WO2002101205A1 - Verfahren zum betrieb eines kombikraftwerkes - Google Patents

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WO2002101205A1
WO2002101205A1 PCT/IB2002/001693 IB0201693W WO02101205A1 WO 2002101205 A1 WO2002101205 A1 WO 2002101205A1 IB 0201693 W IB0201693 W IB 0201693W WO 02101205 A1 WO02101205 A1 WO 02101205A1
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WO
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steam
gas turbine
turbine system
power
increasing
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PCT/IB2002/001693
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Inventor
Erhard Liebig
Original Assignee
Alstom (Switzerland) Ltd
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    • 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
    • F01K23/103—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 with afterburner in exhaust boiler
    • 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
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    • 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
    • F01K23/106—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 with water evaporated or preheated at different pressures in exhaust boiler

Definitions

  • the present invention relates to a method for operating a combined cycle power plant according to the preamble of claim 1.
  • the electricity grid places base load requirements in a range of, for example, more than 4000 hours per year. In these times, only low prices for electricity are paid in liberalized energy markets. Power plants are then preferably used which, due to their high efficiency, have low variable electricity production costs; the usually very high high investment costs are amortized due to the long useful life. Under medium load requirements, a network requirement is defined that is greater than the base load and exists in the range from 2000 to 4000 hours per year.
  • variable electricity generation costs which often result essentially from the fuel costs, become less important and, on the other hand, the investment costs become more important due to the shorter useful life.
  • power plants with lower efficiency are also operated.
  • peak load requirements are less than 2,000 hours a year, the highest prices are finally paid for short times, and it becomes economical to operate power plants with low investment costs and high variable electricity generation costs.
  • variable costs are primarily determined by the fuel prices, but also by the fuel consumption (and thus the efficiency) and the other operating resources.
  • the fixed costs are primarily determined by the investments required to erect the plants, but also by the use of personnel and the like.
  • the network operators demand from the power plant operators "primary response" properties of the power plants.
  • the expression "primary response” refers to an increase in performance over the registered or Actual performance of a respective energy producer with a defined performance gradient. For example, the increase in output from the actual output to a required approx. 10% higher output should take place within 10 seconds. In other words, if the grid frequency drops (for example 0.5 Hz), the power plants must be able to achieve an increase in power (for example 10% of the actual power) in a certain time unit (for example 10 seconds). This increase in performance should then be able to be maintained in the sense of "secondary response" over a range of, for example, 30 minutes or longer.
  • “Secondary response” describes the holding of the additional service over a certain period of time, ie, for example, operation with an additional service of, for example, 10% for a period of, for example, 30 minutes.
  • the essence of the invention is to equip a combined cycle power plant in a manner known per se with additional means for increasing the output above the nominal full load, such as, for example: an auxiliary firing; Means for introducing additional medium, in particular steam, into the working medium of the gas turbine system; Intake air cooling means for the gas turbine system; Means for introducing drops of liquid into the compressor of the gas turbine plant; Means for intermediate cooling of partially compressed air in the compressor of the gas turbine plant, and to implement operating modes through the targeted use of these additives in order to operate the power plant in an economically optimal manner under the most varied of network conditions, that is to say under the conditions of the most varied of electricity remuneration.
  • additional means for increasing the output above the nominal full load such as, for example: an auxiliary firing; Means for introducing additional medium, in particular steam, into the working medium of the gas turbine system; Intake air cooling means for the gas turbine system; Means for introducing drops of liquid into the compressor of the gas turbine plant; Means for intermediate cooling of partially compressed air in the compressor of the gas
  • the combined cycle power plant runs with the best utilization of the high efficiency and with minimized variable electricity generation costs, preferably at nominal full load.
  • the power of the combined cycle power plant is increased through the targeted use of suitable means beyond the nominal power, thereby maximizing the income.
  • nominal power also nominal full load, nominal full power
  • limit continuous power i.e. an upper power for which a system is designed for continuous operation.
  • Partial load is understood to mean a power below the continuous limit power and an overload means a power above the maximum continuous power.
  • limit power is used below for the time-limited maximum mobile power.
  • the nominal power, nominal full load, nominal full power, basic power of the combined cycle power plant is the power which the combined cycle power plant delivers at full load of the gas turbine system in nominal operation, with full implementation of the steam quantity generated in the waste heat steam generator in the steam turbine, without any other measures to increase performance.
  • the nominal full power of the combined cycle power plant is made up of the nominal full power of the gas turbine system and the steam turbine system. In general, the best efficiency is achieved at nominal full load or in the vicinity of the nominal full load.
  • the nominal operation of the gas turbine system is understood to mean the system-specific defined normal operation, for example operation with a fully open preliminary row, maximum firing temperature and, if appropriate, a predetermined injection ratio of water or steam for nitrogen oxide reduction.
  • the additional firing and the means for increasing the power of the gas turbine system also increase the mass flow of the exhaust gases of the turbine and thus also the efficiency of the heat transfer in the waste heat boiler with consequently greater flow.
  • the additional firing the mass flows in the water / steam are generally increased with constant pressure and temperature conditions. Circulation. When all of these agents are used at the same time, the improved heat transfer efficiency in the waste heat boiler also leads to an additional increase in the efficiency of the additional firing.
  • the means for increasing the performance of the combined cycle power station are put into operation one after the other, in such a way that an agent is only put into operation when the means already in use have exhausted your potential for increasing performance.
  • several means for increasing the performance of the combined cycle power plant are in operation in medium load states without fully utilizing their performance potential. The latter is particularly advantageous when, as described above, synergistic effects of several means for increasing the output of the combined cycle power plant come into play.
  • the additional firing or the steam injection is operated in times of medium load and thereby an increase in the output of the combined cycle power plant up to approximately 20% in the case of the additional firing or 10% in the case of the steam injection, particularly preferably up to 10% in the case of the Additional firing or 5% in the case of steam injection based on the nominal output.
  • the auxiliary firing or the intake air cooling is operated in times of medium load, thereby increasing the output of the combined cycle power plant by up to approximately 20% in the case of auxiliary firing or 5% in the case of intake air cooling, particularly preferably up to 10% in the case of Additional firing or 2.5 % in the case of intake air cooling in relation to the nominal output.
  • the additional firing and the steam injection are operated during peak load times, with an increase in the output of the combined cycle power plant being effected up to approximately 30%, particularly preferably up to 15%, based on the nominal output.
  • the additional firing and the intake air cooling are operated during peak load times, with an increase in the output of the combined cycle power plant being effected up to approximately 25%, particularly preferably up to 12.5%, based on the nominal output.
  • Another embodiment of the invention is characterized in that the additional firing is arranged in the flow direction of the exhaust gas of the gas turbine system upstream of the waste heat boiler and / or inside the waste heat boiler, particularly preferably in the flow direction upstream of the medium pressure evaporator.
  • the intake air cooling takes place by means of a cooling device arranged in the intake air line.
  • the intermediate cooling in the compressor takes place via a cooling device arranged at a suitable point in the flow path of the partially compressed air.
  • the cooling of the intake air or the partially compressed air can be done by means of a cooling medium via a heat exchanger, directly or indirectly, i.e. via a secondary cooling circuit.
  • cooling is possible by injecting a cooling / evaporating medium into the intake air or the partially compressed air.
  • the amount of liquid injected can be dimensioned so that liquid drops penetrate downstream compressor stages and provide internal cooling there.
  • the steam injection is preferably carried out with steam generated in the waste heat boiler, the steam injection taking place in particular in the gas turbine and / or in the hot gas and / or in the combustion chamber and / or in the combustion air and / or via the cooling system. Steam that has already been partially processed can also be used for steam injection in part of the steam turbine system.
  • 1 shows a first embodiment of a combined cycle power plant which can be operated according to the invention
  • 2 shows a second embodiment of a combined cycle power plant which can be operated according to the invention
  • 3 shows a further embodiment of a combined cycle power plant which can be operated according to the invention
  • FIG. 1 shows, as an exemplary embodiment of the method according to the invention, a schematic illustration of a combined cycle power plant, gas turbine 1 and steam turbine 13 being arranged on a common shaft train and driving a common generator 5.
  • the water / steam circuit with waste heat boiler 7 and steam turbine system 13 is designed, for example, as a three-pressure process with reheating 17.
  • a combined cycle power plant is further understood to mean the coupling of a gas and a steam process in the form of a gas turbine system and a steam turbine system.
