EP2663755A1 - Gas/dampfturbinenanlage für solare anbindung - Google Patents

Gas/dampfturbinenanlage für solare anbindung

Info

Publication number
EP2663755A1
EP2663755A1 EP11802082.5A EP11802082A EP2663755A1 EP 2663755 A1 EP2663755 A1 EP 2663755A1 EP 11802082 A EP11802082 A EP 11802082A EP 2663755 A1 EP2663755 A1 EP 2663755A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
turbine plant
heat exchanger
steam turbine
gas
steam
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Withdrawn
Application number
EP11802082.5A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Martin Hadlauer
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.)
Individual
Original Assignee
Individual
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 Individual filed Critical Individual
Priority to EP11802082.5A priority Critical patent/EP2663755A1/de
Publication of EP2663755A1 publication Critical patent/EP2663755A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C6/00—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas- turbine plants for special use
    • F02C6/18—Plural gas-turbine plants; Combinations of gas-turbine plants with other apparatus; Adaptations of gas- turbine plants for special use using the waste heat of gas-turbine plants outside the plants themselves, e.g. gas-turbine power heat plants
    • 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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F02—COMBUSTION ENGINES; HOT-GAS OR COMBUSTION-PRODUCT ENGINE PLANTS
    • F02C—GAS-TURBINE PLANTS; AIR INTAKES FOR JET-PROPULSION PLANTS; CONTROLLING FUEL SUPPLY IN AIR-BREATHING JET-PROPULSION PLANTS
    • F02C1/00—Gas-turbine plants characterised by the use of hot gases or unheated pressurised gases, as the working fluid
    • F02C1/04—Gas-turbine plants characterised by the use of hot gases or unheated pressurised gases, as the working fluid the working fluid being heated indirectly
    • F02C1/05—Gas-turbine plants characterised by the use of hot gases or unheated pressurised gases, as the working fluid the working fluid being heated indirectly characterised by the type or source of heat, e.g. using nuclear or solar energy
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03G—SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS; MECHANICAL-POWER PRODUCING DEVICES OR MECHANISMS, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR OR USING ENERGY SOURCES NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03G6/00—Devices for producing mechanical power from solar energy
    • F03G6/003—Devices for producing mechanical power from solar energy having a Rankine cycle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F22—STEAM GENERATION
    • F22B—METHODS OF STEAM GENERATION; STEAM BOILERS
    • F22B1/00—Methods of steam generation characterised by form of heating method
    • F22B1/006—Methods of steam generation characterised by form of heating method using solar heat
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E10/00—Energy generation through renewable energy sources
    • Y02E10/40—Solar thermal energy, e.g. solar towers
    • Y02E10/46—Conversion of thermal power into mechanical power, e.g. Rankine, Stirling or solar thermal engines
    • Y—GENERAL TAGGING OF NEW TECHNOLOGICAL DEVELOPMENTS; GENERAL TAGGING OF CROSS-SECTIONAL TECHNOLOGIES SPANNING OVER SEVERAL SECTIONS OF THE IPC; TECHNICAL SUBJECTS COVERED BY FORMER USPC CROSS-REFERENCE ART COLLECTIONS [XRACs] AND DIGESTS
    • Y02—TECHNOLOGIES OR APPLICATIONS FOR MITIGATION OR ADAPTATION AGAINST CLIMATE CHANGE
    • Y02E—REDUCTION OF GREENHOUSE GAS [GHG] EMISSIONS, RELATED TO ENERGY GENERATION, TRANSMISSION OR DISTRIBUTION
    • Y02E50/00—Technologies for the production of fuel of non-fossil origin
    • Y02E50/10—Biofuels, e.g. bio-diesel

