Der kältere Heizwasserstrom aus dem Zwischenüberhitzer (12) wird durch eine Zirkulationspumpe (14) zirkuliert, mit dem vorgewärmten Speisewasser beigemischt und durch die Heizfläche (23) (von einer Temperatur Tz1 auf Tz2 in Fig. 1b und 1c) geheizt. Der heisse Heizwasserstrom (24) wird an die entsprechende Stelle aus dem Speisewasser angezapft und durch den Überhitzer zirkuliert.
  • Eine Ausgleichsleitung (18) verbindet die beiden Dampfräume des Wasserabscheiders (9) und des W/D-Behälters (17) und führt zum Ausgleich des Dampfdrucks der beiden Dampfräume.
    Das Niveau im Wasserdampfbehälter (17) kann durch die ND-Speisewasserpumpe (5) geregelt werden.
  • Zur Kühlung der GT-Kühlluft wird ein Bypass-Wasserstrom (25) aus dem HD-Speisewasser angezapft und durch den GT-Luftkühler (31) geführt.
    In der vorliegenden Erfindung erfolgt die Kühlung der GT-Kühlluft bei einem überkritischen Kühlwasserdruck. Dieser ist ein Vorteil für den Betrieb des GT-Luftkühler, da die Verdampfungsphase und die Instabilität der Wasserstromverteilung in den einzelnen Luftkühlerrohren unterdrückt werden. Der im GT-Luftkühler geheizte Bypass-Wasserstrom (von Tk1 zu Tk2 in Fig. 1b und 1c) wird an der entsprechenden Stelle dem Haupt-W/D-Strom beigemischt und im Endüberhitzerteil weiter überhitzt.
  • Bei einer Gasturbine mit sequentieller bzw. zweistufiger Verbrennung werden luftseitig HD- und ND-Luftkühler parallel geschaltet. Der HD-Kühlwasserstrom (25) kühlt die GT-Kühlluft der beiden HD- und ND-Luftkühler parallel.
  • Fig. 1c zeigt das Temperatur-Energie-Diagramm für den Energietransfer zwischen Gas und Wasserdampf im HRSG der neuen Kombi-Anlage in Fig. 1a. Das Diagramm zeigt die Kondensatvorwärmung durch die Dampfanzapfung im Mischvorwärmer-Entgaser von a zu b. Von b zu c erfolgt die Kondensataufwärmung und die Gasabkühlung durch die Heizfläche (16) im HRSG. Von c zu f erfolgt die Verdampfung des abgeschiedenen Kondensats durch den Zwischenverdampfer (10). Von f zu Tz1 erfolgt die Heizung des HD-Speisewassers durch die Gasabkühlung im HRSG.
  • Die Darstellung in Fig. 1a ist nur ein Ausführungsbeispiel der Erfindung; andere Ausführungsbeispiele sind wie folgt möglich:
    • Gemäss Fig. 2a wird die HD-Speisewasserpumpe (22) direkt nach dem Speisewasserbehälter (6) anstelle der Kondensatpumpe (5) angeordnet und es wird auf den W/D-Behälter (17) verzichtet. In diesem Fall erfolgt die Zufuhr des Kondensatteilstroms (27) in den Hauptspeisewasserstrom durch eine separate Neben-HD-Pumpe (22b).
      Der ND-Nassdampf (8) strömt aus der Dampfturbine (1) in mindestens einen Wasserabscheider (9), wodurch die Dampfnässe reduziert wird. Der Wasserabscheider (9) kann in Form eines horizontalen oder vertikalen Wasserbehälters oder in Form eines Abscheiderapparats, "moisture separator", eingesetzt werden.
      Gemäss Fig. 2b erfolgt das Zuführen des Kondensatteilstroms (27) in den Hauptspeisewasserstrom durch eine Rückwärtsführung in den Speisewasserbehälter (6). Vor der Rückführung in den Speisewasserbehälter kann der Kondensatteilstrom (27) durch den Kondensatstrom (28) und einem Unterkühler gekühlt werden.