  • the heat of the exhaust gases from the gas turbine of the gas turbine system is used to generate steam in a waste heat boiler.
  • the steam generated is used to drive the steam turbine system.
  • the combined cycle power plant has a gas turbine system 1, the exhaust gas 6 of which is fed to a waste heat boiler 7.
  • the gas turbine system 1 consists of a compressor 2, a combustion chamber 3 and a turbine 4.
  • the turbine 4, the compressor 2 and the generator 5 are arranged on a common shaft 8.
  • the turbine 4 drives both the compressor 2 and the generator 5 via this common shaft 8.
  • the air 9 supplied via the compressor 2 reaches the combustion chamber 3 as combustion air 10.
  • fuel supplied via the fuel line 11 is burned.
  • the hot gas 12 generated in the combustion chamber 3 reaches the turbine 4 and is expanded there in a work-performing manner.
  • a gas turbine system can also have several combustion chambers and several turbines.
  • gas turbine systems with sequential combustion as are known, for example, from EP 620362, a high-pressure combustion chamber with a high-pressure turbine is followed by a low-pressure combustion chamber with a low-pressure turbine.
  • a gas turbine system can also have a plurality of compressors or partial compressors connected in series.
  • the steam generated in the waste heat boiler 7 in several pressure stages is fed to a steam turbine system 13 via the respective live steam lines 30, 37, 42.
  • the high-pressure steam is fed to the reheater 17 of the waste heat boiler 7 via the cold reheater steam line 16, where it overheats and via the hot one Intermediate superheater steam line 18 is fed to the steam turbine system 13 together with the medium pressure steam of the medium pressure / low pressure steam turbine 15.
  • the steam turbine system 13 also drives the generator 5 via a clutch 19. More than one gas turbine set with associated waste heat boiler can also be connected to a steam turbine system.
  • the steam processed in the steam turbine system 13 flows into a condenser 20. After the condensation of the exhaust steam in the condenser 20, the condensate is conveyed from the condensate pump 21 to the feed water tank / degasser 22, degassed and stored there.
  • Feed water is conveyed from the feed water container / degasser 22 by means of the high pressure feed water pump 23 to a high pressure economizer I 24, then flows to the high pressure economizer II 25, to the high pressure economizer III 26 and from there to the high pressure steam drum 27.
  • the high pressure steam drum 27 is connected to the high pressure evaporator 28.
  • the high-pressure steam drum 27 is followed by a high-pressure superheater 29, to which the high-pressure fresh steam line 30 connects, which leads to the high-pressure steam turbine 14 of the steam turbine system 13.
  • Feed water is conveyed from the feed water tank / degasser 22 by means of the medium pressure feed water pump 31 to a medium pressure economizer I 32, then flows to the medium pressure economizer II 33 and from there to the medium pressure steam drum 34.
  • the medium pressure steam drum 34 is connected to the medium pressure evaporator 35.
  • the medium-pressure steam drum 34 is followed by a medium-pressure superheater 36, to which the medium-pressure fresh steam line 37 connects, which leads to the medium-pressure / low-pressure steam turbine 15 of the steam turbine system 13.
  • Feed water is conveyed from the feed water tank / degasser 22 by means of the low pressure feed water pump 38 to a low pressure economizer 39 and flows from there to the low pressure steam drum 40.
  • the low pressure steam drum 40 is connected to the low pressure evaporator 41.
  • the low-pressure fresh steam line 42 connects to the low-pressure steam drum 40 and also leads to the steam turbine system 13.
  • the low-pressure steam also serves to degas the condensate in the feed water tank / degasser 22.
  • the high pressure economizer I 24, the high pressure economizer II 25, the high pressure economizer III 26, the high pressure steam drum 27, the high pressure evaporator 28 and the high pressure superheater 29 together form a high pressure steam system operating at a first pressure stage.
  • the medium-pressure economizer I 32, the medium-pressure economizer II 33, the medium-pressure steam drum 34, the medium-pressure evaporator 35 and the medium-pressure superheater 36 together form a medium-pressure steam system operating at a second pressure stage.
  • the low-pressure economizer 39, the low-pressure steam drum 40 and the low-pressure evaporator 41 together form a low-pressure steam system operating at a third pressure stage.
  • a waste heat boiler consisting of drum circulation evaporators was described.
  • the feed water preheated by the economizer of the respective pressure level is conveyed into the steam drums.
  • the drum water is circulated in the steam drum-evaporator system and partially evaporated.
  • the separation of water and steam takes place in the steam drum.
  • the water is fed back to the evaporator, while the saturated steam reaches the steam turbine system directly or via a preferably provided superheater.
  • an additional firing 44 with a fuel line 45 is located directly in the exhaust gas line 6 between the turbine 4 and the waste heat boiler 7.
  • this additional firing 44 the exhaust gas 6 of the gas turbine system 1 can be reheated if necessary, the residual oxygen present in the exhaust gas 6 being used for the combustion becomes.
  • the additional firing 44 is only in operation when the gas turbine system 1 is in operation, it initially does not require a fresh fan.
  • the additional firing 44 can also be equipped with its own fresh fan if this is advantageous for design, economic or operational reasons.
  • a further additional firing 44a is arranged within the waste heat boiler 7.
  • Several additional firing devices can also be arranged before the respective pressure levels.
  • the additional firing 44, 44a and the cooling device 55 are, as shown below, means for increasing the output of the combined cycle power plant beyond the nominal output or nominal full output.
  • the cooling device 55 is a means of increasing the power of the gas turbine system 1, while the additional firing primarily influences the performance potential of the steam turbine system 13.
  • Modern combined cycle power plants have the highest levels of efficiency with, on the other hand, high initial investments. In the area of conventional power plants, they guarantee extremely economical electricity generation. The combined cycle power plants are therefore operated economically whenever possible at nominal full load. They are too Components designed so that the best levels of efficiency are achieved at nominal full load. On the other hand, comparatively large amounts of money can be earned by providing and providing quickly available services.
  • a state-of-the-art operation in which a combination system is operated in normal operation by 90% - 95% of the nominal output, enables reserves to be kept available; on the other hand, efficiency and performance potential are not fully exploited in normal operation, which delays the amortization of the high system investments.
  • the exhaust gas 6 of the gas turbine system 1 is additionally heated by means of the heat introduced via the additional firing 44.
  • This temperature increase of the exhaust gas 6 can now either be used to increase the conditions or the mass flow of the live steam generated in the waste heat boiler 7.
  • the output of the steam turbine system 13 and thus of the combined cycle power plant can be increased in both ways. Since the combined efficiency of a combined cycle power plant is greater than the efficiency of the steam process, an increase in output by means of additional firing, with a few exceptions, usually leads to a reduction in the combined efficiency.
  • the increase in output by means of additional firing 44 is subject to technical and economic limits, in particular by designing the water / steam circuit but also, for example, the electrical systems, starting with the generator.
  • the increase in output by means of additional firing 44 is therefore limited to values up to approximately 20%, preferably to values up to 10% based on the nominal output.
  • the mass flow is increased by the cooling of the intake air 9 and the associated increase in the density of the intake air 9.
  • the output of the gas turbine system 1 increases via the increase in the mass flow of the working fluid.
  • the increase in output by means of intake air cooling 55 is limited by the design of the gas turbine installation 1.
  • an increase in performance by means of intake air cooling usually does not lead to a significant change in the combined efficiency, with a few exceptions.
  • the increase in performance by means of intake air cooling is not only due to the design of the gas turbine system but also, for example electrical systems starting with the generator set technical and economic limits.
  • the increase in performance by means of intake air cooling is therefore limited to values of up to approximately 5%, preferably to values of up to 2.5%, based on the nominal output.
  • the measures of the additional firing and the intake air cooling can be used to achieve performance increases of up to 25%, preferably up to 12.5%, based on the nominal output, if necessary.
  • An increase in output beyond the nominal output is possible, for example, by overloading, by utilizing existing reserves or, for example, by increasing the size of the individual components or systems.
  • the possibilities can be very different depending on the respective component or system.
  • the gas turbine system must enable performance-enhancing intake air cooling with regard to its design in the widest possible range of ambient conditions.
  • Steam turbines often fail to swallow at rated power.
  • the steam turbines can therefore process steam mass flows that are in part significantly higher than the nominal steam mass flow and thus deliver additional power at the expense of a lower efficiency.