Definitions

  • the present invention relates to a gas turbine plant, in particular a coupled gas / steam turbine plant.
  • An object of the invention may be to provide a gas turbine plant, in particular a coupled gas / steam turbine plant, which allows improved control.
  • a goal of specific embodiments of the invention may be, on the one hand, a coupled combined cycle gas turbine plant
  • a gas turbine plant has a first heat exchanger, which can be coupled into a secondary flow of an expansion stage, in particular a main turbine stage, and a second heat exchanger, wherein the first heat exchanger is connected to the second heat exchanger
  • Heat exchanger is connected in series in the secondary flow and so is set up that it performs a steam overheating and wherein the second heat exchanger is arranged such that by means of it evaporation and / or preheating, in particular a fluid, is feasible.
  • the second heat exchanger may be configured such that it is flowed through by a condensate on the secondary side.
  • this condensate may be introduced into an evaporation tank of a steam turbine plant, which together with the gas turbine plant can form a coupled gas / steam turbine plant.
  • the heat exchangers can also be used as
  • Gas / steam turbine plant created which has a gas turbine plant according to an exemplary aspect and a steam turbine plant.
  • the steam turbine plant may be energetically coupled to the gas turbine plant by means of the first and the second heat exchanger.
  • this may also constitute a coupling between the gas turbine plant and the steam turbine plant.
  • all parts or elements of the combined cycle gas turbine plant that serve to generate, pass or utilize gas or flue gas may be considered part of a gas turbine cycle.
  • all parts or elements which serve the production, forwarding or use of steam can be attributed to a steam cycle of the steam turbine plant, which together with the Gasurbinenanlange the
  • a connection or coupling of the two circuits may be performed by heat exchangers, which are thus associated with both the gas turbine cycle and the steam turbine cycle.
  • heat exchangers which are thus associated with both the gas turbine cycle and the steam turbine cycle.
  • Notification is to include not only water vapor, but any gaseous form of a liquid at ambient temperature fluid.
  • This secondary turbine may be coupled to an output of the first heat exchanger such that it can be operated with the superheated steam by means of the first heat exchanger.
  • the output may be an output of the secondary side of the first heat exchanger.
  • the further expansion stage superheated steam of the first heat exchanger may be supplied.
  • the superheated steam of the first heat exchanger exclusively on the further expansion stage, for.
  • Gas turbine plant to a third heat exchanger which is adapted such that it can be coupled into the main flow of the expansion stage and is further adapted such that it also performs a steam overheating.
  • the third one may
  • the third heat exchanger may thus be set up in such a way that by means of it alternatively or in addition to the further expansion stage or the secondary turbine superheated steam or hot steam is supplied.
  • Gas turbine plant on a burner which is upstream of the expansion stage.
  • flue gas may be generated, which can be supplied to the expansion stage.
  • the air flow before entering the burner may in this case be preheated via a heat exchanger, which is flowed through by the primary flow of the gas turbine plant on the primary side.
  • Gas turbine plant further comprises a combustion device, which is connected in the main stream after the expansion stage, wherein the combustion device is arranged such that flue gas of the combustion device on the primary side through a heat exchanger for heating compressed air can be conducted .
  • the heat exchanger for air heating is now with the flue gas stream from this
  • the second heat exchanger is designed for preheating condensate, which is then brought into a container for flash evaporation.
  • the third is
  • Heat exchanger configured for preheating of condensate, which is then placed in a container for flash evaporation.
  • the third is
  • the coupled gas / steam turbine plant may be set up such that the preheated condensate is brought to flash evaporation in a tank.
  • the third heat exchanger and / or the first heat exchanger are configured such that superheated steam can be supplied by means of this or this further expansion stage of the steam turbine plant.
  • the second heat exchanger and / or the third heat exchanger are configured for condensate preheating and the first heat exchanger for steam superheating.
  • the steam turbine plant has a
  • Solar collector which is set up so that by means of it heat for evaporation or preheating in a working fluid circuit of the steam turbine plant can be introduced.
  • a plurality of solar collectors may be provided.
  • the coupled According to an exemplary embodiment of the coupled
  • the solar collector is set up for the preheating of condensate.
  • some or all of the solar collectors may be designed for the preheating of condensate.
  • the condensate may be stored in a container or collecting container or be introduced into the container for flash evaporation.
  • the steam turbine plant further comprises a distributor and a circulation pump, wherein the
  • the distribution device may comprise or be a valve or a valve system.
  • the circulation pump may be connected in a condensate circuit, which serves to distribute the condensate.
  • the steam turbine plant further comprises a further distribution device and a container, wherein the
  • the second heat exchanger is set up such that it is switched off when the solar collector is switched on and / or bypassed via a bypass.
  • a control which is set up such that the secondary side of the second heat exchanger is not flowed through by a working fluid. This may be done, for example, by controlling valves and / or pumps / compressors which move the working fluid through the working fluid circuit.
  • the steam turbine plant or the steam turbine cycle has a main expansion stage or main turbine, which to the secondary side of the first and / or third
  • Heat exchanger is coupled.
  • the steam turbine plant or the steam turbine cycle has a secondary expansion stage or secondary turbine.
  • the secondary expansion stage and the secondary turbine have a secondary expansion stage or secondary turbine.
  • the steam turbine plant has a
  • the coupled gas / steam turbine plant may be arranged such that the fuel is subsequently introduced into a combustion device of the
  • Gas turbine plant can be introduced.
  • the above object may be achieved by providing a gas turbine plant, in particular a coupled gas / steam turbine plant, in which the air flow after exiting the first or even single (depending on
  • Gas turbine plant is divided into a main and a secondary flow. According to this exemplary aspect, two are in the side stream
  • Heat exchanger which can be designed depending on the system configuration as a direct evaporator, condensation heater or steam superheater, switched. According to this exemplary aspect is also in operation without
  • the secondary flow may optionally be introduced via a bypass into the flue gas stream after exiting the heat exchanger for air heating.
  • the now "dilute" flue gas is then passed through an end expansion stage of the gas turbine plant
  • the two mass flows can optionally be merged, which may be advantageous if another heat exchanger is provided for cogeneration for a heating network of the
  • the heat extraction according to the invention for the steam turbine process can be advantageously used for two types of plant, - a single-stage
  • Gas turbine plant with downstream combustion device or burner with air heater and a two-stage gas turbine plant with interposed combustion device or burner with
  • Heat exchanger designs in the main and secondary flow may now provide the opportunity to design these systems for high, medium or low solar support.
  • Solar load fluctuations can be compensated over a wide range and also in the base load (no solar heating), a good efficiency can be achieved, although preferably inferior fuels with
  • Ash production (biomass, coal) should be used.
  • Incinerator be enabled. Such an exemplary gas turbine plant may allow the daytime
  • Temperatures refer to systems with a given turbine inlet temperature of 900 ° C and a
  • FIG. 1 shows a single-stage gas turbine plant for the combustion of biomass with a compressor unit, an expansion stage in the air flow, a downstream combustion device and a heat exchanger for air heating. Coupled is a steam circuit with a
  • Fig. 2 is a schematic representation of the same type of investment as in Fig l with the modification that the steam generation is not directly in
  • Heat exchanger takes place, but via a flash evaporation in the steam tank.
  • Fig. 3 is a schematic representation of the system of Fig. 2, extended by advantageous connection possibilities for feeding heat networks.
  • Fig. 4 is a schematic representation of the plant of Fig. 2, extends a second steam turbine set. The plant falls into the category: • single-stage gas turbine;
  • FIG. 5 is a schematic representation of the system of Fig. 4, extended by advantageous connection possibilities for feeding heat networks.
  • Fig. 6 is a schematic representation of a system which, in contrast to the system shown in Fig. 4 in the main stream provides a heat exchanger, which is no longer for the evaporation of preheated
  • Condensate is designed, but is designed as a steam superheater.
  • the plant falls into the category:
  • Fig. 7 is a schematic representation of the system of Fig. 6, extended by advantageous connection possibilities for feeding heat networks.
  • 8 shows a two-stage gas turbine plant for combustion of biomass with a two-stage compressor unit, a main expansion stage in the air flow and an end expansion stage in the flue gas flow, one connected between the two expansion stages
  • Incinerator and a heat exchanger for air heating Coupled is a steam cycle with two steam turbine sets and.
  • the plant falls into the category:
  • FIG. 9 is a schematic representation of the system of Fig. 8, extended by advantageous connection possibilities for feeding heat networks.
  • Fig. 10 is a schematic representation of a system which, in contrast to the system shown in Fig. 8 in the main stream provides a heat exchanger, which is no longer designed for steam superheating, but is designed as a condensate heater for the evaporation process.
  • the plant falls into the category:
  • Fig. 11 is a schematic representation of the system of Fig. 10, extended by advantageous connection possibilities for feeding heat networks
  • Fig. 12 shows how short-term load fluctuations from the solar circuit via a small buffer memory can be compensated to the extent that the incinerator has time to suddenly changed conditions to regulate the correct power, or as short times (10 - 15 minutes in case of sudden cloud cover) without Solar energy can be bridged without the load situation at the
  • FIG. 1 shows a single-stage gas turbine plant for the combustion of biomass 38 with a compressor unit 1, an expansion stage 4 in the air flow, a downstream combustion device 3 and a heat exchanger 13 for air heating. Coupled is a steam cycle with a steam turbine set 15, a device for steam condensation 16, thermal solar collectors 17 and a container for
  • Vacuum evaporation 18 The air flow after exiting the
  • Expansion stage 4 is branched into two sub-streams.
  • the distribution of the mass flows between main and secondary flow takes place, for example, approximately in the ratio of 70% to 30%.
  • a heat exchanger 7 for condensate evaporation is arranged in the main flow, and two heat exchangers 8 and 9 connected in series flow for steam superheating (8) up to the turbine inlet temperature or the condensate heating (9) up to the evaporation temperature.
  • the steam turbine is always operated at a constant and thus optimal load.
  • Heat exchangers 7, 17 Cold exchangers 7, 17 (Collectors are used as heat exchangers
  • the heat removal via the heat exchanger 7 may, for. B. be controlled via a bypass connection of the main stream (not shown here).
  • a Kondensatrochrikpumpe 20 and a Kondensatumskylzpumpe 19 can solar energy independent, purely to the predetermined
  • Process parameters such as steam quantity, condensation and
  • the circulation pump 21 for the collectors can also be operated at a constant flow rate.
  • the collectors reach at a given return temperature of 185 ° C in the
  • Top performance for example, a flow temperature of 200 ° C, - at 2/3 of the peak load 195 ° C.
  • the pressure drops to the vapor pressure of 185 ° C ( ⁇ 10 bar) and saturated vapor separates quantitatively in proportion to the temperature drop.
  • Incinerator 3 increases less with less heating at mass and thus can be further cooled in the heat exchanger 13. The exhaust gas temperature drops and thus the efficiency of the
  • Heat exchanger 8 and 9 are not in the flue gas stream but in pure air flow can be a cooling to near the
  • Heat capacity of the steam to be overheated is about half as high as the heat capacity of the condensate is through the series-connected heat exchanger 8 and 9 given an ideal temperature spread, so that the air in the bypass flow at a condensate return temperature of 50 ° C can be cooled to 100 ° C.
  • the two pumps 19 and 20 ideally provide the same
  • Condensate and basically it is possible to provide a single pump that directs the condensate directly into the heat exchanger 9, without a connection to the steam tank 18 is.
  • a further combustion device 32 is preferably provided for combustion of high-quality fuels without ash formation in front of the expansion stage 4. This also applies to all the further plants from FIGS.
  • Fig. 2 shows a schematic representation of the same investment type as in Fig. L with the modification that the steam generation does not take place directly in the heat exchanger 7, but via a flash evaporation in the steam tank 18.
  • Condensate is heated slightly (5 -15 °) above the saturated steam temperature in the steam tank 18. In order to obtain no evaporation in the heat exchanger 7 and in the collectors, the heated condensate via a throttle, which builds up a corresponding back pressure in the
  • Fig. 3 shows a schematic representation of the system of Fig. 2, extended by advantageous connection possibilities for feeding heat networks.
  • the flue gas stream after exiting the air heater 13 still has a temperature of about 200 ° C. This can still be cooled to 100 ° C without condensation occurs.
  • a heat exchanger 27 can be provided for heat input into a heating network, - an additional heating of the system is not necessary. Another common option is to use the heat from the
  • Heat extraction at back pressure (vapor pressure at 75 -100 °) are to be provided.
  • the expanded steam is passed through a heat exchanger 28, is traversed by heating medium, recondensed.
  • By decoupling at back pressure the electrical power of the system decreases.
  • Another interesting option is to use the
  • Circulation pump 21 and heat exchanger 7 are already anyway
  • the heating power in the combustion device 3 must be increased accordingly. Another possibility is to decouple heat directly from the solar circuit.
  • the solar heat is through a separate circulation circuit with its own pump 26 via the
  • Heat exchanger 26 is fed into the heating circuit.
  • the solar circuit can be completely switched off from the evaporation process of the system.
  • the temperature in the solar circuit may be below the process temperature for evaporation (185 ° C) and adjusted to the return temperature of the heating medium.
  • Fig. 4 shows a schematic representation of the plant of Fig. 2, extended by a second steam turbine set. This facility can now be designed according to that in the base load only the small steam turbine 14 is in operation.
  • the steam turbine process is heated via the heat extractors 8 and 9 in the secondary flow.
  • Heat exchanger 8 is designed for overheating of the steam.
  • Heat exchanger 9 takes over the heat content for the
  • Condensate heating and evaporation In contrast to the function in FIG. 2, not only is the condensate which returns via the high-pressure pump 20 forwarded, but additional condensate from the steam container 18 is admixed.
  • the condensate is heated slightly (5 -15 °) above the saturated steam temperature in the steam tank 18.
  • the heated condensate is returned via a throttle, which builds up a corresponding back pressure in the steam tank 18.
  • the large steam turbine 15 is put into operation, - the small steam turbine is ideally switched off, since the efficiency of this turbine is lower. Now there are two possibilities for the sizing of the steam turbine 15.
  • Heat exchanger 9 now assumes only the function of the condensation heating in the solar operation up to the evaporation temperature.
  • the performance of heat exchanger 8 increases approximately by the amount needed in the base load for the evaporative energy. Since the steam superheating takes place exclusively via this heat exchanger and the heat output of the two heat exchangers 8 and 9 is fixed in the secondary flow of the gas turbine plant, the sizing of the turbine 15 is also fixed. Due to the serial connection of the
  • Heat capacity of water The necessary heat for the evaporation can be distributed over the collectors 17 and / or the heat exchanger 7 are introduced in the main flow of the gas turbine.
  • Heat exchanger 7 to be inactive. In this sense, this plant falls under the category "medium solar support”.
  • Heat exchanger 9 is inactive in solar operation. The performance of
  • Heat exchanger 8 increases to the maximum extractable heat in the secondary flow. Since the steam overheating exclusively on the
  • Heat exchanger 8 takes place, the size of the turbine 15 is also set.
  • the necessary heat for the evaporation and also condensate heating can now be distributed over the collectors 17 and / or the heat exchanger 7 are introduced in the main stream of the gas turbine.
  • not enough heat can be extracted via the main flow to the steam turbine process to keep constant operation.
  • solar energy fluctuation of 35% to 100% can be compensated by the additional heating to obtain a constant steam turbine operation. In times without solar energy (base load) is thus
  • Saturated steam temperature ie a maximum of 200 ° C
  • the accountable for the collectors efficiency is slightly lower than the system with turbine design on reduced solar power.
  • Fig. 5 shows a schematic representation of the system of Fig. 4, extended by advantageous connection possibilities for feeding heat networks.
  • the flue gas stream after exiting the air heater 13 still has a temperature of about 200 ° C. This can still be cooled to 100 ° C without condensation occurs.
  • Secondary flow also has a temperature of about 200 ° C in the base load.
  • Heat extraction is an additional heating of the system is not necessary. Further heat extraction is possible via the heat exchangers 25, 26, and 28. Details about the investment behavior are in the
  • Condensate removed the circulating pump 21, provided.
  • Fig. 6 shows a schematic representation of a plant, the in
  • the small turbine 14 is
  • heat exchanger 9 is inactive (circulating pump 19 does not supply condensate).
  • the heat requirement for the condensation heating and evaporation is completely covered by the collector heat.
  • the condensate circulation pump 19 becomes active.
  • the steam supply to heat exchanger 8 is over the
  • Control device or distributor 39 reduced and heat exchanger 9 compensates for the reduced power from the collector circuit.
  • the reduced performance of heat exchanger 8 for steam overheating will now turn of heat exchanger 7 in the main stream, now more Steam is supplied, balanced. This can now go so far, until the heat exchanger 8 is inactive (lock the steam supply) and
  • Heat exchanger 9 takes the maximum heat from the secondary flow. In this way, solar load waste can be compensated up to 35%. Of course, the additional heat removal from the main stream requires additional heating in the downstream
  • the main flow is cooled to near the temperature of the saturated steam to take place.
  • the main current is cooled at about 350 ° C at solar peak load, - at 35% load drop of the solar collectors up to 200 ° C.
  • This is to be considered exactly in the sizing of the steam turbine 15 and the power design of the collectors 17.
  • the system delivers about 4.5 to 5 times the power (large steam turbine 15 is active) compared to the base load in which the small steam turbine 14 is active.
  • a system with 1 MW EL power in the base load can collectors with a solar peak power of 10 to 11 MW
  • Fig. 7 shows a schematic representation of the system of Fig. 6, extended by advantageous connection possibilities for feeding heat networks.
  • the heat exchanger 7 After the heat extraction via the heat exchanger 7 is inactive in the base load as in the system in Fig. 5, exactly the same operating behavior as in Fig. 5 is given in this load case.
  • the arrangement of the heat exchanger 26, 27, 28, designed for the heat extraction in a heating network identical.
  • a heat exchanger 31 is switched directly into the main stream.
  • Fig. 8 shows a two-stage gas turbine plant for combustion of biomass 38 with a two-stage compressor unit 1 and 2, a main expansion stage 4 in the air flow and a final expansion stage 5 in the flue gas stream, one between the two expansion stages
  • Heat exchanger 13 for air heating Coupled is a steam cycle with two steam turbine sets 14 and 15.
  • the following gas turbine plant may use low grade, high ash forming fuels (e.g., humid wood) over one
  • Main turbine stages 4 downstream combustion device 3 are fired. For starting the system and for fine control of the turbine inlet temperature is an additional upstream
  • Combustion chamber 32 fueled with high quality fuels (oil, gas), provided.
  • high quality fuels oil, gas
  • the plant can be operated in almost any mixed state of high and low grade fuels.
  • the damp wood is placed in a charged container 12 for drying and preheating. After one
  • Compressor 2 initiated. Since it excretes steam during the washing process, a water reservoir 29 has water in the
  • the highly compressed air is now brought to high temperature in the heat exchanger 13 for air heating.
  • the gas stream (in the case of an inactive combustor 32, a pure air stream) after leaving the main turbine stage 4 is preferably branched into two partial streams.
  • the main stream is passed to the combustion device 3, -
  • the secondary stream is introduced to the cooled flue gas stream after exiting the heat exchanger or air heater 13.
  • the flue gas from the main burner 3 passes through the primary side of the Air heater 13 and further, after admixture of the secondary stream 6, the Endxpansionshave. 5
  • Heat exchanger 9 can be switched off completely at solar peak load. It is conceivable to provide a by-pass bypass for this purpose. The heat extraction from the main stream is always necessarily connected to an additional heating of the gas turbine plant. According to the same criteria as in the appendix to Fig. 7 this plant falls into the category "high solar support”.
  • Fig. 9 shows a schematic representation of the system of Fig. 8, extended by advantageous connection possibilities for feeding heat networks.
  • the heat extractors 31, 28 and 26 are made according to the same criteria as in the system in Fig. 7.
  • the heat extraction 27 as in the system of Fig. 7 falls away, otherwise the temperature in the final expansion stage 5 among the
  • FIG. 10 shows a schematic representation of a plant, the in
  • Evaporation process is designed.
  • the load is controlled via the three heat exchangers 7, 8, 9 according to the same scheme as in the system of FIG. 4. Due to the two load stages (large or small steam turbine active) this system also falls into the category "average solar Again, there is the possibility to design the plant for "reduced solar input” or “maximum solar input” as stated in the description of the plant in figure 4.
  • Figure 11 shows a schematic representation of the plant of figure 10, The heat decoupling 25, 26, 28 are made according to the same criteria as in the plant in Fig. 5.
  • Fig. 12 shows how short-term load fluctuations from the solar circuit can be compensated via a small buffer memory, so that the combustion device 3 suddenly changed
  • Conditions corresponding to time has to regulate the correct performance, or how short times (10 - 15 minutes in case of sudden cloud cover or changing cloud cover) can be bridged without solar energy, without the load situation at the main turbine 15 has to be changed.
  • This is achieved by providing a buffer 36 which is fed with high-energy condensate at times of high solar energy.
  • a small partial flow from the circulation of the collectors via the distribution device 33 and 37 is loaded from above into the memory 36.
  • the colder condensate from the lower region of the memory 36 is the distributor means 35 the
  • Condensate stream after the condensate pump 20 admixed In the case of solar failure, conversely, the buffer circuit is blocked via the distribution device 33, and the recirculation flow is fed into the buffer 36 from below via the distributor devices 34 and 35.
  • the distribution device 37 now opens the way for the upper
  • the memory 36 should be designed in about 10 to 15 m 3 volume. This memory can also be used for decoupling into a heat network.
  • This memory can also be used for decoupling into a heat network.
  • Temperatures in the tank (180 - 200 ° C) can be traversed at return temperatures of around 50 ° C up to 150 ° C.
  • Storage volume of assumed 10 m 3 has an energy reserve of at least 6000 MJ, - this corresponds to 1740 kWh.
  • Gas turbine Compressors are provided with screw compressors. Turbines are planned for the expansion stages. In the following simulation, a turbine inlet temperature of 900 ° C is used. The heat exchanger for air heating must be designed for a maximum temperature of 1150 ° C. The plant will
  • Gas turbine Compressors are provided with screw compressors. Turbines are planned for the expansion stages. In the following simulation, a turbine inlet temperature of 900 ° C is used. The heat exchanger for air heating must be designed for a maximum temperature of 1150 ° C. The plant will
  • Biomass combustion based on the dry mass an efficiency of over 35%.