      Gemäss Fig. 2a und Fig. 2b erfolgt die Dampfexpansion durch die ND-Dampfturbine (2) in zwei Dampfturbinenteilen (2a und 2b). Zwischen den beiden DT-Teilen wird die Dampfnässe des ND-Dampfes durch einen Wasserabscheider (37) reduziert, so dass der Turbinenabdampf am Kondensatoreintritt ca. 90% Dampfgehalt aufweist. Dadurch verbessert sich der thermische Wirkungsgrad um Δηth ca. 0.3%.
      Gemäss Fig. 2b wird der Kondensatstrom (28) durch eine Heizfläche (36) im Dampferzeuger vorgewärmt.
    • Anstelle der Zuführung eines Kondensatteilstroms (27) in den Hauptspeisewasserstrom gemäss Fig. 2b, wird ein Speisewasservorwärmer für einen Wassertemperaturbereich oberhalb der Kondensattemperatur des Wasserabscheiders (9) eingeschaltet, wobei die Vorwärmung des Speisewassers durch eine Dampfanzapfung aus der HD-Dampfturbine (1) erfolgt.
    • In einer weiteren Ausführung kann die Vorwärmung des aus dem Kondensator strömenden Kondensats (28) durch einen Oberflächen-Vorwärmerapparat und eine Dampfanzapfung aus der ND-Turbine erfolgen. Der Speisewasserbehälter (6) mit dem Mischvorwärmer/Entgaser (7) wird den Wasserdampfbehälter (17) ersetzen. Die HD-Speisewasserpumpe wird nach dem Speisewasserbehälter (6) angeordnet.
    • Die Überhitzung des ND-Sattdampfes (11) im Zwischenüberhitzer (12) erfolgt durch einen Heizwasserkreislauf mit einer Zirkulationspumpe (14). Die Heizung des Heizwasserstroms (24) erfolgt durch eine separate Heizfläche im Dampferzeuger, welche parallel oder in Serie zur Speisewasserheizfläche (23) geschaltet wird.
    • Der durch die Dampfturbine (1) auf einen Zustand im Nassdampfgebiet expandierte Dampf wird durch einen kombinierten Apparat überhitzt, wobei dieser aus mindestens einstufigem Wasserabscheider und einem Zwischenüberhitzer besteht.
    • In einer Kombi-Anlage können eine, zwei oder mehrere Gasturbinengruppen mit einem Dampferzeuger und einer Dampfturbinengruppe ausgeführt werden.
    VORTEILE DER ERFINDUNG
  • Die erfindungsgemässe W/D-Schaltung in Kombi-Anlagen zeichnet sich durch folgende Vorteile und charakteristische Eigenschaften aus:
    • Durch die aufgeführten Massnahmen in der vorliegenden Erfindung kann der Abdampfverlust im Kondensator von ca. 58% auf unter 55.5% der Kesselwärmeleistung reduziert werden. Nach der Berücksichtigung der Leistungszunahme der Speisewasserpumpe durch den überkritischen Frischdampfdruck werden die folgenden Verbesserungen des thermischen Anlagewirkungsgrads erreicht, wobei der Vergleich bezüglich üblichen Kombianlagen mit gleicher Gasturbinengruppe, gleicher Abgas- und Frischdampftemperatur, einer Dampfzwischenüberhitzung und verschiedenen (zwei und drei) Dampfdruck-Kreisläufen erfolgte:
      1. a) Die Verbesserung des thermischen Wirkungsgrads Δηth ist über 1.3% bezüglich Anlagen mit Zweidruck-W/D-Kreisläufen; die Anlageleistung steigt um ca. 2.2%.
      2. b) Die Verbesserung des thermischen Wirkungsgrads Δηth ist über 1.0% bezüglich Anlagen mit Dreidruck-W/D-Kreisläufen (Fig. 3a); Der thermische Wirkungsgrad ηth einer Kombi-Anlage steigt von zum Beispiel 59% auf über 60%; die Anlageleistung steigt um ca. 1.8%.