  • the high-pressure and medium-pressure / low-pressure steam turbine 14, 15, as with the enlarged design 52, 53 can also be designed for larger steam mass flows.
  • Analogous relationships also apply to many other components. For example, in the case of a condenser, an increased exhaust mass flow would only be at the expense of the vacuum. Other components are manufactured in specific output sizes regardless of specific power plants. This applies, for example, to the generator. Either the generator has reserves anyway, you can improve its cooling to increase performance, or you can install a more powerful version.
  • the water / steam cycle must also take into account the increased mass flows when the auxiliary firing is in operation. If, for example, this is possible in the pipelines solely through higher flow velocities, the design of the pumps, for example, must take into account the possibly increased mass flows.
  • the increased operating costs when operating the auxiliary firing and intake air cooling result from the increased use of fuel and in the case of intake air cooling from the operation of cooling systems and / or the need for cooling medium.
  • the power plant is now operated as follows: 1. In low-load times with low electricity tariffs, the combined cycle power plant is operated in nominal operation with maximum efficiency, ie with the lowest variable costs.
  • the combined cycle power plant is equipped with additional firing and / or intake air cooling, i.e. operated in a performance range above the nominal power and thus increased variable costs.
  • FIG. 2 shows a combined cycle power plant which is essentially identical to that shown in FIG. 1.
  • Only the means for cooling the intake air are designed here as injection coolers 56.
  • the injection cooler 56 can also be operated in such a way that liquid drops penetrate into the compressor 2 and evaporate there in the course of the compression and thus lead to intensive internal cooling of the compressor 2 and to a further increase in performance of the gas turbine system 1. Such an injection of liquid drops can also be provided within the compressor.
  • FIG. 1 Another embodiment of a combined cycle power plant that can be operated according to the invention is shown in FIG.
  • the compressor of the gas turbine plant 1 is divided into two partial compressors 2a, 2b, between which an intercooler 57 is arranged. Intercooling in the compressor is a known measure for increasing the gas turbine output.
  • the intercooler 57 is shown here as a surface heat exchanger; it can also be an evaporative or injection cooler without further ado.
  • the gas turbine system also has points 47, 48, 49, 50 for injecting steam into the turbine 4, upstream of the turbine, into the combustion chamber 3, and upstream of the combustion chamber.
  • the steam 46 used for this purpose is branched off at a suitable point from the waste heat steam generator 7.
  • medium-pressure saturated steam is removed from the medium-pressure drum 34 for this purpose.
  • two additional firing devices 44a and 44b are also arranged within the heat recovery steam generator. Additional firing 44a acts directly on the high pressure evaporator 28 and thus influences the rate of high pressure steam generation. Additional firing 44b acts directly on the medium-pressure evaporator 35. Additional firing 44b is therefore preferably operated in connection with the steam injection in order to provide the required amount of steam without reducing the amount of steam Steam turbine.
  • the additional firing 44a is arranged directly upstream of the high-pressure evaporator 28, as well as the additional firing 44, since the additional firing can then affect all pressure levels and via the increased steam production influences the performance potential of the steam turbine plant 13.
  • the steam injection can initially be operated independently. However, when steam injection is in operation, it is advantageous to replace the steam mass flow lost in the steam turbine system by means of additional firing. If the steam injection is operated, then the additional firing 44b is preferably also operated independently of the additional firing 44 and 44a.
  • the increase in performance by means of steam injection has technical and economic limits due to the design, in particular of the water / steam cycle, but also, for example, of the electrical systems, starting with the generator.
  • the increase in output by means of steam injection into the gas turbine system is therefore limited to values of up to approximately 10%, preferably to values of up to 5%, based on the nominal output.
  • the additional firing and steam injection can be used to achieve increases in output of the combined cycle power plant of up to 30%, preferably up to 15% based on nominal output, if necessary.
  • the power-increasing means are put into operation as required, depending on the electricity price achievable in each case, and preferably depending on their influence on the variable costs of electricity generation.

Abstract

Ein Kombikraftwerk ist mit einer Reihe von Mitteln (44, 44a, 55) zur Leistungssteigerung über die Nominal-Volllast hinaus versehen. Das Kombikraftwerk wird in einem Elektrizitätsnetz betrieben, in dem der Strompreis mit den Leistungsanforderungen des Netzes variiert. Bei Unterhalb eines ersten Grenzwertes des Strompreises wird das Kombikraftwerk ohne diese Mittel betrieben. Das Kombikraftwerk arbeitet bei bestem Wirkungsgrad und minimalen variablen Stromgestehungskosten. Bei einer Leistungsanforderung, bei der der Strompreis oberhalb eines ersten Grenzwertes liegt, wird wenigstens eines der Mittel in Betrieb genommen. Bei einer Leistungsanforderung, bei der der Strompreis oberhalb eines höchsten Grenzwertes liegt, befinden sich alle Mittel im Betrieb, und ermöglichen so eine Einnahmenmaximierung durch maximale Stromproduktion des Kombikraftwerks.

Description

Verfahren zum Betrieb eines Kombikraftwerkes
TECHNISCHES GEBIET
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betrieb eines Kombikraftwerkes gemäss dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
STAND DER TECHNIK
Beim Betrieb von Kraftwerken in einem Elektrizitätsnetz kann bezüglich der jährlichen Nutzungsdauer zwischen drei Bereichen unterschieden werden. Grundlastanforderungen stellt das Elektrizitätsnetz in einem Bereich von beispielsweise mehr als 4000 Stunden pro Jahr. In liberalisierten Energiemärkten werden in diesen Zeiten nur geringe Preise für Strom gezahlt. Es werden dann bevorzugt Kraftwerke eingesetzt, welche aufgrund eines hohen Wirkungsgrades geringe variable Stromgestehungskosten haben; die hier meist sehr hohen hohen Investitionskosten amortisieren sich aufgrund der grossen Nutzungsdauer. Unter Mittellastbedarf, wird eine Netzanforderung definiert, die grösser als Grundlast ist, und im Bereich von 2000 bis 4000 Stunden pro Jahr besteht. Gemäss dem Gesetz von Angebot und Nachfrage steigt der Strompreis, so, dass die variablen Stromgestehungskosten, welche sich oft wesentlich aus den Brennstoffkosten ergeben, an Bedeutung verlieren, und demgegenüber aufgrund der geringeren Nutzungsdauer die Investitionskosten an Bedeutung gewinnen. Es werden bei Mittellast also auch Kraftwerke mit geringerem Wirkungsgrad betrieben. Bei Spitzenlastanforderungen, die weniger als 2000 Stunden pro Jahr anstehen, werden schliesslich für geringen Zeiten höchste Preise gezahlt, und es wird wirtschaftlich, Kraftwerke mit geringen Investitionskosten und hohen variablen Stromgestehungskosten zu betreiben.
Die variablen Kosten werden in erster Linie durch die Brennstoffpreise, aber auch durch den Brennstoffverbrauch (und damit den Wirkungsgrad) und die sonstigen Betriebsmittel bestimmt. Die festen Kosten werden in erster Linie durch die zur Errichtung der Anlagen erforderlichen Investitionen, aber auch durch den Personaleinsatz und dergleichen bestimmt.
In den liberalisierten Strommärkten ist die Fähigkeit, auf unterschiedliche Netzanforderungen reagieren zu können, ein wirtschaftliches Muss. Die Netzbetreiber fordern von den Kraftwerksbetreibern "primary response"-Eigenschaften der Kraftwerke. Der Ausdruck "primary response" bezieht sich auf eine Steigerung der Leistung über die angemeldete bzw. aktuell gefahrene Ist-Leistung eines jeweiligen Energieerzeugers mit einem definierten Leistungsgradienten. Beispielsweise soll die Zunahme der Leistung von der Ist-Leistung zu einer geforderten ca. 10 % höheren Leistung innerhalb 10 Sekunden erfolgen. D.h., die Kraftwerke müssen im Falle des Absinkens der Netzfrequenz (beispielsweise 0.5 Hz) in der Lage sein, in einer gewissen Zeiteinheit (beispielsweise 10 sec.) eine Leistungssteigerung (beispielsweise 10 % der Ist-Leistung) zu erbringen. Diese Leistungssteigerung sollte dann im Sinne von "secondary response" über einen Bereich von beispielsweise 30 Minuten oder länger gehalten werden können. Mit "secondary response" wird das Halten der Zusatzleistung über einen gewissen Zeitraum beschrieben, d.h. beispielsweise der Betrieb mit einer Zusatzleistung von z.B. 10% während einem Zeitraum von z.B. 30 Minuten.