Description

Gas/Dampfturbinenanlage für solare Anbindung
Gebiet der Erfindung
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Gasturbinenanlage, insbesondere eine gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage.
Hintergrund der Erfindung
In der WO 2010/081656, wird detailliert auf eine Anlage eingegangen, die interessant für die Anbindung von Solarkollektoren ist. Hierbei wird eine zweistufige Gastturbinenanlage mit einer Hauptturbinenstufe und einer Endexpansionsstufe beschrieben, in der hochkomprimierte Luft aus der Kompressoreinheit über einen Wärmetauscher, welcher primärseitig von Rauchgas aus der Verbrennungseinrichtung durchströmt wird, auf Turbineneintrittstemperatur erhitzt wird. Die Verbrennungseinrichtung und der Wärmetauscher zur Lufterhitzung sind im Gasstrom zwischen Hauptgasturbineneinheit und Endexpansionsstufe angeordnet. Die Verbrennungseinrichtung wird somit bei dieser Anlage im aufgeladenen Zustand betrieben. Das Nachschalten der Verbrennungseinrichtung hat insbesondere den Vorteil, dass aschehaltige biogene und/oder fossile Brennstoffe verheizt werden können, ohne dass die Beschaufelung der Hauptgasturbine geschädigt wird, da diese mit überhitzter Luft
durchströmt wird. Die Endexpansionsstufe wird sehr wohl mit
aschehaltigem Rauchgas durchströmt. Aufgrund der bereits relativ niedrigen Temperaturen kann die Beschaufelung der Endexpansionsstufe den schädigenden Einflüssen aber wesentlich besser standhalten. Ein wichtiges Merkmal des hier genannten Stands der Technik ist die
Kombination des speziellen zweistufigen Gasturbinenprozesses mit einem zusätzlich über Solarenergie betriebenen Dampfturbinenprozess. Im Detail handelt es sich um eine Wärmeauskopplung aus dem aufgeladenen Luftstrom der Gasturbine zur Überhitzung von Wasserdampf. Die restliche Beheizung des Dampfkreises (Kondensatvorwärmung und Verdampfung) erfolgt über die Solarkollektoren. Besonders vorteilhaft für die Wärmeauskopplung zur Dampfüberhitzung zeigt sich hierbei die zweistufige Turbinenanordnung mit der zwischengeschalteten
Verbrennungseinrichtung.
Zusammenfassung der Erfindung
Eine Aufgabe der Erfindung mag es sein, eine Gasturbinenanlage insbesondere eine gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage, zu schaffen, welche eine verbesserte Regelung erlaubt. Insbesondere mag ein Ziel von spezifischen Ausführungsbeispielen der Erfindung sein zum einen eine gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage mit nachgeschalteter
Verbrennungseinrichtung entsprechend regeln zu können, sodass die tageszeitlichen Schwankungen in einem solaren Eintrag über Anpassung der Heizenergie ausgeglichen werden können, und zum anderen, die Effizienz von gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlagen sowohl in der Grundlast (kein Solareintrag) als auch bei Solarbetrieb zu steigern.
Diese Aufgabe wird durch eine Gasturbinenanlage, insbesondere eine gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gelöst gemäß den unabhängigen Ansprüchen gelöst. Vorteilhafte Weiterbildungen werden in den
abhängigen Ansprüchen beschrieben.
Gemäß einem exemplarischen Aspekt weist eine Gasturbinenanlage einen ersten Wärmetauscher, der in einen Nebenstrom einer Expansionsstufe, insbesondere einer Hauptturbinenstufe, koppelbar ist und einen zweiten Wärmetauscher auf, wobei der erste Wärmetauscher dem zweiten
Wärmetauscher seriell in den Nebenstrom vorgeschaltet ist und derart eingerichtet ist, dass er eine Dampfüberhitzung durchführt und wobei der zweite Wärmetauscher derart eingerichtet ist, dass mittels ihm eine Verdampfung und/oder Vorwärmung, insbesondere eines Fluids, durchführbar ist.
Insbesondere mag der zweite Wärmetauscher derart eingerichtet sein, dass er sekundärseitig von einem Kondensat durchströmt wird.
Beispielsweise mag dieses Kondensat in einen Verdampfungsbehälter einer Dampfturbinenanlage einleitbar sein, welche zusammen mit der Gasturbinenanlage eine gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage bilden kann.. Insbesondere können die Wärmetauscher auch als
Wärmeauskopplungen betrachtet bzw. bezeichnet werden.
Gemäß einem exemplarischen Aspekt wird eine gekoppelte
Gas/Dampfturbinenanlage geschaffen, welche eine Gasturbinenanlage gemäß einem exemplarischen Aspekt und eine Dampfturbinenanlage aufweist. Insbesondere mag die Dampfturbinenanlage mittels des ersten und des zweiten Wärmetauschers energetisch an die Gasturbinenanlage gekoppelt sein. Im Falle dass ein dritter Wärmetauscher vorgesehen ist, mag dieser ebenfalls eine Kopplung zwischen der Gasturbinenanlage und der Dampfturbinenanlage darstellen. Allgemein mögen alle Teile oder Elemente der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage, die dem Erzeugen, Weiterleiten oder Nutzen von Gas oder Rauchgas dienen als Teil eines Gasturbinenkreislaufs angesehen werden. Wohingegen alle Teile oder Elemente, welche dem Erzeugen, Weiterleiten oder Nutzen von Dampf dienen einem Dampfkreislauf der Dampfturbinenanlage zugerechnet werden können, die zusammen mit der Gasturbinenanlange die
gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage bildet. Eine Verbindung oder Kopplung der beiden Kreisläufe mag durch Wärmetauscher durchgeführt werden, welche somit sowohl dem Gasturbinenkreislauf als auch dem Dampfturbinenkreislauf zugehörig sind. Insbesondere ist zu bemerken, dass der Begriff "Dampf" in dieser
Anmeldung nicht nur Wasserdampf umfassen soll, sondern jedes gasförmige Form eines bei Umgebungstemperatur flüssigen Fluids.
Hierunter mögen somit insbesondere die gasförmigen Formen von
Arbeitsfluiden fallen, welche in der Dampfturbinenanlage verdampft und wieder verflüssigt werden.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel weist die
Dampfturbinenanlage eine weitere Expansionsstufe oder Nebenturbine auf. Insbesondere mag diese Nebenturbine derart an einen Ausgang des ersten Wärmetauschers gekoppelt sein, dass sie mit dem mittels des ersten Wärmetauschers überhitzten Dampfes betreibbar ist.
Insbesondere mag der Ausgang ein Ausgang der Sekundärseite des ersten Wärmetauschers sein. Somit mag der weiteren Expansionsstufe Heißdampf des ersten Wärmetauschers zuführbar sein. Beispielsweise mag gemäß exemplarischen Ausführungsbeispielen der Heißdampf des ersten Wärmetauschers ausschließlich über die weitere Expansionsstufe, z. B. eine Nebenturbine, abgefahren oder abgeleitet werden.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel weist die
Gasturbinenanlage einen dritten Wärmetauscher auf, welcher derart eingerichtet ist, dass er in den Hauptstrom der Expansionsstufe koppelbar ist und der ferner derart eingerichtet ist, dass er ebenfalls eine Dampfüberhitzung durchführt.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel mag der dritte
Wärmetauscher derart eingerichtet sein, dass mittels ihm der weiteren Expansionsstufe überhitzter Dampf zuleitbar ist. Insbesondere mag somit der dritte Wärmetauscher derart eingerichtet sein, dass mittels ihm alternativ oder zusätzlich der weiteren Expansionsstufe oder der Nebenturbine überhitzter Dampf oder Heißdampf zuführbar ist.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel weist die
Gasturbinenanlage einen Brenner auf, welcher der Expansionsstufe vorgeschaltet ist. Mittels des Brenners mag Rauchgas erzeugt werden, welches der Expansionsstufe zuleitbar ist. Der Luftstrom vor Eintritt in den Brenner mag hierbei über einen Wärmetauscher vorerhitzt werden, der primärseitig vom Hauptstrom der Gasturbinenanlage durchströmt wird.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel weist die
Gasturbinenanlage ferner eine Verbrennungseinrichtung auf, welche in den Hauptstrom nach der Expansionsstufe geschaltet ist, wobei die Verbrennungseinrichtung derart eingerichtet ist, dass Rauchgas der Verbrennungseinrichtung primärseitig durch einen Wärmetauscher zur Erhitzung komprimierter Luft leitbar ist.. Der Wärmetauscher zur Lufterhitzung wird nun mit dem Rauchgasstrom aus dieser
Verbrennungseinrichtung durchströmt.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel ist der zweite Wärmetauscher zur Vorwärmung von Kondensat eingerichtet, welches anschließend in einen Behälter zur Entspannungsverdampfung gebracht wird.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel ist der dritte
Wärmetauscher zur Vorwärmung von Kondensat eingerichtet, welches anschließend in einen Behälter zur Entspannungsverdampfung gebracht wird. Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel ist der dritte
Wärmetauscher zur Vorwärmung von Kondensat eingerichtet.
Insbesondere mag die gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage derart eingerichtet sein, dass das vorgewärmte Kondensat in einem Behälter zur Entspannungsverdampfung gebracht wird.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage ist der dritte Wärmetauscher und/oder der erste Wärmetauscher derart eingerichtet sind, dass mittels dieses oder dieser der weiteren Expansionsstufe der Dampfturbinenanlage überhitzter Dampf zuleitbar ist.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage ist der zweite Wärmetauscher und/oder der dritte Wärmetauscher für eine Kondensatvorwärmung und der erste Wärmetauscher für eine Dampfüberhitzung eingerichtet.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage, weist die Dampfturbinenanlage einen
Solarkollektor auf, der derart eingerichtet ist, dass mittels ihm Wärme zur Verdampfung oder Vorwärmung in einen Arbeitsfluidkreislauf der Dampfturbinenanlage einbringbar ist. Insbesondere mag eine Mehrzahl von Solarkollektoren vorgesehen sein. Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten
Gas/Dampfturbinenanlage ist der Solarkollektor für die Vorwärmung von Kondensat eingerichtet. Insbesondere mögen bei einer Mehrzahl von vorgesehen Solarkollektoren einige oder alle Solarkollektoren für die Vorwärmung von Kondensat eingerichtet sein. Beispielsweise mag das Kondensat in einem Behälter oder Sammelbehälter bevorratet sein oder in den Behälter zur Entspannungsverdampfung einleitbar sein. Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage weist die Dampfturbinenanlage ferner eine Verteileinrichtung und eine Umwälzpumpe auf, wobei die
Verteileinrichtung und die Umwälzpumpe eingerichtet ist, einen
Kondensatstrom zu dem Solarkollektor und dem dritten Wärmetauscher zu regeln. Insbesondere mag die Verteileinrichtung eine Ventil oder ein Ventilsystem aufweisen oder sein. Beispielsweise mag die Umwälzpumpe in einem Kondensatkreislauf geschaltet sein, welcher dazu dient das Kondensat zu verteilen.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage weist die Dampfturbinenanlage ferner eine weitere Verteileinrichtung und einen Behälter auf, wobei die
Verteilereinrichtung derart eingerichtet ist, dass über sie der Sattdampf aus dem Behälter zur Entspannungsverdampfung zum Dampfüberhitzen zu dem ersten Wärmetauscher und/oder dem dritten Wärmetauscher leitbar ist. Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage ist der zweite Wärmetauscher derart eingerichtet, dass er bei zugeschaltetem Solarkollektor abgeschaltet ist und/oder über einen Bypass umgangen wird. Eine solche Abschaltung mag beispielsweise mittels einer Steuerung geschehen, welche derart eingerichtet ist, dass die Sekundärseite des zweiten Wärmetauschers nicht von einem Arbeitsfluid durchströmt wird. Dies mag beispielweise mittels einer Steuerung von Ventilen und/oder Pumpen/Verdichtern geschehen, welche das Arbeitsfluid durch den Arbeitsfluidkreislauf bewegen. Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage weist die Dampfturbinenanlage oder der Dampfturbinenkreislauf eine Hauptexpansionsstufe oder Hauptturbine auf, welche an die Sekundärseite des ersten und/oder dritten
