AT517636A1

AT517636A1 - Wirkungsgradsteigerung bei Heißgasprozessen

Info

Publication number: AT517636A1
Application number: ATA589/2015A
Authority: AT
Inventors: Ing Falkinger Walter
Original assignee: Ing Falkinger Walter
Priority date: 2015-09-08
Filing date: 2015-09-08
Publication date: 2017-03-15

Abstract

Wirkungsgradsteigerung bei Heißgasprozessen durch Verminderung der Kompressionsleistung indem eine abgestimmte Menge Wasser feinst zerstäubt eingedüst wird mit der Bindung der Kompressionswärme durch Wasserverdunstung, dadurch ergibt sich eine "kühlere" (isothennenähnliche) Kompression, oder durch eine ein - oder mehrfache Zwischenkühlung, wobei neben der rekuperativen Vorerwärmung (3) in einem metallischen Wärmetauscher (4) das Arbeitsgas in einem festbrennstoffbefeuerten kontinuierlich oder alternierend arbeitenden Regenerator ( 4a, 4b) erwärmt wird, das Rauchgas nach dem Regenerator zur Vorerwärmung der Verbrennungsluft (14) des Festbrennstoffes verwendet wird, dadurch hohe tillblnene1iitfittstel11peratunin erreicht weroen K:otiiieii und iri V erbindunfmifeiiier ein -oder mehrstufigen isentropen Expansion mit Zwischenerhitzungen Wirkungsrade je nach Arbeitsgases von ca. 65 bis 80 % erreicht werden können.

Description

Patentbeschreibung: Wirkungsgradsteigerung bei Heißgasprozessen

Die nachstehend beschriebene Wirkungsgradsteigerung bezieht sich auf Heißgasprozesse mit geschlossenem Kreislauf für das Arbeitsgas mit Festbrennstoffbefeuerung. Der Stand der Technik für diesen, bzw. verwandten Bereich findet sich bei normalen Dampfkraftprozessen mit einem Wirkungsgrad bis etwa 41 % bei 2 - facher Zwischenüberhitzung des Wasserdampfes. Eine weitere Möglichkeit findet sich in der Vergasung des Festbrennstoffes und Einsatz in einem Gas - und Dampfturbinenkraftwerk, welches für diesen Bereich einen Wirkungsgrad bis ca. 48 % aufweist. Die höchsten bisher kommerziell erreichten Wirkungsgrade in diesem Bereich werden, abgesehen von Brennstoffzellen, bei Einsatz von Erdgas in einem solchen Prozess erreicht mit Werten von etwa 56 % bei Großanlagen. Für den Einsatz im kleineren Bereich sind auch Stirlingmotoren und auch im weitesten Sinne der Heißluftturbinenprozess zu nennen, welche Wirkungsgrade von etwa 23 bis 35 % aufweisen.

Gegenständliches Verfahren ist in Teilschritten an letztere angelehnt, beinhaltet aber weitergehende Maßnahmen, welche eine deutliche Wirkungsgradsteigerung erlauben. Die wichtigsten Parameter für den Wirkungsgrad sind Ansaugtemperatur, Arbeitsgasdruck, Turbineneintrittstemperatur, Isentropenexponent Kappa und spezifische Wärmekapazität cp bei den jeweiligen Temperaturen. Hier sind Gase zu bevorzugen, welche eine möglichst hohe Zunahme mit steigender Temperatur aufweisen. In beiliegender Tabelle (Fig. 3) finden Sie einen Auszug von gängigen Gasen mit deren spez. Wärmekapazität cp., erheben aber keinen Anspruch auf Vollständigkeit. Vorläufig gerechnet Luft, Wasserdampf und Kohlendioxid, wo eine differenzierte Betrachtung mit den Enthalpiedifferenzen erfolgen kann. Für den Wirkungsgrad günstig sind geringe Werte für die Kompression und hohe Werte für die Expansion. Hier wäre Ammoniak (NH3) zu erwähnen, das einen besonderen Umgang bei der Verwendung erfordert. Methan (CH4) würde zwar von den Werten sehr gut entsprechen, ein brennbares Gas ist trotz eines weitgehend geschlossenen Kreislaufes und einer Spülung mit Wasserdampf beim Wechsel problematisch zu sehen. Beide werden der Vollständigkeit halber auch angeführt, es könnte nicht brennbare andere Gase mit ähnlichen Werten geben.

Bei den hohen Werten der spez. Wärmekapazität gegenüber jenen des Rauchgases bzw. Wärmespeichermaterials des Regenerators ist zu beachten, dass genügend Wärme über der geplanten Arbeitsgastemperatur vorhanden ist, um die geplante Temperatur zu erreichen. Unbedenklich in der Verwendung eines geschlossenen Prozesses sind Wasserdampf, Kohlendioxid und natürlich auch Luft, letztere in einem offenen Prozess verwendet werden kann. Neben der Art des Arbeitsgases ist natürlich auch die möglichst vollständige Ausnutzung der Wärme des eingesetzten Brennstoffes mit niedrigen Temperaturen am Austritt des Prozesses erforderlich, dies durch die Prozessführung gestaltet wird.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zu Grunde, einen Prozess zu beschreiben, welcher mit Festbrennstoffen betrieben werden kann und einen Wirkungsgrad über dem Stand der Technik erreicht.