Aufgrund der Möglichkeiten, in Spitzenlastzeiten einen hohen "Cash-Flow" zu erzeugen, werden Reserven vorgehalten, sei es in Form von bei Grundlastanforderungen nicht bei Nominal-Volllast betriebenen Kraftwerken, oder Spitzenlastkraftwerken, die nur zu Spitzenlastzeiten laufen. Beides führt zu unvollständig genutztem Kapital, und auch zu Wirkungsgradverlusten, da Kraftwerke häufig bei Nominal-Volllast auch den besten Wirkungsgrad und damit die geringsten variablen Stromgestehungskosten haben, die dann aber bei Grundlastanforderungen nicht vollständig genutzt werden. Letztlich resultiert die Bereitstellung von Reserveleistung nach dem Stand der Technik in wirtschaftlich suboptimalen Betriebsweisen.
DARSTELLUNG DER ERFINDUNG
Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher, technische Mittel zur wirtschaftlichen Optimierung des Betriebs eines Kombikraftwerks gemäss dem Oberbegriff des Anspruchs 1 anzugeben, welche die Nachteile des Standes der Technik zu überwinden vermag, und eine wirtschaftliche und betriebstechnisch flexible Betriebsweise in Abhängigkeit vom erzielbaren Strompreis ermöglicht, und welche es insbesondere ermöglicht, mit einem einzigen Kraftwerk sowohl Grundlast als auch Spitzenlast wirtschaftlich sinnvoll abzudecken.
Diese Aufgabe wird durch ein Betriebsverfahren gemäss dem Anspruch 1 gelöst.
Der Kern der Erfindung besteht darin, ein Kombikraftwerk auf an sich bekannte Weise mit zusätzlichen Mitteln zur Leistungssteigerung über die Nominal-Volllast auszurüsten, wie beispielsweise: eine Zusat∑feuerung; Mittel zur Einbringung von Zusatzmedium, insbesondere Dampf, in das Arbeitsmittel der Gasturbinenanlage; Mittel zur Ansaugluftkühlung der Gasturbinenanlage; Mittel zur Einbringung von Flüssigkeitstropfen in der Verdichter der Gasturbinenanlage; Mittel zur Zwischenkühlung teilverdichteter Luft im Verdichter der Gasturbinenanlage, und durch den gezielten Einsatz dieser Zusatzmittel Betriebsweisen zu realisieren, um das Kraftwerk unter den verschiedensten Netzbedingungen d. h. unter den Bedingungen unterschiedlichster Stromvergütungen wirtschaftlich optimal zu betreiben. Bei geringen erzielbaren Strompreisen läuft das Kombikraftwerk unter bester Ausnutzung des hohen Wirkungsgrades und mit minimierten variablen Stromgestehungskosten bevorzugt bei Nominal-Vollast. Bei hohen erzielbaren Strompreisen wird die Leistung des Kombikraftwerks durch gezielten Einsatz geeigneter Mittel über die Nennleistung hinaus erhöht und dadurch die Einnahmen maximiert.
Der Begriff der Nennleistung, auch Nominal-Volllast, Nominal-Vollleistung, ist im Sinne der Grenzdauerleistung zu verstehen, also einer oberen Leistung, für welche eine Anlage für den Dauerbetrieb ausgelegt ist. Unter Teillast wird dabei eine Leistung unterhalb der Grenzdauerleistung und unter Überlast eine Leistung oberhalb der Grenzdauerleistung verstanden. Für die zeitlich begrenzte maximal fahrbare Leistung wird nachfolgend der Begriff Grenzleistung verwendet.
Die Nennleistung, Nominal-Volllast, Nominal-Vollleistung, Grundleistung des Kombikraftwerks, ist die Leistung, welche das Kombikraftwerk bei Vollast der Gasturbinenanlage im Nominalbetrieb, bei vollständiger Umsetzung der im Abhitzedampferzeuger dabei erzeugten Dampfmenge in der Dampfturbine, ohne sonstige leistungssteigemde Massnahmen abgibt. Die Nominal-Vollleistung des Kombikraftwerkes setzt sich aus der Nominal-Vollleistung der Gasturbinenanlage und der Dampfturbinenanlage zusammen. Im Allgemeinen wird bei Nominal-Volllast oder in der Nähe der Nominal-Volllast auch der beste Wirkungsgrad erzielt.
Unter dem Nominalbetrieb der Gasturbinenanlage wird der anlagenspezifisch definierte Normalbetrieb verstanden, beispielsweise Betrieb mit voll geöffneter Vorleitreihe, maximaler Feuerungstemperatur, und gegebenenfalls einem vorgegebenen Einspritzverhältnis von Wasser oder Dampf zur Stickoxidreduktion.
Mittel zur Leistungserhöhung über die Grundleistung des Kombikraftwerks hinaus sind an sich bekannt, und oben nicht abschliessend aufgezählt.
In diesem Zusammenhang ist auch auf die gegenseitige positive Beeinflussung der insbesondere im Fall von Spitzenlastanforderungen gleichzeitig eingesetzten Mittel, der Zusatzfeuerung und der Mittel zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage, hinzuweisen. Die Mittel zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage erhöhen auch den Massenstrom der Abgase der Turbine und damit auch die Effizienz der Wärmeübertragung im folglich stärker durchströmten Abhitzekessel. Mit der Zusatzfeuerung erhöht man in der Regel bei gleichbleibenden Druck- und Temperaturverhältnissen die Massenströme im Wasser-/Dampf- Kreislauf. Bei gleichzeitigem Einsatz aller dieser Mittel führt die verbesserte Wärmeübertragungseffizienz im Abhitzekessel infolgedessen auch zu einer zusätzlichen Erhöhung der Effizienz der Zusatzfeuerung.
Gemäss einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung werden die Mittel zur Leistungssteigerung des Kombikraftwerkes nacheinander in Betrieb genommen, und zwar dergestalt, dass ein Mittel immer erst dann in Betrieb genommen wird, wenn die bereits im Betrieb befindlichen Mittel Ihre Leistungssteigerungspotenziale ausgeschöpft haben. Gemäss einer weiteren Ausführungsform der Erfindung sind in mittleren Lastzuständen mehrere Mittel zur Leistungssteigerung des Kombikraftwerks in Betrieb, ohne ihre Leistungspotenziale voll auszuschöpfen. Letzteres ist insbesondere dann vorteilhaft, wenn, wie oben beschrieben, synergistische Effekte mehrerer Mittel zur Leistungserhöhung des Kombikraftwerks zum Tragen kommen. Dies ist beispielsweise auch dann der Fall, wenn, zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage Dampf in deren Arbeitsmedium eingebracht wird; mit Vorteil wird dann auch eine Zusatzfeuerung betrieben, welche die Dampfproduktion im Abhitzedampferzeuger steigert, so, dass der Dampfverlust für die Dampfturbinenanlage kompensiert werden kann. Besonders von Vorteil ist es dabei, wenn eine Zusatzfeuerung im Abhitzedampferzeuger angeordnet ist, die auf den Verdampfer und/oder Überhitzer wirkt, in dem der Dampf zur Einbringung in die Gasturbinenanlage bereitgestellt wird. Dampf kann auch vorteilhaft über das Kühlsystem der Gasturbinenanlage zugeführt werden; er hat dort den weiteren Vorteil, Luft zu verdrängen, die dann unmittelbar als Prozessfluid zur Verfügung steht.
Insgesamt erweist es sich auch als vorteilhaft, die Mittel zur Leistungssteigerung des Kombikraftwerks bei steigenden Leistungsanforderungen des Elektrizitätsnetzes in der Reihenfolge steigenden Einflusses auf die Stromgestehungskosten in Betrieb zu nehmen.
Gemäss einer anderen Ausführungsform der Erfindung wird in Zeiten mittlerer Last die Zusatzfeuerung oder die Dampfeinspritzung betrieben und dadurch eine Steigerung der Leistung des Kombikraftwerkes bis etwa 20% im Fall der Zusatzfeuerung bzw. 10% im Fall der Dampfeinspritzung, insbesondere bevorzugt bis 10% im Fall der Zusatzfeuerung bzw. 5 % im Fall der Dampfeinspritzung bezogen auf die Nennleistung bewirkt. Es ist aber auch möglich in Zeiten mittlerer Last die Zusatzfeuerung und die Dampfeinspritzung, beide bei mittlerer Leistung, zu betreiben, und dadurch eine Steigerung der Leistung des Kombikraftwerkes bis etwa 15 %, insbesondere bevorzugt bis 7,5 % bezogen auf die Nennleistung zu bewirken. Besonders bevorzugt ist es aber, bei mittlerer Last nur die Zusatzfeuerung oder nur die Dampfeinspritzung zu betreiben.