Wärmetauschers gekoppelt ist.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage weist die Dampfturbinenanlage oder der Dampfturbinenkreislauf eine Nebenexpansionsstufe oder Nebenturbine auf. Insbesondere mögen die Nebenexpansionsstufe und die
Hauptexpansionsstufe des Dampfkreislaufes derart eingerichtet sein, dass diese zu und/oder wegschaltbar sind, sodass entweder keine Turbine, beide Turbinen, oder jeweils nur die Hauptturbine oder Nebenturbine im Einsatz sind. Hierzu mögen beispielsweise steuerbare Ventile vorgesehen sein.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel der gekoppelten Gas/Dampfturbinenanlage weist die Dampfturbinenanlage eine
Wärmeauskopplung im Kondensatstrom nach der Umwälzpumpe auf.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel weist die
Gas/Dampfturbinenanlage eine Kompressorstufe auf, wobei ein Luftstrom aus der Kompressorstufe durch einen Behälter zur Trocknung und
Vorwärmung eines Brennstoffes geleitet wird. Insbesondere mag die gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage derart eingerichtet sein, dass der Brennstoff nachfolgend in eine Verbrennungseinrichtung der
Gasturbinenanlage einbringbar ist.
Gemäß einem exemplarischen Ausführungsbeispiel weist die
Gas/Dampfturbinenanlange eine zusätzliche Kompressorstufe auf, welche derart eingerichtet ist, dass ein Luftstrom vor Eintritt in die zusätzliche Kompressorstufe durch eine Kammer mit Wasserberieselung geleitet wird.
Gemäß einem weiteren exemplarischen Aspekt mag die oben genannte Aufgabe gelöst werden, indem eine Gasturbinenanlage, insbesondere eine gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage, geschaffen wird, in der der Luftstrom nach Austritt aus der ersten oder auch einzigen (je nach
Anlagetyp ob zwei- oder einstufig) Expansionsstufe der
Gasturbinenanlage in einen Haupt- und einen Nebenstrom aufgeteilt wird. Gemäß diesem beispielhaften Aspekt sind in den Nebenstrom zwei
Wärmetauscher in Serie, - einer zur Dampfüberhitzung und einer für die Kondensaterhitzung -, und in den Hauptstrom optional ein
Wärmetauscher, der je nach Anlagenkonfiguration als Direktverdampfer, Kondensaterhitzer oder Dampfüberhitzer ausgelegt sein kann, geschaltet. Gemäß diesem beispielhaften Aspekt wird auch im Betrieb ohne
Solareintrag stets eine Dampfturbine betrieben. Die Wärmetauscher werden im Gegenstrom durchströmt.
Bei einer zweistufigen Anlage mag der Nebenstrom optional über einen Bypass in den Rauchgasstrom nach Austritt aus dem Wärmetauscher zur Lufterhitzung eingeleitet werden. Das nun„verdünnte" Rauchgas wird dann durch eine Endexpansionsstufe der Gasturbinenanlage geleitet. Bei einer einstufigen Anlage können die beiden Massenströme optional zusammengeführt werden. Dies kann vorteilhaft sein, wenn noch ein weiterer Wärmetauscher für die gemeinsame Wärmeentnahme für ein Heiznetz vorgesehen wird. Bei großen Schwankungen der
Außentemperatur mag es sich empfehlen, bei niederen Temperaturen einen Teil oder den gesamten Nebenstrom in die kalte Luft vor Einlass in die Kompressoren beizumischen. Dies mag den Vorteil haben, dass annähernd konstante Betriebszustände in Kompressoren und Turbinen gehalten werden und nur geringe Abweichungen zum optimalen
Auslegungspunkt auftreten.
Die erfindungsgemäße Wärmeauskopplung für den Dampfturbinenprozess ist vorteilhaft einsetzbar für zwei Anlagetypen, - eine einstufige
Gasturbinenanlage mit nachgeschalteter Verbrennungseinrichtung oder Brenner mit Lufterhitzer und eine zweistufige Gasturbinenanlage mit zwischengeschalteter Verbrennungseinrichtung oder Brenner mit
Lufterhitzer. Diese Anlagen können nun wiederum in zwei
unterschiedlichen Konfigurationen ausgeführt sein, je nachdem ob eine Dampfturbine oder ob zwei Dampfturbinen unterschiedlicher Größe in den Dampfkreis geschaltet sind. Mit diesen Anlagevarianten und den
Wärmetauscherauslegungen in Haupt- und Nebenstrom mag sich somit nun die Möglichkeit ergeben, diese Anlagen auf hohe, mittlere oder geringe solare Unterstützung auszulegen. Solare Lastschwankungen können über einen weiten Bereich ausgeglichen werden und auch in der Grundlast (keine solare Beheizung) kann ein guter Wirkungsgrad erzielt werden, wenngleich vorzugsweise minderwertige Brennstoffe mit
Aschebildung (Biomasse, Kohle) zum Einsatz kommen sollen.
Gemäß einem beispielhaften Aspekt mag somit eine neuartige
Ankopplung eines Dampfturbinenprozesses mit solarer
Wärmeeinbringung an spezielle Gasturbinenanlagen mit einer der
Turbinenanordnung nach- oder zwischengeschalteten
Verbrennungseinrichtung ermöglicht werden. Eine solche beispielhafte Gasturbinenanlage mag ermöglichen, dass die tageszeitlichen
Lastschwankungen aus dem Solarkreis ohne zusätzliche große
Puffereinrichtungen über die Verbrennungsleistung ausgleichbar sind, sodass die Turbinen bestmöglich auf konstantem Eintritts- bzw.
Lastzustand gehalten werden können, und des Weiteren, dass die
Anlagen auch ohne Solareintrag effizient betrieben werden können. Mit einer solchen gemischten Gas/Dampfturbinenanlage mag somit ermöglicht werden, dass der Betriebszustand der Dampfturbine bei wechselhafter Verfügbarkeit an Solarenergie konstant gehalten werden kann, ohne dass spezielle Speichermethoden zum Einsatz kommen. Insbesondere mag hierdurch der Wirkungsgrad dieses Anlagentyps verbessert sein. Die beschriebene Erfindung soll sich aber nicht nur auf diesen speziellen Anlagetyp beschränken. Mit dem nachfolgend näher beschrieben System zur Wärmeauskopplung in den Dampfkreis können auch einfache Gasturbinenanlagen, die nur eine einzige Expansionsstufe mit nachgeschalteter Verbrennungseinrichtung bei atmosphärischem Druck aufweisen, im Mischbetrieb mit und ohne Solarenergie auf einen guten Wirkungsgrad gebracht werden. Weitere Merkmale und Einzelheiten der vorliegenden Erfindung ergeben sich aus der nach-folgenden Figurenbeschreibung. Hierbei werden systematisch die einzelnen Anlagetypen und Konfigurationen behandelt und es wird detailliert aufgezeigt, wie gemäß exemplarischen
Ausführungsbeispielen der Regelmechanismus über die
Wärmeauskopplung der drei Wärmetauscher in den beiden Luftströmen (Haupt- und Nebenstrom) der Gasturbinenanlage funktioniert. Neben den Anlagen zur reinen Stromgewinnung werden auch vorteilhafte
Ausführungen mit Wärmeentnahme für ein Heiznetz erläutert. Eine grobe Unterscheidung der einzelnen Anlage mit der erfindungsgemäßen
Verschaltung erfolgt aus der Kombination der folgenden
Anlagenmerkmale:
• Ein- oder zweistufige Gasturbine;
• Ein- oder zwei Dampfturbinensätze;
• Geringe, mittlere oder hohe solare Unterstützung. Die obigen Merkmale und weitere hier noch nicht genannte Details werden zum besseren Verständnis im Zusammenspiel mit den
Figurenbeschreibungen angeführt. Allfällige Druck und
Temperaturangaben beziehen sich auf Anlagen mit einer vorgegebenen Turbineneintrittstemperatur von 900°C sowie einem
Dampfturbinenprozess mit 50°C Kondensationstemperatur und 185°C Verdampfungstemperatur.
Figurenkurzbeschreibung
In den folgenden Beschreibungen zeigt:
Fig. 1 eine einstufige Gasturbinenanlage zur Verbrennung von Biomasse mit einer Kompressoreinheit, einer Expansionsstufe im Luftstrom, einer nachgeschalteten Verbrennungseinrichtung und einem Wärmetauscher zur Lufterhitzung. Angekoppelt ist ein Dampfkreis mit einem
Dampfturbinensatz. Die Anlage fällt in die Kategorie:
• Einstufige Gasturbine;
• Ein Dampfturbinensatz;
· Geringe solare Unterstützung.
Fig. 2 eine schematische Darstellung desselben Anlagetyps wie in Fig. l mit der Abänderung, dass die Dampferzeugung nicht direkt im
Wärmetauscher erfolgt, sondern über eine Entspannungsverdampfung im Dampfbehälter.
Fig. 3 eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 2, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen. Fig. 4 eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 2, erweitert einen zweiten Dampfturbinensatz. Die Anlage fällt in die Kategorie : • Einstufige Gasturbine;
• Zwei Dampfturbinensätze;
• Mittlere solare Unterstützung. Fig. 5 eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 4, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen.
Fig. 6 eine schematische Darstellung einer Anlage, die in Abänderung zu der gezeigten Anlage in Fig. 4 im Hauptstrom einen Wärmetauscher vorsieht, der nicht mehr für die Verdampfung von vorgewärmtem
Kondensat ausgelegt ist, sondern als Dampfüberhitzer ausgelegt ist. Die Anlage fällt in die Kategorie:
• Einstufige Gasturbine;
• Zwei Dampfturbinensätze;
· Hohe solare Unterstützung.
Fig. 7 eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 6, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen. Fig. 8 eine zweistufige Gasturbinenanlage zur Verbrennung von Biomasse mit einer zweistufigen Kompressoreinheit, einer Hauptexpansionsstufe im Luftstrom und einer Endexpansionsstufe im Rauchgasstrom, einer zwischen den beiden Expansionsstufen geschalteten
Verbrennungseinrichtung und einem Wärmetauscher zur Lufterhitzung. Angekoppelt ist ein Dampfkreis mit zwei Dampfturbinensätzen und. Die Anlage fällt in die Kategorie:
• Zweistufige Gasturbine;
• Zwei Dampfturbinensätze;
• Hohe solare Unterstützung. Fig. 9 eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 8, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen.
Fig. 10 eine schematische Darstellung einer Anlage, die in Abänderung zu der gezeigten Anlage in Fig. 8 im Hauptstrom einen Wärmetauscher vorsieht, der nicht mehr für die Dampfüberhitzung ausgelegt ist, sondern als Kondensaterhitzer für den Verdampfungsprozess ausgelegt ist. Die Anlage fällt in die Kategorie:
• Zweistufige Gasturbine;
· Zwei Dampfturbinensätze;
• Mittlere solare Unterstützung.
Fig. 11 eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 10, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen
Fig. 12 zeigt wie kurzzeitige Lastschwankungen aus dem Solarkreis über einen kleinen Pufferspeicher insoweit ausgeglichen werden können, dass die Verbrennungseinrichtung auf plötzlich veränderte Bedingungen entsprechend Zeit hat, die richtige Leistung einzuregeln, bzw. wie kurze Zeiten (10 - 15 Minuten bei plötzlicher Bewölkung) ohne Solarenergie überbrückt werden können, ohne dass die Lastsituation an der
Hauptturbine geändert werden muss.
Ausführliche Beschreibung der Figuren
Es wird darauf hingewiesen, dass Merkmale bzw. Komponenten von unterschiedlichen Ausführungsformen, die mit den entsprechenden Merkmalen bzw. Komponenten der Ausführungsform nach gleich oder zumindest funktionsgleich sind, mit den gleichen Bezugszeichen. Zur Vermeidung von unnötigen Wiederholungen werden bereits anhand einer vorher beschriebenen Ausführungsform erläuterte Merkmale bzw.
Komponenten an späterer Stelle teilweise nicht mehr im Detail erläutert.
Ferner wird darauf hingewiesen, dass die nachfolgend beschriebenen Ausführungsbeispiele lediglich eine beschränkte Auswahl an möglichen Ausführungsvarianten darstellen. Insbesondere ist es möglich, die
Merkmale einzelner Ausführungsbeispiele in geeigneter Weise
miteinander zu kombinieren, so dass für den Fachmann mit den hier explizit dargestellten Ausführungsvarianten eine Vielzahl von
verschiedenen Ausführungsbeispielen als offensichtlich offenbart anzusehen sind.