      3. c) Eine Verbesserung des thermischen Wirkungsgrades bezüglich des Kreislaufs b) wird um ca. 0.3% erreicht, wenn die Expansion durch die ND-Dampfturbine (2) in zwei Stufen erfolgt und zwischen den beiden Expansionsstufen die Dampfnässe des ND-Dampfes durch eine Wasserabscheidung reduziert wird.
    • Vorteile bezüglich der Umwelt:
      • Im Falle der gleichen zugeführten Wärmeleistung bzw. der gleichen Brennstoffzufuhr wird ein Gewinn der elektrischen Leistung von 1.6% bis 2.1 % und eine Reduktion der schädlichen Wärmeleistung an die Umgebung von 2.6% bis 3.4% erzielt.
        Im Falle der gleichen elektrischen Anlageleistung wird sowohl eine Reduktion der schädlichen Wärmeleistung von 2.6% bis 3.4% als auch eine Reduktion der Kohlendioxidabgabe von 1.6% bis 2.1 % an die Umgebung erzielt.
    • Wegen des überkritischen Dampfdrucks und der fehlenden Verdampfungsphase im W/D-Kreislauf wird keine Durchflussinstabilität in den Heizflächenrohren des Dampferzeugers (15) und des GT-Luftkühlers (31) auftreten.
    • Für eine Reduktion des dampfseitigen Druckverlustes kann der ND-Zwischenüberhitzer (12) als ein Apparat ausgeführt, in der Nähe der Dampfturbine angeordnet und durch eine Zirkulation eines Teilstroms (24) vom HD-Speisewasser beheizt werden.
    • Das Temperaturdifferenzproblem (pinch point) wird beseitigt, da beim überkritischen Dampfdruck die Verdampfungsphase im Speisewasser ausfällt.
    • Einfache Verteilung der Heizflächen im Dampferzeuger durch besseren Temperaturverlauf von Wasserdampf bezüglich des Gastemperaturverlaufs (Fig. 1c).
    • Verwendung von nur einem Einzeldampfdruck-Kreislauf "single-pressure cycle": diese ermöglicht die Nutzung der Gaswärme durch einen HD-W/D-Kreislauf ohne den Einsatz eines ND-W/D-Kreislaufs. Die Anwendung des Einzel-Kreislaufs reduziert den Abdampfstrom bzw. die Abdampfverluste Qabd. Das Verhältnis der Abdampfverluste (Qabd) zum zugeführten Wärmestrom wird kleiner. Das führt zu einem besseren thermischen Wirkungsgrad der Anlage: ηth = 1 - Qabg + Qabd / Qzu .
      Figure imgb0001
    BEZUGSZEICHENLISTE
    • 1
    HD-Dampfturbine, bzw. HD/MD-Dampfturbine
    2
    ND-Dampfturbine
    3
    Kondensator
    4
    Kondensatpumpe
    5
    ND-Speisewasserpumpe
    6
    Speisewasserbehälter SPWB
    7
    Mischvorwärmer-Entgaser
    8
    Nassdampf am Austritt der HD/MD-Dampfturbine
    9
    Wasserabscheider "moisture separator"
    10
    Zwischenverdampfer
    11
    ND-Dampfstrom
    12
    Zwischenüberhitzer, Wärmetauscherapparat
    13
    Umlaufpumpe des Kondensats aus dem Wasserabscheider
    14
    Zirkulationspumpe des Heizwassers für die Zwischenüberhitzung
    15
    Dampferzeuger (HRSG), Abhitzedampferzeuger oder Abhitzekessel
    16
    ND-Heizfläche
    17
    Wasserdampfbehälter, W/D-Behälter
    18
    Druckausgleichsleitung
    19
    Wasserdampf aus dem Zwischenverdampfer
    20
    Luftkompressor
    21
    Gasturbine
    22
    HD-Speisewasserpumpe, 22b Neben-HD-Pumpe
    23
    Heizfläche zur Dampferzeugung mit überkritischem W/D-Druck
    24
    Heizwasserstrom für die Zwischenüberhitzung
    25
    Bypass-Wasserstrom zur Kühlung der GT-Kühlluft