Gemäss einer weiteren Ausführungsform der Erfindung wird in Zeiten mittlerer Last die Zusatzfeuerung oder die Ansaugluftkühlung betrieben und dadurch eine Steigerung der Leistung des Kombikraftwerkes bis etwa 20 % im Fall der Zusatzfeuerung bzw. 5 % im Fall der Ansaugluftkühlung, insbesondere bevorzugt bis 10 % im Fall der Zusatzfeuerung bzw. 2,5 % im Fall der Ansaugluftkühlung bezogen auf die Nennleistung bewirkt. Es ist aber auch möglich in Zeiten mittlerer Last die Zusatzfeuerung und die Ansaugluftkühlung, beide bei mittlerer Leistung, zu betreiben, und dadurch eine Steigerung der Leistung des Kombikraftwerkes bis etwa 12,5 %, insbesondere bevorzugt bis 6 % bezogen auf die Nennleistung zu bewirken. Besonders bevorzugt ist es aber, bei mittlerer Last nur die Zusatzfeuerung zu betreiben.
Gemäss einer weiteren Ausführungsform der Erfindung werden in Spitzenlastzeiten die Zusatzfeuerung und die Dampfeinspritzung betrieben, wobei eine Steigerung der Leistung des Kombikraftwerkes bis etwa 30 %, insbesondere bevorzugt bis 15 % bezogen auf die Nennleistung bewirkt wird.
Gemäss einer weiteren Ausführungsform der Erfindung werden in Spitzenlastzeiten die Zusatzfeuerung und die Ansaugluftkühlung betrieben, wobei eine Steigerung der Leistung des Kombikraftwerkes bis etwa 25 %, insbesondere bevorzugt bis 12,5 % bezogen auf die Nennleistung bewirkt wird.
Eine andere Ausführungsform der Erfindung ist dadurch gekennzeichnet, dass die Zusatzfeuerung in Strömungsrichtung des Abgases der Gasturbinenanlage vor dem Abhitzekessel und/oder innerhalb des Abhitzekessels, insbesondere bevorzugt in Strömungsrichtung vor dem Mitteldruckverdampfer angeordnet ist. Die Ansaugluftkühlung erfolgt mittels einer in der Ansaugluftleitung angeordneten Kühlvorrichtung. Die Zwischenkühlung im Verdichter erfolgt über eine an geeigneter stelle im Strömungsweg der teilverdichteten Luft angeordnete Kühlvorrichtung.
Die Kühlung der Ansaugluft oder der teilverdichteten Luft kann dabei mittels eines Kühlmediums über einen Wärmeübertrager, direkt oder indirekt, d.h. über einen Sekundärkühlkreislauf, erfolgen. Andererseits ist die Kühlung mittels Einspritzung eines kühlenden/verdampfenden Mediums in die Ansaugluft oder die teilverdichtete Luft möglich. Bei der Einspritzung kann die eingespritzte Flüssigkeitsmenge so bemessen werden, dass Flüssigkeitstropfen in stromab gelegene Verdichterstufen eindringen und dort für eine Innenkühlung sorgen. Die Dampfeinspritzung erfolgt bevorzugt mit im Abhitzekessel erzeugtem Dampf, wobei die Dampfeinspritzung insbesondere in die Gasturbine und/oder in das Heissgas und/oder in die Brennkammer und/oder in die Verbrennungsluft und/oder über das Kühlsystem erfolgt. Zur Dampfeinspritzung kann auch in einem Teil der Dampfturbinenanlage bereits teilweise abgearbeiteter Dampf verwendet werden.
KURZE ERLÄUTERUNG DER FIGUREN
Die Erfindung soll nachfolgend anhand von Ausführungsbeispielen im Zusammenhang mit den Figuren näher erläutert werden. Es zeigen: Fig. 1 eine erste Ausführungsform eines erfindungsgemäss betreibbaren Kombikraftwerks; Fig. 2. eine zweite Ausführungsform eines erfindungsgemäss betreibbaren Kombikraftwerks; Fig. 3. eine weitere Ausführungsform eines erfindungsgemäss betreibbaren Kombikraftwerks;
WEGE ZUR AUSFÜHRUNG DER ERFINDUNG
Figur 1 zeigt als Ausführungsbeispiel für das erfindungsgemässe Verfahren eine schematische Darstellung eines Kombikraftwerkes, wobei Gasturbine 1 und Dampfturbine 13 auf einem gemeinsamen Wellenstrang angeordnet sind und einen gemeinsamen Generator 5 antreiben. Der Wasser-/Dampf-Kreislauf mit Abhitzekessel 7 und Dampfturbinenanlage 13 ist beispielhaft als Dreidruckprozess mit Zwischenüberhitzung 17 ausgeführt.
Unter einem Kombikraftwerk wird im weiteren die Kopplung eines Gas- und eines Dampfprozesses in Form einer Gasturbinenanlage und einer Dampfturbinenanlage verstanden. Die Wärme der Abgase der Gasturbine der Gasturbinenanlage dient dabei zur Dampferzeugung in einem Abhitzekessel. Der erzeugte Dampf wird zum Antrieb der Dampfturbinenanlage genutzt.
Das Kombikraftwerk weist gemäss der Figur 1 eine Gasturbinenanlage 1 auf, deren Abgas 6 einem Abhitzekessel 7 zugeführt wird. Die Gasturbinenanlage 1 besteht aus einem Verdichter 2, einer Brennkammer 3 und einer Turbine 4. Die Turbine 4, der Verdichter 2 und der Generator 5 sind auf einer gemeinsamen Welle 8 angeordnet. Die Turbine 4 treibt über diese gemeinsame Welle 8 sowohl den Verdichter 2 als auch den Generator 5 an. Die über dem Verdichter 2 zugeführte Luft 9 gelangt nach der Verdichtung im Verdichter 2 als Verbrennungsluft 10 in die Brennkammer 3. In der Brennkammer 3 wird über die Brennstoffleitung 11 zugeführter Brennstoff verbrannt. Das in der Brennkammer 3 erzeugte Heissgas 12 gelangt zur Turbine 4 und wird dort arbeitleistend entspannt.
Eine Gasturbinenanlage kann auch mehrere Brennkammern und mehrere Turbinen aufweisen. So sind beispielsweise bei Gasturbinenanlagen mit sequentieller Verbrennung, wie sie beispielsweise aus der EP 620362 bekannt sind, einer Hochdruckbrennkammer mit Hochdruckturbine eine Niederdruckbrennkammer mit Niederdruckturbine nachgeschaltet. Auch kann eine Gasturbinenanlage mehrere in Serie geschaltete Verdichter oder Teilverdichter aufweisen.
Der im Abhitzekessel 7 in mehreren Druckstufen erzeugte Dampf wird über die jeweiligen Frischdampfleitungen 30,37,42 einer Dampfturbinenanlage 13 zugeführt. Der Hochdruckdampf wird nach dessen Abarbeitung in der Hochdruckdampfturbine 14 der Dampfturbinenanlage 13 über die kalte Zwischenüberhitzerdampfleitung 16 dem Zwischenüberhitzer 17 des Abhitzekessels 7 zugeführt, dort überhitzt und über die heisse Zwischenüberhitzerdampfleitung 18 gemeinsam mit dem Mitteldruckdampf der Mitteldruck- /Niederdruckdampfturbine 15 der Dampfturbinenanlage 13 zugeführt.
Im vorliegenden Fall treibt die Dampfturbinenanlage 13 über eine Kupplung 19 ebenfalls den Generator 5 an. Es können auch mehr als ein Gasturbosatz mit zugehörigem Abhitzekessel auf eine Dampfturbinenanlage geschaltet sein.
Der in der Dampfturbinenanlage 13 abgearbeitete Dampf strömt in einen Kondensator 20. Nach der Kondensation des Abdampfes im Kondensator 20 wird das Kondensat von der Kondensatpumpe 21 zum Speisewasserbehälter/Entgaser 22 gefördert, dort entgast und gespeichert.