Fig. 1 zeigt eine einstufige Gasturbinenanlage zur Verbrennung von Biomasse 38 mit einer Kompressoreinheit 1, einer Expansionsstufe 4 im Luftstrom, einer nachgeschalteten Verbrennungseinrichtung 3 und einem Wärmetauscher 13 zur Lufterhitzung. Angekoppelt ist ein Dampfkreis mit einem Dampfturbinensatz 15, einer Einrichtung zur Dampfkondensation 16, thermischen Solarkollektoren 17 und einem Behälter zur
Unterdruckverdampfung 18. Der Luftstrom nach Austritt aus der
Expansionsstufe 4 wird in zwei Teilströme verzweigt. Die Aufteilung der Massenströme zwischen Haupt- und Nebenstrom erfolgt beispielsweise in etwa im Verhältnis 70% zu 30%. Erfindungsgemäß sind im Hauptstrom ein Wärmetauscher 7 zur Kondensatverdampfung angeordnet und im Nebenstrom zwei in Serie geschaltete Wärmetauscher 8 und 9 für die Dampfüberhitzung (8) bis zur Turbineneintrittstemperatur bzw. die Kondensaterhitzung (9) bis zur Verdampfungstemperatur. Um den Wirkungsgrad der Anlage auch in der Grundlast (kein Solareintrag) hoch zu halten, wird die Dampfturbine bei konstanter und somit optimaler Last stets mitbetrieben. Je mehr Dampf von den Solarkollektoren erzeugt wird, umso geringer ist die Wärmeentnahme aus dem Hauptstrom über den Verdampfungswärmetauscher 7, was bei gleichbleibender Anlagenleistung den Brennstoffverbrauch in der Verbrennungseinrichtung 3 absenkt. Die Wärmeauskopplung aus den beiden Wärmetauschern 8, 9 wird konstant gehalten . Aufgrund der niedrigen Kondensattemperatur und der seriellen Verschaltung kann der Nebenstrom weit abgekühlt werden, was ausschlaggebend für den hohen Anlagenwirkungsgrad ist. Grundsätzlich wird die gesamte Verdampfungsenergie konstant gehalten aber je nach Solarangebot unterschiedlich verteilt über die beiden
Wärmetauscher 7, 17 (Kollektoren werden als Wärmetauscher
betrachtet) eingebracht. Solarleistungsabhängig einzuregeln sind die Wärmemenge aus dem Wärmetauscher 7, die Heizleistung in der
Verbrennungseinrichtung 3 und die Pumpmenge der Kondensatpumpe 23. Die Wärmeentnahme über den Wärmetauscher 7 kann z. B. über eine Bypassverschaltung des Hauptstromes geregelt werden (hier nicht eingezeichnet).
Eine Kondensathochdruckpumpe 20 und eine Kondensatumwälzpumpe 19 können solarenergieunabhängig, rein auf die vorgegebenen
Prozessparameter wie Dampfmenge, Kondensations- und
Verdampfungstemperatur abgestimmt, im optimalen Auslegungspunkt betrieben werden. Die Umwälzpumpe 21 für die Kollektoren kann ebenfalls bei konstantem Mengenfluss betrieben werden. Die Kollektoren erreichen bei gegebener Rücklauftemperatur von 185°C in der
Spitzenleistung beispielsweise eine Vorlauftemperatur von 200°C, - bei 2/3 der Spitzenlast 195°C. Bei der Flashverdampfung fällt der Druck auf den Dampfdruck von 185°C (~ 10 bar) ab und es scheidet sich Sattdampf mengenmäßig im Verhältnis zum Temperaturabfall aus.
Berechnet man jene fiktive Leistung der Anlage, die sich aus der
Verbrennungsleistung multipliziert mal dem Wirkungsgrad bei Grundlast ergibt, und bildet man die Differenz zur tatsächlichen Leistung (mit und ohne Solarenergie konstant), so bekommt man jene Leistung die der Wärmeeinbringung über die Solarkollektoren angerechnet werden kann. Setzt man diese Leistung in Bezug zur solar eingebrachten Wärme so hat man die Effizienz der Solarwärme für die Stromgewinnung ermittelt.
Erstaunlicherweise zeigt sich, dass solar eingebrachte Wärme mit einem höheren Wirkungsgrad in Strom umgewandelt werden kann als dies aus dem reinen Dampfturbinenprozess zu erwarten wäre. Bei Prozessdaten, 50°C Kondensation, 185° Verdampfung und 600°C Dampfüberhitzung ergibt sich ein Dampfturbinenprozess mit in etwa 29% elektrischer Umwandlung. In Zusammenwirken mit der Gasturbinenanlage erreichen die Kollektoren bei diesen Prozessdaten, wenngleich nur für die
Verdampfung eingesetzt, einen elektrischen Umwandlungsfaktor von über 30%.
Dieses Verhalten lässt sich bei genauer Analyse der Berechnungen dadurch erklären, dass der Rauchgasstrom aus der
Verbrennungseinrichtung 3 bei geringerer Beheizung weniger an Masse zunimmt und somit im Wärmetauscher 13 weiter abgekühlt werden kann. Die Abgastemperatur sinkt und somit steigt der Wirkungsgrad der
Gesamtanlage. Entscheidend für dieses Verhalten und für den relativ hohe Wirkungsgrad auch in der Grundlast ist die Teilung des Luftstroms in Haupt- und Nebenstrom und die gezeigten Wärmeauskopplungen über Haupt- und Nebenstrom für den Dampfturbinenprozess . Da die
Wärmetauscher 8 und 9 nicht im Rauchgasstrom sondern im reinen Luftstrom liegen kann eine Abkühlung bis nahe an die
Kondensationstemperatur des Dampfturbinenprozesses erfolgen, - Probleme mit Versottung sind nicht zu berücksichtigen. Da die
Wärmekapazität des zu überhitzenden Dampfes etwa halb so hoch ist wie die Wärmekapazität der Kondensats, ist über die seriell geschalteten Wärmetauscher 8 und 9 eine ideale Temperaturspreizung gegeben, sodass die Luft im Nebenstrom bei einer Kondensatrücklauftemperatur von 50°C durchaus auf 100°C abgekühlt werden kann. Die beiden Pumpen 19 und 20 liefern idealerweise die gleiche
Kondensatmenge und grundsätzlich ist es möglich eine einzige Pumpe vorzusehen, die das Kondensat direkt in den Wärmetauscher 9 leitet, ohne dass eine Verbindung zum Dampfbehälter 18 besteht. Für die Feinregelung, insbesondere den Niveauabgleich im Dampfbehälter 18, erscheint es aber sinnvoll hier zwei getrennte Pumpen vorzusehen.
Gemessen an der relativ geringen Wärmeentnahme für die
Dampfüberhitzung 8 und der gleichbleibenden Leistung, auch bei
Solarbetrieb, kann diese Anlage bei durchgehendem Betrieb (Tag und Nacht) nur einen geringen Teil über Solarenergie abdecken, - der
Hauptanteil an Heizenergie wird über das Jahr gemessen aus der
Verbrennung von Biomasse (oder Kohle) abgedeckt werden. Bei einer Anlagenauslegung auf 1 MW -EL sollte über die Kollektoren in etwa eine thermische Leistung von 1 MW bei einer Vorlauftemperatur von 200°C geleistet werden. Im Betrieb mit solarer Spitzenleistung kann mit dieser Auslegung gut 35% an Heizenergie eingespart werden. Laut obiger Unterscheidung fällt diese Anlage in die Kategorie„geringe solare
Unterstützung". Um die Anlage besser hochfahren bzw. feinregen zu können ist vorzugsweise eine weitere Verbrennungseinrichtung 32, zur Verbrennung hochwertiger Brennstoffe ohne Aschebildung vor der Expansionsstufe 4 vorgesehen. Dies gilt auch all für die weiteren Anlagen von Fig.2 bis Fig.12.
Fig. 2 zeigt eine schematische Darstellung desselben Anlagetyps wie in Fig. l mit der Abänderung, dass die Dampferzeugung nicht direkt im Wärmetauscher 7 erfolgt, sondern über eine Entspannungsverdampfung im Dampfbehälter 18. Der Wärmetauscher 7 wird ebenso wie die
Kollektoren mit Kondensat durchströmt. Die fein zu dosierende Pumpe 23 in Fig. l fällt weg. Die gesamte Kondensatumwälzung für die Unterdruckverdampfung erfolgt über die Pumpe 21, welche bei konstantem Mengenfluss im optimalen Betriebspunkt betrieben werden kann. Die Verteileinrichtung 22 regelt die Massenströme zu den
Kollektoren und zu der Wärmeauskopplung 7 dahingehend, dass die gemeinsame Verdampfungsleistung konstant gehalten wird. Parallel wird die Wärmeabgabe aus dem Luftstrom im Wärmetauscher 7 und die Heizleistung in der Verbrennungseinrichtung 3 eingeregelt. Das
Kondensat wird geringfügig (5 -15°) über die Sattdampftemperatur im Dampfbehälter 18 erhitzt. Um keine Verdampfung im Wärmetauscher 7 und in den Kollektoren zu erhalten, wird das erhitzte Kondensat über eine Drossel, die einen entsprechenden Gegendruck aufbaut, in den
Dampfbehälter 18 rückgeführt. Wärmetauscher 8 im Nebenstrom übernimmt unverändert wie in Fig. l die Dampfüberhitzung bis hin zur Turbineneintrittstemperatur. Wärmetauscher 9 im Nebenstrom
übernimmt ebenso wie in Fig. l die Kondensatvorwärmung bis hin zur Verdampfungstemperatur. Auch hier ist es sinnvoll, das Kondensat über eine Drossel mit entsprechendem Gegendruck in den Dampfbehälter 18 rückzuführen. Fig. 3 zeigt eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 2, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen. Der Rauchgasstrom nach Austritt aus dem Lufterhitzer 13 hat noch eine Temperatur von in etwa 200°C. Dieser kann noch auf 100°C abgekühlt werden, ohne dass Kondensation auftritt. Hier kann ein Wärmetauscher 27 zur Wärmeeinspeisung in ein Heiznetz vorgesehen werden, - eine zusätzliche Beheizung der Anlage ist nicht notwendig. Eine weitere übliche Möglichkeit bietet sich an, die Wärme aus der
Rückkondensation des Dampfes nach Austritt aus Dampfturbine vorzusehen. Entsprechende Turbinen mit Möglichkeit der
Wärmeauskopplung bei Gegendruck (Dampfdruck bei 75 -100°) sind vorzusehen. Der entspannte Dampf wird über eine Wärmetauscher 28, der von Heizmedium durchströmt wird, rückkondensiert. Durch die Auskopplung bei Gegendruck sinkt die elektrische Leistung der Anlage. Eine weitere interessante Möglichkeit bietet sich an, über den
Wärmetauscher 25 im Umwälzkreis des Kondensates zur
Entspannungsverdampfung bzw. Dampferzeugung Wärme zu entnehmen.
Indirekt wird somit Wärme aus dem Wärmetauscher 7 im Hauptstrom entnommen. Ohne zusätzliche Wärmeentnahme für das Heiznetz und ohne Unterstützung von Solarenergie wird die Luft im Hauptstrom von in etwa 700°C auf 360°C abgekühlt. Da das Kondensat aber eine
Temperatur um die 185°C hat, kann der Luftstrom durchaus auf 220°C abgekühlt werden. Anstatt einen weiteren Wärmetauscher in den
Hauptstrom zu schalten scheint es kostengünstiger, regelungstechnisch eleganter und prozesstechnisch günstiger (keine weiteren Druckverluste im Luftstrom) die Wärmeauskopplung über den primär und sekundär mit Wasser durchströmten Wärmetauscher 25 zu bewerkstelligen. Die
Umwälzpumpe 21 und Wärmetauscher 7 sind ja ohnehin schon
vorhanden und können zugleich für die Wärmeauskopplung an das Heiznetz dienen. Um die Anlagenparameter konstant zu halten, muss die Heizleistung in der Verbrennungseinrichtung 3 entsprechend angehoben werden. Als weitere Möglichkeit bietet sich an, nämlich Wärme direkt aus dem Solarkreis auszukoppeln. Die solare Wärme wird über einen separaten Umwälzkreis mit einer eigenen Pumpe 26 über den
Wärmetauscher 26 in den Heizkreis eingespeist. Der Solarkreis kann gänzlich aus dem Verdampfungsprozess der Anlage weggeschaltet werden. In diesem Fall kann die Temperatur im Solarkreis unter der Prozesstemperatur für die Verdampfung (185°C) liegen und auf die Rücklauftemperatur des Heizmediums abgestimmt werden. Fig. 4 zeigt eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 2, erweitert um einen zweiten Dampfturbinensatz. Diese Anlage kann nun entsprechend ausgelegt werden, dass in der Grundlast ausschließlich die kleine Dampfturbine 14 in Betrieb ist. Der Dampfturbinenprozess wird über die Wärmeauskopplungen 8 und 9 im Nebenstrom beheizt.
Wärmetauscher 8 ist für die Überhitzung des Dampfes ausgelegt.
Wärmetauscher 9 übernimmt den Wärmeanteil für die
Kondensaterwärmung und Verdampfung. Im Gegensatz zu der Funktion in Fig. 2 wird nicht nur jenes Kondensat, das über die Hochdruckpumpe 20 zurückkommt, weitergeleitet, sondern es wird zusätzliches Kondensat aus dem Dampfbehälter 18 zugemischt. Das Kondensat wird geringfügig (5 -15°) über die Sattdampftemperatur im Dampfbehälter 18 erhitzt. Um keine Verdampfung im Wärmetauscher 9 zu erhalten, wird das erhitzte Kondensat über eine Drossel, die einen entsprechenden Gegendruck aufbaut, in den Dampfbehälter 18 rückgeführt. Im Solarbetrieb wird die große Dampfturbine 15 in Betrieb genommen, - die kleine Dampfturbine wird idealerweise weggeschaltet, da der Wirkungsgrad dieser Turbine geringer ist. Nun gibt es zwei Möglichkeiten für die Größenauslegung der Dampfturbine 15.