    26
    Kondensatstrom aus dem Wasserabscheider (9)
    27
    Kondensatteilstrom aus dem Wasserabscheider (9) ins Speisewasser zugeführt
    28
    Hauptkondensat aus dem Kondensator
    29
    Anzapfdampf aus der ND-DT
    30
    GT-Kühlluft
    31
    GT-Kühlluftkühler
    32
    GT-Generator
    33
    DT-Generator
    34
    Abgase nach dem HRSG
    35
    Frischdampfstrom
    36
    Heizfläche zur Aufwärmung des Hauptkondensats
    37
    Wasserabscheider
    38
    Kondensatstrom aus dem Wasserabscheider (37)
    39
    Dampfüberhitzer
    60
    Gasturbinengruppe: Kompressor, Brennkammer, Gasturbine, Generator und GT-Kühlluftkühler
    61
    Dampfturbinengruppe: HD/MD-Dampfturbine, ND-Dampfturbine und Generator
    62
    Wasser/Dampf-Kreislauf: Kondensator, Kondensatpumpen, SPWB/Entgaser, Speisewasserpumpe und Dampferzeuger (HRSG)
    63
    Zwischenüberhitzungskreislauf. Wasserabscheider, Zwischenverdampfer, Zwischenüberhitzer und Zirkulationspumpen
    GT
    Gasturbine
    DT
    Dampfturbine
    DTA
    Dampfturbinenanlage
    GDTA
    Gas- und Dampfturbinenanlage bzw. Kombi-Anlage
    ND
    Niederdruck
    MD
    Mitteldruck
    HD
    Hochdruck
    MD-KL
    Mitteldruckkreislauf
    W/D
    Wasser-Dampf
    SPWB
    Speisewasserbehälter
    HRSG
    "Heat Recovery Steam Generator", Abhitzedampferzeuger
    TFD, pFD
    Frischdampftemperatur, Frischdampfdruck
    Zverd
    Zwischenverdampfer
    Zue
    Zwischenüberhitzer
    Tamb
    Ambientstemperatur, Umgebungstemperatur
    TTabg
    Turbinenabgastemperatur
    TG
    Gastemperaturverlauf im HRSG
    Tabg
    Abgastemperatur am Austritt von HRSG beim Atmosphärendruck p0
    TKL
    Verlauf der Kühllufttemperatur im GT-Luftkühler
    Tspw
    Speisewassertemperatur
    Tkond
    Kondensatortemperatur
    Tkr
    Kritische Wasserdampftemperatur Tkr=374.12 °C
    pkr
    Kritischer Wasserdampfdruck pkr=221.2 bar
    Qzu
    Zugeführter Wärmestrom in GT
    Qabg
    Abgaswärmestrom aus HRSG an Umgebung
    Qabd
    Abdampfwärmestrom im Kondensator an Umgebung
    QDE
    Dampferzeugerwärmestrom
    Qab
    Abgeführter Wärmestrom = Summe Wärmestromverluste
    ηth
    Thermischer Wirkungsgrad
    ηth net
    Thermischer Wirkungsgrad netto

Claims (9)

  1. Eine Gas- und Dampfturbinenanlage (GDTA) im Wesentlichen bestehend aus mindestens einer Gasturbinengruppe (60), mindestens einer Dampfturbinengruppe (61) und mindestens einem Wasser/Dampf-Kreislauf (62) mit einem nach der Gasturbine gasseitig geschalteten Dampferzeuger, mit mindestens einem Wasserabscheider und mit mindestens einem Zwischenüberhitzer ist dadurch gekennzeichnet, dass der Frischdampfstrom (35) am Austritt des Dampfüberhitzers (39) einen Druck oberhalb des kritischen Wasserdampfdrucks von 221.2 bar aufweist und durch mindestens eine HD-Dampfturbine (1) auf einen Wasserdampfzustand im Nassdampfgebiet unterhalb der Wasserdampfgrenzlinie expandiert wird, die Nässe des expandierten Dampfes durch mindestens einen Wasserabscheider (9) reduziert wird, der ND-Dampf (11) durch mindestens einen Zwischenüberhitzer (12) überhitzt und durch mindestens eine ND-Dampfturbine (2) expandiert wird.