Vom Speisewasserbehälter/Entgaser 22 wird mittels der Hochdruckspeisewasserpumpe 23 Speisewasser zu einem Hochdruckeconomizer I 24 gefördert, strömt danach zum Hochdruckeconomizer II 25, zum Hochdruckeconomizer III 26 und von diesem zur Hochdruckdampftrommel 27. Die Hochdruckdampftrommel 27 steht mit dem Hochdruckverdampfer 28 in Verbindung. Weiter folgt der Hochdruckdampftrommel 27 ein Hochdrucküberhitzer 29, an welchem die Hochdruckfrischdampfleitung 30 anschliesst, die zur Hochdruckdampfturbine 14 der Dampfturbinenanlage 13 führt.
Vom Speisewasserbehälter/Entgaser 22 wird mittels der Mitteldruckspeisewasserpumpe 31 Speisewasser zu einem Mitteldruckeconomizer I 32 gefördert, strömt danach zum Mitteldruckeconomizer II 33 und von diesem zur Mitteldruckdampftrommel 34. Die Mitteldruckdampftrommel 34 steht mit dem Mitteldruckverdampfer 35 in Verbindung. Weiter folgt der Mitteldruckdampftrommel 34 ein Mitteldrucküberhitzer 36, an welchem die Mitteldruckfrischdampfleitung 37 anschliesst, die zur Mitteldruck-/Niederdruckdampfturbine 15 der Dampfturbinenanlage 13 führt.
Vom Speisewasserbehälter/Entgaser 22 wird mittels der Niederdruckspeisewasserpumpe 38 Speisewasser zu einem Niederdruckeconomizer 39 gefördert und strömt von diesem zur Niederdruckdampftrommel 40. Die Niederdruckdampftrommel 40 steht mit dem Niederdruckverdampfer 41 in Verbindung. An der Niederdruckdampftrommel 40 schliesst die Niederdruckfrischdampfleitung 42 an, die ebenfalls zur Dampfturbinenanlage 13 führt. Der Niederdruckdampf dient ebenfalls zur Entgasung des Kondensates im Speisewasserbehälter/Entgaser 22.
Der Hochdruckeconomizer I 24, der Hochdruckeconomizer II 25, der Hochdruckeconomizer III 26, die Hochdruckdampftrommel 27, der Hochdruckverdampfer 28 und der Hochdrucküberhitzer 29 bilden zusammen ein bei einer ersten Druckstufe arbeitendes Hochdruckdampfsystem. Der Mitteldruckeconomizer I 32, der Mitteldruckeconomizer II 33, die Mitteldruckdampftrommel 34, der Mitteldruckverdampfer 35 und der Mitteldrucküberhitzer 36 bilden zusammen ein bei einer zweiten Druckstufe arbeitendes Mitteldruckdampfsystem.
Der Niederdruckeconomizer 39, die Niederdruckdampftrommel 40 und der Niederdruckverdampfer 41 bilden zusammen ein bei einer dritten Druckstufe arbeitendes Niederdruckdampfsystem.
Im vorliegenden Fall wurde ein Abhitzekessel bestehend aus Trommel-Umlaufverdampfern beschrieben. Das durch die Economizer der jeweiligen Druckstufe vorgewärmte Speisewasser wird in die Dampftrommeln gefördert. Das Trommelwasser wird im System Dampftrommel-Verdampfer umgewälzt und dabei anteilig verdampft. In der Dampftrommel erfolgt die Separation von Wasser und Dampf. Das Wasser wird erneut dem Verdampfer zugeführt, während der Sattdampf direkt oder über einen bevorzugt vorhandenen Überhitzer zur Dampfturbinenanlage gelangt.
Nach dem Durchströmen des Abhitzekessels 7 gelangt das abgekühlte Abgas 43 schliesslich ins Freie.
Im vorliegenden Fall befindet sich unmittelbar in der Abgasleitung 6 zwischen Turbine 4 und Abhitzekessel 7 eine Zusatzfeuerung 44 mit einer Brennstoffleitung 45. Mittels dieser Zusatzfeuerung 44 kann das Abgas 6 der Gasturbinenanlage 1 erforderlichenfalls nachbeheizt werden, wobei für die Verbrennung der im Abgas 6 vorhandene Restsauerstoff genutzt wird. Da die Zusatzfeuerung 44 nur in Betrieb ist, wenn die Gasturbinenanlage 1 in Betrieb ist, kommt diese zunächst ohne Frischlüfter aus. Selbstverständlich kann die Zusatzfeuerung 44 aber auch mit einem eigenen Frischlüfter ausgerüstet sein, falls dies aus konstruktiven, wirtschaftlichen oder betrieblichen Gründen vorteilhaft ist. Weiterhin ist innerhalb des Abhitzekessels 7 eine weitere Zusatzfeuerung 44a angeordnet. Auch können mehrere Zusatzfeuerungen vor den jeweiligen Druckstufen angeordnet sein. Stromauf des Verdichters der Gasturbinenanlage 1 ist ein Mittel 55 zur Kühlung der Ansaugluft 9 angeordnet, vorliegend ein Wärmetauscher. Die Zusatzfeuerungen 44, 44a und die Kühlvorrichtung 55 sind, wie nachfolgend dargestellt, Mittel zur Leistungssteigerung des Kombikraftwerks über die Nennleistung oder Nominal-Volleistung hinaus. Dabei ist die Kühlungsvorrichtung 55 ein Mittel zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage 1 , während die Zusatzfeuerung in erster Linie die Leistungspotenziale der Dampfturbinenanlage 13 beeinflusst.
Moderne Kombikraftwerke weisen höchste Wirkungsgrade bei andererseits hohen Anfangsinvestitionen auf. Im Bereich der konventionellen Kraftwerke garantieren sie eine äusserst wirtschaftliche Stromerzeugung. Die Kombikraftwerke werden daher in wirtschaftlicher Hinsicht wenn immer möglich bei Nominal-Volllast betrieben. Auch sind die Komponenten so ausgelegt, dass bei Nominal-Volllast beste Wirkungsgrade erreicht werden. Andererseits kann mit der Bereithaltung und Bereitstellung schnell verfügbarer Leistung vergleichsweise viel Geld verdient werden. Ein nach dem Stand der Technik üblicher Betrieb, bei dem eine Kombianlage im Normalbetrieb um 90% - 95% der Nominalleistung betrieben wird, ermöglicht zwar die Bereithaltung von Reserven; andererseits werden im Normalbetrieb Wirkungsgrad und Leistungspotenziale nicht vollständig genutzt, was die Amortisation der hohen Anlageninvestitionen verzögert. Andererseits erhöht der Einsatz leistungssteigernder Massnahmen wie beispielsweise Ansaugluftkühlung oder Zwischenkühlung, Dampfeinspritzung, oder Zusatzfeuerung ebenfalls die Stromgestehungskosten. Für die Ansaugluftkühlung muss gegebenenfalls eine Kühlungsleistung beispielsweise über eine energieverbrauchende Kältemaschine bereitgestellt werden. Bei der Dampfeinspritzung werden grosse Mengen aufwändig hochrein aufbereiteten Wassers verbraucht. In einer Zusatzfeuerung umgesetzter Brennstoff wird mit einem Wirkungsgrad verströmt, der unterhalb des Kombi-Wirkungsgrades liegt.
Bei einer Leistungssteigerung mittels Zusatzfeuerung 44 wird mittels der über die Zusatzfeuerung 44 eingebrachte Wärme das Abgas 6 der Gasturbinenanlage 1 zusätzlich erwärmt. Diese Temperaturerhöhung des Abgases 6 kann nun entweder dazu genutzt werden, die Zustände oder den Massenstrom des im Abhitzekessel 7 erzeugten Frischdampfes zu erhöhen. Über beide Wege lässt sich die Leistung der Dampfturbinenanlage 13 und damit des Kombikraftwerkes erhöhen. Da bei einem Kombikraftwerk der Kombiwirkungsgrad grösser als der Wirkungsgrad des Dampfprozesses ist, führt eine Leistungssteigerung mittels Zusatzfeuerung, abgesehen von einigen Ausnahmen, üblicherweise zu einer Verringerung des Kombiwirkungsgrades. Ferner sind der Leistungserhöhung mittels Zusatzfeuerung 44 durch die Auslegung insbesondere des Wasser-/Dampf-Kreislaufes aber beispielsweise auch der elektrischen Anlagen beginnend beim Generator technische und wirtschaftliche Grenzen gesetzt. Die Leistungserhöhung mittels Zusatzfeuerung 44 beschränkt sich daher auf Werte bis etwa 20 % vorzugsweise auf Werte bis 10 % bezogen auf Nennleistung.