1) Auslegung auf herabgesetzte Solarenergieeinbringung :
Wärmetauscher 9 übernimmt nun im Solarbetrieb ausschließlich die Funktion der Kondensaterhitzung bis hin zur Verdampfungstemperatur. Die Leistung von Wärmetauscher 8 steigert sich in etwa um jenen Anteil, der in der Grundlast für die Verdampfungsenergie benötigt wird. Da die Dampfüberhitzung ausschließlich über diesen Wärmetauscher erfolgt und die Wärmeleistung der beiden Wärmetauscher 8 und 9 im Nebenstrom der Gasturbinenanlage festgelegt ist, ist die Größenauslegung der Turbine 15 ebenfalls festgelegt. Durch die serielle Verschaltung der
Wärmetauscher 8 und 9 kann der Nebenstrom bis nahe an die
Temperatur des Kondensates aus der Dampfrückkondensation (z. B. bei 50°C Kondensattemperatur auf 100°C) abgekühlt werden. Vorteilhaft ist, wie in der Beschreibung zu Fig. l bereits festgehalten, der günstige Verlauf der Temperaturspreizung über die beiden Wärmetauscher, da die Wärmekapazität von überhitztem Dampf nur halb so hoch ist die
Wärmekapazität von Wasser. Die nötige Wärme für die Verdampfung kann aufgeteilt über die Kollektoren 17 und/oder dem Wärmetauscher 7 im Hauptstrom der Gasturbine eingebracht werden .
Im Solarbetrieb arbeitet die Anlage somit exakt gleich wie jene Anlage mit einer einzigen Turbine im Dampfkreis, wie in Fig. 2 beschrieben.
Theoretisch kann über die zusätzliche Beheizung eine Schwankung der Solarenergie von 0% bis 100% ausgeglichen werden und ein konstanter Anlagenbetrieb gehalten werden. Somit kann bei Bedarf, auch in Zeiten mit geringer oder ohne Solareinstrahlung mit der hohen Leistungsstufe gefahren werden. Dies kann interessant für die Abdeckung von
Spitzenlast sein. Hat man aber das Ziel, über das Jahr einen möglichst hohen Solaranteil zu erreichen, so sollte in Zeiten ohne Solarenergie (Grundlast) ausschließlich die kleine Turbine 14 laufen und
Wärmetauscher 7 inaktiv sein. In diesem Sinne fällt diese Anlage unter die Kategorie„mittlere solare Unterstützung".
2) Auslegung auf maximale Solarenergieeinbringung :
Wärmetauscher 9 ist im Solarbetrieb inaktiv. Die Leistung von
Wärmetauscher 8 steigert sich auf die maximal auskoppelbare Wärme im Nebenstrom . Da die Dampfüberhitzung ausschließlich über den
Wärmetauscher 8 erfolgt, ist die Größenauslegung der Turbine 15 ebenfalls festgelegt. Die nötige Wärme für die Verdampfung und auch Kondensaterhitzung kann nun aufgeteilt über die Kollektoren 17 und/oder dem Wärmetauscher 7 im Hauptstrom der Gasturbine eingebracht werden. Bei Wegfall der Solarenergie kann über den Hauptstrom nicht genug Wärme ausgekoppelt werden, um den Dampfturbinenprozess auf konstantem Betrieb zu halten. Praktisch kann über die zusätzliche Beheizung eine Schwankung der Solarenergie von 35% bis 100% ausgeglichen werden, um einen konstanten Dampfturbinenbetrieb zu erhalten. In Zeiten ohne Solarenergie (Grundlast) wird somit
vorzugsweise ausschließlich die kleine Turbine 14 betrieben. Wenngleich im Vergleich zur oben genannten Variante der maximal mögliche
Solareintrag um mehr als 50% höher ist, wird diese Anlage ebenfalls in die Kategorie„mittlere solare Unterstützung" eingereiht. Bemerkenswert ist, dass ausschließlich die Auslegung der großen Dampfturbine unterschiedlich zur oben genannten Anlage ist, - ansonsten sind beide Anlagen baugleich. Das besondere Verhalten wird über die differenzierte Regelung der Wärmeauskopplungen über die drei Wärmetauscher 7, 8, 9 erzielt. Da der Nebenstrom nur noch bis nahe an die
Sattdampftemperatur, also maximal auf 200°C, abgekühlt werden kann, ist der für die Kollektoren anrechenbare Wirkungsgrad etwas geringer als bei der Anlage mit Turbinenauslegung auf herabgesetzte Solarleistung.
Fig. 5 zeigt eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 4, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen. Der Rauchgasstrom nach Austritt aus dem Lufterhitzer 13 hat noch eine Temperatur von in etwa 200°C. Dieser kann noch auf 100°C abgekühlt werden, ohne dass Kondensation auftritt. Der
Nebenstrom hat in der Grundlast ebenfalls eine Temperatur von in etwa 200°C. Hier ist es sinnvoll beide Massenströme zusammenzuführen und einen Wärmetauscher 27 zur Wärmeeinspeisung in ein Heiznetz in den nun„verdünnten" Rauchgasstrom zu verlegen. Mit dieser
Wärmeauskopplung ist eine zusätzliche Beheizung der Anlage nicht notwendig. Weitere Wärmeauskopplungen sind über die Wärmetauscher 25, 26, und 28 möglich. Details zum Anlageverhalten sind in der
Beschreibung zu Fig.3 beschrieben. Ein wesentlicher Unterschied zeigt sich allerdings bei der Wärmeauskopplung über den Wärmetauscher 25. Nachdem bei dieser Anlage in der Grundlast keine Wärme für den
Dampfturbinenprozess aus dem Wärmetauscher 7 im Hauptstrom entnommen wird, kann über diesen Wärmetauscher umso mehr Wärme für die Beheizung, indirekt über die Wärmentnahme aus dem
Kondensatkreis der Umwälzpumpe 21 entnommen, bereit gestellt werden.
Fig. 6 zeigt eine schematische Darstellung einer Anlage, die in
Abänderung zu der gezeigten Anlage in Fig. 4 im Hauptstrom einen Wärmetauscher 7 vorsieht, der nicht mehr für die Verdampfung von vorgewärmtem Kondensat ausgelegt ist, sondern als Dampfüberhitzer ausgelegt ist. In der Grundlast ist ausschließlich die kleine Turbine 14 aktiv. Die Beheizung des Dampfturbinenkreises erfolgt wie in Fig.7 beschrieben über die Wärmeauskopplung im Nebenstrom über den Wärmetauscher 8 (Überhitzung) und den Wärmetauscher 9 (Vorwärmung und Verdampfung). Bei solarer Wärmeeinbringung wird die große
Dampfturbine in Betrieb genommen. Die kleine Turbine 14 wird
vorzugsweise weggeschaltet, da der Wirkungsgrad der großen Turbine 15 wesentlich besser ist. Diese sollte nun auf konstanter Last in der optimalen Betriebsauslegung betrieben werden .
Bei solarer Spitzenlast übernehmen die Wärmetauscher 7 und 8 die Dampfüberhitzung, -Wärmetauscher 9 ist inaktiv (Umwälzpumpe 19 liefert kein Kondensat). Der Wärmebedarf für die Kondensaterhitzung und Verdampfung wird zur Gänze über die Kollektorwärme abgedeckt. Bei abfallender Kollektorleistung wird die Kondensatumwälzpumpe 19 aktiv. Die Dampfzufuhr zu Wärmetauscher 8 wird über die
Regeleinrichtung oder Verteileinrichtung 39 reduziert und Wärmetauscher 9 gleicht die verminderte Leistung aus dem Kollektorkreis aus. Die verminderte Leistung von Wärmetauscher 8 zur Dampfüberhitzung wird nun wiederum von Wärmetauscher 7 im Hauptstrom, dem nun mehr Dampf zugeführt wird, ausgeglichen. Dies kann nun so weit gehen, bis Wärmetauscher 8 inaktiv wird (sperren der Dampfzufuhr) und
Wärmetauscher 9 die maximale Wärme aus dem Nebenstrom entnimmt. Auf diese Weise können solare Lastabfälle bis hin zu 35% ausgeglichen werden. Die zusätzliche Wärmeentnahme aus dem Hauptstrom bedingt natürlich eine zusätzliche Beheizung in der nachgeschalteten
Verbrennungseinrichtung 3. Um diese Regelung durchführen zu können, ist zu beachten, dass die Wärmeauskopplung über den Wärmetauscher 7 bei solarer Spitzenleistung maximal 70% in Bezug zur maximal
möglichen Wärmeauskopplung, bei welcher der Hauptstroms bis nahe an die Temperatur des Sattdampfes abgekühlt wird, erfolgen soll. Somit wird der Hauptstrom bei solarer Spitzenlast in etwa auf 350°C abgekühlt, - bei 35% Lastabfall der Solarkollektoren auf bis zu 200°C. Dies ist bei der Größenauslegung der Dampfturbine 15 und der Leistungsauslegung der Kollektoren 17 genau zu berücksichtigen. Bei Solarbetrieb liefert die Anlage in etwa die 4,5 bis 5 fache Leistung (große Dampfturbine 15 ist aktiv) gegenüber der Grundlast, in welcher die kleinen Dampfturbine 14 aktiv ist. Bei einer Anlage mit 1 MW-EL Leistung in der Grundlast können Kollektoren mit einer solaren Spitzenleistung von 10 bis 11 MW
Wärmeleistung angebunden werden. Dementsprechend fällt diese Anlage in die Kategorie„hohe solare Unterstützung".
Fig. 7 zeigt eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 6, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen. Nachdem in der Grundlast wie bei der Anlage in Fig. 5 die Wärmeauskopplung über den Wärmetauscher 7 inaktiv ist, ist in diesem Lastfall exakt das gleiche Betriebsverhalten wie in Fig. 5 vorgegeben. Somit ist auch die Anordnung der Wärmetauscher 26, 27, 28, für die Wärmeauskopplung in ein Heiznetz identisch ausgeführt. Anstatt des Wärmetauschers 25 in Fig. 4 wird aber ein Wärmetauscher 31 direkt in den Hauptstrom geschaltet. Fig. 8 zeigt eine zweistufige Gasturbinenanlage zur Verbrennung von Biomasse 38 mit einer zweistufigen Kompressoreinheit 1 und 2, einer Hauptexpansionsstufe 4 im Luftstrom und einer Endexpansionsstufe 5 im Rauchgasstrom, einer zwischen den beiden Expansionsstufen
geschalteten, aufgeladenen Verbrennungseinrichtung 3 und einem
Wärmetauscher 13 zur Lufterhitzung. Angekoppelt ist ein Dampfkreis mit zwei Dampfturbinensätzen 14 und 15. Die folgende Gasturbinenanlage kann mit minderwertigen, stark aschebildenden Brennstoffen (z.B. feuchtes Holz) über eine den
Hauptturbinenstufen 4 nachgeschaltete Verbrennungseinrichtung 3 befeuert werden. Für das Anfahren der Anlage und zur Feinregelung der Turbineneintrittstemperatur ist eine zusätzliche vorgeschaltete
Brennkammer 32, befeuert mit hochwertigen Brennstoffen (Öl, Gas), vorgesehen. In dieser Auslegung kann die Anlage in einem beinahe beliebigen Mischzustand von hoch- und minderwertigen Brennstoffen betrieben werden. Das feuchte Holz wird in einen aufgeladenen Behälter 12 zur Trocknung und Vorwärmung eingebracht. Nach einem
Wäschevorgang im Berieselungsbehälter 11 wird die abgekühlte feuchte Luft (Zwischenkühlung durch Befeuchtung) in die zweite
Kompressoreinheit 2 eingeleitet. Da sich beim Wäschevorgang Dampf ausscheidet, muss über ein Wasserreservoir 29 Wasser in den
Berieselungsbehälter 11 nachgefüllt werden. Die hochkomprimierte Luft wird nun im Wärmetauscher 13 zur Lufterhitzung auf Hochtemperatur gebracht. Der Gasstrom (bei inaktiver Brennkammer 32 reiner Luftstrom) nach Austritt aus der Hauptturbinenstufe 4 wird vorzugsweise in zwei Teilströme verzweigt. Der Hauptstrom wird zur Verbrennungseinrichtung 3 geleitet, - der Nebenstrom wird zum abgekühlten Rauchgasstrom nach Austritt aus dem Wärmetauscher oder Lufterhitzer 13 eingeleitet. Das Rauchgas aus der Hauptbrenneinrichtung 3 durchläuft primärseitig den Lufterhitzer 13 und weiter, nach Beimischung des Nebenstroms 6, die Endexpansionsstufe 5.
In der Grundlast (kein Solareintrag) wird mit den Wärmeauskopplungen 8, 9 im Nebenstrom ein Dampfturbinenprozess mit der kleinen Turbine 14 betrieben. Der vorgeschaltete Wärmetauscher 8 dient zur
Dampfüberhitzung, - der nachgeschaltete Wärmetauscher 9 dient zur Verdampfung und Vorwärmung. Dieser wird sekundärseitig von
Kondensat durchströmt, welches in einen Verdampfungsbehälter 18 mit Unterdruckverdampfung (Druckabfall) eingeleitet wird. Der Heißdampf wird ausschließlich über die Nebenturbine 14 abgefahren.
Bei Spitzenlast (maximale solare Wärmeeinbringung) wird optional über die Solarkollektoren 17 zusätzlich Wärme für die Verdampfung und Vorwärmung eingebracht. In diesem Betrieb wird die Hauptturbine 15 zugeschalten, Turbine 14 wird idealerweise weggeschaltet, da der Wirkungsgrad größenbedingt niedriger ist als bei der Hauptturbine 15. In diesem Betriebszustand wird der Wärmetauscher 9 weitgehend inaktiv. Die Wärmetauscher 7, 8 übernehmen die Dampfüberhitzung, die restliche Wärmeenergie für den Dampfturbinenprozess kommt von den