  2. Eine Gas- und Dampfturbinenanlage nach Anspruch 1 ist dadurch gekennzeichnet, dass der durch die HD-Dampfturbine (1) auf einen Wasserdampfzustand im Nassdampfgebiet expandierte Dampf durch mindestens einen Wasserabscheider (9) strömt, mindestens ein Teilstrom des im Wasserabscheider abgeschiedenen Kondensatstroms (26) durch einen ND-Zwischenverdampfer (10) verdampft und der ND-Dampfstrom (11) aus dem Wasserabscheider durch den ND-Zwischenüberhitzer (12) überhitzt und durch mindestens eine ND-Dampfturbine (2) expandiert wird.
  3. Eine Gas- und Dampfturbinenanlage nach Anspruch 1 oder 2 ist dadurch gekennzeichnet, dass der durch die HD-Dampfturbine (1) auf einen Wasserdampfzustand im Nassdampfgebiet expandierte Dampf durch mindestens einen Wasserabscheider (9) strömt und mindestens ein Teilstrom (27) des durch den Wasserabscheider abgeschiedenen Kondensatstroms (26) dem Speisewasserstrom zugefügt wird.
  4. Eine Gas- und Dampfturbinenanlage nach Anspruch 1 oder 2 ist dadurch gekennzeichnet, dass ein Speisewasservorwärmer für einen Wassertemperaturbereich oberhalb der Kondensattemperatur des Wasserabscheiders eingeschaltet wird, wobei die Vorwärmung des Speisewassers durch eine Dampfanzapfung aus der HD-Dampfturbine (1) erfolgt.
  5. Eine Gas- und Dampfturbinenanlage nach Anspruch 1, 2, 3 oder 4 ist dadurch gekennzeichnet, dass die Expansion des ND-Dampfstroms durch die ND-Dampfturbine (2) in zwei Stufen erfolgt und zwischen den beiden Expansionsstufen (2a, 2b) die Dampfnässe des ND-Dampfes durch mindestens einen Wasserabscheider (37) reduziert wird.
  6. Eine Gas- und Dampfturbinenanlage nach Anspruch 1 bis 5, ist dadurch gekennzeichnet, dass die Zwischenüberhitzung des ND-Dampfstroms (11) in mindestens einem Wärmetauscherapparat (12) erfolgt und der ND-Dampfstrom durch eine Zirkulation und Abkühlung eines HD-Heizwasserstroms (24) überhitzt wird, wobei der Heizwasserstrom aus dem HD-Speisewasserstrom angezapft und im Zwischenüberhitzer (12) durch die Zirkulationspumpe (14) zirkuliert wird.
  7. Eine Gas- und Dampfturbinenanlage nach Anspruch 1 bis 5, ist dadurch gekennzeichnet, dass die Zwischenüberhitzung des ND-Dampfstroms (11) in mindestens einem Wärmetauscherapparat (12) erfolgt und der ND-Dampfstrom durch eine Zirkulation und Abkühlung eines HD-Heizwasserstroms (24) überhitzt wird, wobei der Heizwasserstrom als separater HD-Heizwasserstrom durch eine separate Heizfläche im Dampferzeuger geheizt und im Zwischenüberhitzer (12) durch die Zirkulationspumpe (14) zirkuliert wird.
  8. Eine Gas- und Dampfturbinenanlage nach Anspruch 2, 6 oder 7 ist dadurch gekennzeichnet, dass
    für die Zwischenüberhitzung des ND-Dampfstroms (11) mindestens ein Wasserabscheider (12) mit dem Wärmetauscherapparat (12) kombiniert wird.
  9. Eine Gas- und Dampfturbinenanlage nach Anspruch 1 bis 8 ist dadurch gekennzeichnet, dass die Kühlung der GT-Kühlluft in mindestens einem GT-Luftkühler (31) und durch eine Dampferzeugung eines aus dem HD-Speisewasser angezapften Bypass-Stroms (25) erfolgt, wobei der Speisewasserdruck überkritisch ist.
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