Bei einer Leistungssteigerung mittels Ansaugluftkühlung 55 wird durch die Abkühlung der Ansaugluft 9 und die damit verbundene Erhöhung der Dichte der Ansaugluft 9 deren Massenstrom erhöht. Über die Erhöhung des Massenstromes des Arbeitsmittels erhöht sich die Leistung der Gasturbinenanlage 1. Die Leistungssteigerung mittels Ansaugluftkühlung 55 ist durch die Auslegung der Gasturbinenanlage 1 begrenzt. In Abhängigkeit der Umgebungsbedingungen führt eine Leistungssteigerung mittels Ansaugluftkühlung, abgesehen von einigen Ausnahmen, üblicherweise zu keiner signifikanten Veränderung des Kombiwirkungsgrades. Ferner sind der Leistungssteigerung mittels Ansaugluftkühlung nicht nur durch die Auslegung der Gasturbinenanlage sondern beispielsweise auch der elektrischen Anlagen beginnend beim Generator technische und wirtschaftliche Grenzen gesetzt. Die Leistungssteigerung mittels Ansaugluftkühlung beschränkt sich daher auf Werte bis etwa 5 %, vorzugsweise auf werte bis 2,5 %, bezogen auf Nennleistung.
Bei Realisierung entsprechender Massnahmen insbesondere die Auslegung betreffend, können die Massnahmen der Zusatzfeuerung und der Ansaugluftkühlung dazu genutzt werden, um im Bedarfsfalle Leistungssteigerungen des Kombikraftwerkes bis etwa 25 %, vorzugsweise bis 12,5 %, bezogen auf Nennleistung zu erreichen.
Eine Leistungssteigerung über die Nennleistung hinaus ist beispielsweise durch Überlastung, durch Ausnutzung vorhandener Reserven oder beispielsweise durch eine vergrösserte Auslegung der einzelnen Komponenten bzw. Systeme möglich. Die Möglichkeiten können in Abhängigkeit der jeweiligen Komponente bzw. Systems sehr unterschiedlich sein.
Zunächst muss die Gasturbinenanlage hinsichtlich ihrer Auslegung in einem möglichst weiten Bereich der Umgebungsbedingungen eine leistungssteigernde Ansaugluftkühlung ermöglichen.
Dampfturbinen erreichen häufig bei Nennleistung ihre Schluckfähigkeit nicht. Die Dampfturbinen können also auf Kosten eines sinkenden Wirkungsgrades zum Teil deutlich über dem Nenndampfmassenstrom liegende Dampfmassenströme verarbeiten und damit Mehrleistung abgeben. Man kann die Hochdruck- und Mitteldruck-/Niederdruckdampfturbine 14,15, wie mit der vergrössert gezeichneten Auslegung 52, 53, jedoch auch auf grössere Dampfmassenströme auslegen. Analoge Verhältnisse gelten auch bei vielen anderen Komponenten. So würde beispielsweise beim Kondensator ein erhöhter Abdampfmassenstrom lediglich zu Lasten des Vakuums gehen. Weitere Komponenten werden unabhängig von konkreten Kraftwerken in bestimmten Leistungsgrössen hergestellt. Dies gilt beispielsweise für den Generator. Entweder der Generator verfügt ohnehin über Reserven oder man verbessert zur Erhöhung der Leistungsfähigkeit seine Kühlung oder man installiert eine leistungsstärkere Ausführung.
Auch der Wasser-/Dampf-Kreislauf muss den erhöhten Massenströmen bei Betrieb der Zusatzfeuerung Rechnung tragen. Ist dies beispielsweise bei den Rohrleitungen möglicherweise allein durch höhere Strömungsgeschwindigkeiten möglich, so muss beispielsweise die Auslegung der Pumpen den gegebenenfalls erhöhten Massenströmen Rechnung tragen.
Die erhöhten Betriebskosten bei Betrieb der Zusatzfeuerung und Ansaugluftkühlung resultieren aus dem erhöhten Brennstoffeinsatz und im Falle der Ansaugluftkühlung aus dem Betrieb von Kühlanlagen und/oder dem Bedarf an Kühlmedium.
Die Kraftwerksanlage wird nun wie folgt betrieben: 1. In lastschwachen Zeiten mit geringen Stromvergütungen wird das Kombikraftwerk in im Nominalbetrieb mit maximalem Wirkungsgrad, d.h. mit niedrigsten variablen Kosten gefahren.
2. In Zeiten mittlerer Last mit erhöhten Stromvergütungen wird das Kombikraftwerk mit Zusatzfeuerung und/oder Ansaugluftkühlung, d.h. in einem Leistungsbereich oberhalb der Nennleistung und damit erhöhten variablen Kosten betrieben.
3. In Spitzenlastzeiten sowie zum Zwecke von „primary" und „secondary response" mit höchsten Stromvergütungen wird das Kombikraftwerk mit Zusatzfeuerung und Ansaugluftkühlung und damit bei hohen variablen Kosten betrieben.
In Figur 2 ist ein Kombikraftwerk dargestellt, das mit dem in Figur 1 dargestellten wesentlich identisch ist. Lediglich die Mittel zur Kühlung der Ansaugluft sind hier als Einspritzkühler 56 ausgeführt. Dabei kann der Einspritzkühler 56 auch so betrieben werden, dass Flüssigkeitstropfen in den Verdichter 2 eindringen, und dort im Verlaufe der Verdichtung verdampfen und so zu einer intensiven Innenkühlung des Verdichters 2 und zu einer weiteren Leistungssteigerung der Gasturbinenanlage 1 führen. Eine solche Einspritzung von Flüssigkeitstropfen kann auch innerhalb des Verdichters vorgesehen sein.
Eine weitere Ausführungsform eines erfindungsgemäss betreibbaren Kombikraftwerks ist in Figur 3 dargestellt. Der Verdichter der Gasturbinenanlage 1 ist in zwei Teilverdichter 2a, 2b unterteilt, zwischen denen ein Zwischenkühler 57 angeordnet ist. Die Zwischenkühlung im Verdichter ist eine an sich bekannte Massnahme zur Erhöhung der Gasturbinenleistung. Der Zwischenkühler 57 ist hier als Oberflächenwärmetauscher dargestellt; es kann sich ohne weiteres auch um einen Verdunstungs- oder Einspritzkühler handeln. Die Gasturbinenanlage verfügt weiterhin über Stellen 47, 48, 49, 50, zur Einspritzung von Dampf in die Turbine 4, stromauf der Turbine, in die Brennkammer 3, und stromauf der Brennkammer. Der hierzu verwendete Dampf 46 wird an geeigneter Stelle aus dem Abhitzedampferzeuger 7 abgezweigt. Vorliegend wird hierzu Mitteldruck-Sattdampf aus der Mitteldrucktrommel 34 entnommen. Neben der im Strömungsweg zwischen Gasturbine 4 und Abhitzedampferzeuger 7 angeordneten Zusatzfeuerung 44 sind noch zwei Zusatzfeuerungen 44a und 44b innerhalb des Abhitzedampferzeugers angeordnet. Zusatzfeuerung 44a wirkt unmittelbar auf den Hochdruckverdampfer 28, und beeinflusst so die Rate der Hochdruckdampferzeugung. Zusatzfeuerung 44b wirkt unmittelbar auf den Mitteldruckverdampfer 35. Zusatzfeuerung 44b wird daher bevorzugt in Zusammenhang mit der Dampfeinspritzung betreiben, um die dafür erforderliche Dampfmenge bereitzustellen, ohne eine Minderbeaufschlagung der Dampfturbine hervorzurufen. Wird also das Kombikraftwerk mit Zusatzfeuerung, aber ohne gleichzeitige Dampfeinspritzung betrieben, so wird am wirksamsten die unmittelbar in Strömungsrichtung vor dem Hochdruckverdampfer 28 angeordnete Zusatzfeuerung 44a sowie die Zusatzfeuerung 44 betrieben, da sich dann die Zusatzfeuerung auf alle Druckstufen auswirken kann, und über die erhöhte Dampfproduktion die Leistungspotenziale der Dampfturbinenanlage 13 beeinflusst. Die Dampfeinspritzung kann zunächst unabhängig betrieben werden. Es ist jedoch vorteilhaft bei Betrieb der Dampfeinspritzung den der Dampfturbinenanlage verlorengehenden Dampfmassenstrom mittels einer Zusatzfeuerung zu ersetzen. Wird die Dampfeinspritzung betrieben, so wird bevorzugt die Zusatzfeuerung 44b ebenfalls, unabhängig von den Zusatzfeuerungen 44 und 44a, betrieben. Der Leistungssteigerung mittels Dampfeinspritzung sind durch die Auslegung insbesondere des Wasser-/Dampf-Kreislaufes aber beispielsweise auch der elektrischen Anlagen beginnend beim Generator technische und wirtschaftliche Grenzen gesetzt. Die Leistungssteigerung mittels Dampfeinspritzung in die gasturbinenanlage beschränkt sich daher aufwerte bis etwa 10 %, vorzugsweise auf Werte bis 5 %, bezogen auf Nennleistung.