Solarkollektoren.
Über die Regelung der Wärmeentnahme aus den drei Wärmetauschern 7, 8, 9 für den Dampfturbinenprozess kann nun bei Abfall der solaren Leistung bis hin zu 35% Lastabfall über zusätzliche Beheizung in der Verbrennungseinrichtung 3 so wie in Fig. 6 beschrieben die
Dampfturbinenleistung konstant gehalten werden. Sind größere
Schwankungen auszugleichen, bietet sich natürlich die Möglichkeit durch Zu- und Wegschalten der Nebenturbine 14 dieses Leistungsband nochmals zu erweitern. Dies ist bei großen Anlagen besonders
interessant. Wenngleich die Nebenturbine in etwa nur 10% der Leistung der Hauptturbine hat, erreicht diese dann ebenfalls eine hohen
Wirkungsgrad. Die Leistungsauslegung beider Turbinen in Summe richtet sich nach der maximal möglichen Wärmeauskopplung aus dem Haupt- und Nebenstrom der Gasturbinenanlage. Diese Wärme dient
ausschließlich der Dampfüberhitzung, - die übrige Wärme für
Verdampfung und Vorwärmung kommt von den Solarkollektoren.
Wärmetauscher 9 kann bei solarer Spitzenlast gänzlich weggeschaltet werden. Denkbar ist, hierfür einen Bypass im Nebenstrom vorzusehen. Die Wärmeauskopplung aus dem Hauptstrom ist dabei immer zwingend mit einer zusätzlichen Beheizung der Gasturbinenanlage verbunden. Nach denselben Kriterien wie bei der Anlage zu Fig.7 fällt diese Anlage in die Kategorie„hohe solare Unterstützung".
Fig. 9 zeigt eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 8, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen. Die Wärmeauskopplungen 31, 28 und 26 sind nach denselben Kriterien wie bei der Anlage in Fig. 7 vorgenommen. Die Wärmeauskopplung 27 wie bei der Anlage zu Fig. 7 fällt weg, da ansonsten die Temperatur in der Endexpansionsstufe 5 unter den
Kondensationspunkt sinkt und zudem die elektrische Leistung
unverhältnismäßig abfallen würde. Bei Wärmetauscher 31 ergibt sich der Vorteil, dass dieser primärseitig im aufgeladenen Zustand (~2 bar) durchströmt wird. Fig. 10 zeigt eine schematische Darstellung einer Anlage, die in
Abänderung zu der gezeigten Anlage in Fig. 8 im Hauptstrom einen Wärmetauscher 7 vorsieht, der nicht mehr für die Dampfüberhitzung ausgelegt ist, sondern als Kondensaterhitzer für den
Verdampfungsprozess ausgelegt ist. Die Lastregelung erfolgt über die drei Wärmetauscher 7, 8, 9 nach demselben Schema wie bei der Anlage zu Fig. 4. Aufgrund der zwei Laststufen (große oder kleine Dampfturbine aktiv) fäll diese Anlage ebenfalls in die Kategorie„mittlere solare Unterstützung". Auch hier gibt es die Möglichkeit die Anlage auf „herabgesetzte Solareinbringung" oder„maximale Solareinbringung", wie zu der Beschreibung zur Anlage in Fig.4 angeführt, auszulegen. Fig. 11 zeigt eine schematische Darstellung der Anlage von Fig. 10, erweitert um vorteilhafte Anbindungsmöglichkeiten zur Speisung von Wärmenetzen. Die Wärmeauskopplungen 25, 26, 28 werden nach denselben Kriterien wie bei der Anlage in Fig.5 vorgenommen. Fig. 12 zeigt wie kurzzeitige Lastschwankungen aus dem Solarkreis über einen kleinen Pufferspeicher insoweit ausgeglichen werden können, sodass die Verbrennungseinrichtung 3 auf plötzlich veränderte
Bedingungen entsprechend Zeit hat, die richtige Leistung einzuregeln, bzw. wie kurze Zeiten (10 - 15 Minuten bei plötzlicher Bewölkung oder sich ändernder Bewölkung) ohne Solarenergie überbrückt werden können, ohne dass die Lastsituation an der Hauptturbine 15 geändert werden muss. Dies wird erreicht indem ein Pufferspeicher 36 vorgesehen wird, der in Zeiten hoher Solarenergie mit energiereichem Kondensat gespeist wird. Hierbei wird ein kleiner Teilstrom aus dem Umwälzkreis der Kollektoren über die Verteilereinrichtung 33 und 37 von oben in den Speicher 36 geladen. Das kältere Kondensat aus dem unteren Bereich des Speichers 36 wird über die Verteilereinrichtung 35 dem
Kondensatstrom nach der Kondensatpumpe 20 beigemischt. Bei solarem Ausfall wird nun umgekehrt der Pufferkreis über die Verteileinrichtung 33 gesperrt und der Umwälzstrom wird über die Verteilereinrichtungen 34 und 35 von unten in den Puffer 36 nachgeschoben.
Die Verteilereinrichtung 37 öffnet nun den Weg für das im oberen
Speicherbereich gesammelte energiereiche Kondensat zur
Verdampfungseinrichtung 18. Auf diese Weise kann die Leistung der Hauptturbine 15 für kurze Zeit aufrechterhalten werden. Für 1 MW installierter thermischer Solarleistung sollte der Speicher 36 in etwa auf 10 bis 15 m3 Volumen ausgelegt sein. Dieser Speicher kann auch für die Auskopplung in ein Wärmenetz genutzt werden. Hier wird die
Auskopplung über den Wärmetauscher 26 gezeigt, - denkbar ist auch das Wärmenetz direkt mit dem Kondensat aus dem Dampfturbinenprozess zu durchströmen (Wärmetauscher 26 fällt weg). Mit den hohen
Temperaturen im Speicher (180 - 200°C) kann bei Rücklauftemperaturen um die 50°C bis zu 150°C abgefahren werden. Bei einem
Speichervolumen von angenommen 10 m3 hat man einen Energievorrat von immerhin über 6000 MJ, - dies entspricht 1740 kWh.
All die hier vorgestellten Anlagen erfüllen die folgenden wesentlichen positiven Kriterien für einen großräumigen Einsatz in Gebieten mit mittlerer und hoher Solareinstrahlung :
• Mischbetrieb von hoch- und minderwertigen Brennstoffen möglich;
• Aufrüstmöglichkeit von reinen Heizwerken zu Anlagen zur
gekoppelten Strom- und Wärmeerzeugung;
• Umrüstung von Betrieb mit hochwertigen Brennstoffen auf
Mischbetrieb mit vorwiegender Beheizung mit Biomasse bei
Beibehaltung bestehender Anlagekomponenten nachträglich möglich. Dies ist besonders interessant für die Markteinführung bei einer längeren Umstellungsfase;
• Problemlose Anbindung von Solarkollektoren ohne große
Umrüstmaßnahmen nachträglich möglich. Anlagen der Kategorie nach Fig.2 ermöglichen beispielsweise eine direkte Anbindung. Anlagen der Kategorie nach Fig.6 und Fig.8 können durch nachträgliche Aufrüstung mit einer zweiten größer ausgelegten Dampfturbine und einem Wärmetauscher für die
Dampfüberhitzung im Nebenstrom auf hohe solare Unterstützung ausgelegt werden. Hoher Wirkungsgrad sowohl bei solarer Teil- und Spitzenlast als auch in der Grundlast, - dies ermöglicht einen durchgehenden Betrieb Tag- und Nacht;
Keine zusätzlichen Speichertechnologien für Solarenergie zur Sicherung der Grundlast notwendig;
Niedrige Leistungsauslegung möglich, - wirtschaftliche Größe für Einzugsgebiet von Biomasse und Solarwärme;
Anlagen mit zwei Dampfturbinensätzen ermöglichen zudem :
· Hohe Leistungsdifferenz, - Grundleistung zu Spitzenleistung. Dies führt zu einem hohen Anteil an Solarenergie in der
Gesamtversorgung.
Die Erfindung beschränkt sich nicht nur auf die hier vorgestellten
Varianten, sondern auch auf naheliegende Kombinationen die sich daraus ableiten lassen. Bei den in allen Figuren schematisch dargestellten erfindungsgemäßen Merkmalen ist darauf hinzuweisen, dass die einzelnen Bauteile sowie Zuleitungen in allen verschiedenen
Ausführungsvarianten und Materialien gefertigt sein können. Sämtliche mit technischer Arbeit verbundene Kompressions- und
Expansionsvorgänge sollen auch mit anderen Arbeitsmaschinen erfolgen können, und nicht nur mit den hier in Betracht gezogenen, kontinuierlich durchströmten Turbinensätzen. Die erfindungsgemäßen Anwendungen beschränken sich nicht nur auf stationäre Anlagen, sondern eignen sich auch für den Einsatz zum Antrieb von Lokomotiven, die mit minderwertigen Brennstoffen wie Biomasse oder Kohle betrieben werden. In Fig.6 und Fig.10 werden vorteilhafte Varianten gezeigt. Auch wenn in diesem Falle keine Solarenergie vorgesehen ist und die Notwendigkeit der stufenlose Lastregelung zum Ausgleich wechselhafter Solarenergie wegfällt, kann mit den zwei Dampfturbinensätzen und den drei Wärmeauskopplungen 7, 8, 9 (siehe Fig. 6 und Fig. 10) die Leistung auf zwei Laststufen geregelt werden. Bei niedriger Leistung bzw. Grundlast ist die kleine Turbine 14 im Einsatz. Bei hoher Leistung kommt die große Turbine 15 zum Einsatz.
Im Folgenden werden noch kurz Ergebnisse von Simulationen für zwei verschiedene Anlagengrößen vorgestellt:
A) Simulation - Anlage mit 250 KW EL-Grundleistung :
Gasturbine: Für die Kompression werden Schraubenkompressoren vorgesehen, Für die Expansionsstufen werden Turbinen vorgesehen. In der folgenden Simulation wird eine Turbineneintrittstemperatur von 900°C angesetzt. Der Wärmetauscher für die Lufterhitzung ist auf eine Maximaltemperatur von 1150°C auszulegen. Die Anlage wird
ausschließlich mit Biomasse beheizt. In Kombination mit dem
Dampfturbinenprozess ergibt sich in der Grundlast bei reiner
Biomasseverbrennung bezogen auf die Trockenmasse ein Wirkungsgrad von über 29%, - dies beinahe unabhängig vom Wasseranteil im
Brennstoff,
1) Simulation : Grundlast (kein Solareintrag), 100% Biomasse (Holz) mit 35% Wasseranteil
2) Simulation: Spitzenlast (maximaler Solareintrag), 100% Biomasse (Holz) mit 35%
Zusammenfassend sind nachfolgend die Ergebnisse für die Simulationen einer 250 kW elektrischer Grundlast gezeigt:
a), a') : Grundlast (kein Solareintrag)
b), b') : Mittlere Last (untere Grenze Solareintrag)
c),c') : Spitzenlast (maximaler Solareintrag)
B) Anlage mit 1 MW Nennleistung :
Gasturbine: Für die Kompression werden Schraubenkompressoren vorgesehen. Für die Expansionsstufen werden Turbinen vorgesehen. In der folgenden Simulation wird eine Turbineneintrittstemperatur von 900°C angesetzt. Der Wärmetauscher für die Lufterhitzung ist auf eine Maximaltemperatur von 1150°C auszulegen. Die Anlage wird
ausschließlich mit Biomasse beheizt. In Kombination mit dem
Dampfturbinenprozess ergibt sich in der Grundlast bei reiner
Biomasseverbrennung bezogen auf die Trockenmasse ein Wirkungsgrad von über 35%.
1) Simulation : Grundlast (kein Solareintrag), 100% Biomasse (Holz) mit 35% Wasseranteil
2) Simulation : 100% Spitzenlast (maximaler Solareintrag), 100% Biomasse (Holz) mit 35% Wasseranteil
Zusammenfassend sind nachfolgend die Ergebnisse für die Simulationen einer 1 MWW elektrischer Grundlast gezeigt:
a) , a') : Grundlast (kein Solareintrag)
b) , b') : Mittlere Last (untere Grenze Solareintrag)
c),c') : Spitzenlast (maximaler Solareintrag)
Aus den vorhergehenden Studien zu den Anlagen A) B) ersieht man, dass der Wirkungsgrad wesentlich von der Größe und der Bauart (Schrauben- oder Turbokompressoren) abhängt. Zu berücksichtigen ist, dass das Einzugsgebiet für Biomasse und solare Wärmeeinbringung begrenzt zu halten ist, - andererseits der Wirkungsgrad der Anlagen bei möglichst geringen Kosten hoch sein sollte. Unter diesen Voraussetzungen ist eine ideale Anlagengröße und Bauart zu finden, welche eine kostengünstige Serienproduktion für einen großen Markt ermöglicht und andererseits einen wirtschaftlichen Einsatz für die Betreiber, insbesondere auch für Anlagen mit Ankopplung von Solarenergie, darstellt. In einer groben Abschätzung, rein aus Abwägung von Einzugsgebiet und Wirkungsgrad betrachtet, werden Anlagen mit 250 KW bis 1000 KW Grundlast ideal für einen verbreiteten Einsatz in Frage kommen.
Ergänzend ist darauf hinzuweisen, dass„aufweisend" keine anderen Elemente oder Schritte ausschließt und„eine" oder„ein" keine Vielzahl ausschließt. Ferner sei darauf hingewiesen, dass Merkmale oder Schritte, die mit Verweis auf eines der obigen Ausführungsbeispiele beschrieben worden sind, auch in Kombination mit anderen Merkmalen oder Schritten anderer oben beschriebener Ausführungsbeispiele verwendet werden können. Bezugszeichen in den Ansprüchen sind nicht als Einschränkung anzusehen.

Claims

P a t e n t a n s p r ü c h e
1. Gasturbinenanlage aufweisend :
einen ersten Wärmetauscher (8), der in einen Nebenstrom einer Expansionsstufe (4) koppelbar ist
und einen zweiten Wärmetauscher (9),
wobei der erste Wärmetauscher (8) dem zweiten Wärmetauscher (9) vorgeschaltet ist und derart eingerichtet ist, dass er eine
Dampfüberhitzung durchführt und
wobei der zweite Wärmetauscher (9) derart eingerichtet ist, dass mittels ihm eine Verdampfung und/oder Vorwärmung durchführbar ist.
2. Gasturbinenanlage gemäß Anspruch 1,
wobei die Gasturbinenanlage einen dritten Wärmetauscher (7) aufweist, welcher derart eingerichtet ist, dass er in den Hauptstrom der Expansionsstufe (4) koppelbar ist und der ferner derart eingerichtet ist, dass mittels ihm eine Verdampfung und/oder Vorwärmung und/oder Dampfüberhitzung durchführbar ist. 3. Gasturbinenanlage gemäß Anspruch 1 oder 2,
wobei die Gasturbinenanlage ferner einen Brenner (3) aufweist, welcher der Expansionsstufe (4) vorgeschaltet ist.
4. Gasturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 1 bis 3,
wobei die Gasturbinenanlage ferner eine Verbrennungseinrichtung
(32) aufweist, welche in den Hauptstrom nach der Expansionsstufe (4) geschaltet ist, wobei die Verbrennungseinrichtung (32) derart eingerichtet ist, dass Rauchgas der Verbrennungseinrichtung (32) primärseitig durch einen Wärmetauscher (13) zur Erhitzung
komprimierter Luft leitbar ist.
5. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage, welche aufweist:
eine Gasturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 1 bis 4 und eine Dampfturbinenanlage. 6. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß Anspruch 5 wobei di Dampfturbinenanlage eine weitere Expansionsstufe (14, 15) aufweist. 7. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß Anspruch 5 oder 6, wobei der zweite Wärmetauscher (9) zur Vorwärmung von
Kondensat eingerichtet ist, welches anschließend in einen Behälter (18) zur Entspannungsverdampfung gebracht wird. 8. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 5 bis 7, wobei der dritte Wärmetauscher (7) zur Vorwärmung von Kondensat eingerichtet ist, welches anschließend in einen Behälter (18) zur Entspannungsverdampfung gebracht wird.
9. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 6 bis 8,
wobei der dritte Wärmetauscher (7) und/oder der erste
Wärmetauscher (8) derart eingerichtet sind, dass mittels dieser der weiteren Expansionsstufe (14, 15) der Dampfturbinenanlage überhitzter Dampf zuleitbar ist.
10. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß Anspruch 6 bis 8, wobei der zweite Wärmetauscher (8) und/oder der dritte
Wärmetauscher (7) für eine Kondensatvorwärmung und der erste
Wärmetauscher (8) für eine Dampfüberhitzung eingerichtet sind.
11. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 5 bis 10, wobei die Dampfturbinenanlage einen Solarkollektor (17) aufweist, der derart eingerichtet ist, dass mittels ihm Wärme zur
Verdampfung oder Vorwärmung in einen Arbeitsfluidkreislauf der
Dampfturbinenanlage einbringbar ist.
12. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß Anspruch 11, wobei der Solarkollektor (17) für die Vorwärmung von Kondensat eingerichtet sind.
13. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß Anspruch 11 oder 12, die Dampfturbinenanlage ferner aufweist:
eine Verteileinrichtung (22) und
eine Umwälzpumpe (21),
wobei die Verteileinrichtung (22) und die Umwälzpumpe (21) eingerichtet ist, einen Kondensatstrom zu dem Solarkollektor (17) und dem dritten Wärmetauscher (7) zu regeln.
14. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß den Ansprüchen 7 und 12, wobei die Dampfturbinenanlage ferner aufweist:
eine weitere Verteileinrichtung (39) und
einen Behälter (18),
wobei die Verteilereinrichtung (19) derart eingerichtet ist, dass über sie der Sattdampf aus dem Behälter (18) zur Entspannungsverdampfung zum Dampfüberhitzen zu dem ersten Wärmetauscher (8) und/oder dem dritten Wärmetauscher (7) leitbar ist.
15. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 4 bis 7, wobei der zweite Wärmetauscher (9) derart eingerichtet, dass er bei zugeschaltetem Solarkollektor (17) abgeschaltet ist und/oder über einen Bypass umgangen wird.
16. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 5 bis 15, wobei die Dampfturbinenanlage eine Hauptexpansionsstufe (15) aufweist, welche an die Sekundärseite des ersten Wärmetauschers (8) und/oder des dritten Wärmetauschers (7) gekoppelt ist.
17. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 5 bis 16, wobei die Dampfturbinenanlage eine Nebenexpansionsstufe (14) aufweist.
18. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 5 bis 17, wobei die Dampfturbinenanlage eine Wärmeauskopplung (25) im Kondensatstrom nach der Umwälzpumpe (21) vorsieht. 19. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 5 bis 18, wobei die Gas/Dampfturbinenanlage eine Kompressorstufe (1) aufweist und wobei ein Luftstrom aus der Kompressorstufe (1) durch einen Behälter (12) zur Trocknung und Vorwärmung eines Brennstoffes geleitet wird.
20. Gekoppelte Gas/Dampfturbinenanlage gemäß einem der Ansprüche 5 bis 19, wobei die Gas/Dampfturbinenanlange eine zusätzliche
Kompressorstufe (2) aufweist, welche derart eingerichtet ist, dass ein Luftstrom vor Eintritt in die zusätzliche Kompressorstufe (2) durch eine Kammer (11) mit Wasserberieselung geleitet wird.
EP11802082.5A 2011-01-12 2011-12-20 Gas/dampfturbinenanlage für solare anbindung Withdrawn EP2663755A1 (de)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP11802082.5A EP2663755A1 (de) 2011-01-12 2011-12-20 Gas/dampfturbinenanlage für solare anbindung

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP11150770 2011-01-12
EP11802082.5A EP2663755A1 (de) 2011-01-12 2011-12-20 Gas/dampfturbinenanlage für solare anbindung
PCT/EP2011/073376 WO2012095243A1 (de) 2011-01-12 2011-12-20 Gas/dampfturbinenanlage für solare anbindung

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP2663755A1 true EP2663755A1 (de) 2013-11-20

Family

ID=45418682

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP11802082.5A Withdrawn EP2663755A1 (de) 2011-01-12 2011-12-20 Gas/dampfturbinenanlage für solare anbindung

Country Status (2)

Country Link
EP (1) EP2663755A1 (de)
WO (1) WO2012095243A1 (de)

Families Citing this family (5)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
WO2016147210A1 (en) * 2015-03-13 2016-09-22 Cristaldi, Angelo Automatic plant and process for producing electric energy from solar irradiation, from a fuel-type auxiliary plant and from a system for storing thermal energy
CN109869208A (zh) * 2017-12-05 2019-06-11 平高集团有限公司 蒸汽发电系统及使用该蒸汽发电系统的海水淡化系统
CN109867312A (zh) * 2017-12-05 2019-06-11 平高集团有限公司 一种利用清洁能源进行海水淡化的方法及系统
CN109867313B (zh) * 2017-12-05 2021-12-14 平高集团有限公司 一种蒸汽发电海水淡化系统
CN109970119B (zh) * 2017-12-28 2022-04-15 平高集团有限公司 一种清洁能源储能蓄能与海水淡化联产系统及方法

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
FR1351585A (fr) * 1962-12-28 1964-02-07 Creusot Forges Ateliers Installation combinée comportant une turbine à vapeur, et au moins une turbine à gaz, productrice d'énergie
DE3506102A1 (de) * 1985-02-19 1986-08-21 Mitsubishi Jukogyo K.K., Tokio/Tokyo Kohlebefeuerte energieanlage
US5727379A (en) * 1996-05-31 1998-03-17 Electric Power Research Institute Hybid solar and fuel fired electrical generating system
DE19902810C1 (de) * 1999-01-25 2000-05-25 Siemens Ag Dampfturbinenanlage
JP2003214182A (ja) * 2002-01-24 2003-07-30 Mitsubishi Heavy Ind Ltd ガスタービンコンバインドプラント、およびその運転方法
JP4322902B2 (ja) * 2006-08-10 2009-09-02 川崎重工業株式会社 太陽熱発電設備および熱媒体供給設備
EP2376758A2 (de) 2009-01-15 2011-10-19 Martin Hadlauer Gekoppelte gas/dampfturbine

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO2012095243A1 *

Also Published As

Publication number Publication date
WO2012095243A1 (de) 2012-07-19

Similar Documents

Publication Publication Date Title
DE102008051384B3 (de) Solarhybridbetriebenes Gas- und Dampfkraftwerk
EP0695860B1 (de) Luftspeicherturbine
DE102014105237B3 (de) Verfahren und Vorrichtung zum Speichern und Rückgewinnen von Energie
EP2488752B1 (de) Solarthermisches kraftwerk und verfahren zum betrieb eines solarthermischen kraftwerks
EP2812542A1 (de) Energiespeicherkraftwerk und verfahren zum betreiben eines solchen kraftwerks
EP3025031B1 (de) Verfahren zum betreiben einer dampfturbinenanlage
EP3207225B1 (de) Verfahren zum ausgleich von lastspitzen bei der energieerzeugung und/oder zur erzeugung von elektrischer energie und/oder zur wasserstofferzeugung
EP2663755A1 (de) Gas/dampfturbinenanlage für solare anbindung
EP2657466B1 (de) Fossilbefeuertes Kraftwerk mit Wärmespeicher
EP1584798B1 (de) Verfahren und Einrichtung zur Erzeugung von Kraft und Wärme
DE102019216242A1 (de) Dampfturbinenanlage sowie Verfahren zum Betreiben einer solchen Dampfturbinenanlage
EP2876280B1 (de) Mikrogasturbinenanordnung
EP3469190B1 (de) Kraftwerk mit wärmespeicher
DE102012110579B4 (de) Anlage und Verfahren zur Erzeugung von Prozessdampf
DE102012202575A1 (de) Gaskraftwerk
WO2003104629A1 (de) Gasturbogruppe
AT409405B (de) Anlage zur gewinnung elektrischer energie aus brennstoffen, insbesondere aus biogenen brennstoffen
EP2708719A1 (de) Erweitertes Gaskraftwerk zur Stromspeicherung
EP2138677B1 (de) Gas- und Dampfturbinenanlage
EP2932054B1 (de) Gasturbinenkraftwerk mit verbesserter flexibilisierung
EP2376758A2 (de) Gekoppelte gas/dampfturbine
AT12845U1 (de) Verfahren zum Betreiben einer stationären Kraftanlage mit wenigstens einer Brennkraftmaschine
DE102010048292A1 (de) Verfahren zum Betrieb eines Niedertemperaturkraftwerks
CH718340A2 (de) Steigerung der Leistung von Gas- und Dampfturbinenanlagen bei einer neuen Zusatzvorfeuerung.

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 20130802

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AL AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HR HU IE IS IT LI LT LU LV MC MK MT NL NO PL PT RO RS SE SI SK SM TR

DAX Request for extension of the european patent (deleted)
GRAP Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOSNIGR1

RIC1 Information provided on ipc code assigned before grant

Ipc: F02C 6/18 20060101ALI20150204BHEP

Ipc: F03G 6/00 20060101AFI20150204BHEP

Ipc: F02C 1/05 20060101ALI20150204BHEP

Ipc: F01K 23/10 20060101ALI20150204BHEP

INTG Intention to grant announced

Effective date: 20150304

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION IS DEEMED TO BE WITHDRAWN

18D Application deemed to be withdrawn

Effective date: 20150715