Bei Realisierung entsprechender Massnahmen insbesondere die Auslegung betreffend, können die Zusatzfeuerung und die Dampfeinspritzung dazu genutzt werden, um im Bedarfsfalle Leistungssteigerungen des Kombikraftwerkes bis etwa 30 % vorzugsweise bis 15 % bezogen auf Nominalleistung zu erreichen.
Die erhöhten Betriebskosten bei Betrieb der Zusatzfeuerung und Dampfeinspritzung resultieren aus dem erhöhten Brennstoffeinsatz und im Falle der Dampfeinspritzung aus dem erhöhten Zusatzwasserbedarf.
Die leistungserhöhenden Mittel werden wie oben beschrieben bedarfsweise in Betrieb genommen, abhängig vom jeweils erzielbaren Strompreis, und bevorzugt abhängig von ihrem Einfluss auf die variablen Kosten der Stromerzeugung.
Die in den Ausführungsbeispielen beschriebenen Mittel zur Leistungserhöhung des Kombikraftwerks können selbstverständlich prinzipiell beliebig untereinander kombiniert werden. BEZUGSZEICHENLISTE
1 Gasturbinenanlage
Verdichter a, 2b Teilverdichter
Brennkammer
Turbine
Generator
Abgas der Gasturbinenanlage
Abhitzedampferzeuger
Welle
Ansaugluft 0 verdichtete Verbrennungsluft 1 Brennstoffleitung 2 gespanntes Heissgas 3 Dampfturbinenanlage 4 Hochdruckdampfturbine 5 Mitteldruck-/Niederdruckdampfturbine 6 Kalte Zwischenüberhitzerdampfleitung 7 Zwischenüberhitzer 8 Heisse Zwischenüberhitzerdampfleitung 9 Kupplung 0 Kondensator 1 Kondensatpumpe 2 Speisewasserbehälter/Entgaser 3 Hochdruckspeisewasserpumpe 4 Hochdruckeconomizer I 5 Hochdruckeconomizer II 6 Hochdruckeconomizer III 7 Hochdruckdampftrommel 8 Hochdruckverdampfer 9 Hochdrucküberhitzer 0 Hochdruckfrischdampfleitung 1 Mitteldruckspeisewasserpumpe 2 Mitteldruckeconomizer I 3 Mitteldruckeconomizer II Mitteldruckdampftrommel Mitteldruckverdampfer Mitteldrucküberhitzer Mitteldruckfrischdampfleitung Niederdruckspeisewasserpumpe Niederdruckeconomizer Niederdruckdampftrommel Niederdruckverdampfer Niederdruckfrischdampfleitung abgekühltes Abgas 4b Zusatzfeuerung Brennstoffleitung Dampf für Dampfeinspritzung in Gasturbinenanlage Dampfeinspritzung in Turbine Dampfeinspritzung stromauf der Turbine Dampfeinspritzung in Brennkammer Dampfeinspritzung stromauf der Brennkammer vergrösserte Auslegung der Hochdruckdampfturbine vergrösserte Auslegung der Mittel-/Niederdruckdampfturbine Ansaugluft-Oberflächenkühler Ansaugluft-Einspritzkühler Zwischenkühler

Claims

PATENTANSPRÜCHE
1. Verfahren zum Betrieb eines Kombikraftwerks, in einem Elektrizitätsnetz, in welchem Elektrizitätsnetz der Strompreis in Abhängigkeit von der Leistungsanforderung des Elektrizitätsnetzes variiert, welches Kombikraftwerk wenigstens eine Gasturbinenanlage (1), einen von Abgas (6) der Gasturbinenanlage beaufschlagten Abhitzedampferzeuger (7), sowie wenigstens eine von in dem Abhitzekessel erzeugtem Dampf beaufschlagten Dampfturbinenanlage (13) umfasst, wobei eine Grundleistung des Kombikraftwerkes durch die bei Nominalbetrieb der Gasturbinenanlage zur Verfügung stehende Gasturbinen-Nominalvolllast und die durch die bei Gasturbinen-Nominalvolllast im Abhitzedampferzeuger (7) produzierten Dampfmenge in der Dampfturbinenanlage erzeugten Wellenleistung definiert ist, und welches Kombikraftwerk weiterhin als Mittel zur Leistungssteigerung des Kombikraftwerks wenigstens eine Zusatzfeuerung (44, 44a, 44b) für den Abhitzedampferzeuger (7) sowie Mittel zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage aufweist, wobei letztere Mittel wenigstens eines aus der Gruppe: Mittel (47, 48, 49, 50) zur Einbringung eines Zusatzmediums (46) in den Arbeitsmittelstrom der Gasturbinenanlage; Mittel (55, 56) zur Kühlung der Ansaugluft (9) des Verdichters (2, 2a, 2b) der Gasturbinenanlage; Mittel (57) zur Zwischenkühlung der Luft im Verdichter (2, 2a, 2b) der Gasturbinenanlage; Mittel (56) zur Einbringung von Flüssigkeitstropfen in den Verdichter der Gasturbinenanlage; dadurch gekennzeichnet, dass sich bei einer ersten Leistungsanforderung des Elektrizitätsnetzes, bei der der Strompreis unterhalb eines ersten Grenzwertes liegt, die Zusatzfeuerung und die Mittel zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage ausser Betrieb befinden, dass bei einer Leistungsanforderung des Elektrizitätsnetzes, bei der der Strompreis oberhalb des ersten Grenzwertes und unterhalb eines zweiten Grenzwertes liegt, wenigstens eine Zusatzfeuerung oder ein Mittel zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage betrieben wird, und, dass bei einer Leistungsanforderung des Netzes, bei der der Strompreis oberhalb eines höchsten Grenzwertes liegt, alle Zusatzfeuerungen und alle Mittel zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage betrieben werden.
2. Verfahren nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass bei steigenden Leistungsanforderungen des Netzes die Zusatzfeuerungen (44, 44a, 44b) und die Mittel zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage in der Reihenfolge steigenden Einflusses auf die variablen Stromgestehungskosten in Betrieb genommen werden
3. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass als Zusatzmedium Dampf (46) in das Arbeitsmittel der Gasturbinenanlage eingebracht wird.
4. Verfahren nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Dampf auf dem Weg über das Kühlsystem der Gasturbinenanlage eingebacht wird.
5. Verfahren nach einem der Ansprüche 3 oder 4, wobei der Dampf (46) aus dem Abhitzedampferzeuger (7) entnommen wird, und eine Zusatzfeuerung (44b) derart angeordnet ist, dass sie wenigstens auf einen Verdampfer (35) und/oder Überhitzer wirkt, in dem dieser Dampf bereitgestellt wird, dadurch gekennzeichnet, dass eben diese Zusatzfeuerung zusammen mit der Dampfeinbringung betrieben wird.
6. Verfahren nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass bei Strompreisen oberhalb des niedrigsten und unterhalb des höchsten Grenzwertes jeweils nur ein Teil der Zusatzfeuerungen und Mittel zur Leistungserhöhung der Gasturbinenanlage betrieben werden, und weitere Mittel erst in Betrieb genommen werden, wenn alle bereits in Betrieb befindlichen Mittel ihr maximales Leistungssteigerungspotenzial ausgeschöpft haben.
7. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass bei Strompreisen oberhalb des niedrigsten und unterhalb des höchsten Grenzwertes mehrere Mittel zu Leistungssteigerung des Kombikraftwerks in Betrieb sind, wobei die Leistungssteigerungspotenziale nicht voll ausgeschöpft sind.
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