Die Aufgabe löst die Aufgabe dadurch, dass zur Verminderung der Kompressionsleistung Wasser feinst zerstäubt in den Ansaugtrakt (1) eingedüst wird, damit eine isothermenähnliche Kompression im Kompressor (2) erreicht wird. Siehe auch Fließschemata Fig. 1 und Fig. 2. Durch die Wasserverdunstung wird die normalerweise entstehende Kompressionswärme der isentropen Kompression gebunden und eine „kühlere“ Kompression (Endtemperatur ca. 100° C) mit verringertem Leistungsbedarf erreicht. Ein Temperaturanstieg ist erforderlich, um die Sättigungsgrenze nicht zu unterschreiten. Als Alternative bietet sich hier an, dass die Kompression in 2 oder mehreren Schritten mit Zwischenkühlung des Arbeitsgases erfolgt. Das Wasserdampf - Arbeitsgasgemisch wird in einem Rekuperatur (3) von dem aus der Turbine (5) austretenden und entspannten Arbeitsgas auf das Niveau des Turbinenaustrittes mit einer Temperaturdifferenz vorerwärmt. Die Turbine treibt den Kompressor (2) und Generator (6) an. Am Eintritt in den Arbeitsgaskühler (7) liegt dann im Wesentlichen die Temperatur der Kompressionsendtemperatur vor, welche durch einen luft - oder wassergekühlten Gaskühler auf möglichst geringe Kompressoreintrittstemperatur gebracht wird für niedrige Kompressionsleistungen. Hier kann auch je nach Temperatumiveau die Gewinnung von Heizwärme oder Wasserdampf zur Spülung der Regeneratoren erfolgen. In diesem Kühler erfolgt dann auch die Ausscheidung des Wasserdampfes durch Kondensation, welcher bei der isothermenähnlichen Kompression eingebracht wurde.

Ein Sonderfall imd zugleich Vereinfachung findet sich in der Form, dass bei Wasserdampf als Arbeitsgas hier nach der Kompression aus dem Nassdampfgebiet ein Sattdampf mit 10 bar und ca. 180° C vorliegt, wo der entspannte Wasserdampf (1 bar abs.) nach dem Rekuperator etwa dieses Temperatumiveau im überhitzten Zustand vorliegt. Durch Eindüsung von Wasser wird dieser Dampf auf Sattdampf, bzw. Naßdampfniveau 1 bar. abs. gebracht und mit dem Anteil, welcher für die Kompression verwendet wird in einer Kondensationsturbine zur Nutzleistungserzeugung genutzt. Die spez. Wärmekapazität für Wasserdampf ist an und für sich gut, es bedarf aber bei der Kompression von 1 bar abs. eine Temperatur von 100° C dies sich nachteilig für den Kompressionsleistungsbedarf auswirkt.

Die weitere Erwärmung auf Turbineneintrittsniveau nach dem Rekuperator (3) kann in einem metallischen Hochtemperaturwärmetauscher (4) erfolgen, wo aber die Temperaturen mit etwa 850° C beschränkt sind. Der hier erforderliche hitzebeständige Stahl benötigt zudem zur Herstellung größere Mengen an hochwertigen und auch kostenintensiven Legierungsstoffen. Die Führung des Heizmediums (Rauchgas aus der Verbrennung des Feststoffes) erfolgt in der Richtung, dass das aus dem Hochtemperaturwärmetauscher austretende Heizmedium (Rauchgas) zur Erwärmung der in die Brennkammer (8) eintretenden Verbrennungsluft auf etwa Turbinenaustrittsniveau vorerwärmt wird mit einhergehender Brennstoffeinsparung, da die Verbrennungsluft nicht mehr von Umgebungstemperatur erwärmt werden muss, sondern nur noch von etwa 400° bis 600° C. Das Rauchgas mit einem Anteil von Asche wird in einem Heißgaszyklonabscheider (9) entstaubt und die Asche in einem Behälter (10) gesammelt.

Gegenständliche Anlagenanordnung zielt auf eine deutlich höhere Turbineneintrittstemperatur ab, wo bei heutigem Stand der Technik mit Turbinenschaufelkühlung etwa 1400° C erreicht werden, die mit Hilfe der Erwärmung in einem Regenerator (4a, 4b) mit einem keramischen Wärmespeichermedium (Schamotten) erfolgen soll. Solche sind großtechnisch in Stahlwerken zu finden, wo die Reaktionsluft für den Hochofenprozess erwärmt wird. Die erreichbaren Temperaturen hängen vom Speichermedium und dem Ausmauerungsmaterial bei den Rohrleitungen ab, wo Temperaturen von mehr als 1500° C auch möglich sind. Die Temperaturen des Heizmediums können durchaus auch diesen Bereich erreichen, da die Verbrennungsluft von einem zwischengeschalteten Verbrennungsluftvorwärmer (14) dem austretenden Heizgas (Rauchgas aus der Verbrennung des Festbrennstoffes, de facto separater Kreislauf) aus dem Regenerator zur Vorerwärmung der Verbrennungsluft verwendet wird. Nach der Verbrennungslufterwärmung wird das Rauchgas zur Feinentstaubung und Entschwefelungsanlage, falls erforderlich DeNOX - Anlage (11) über einen Ventilator (12) und Kamin (13) ins Freie geleitet.

Der große Vorteil eines Regenerators sind die erreichbaren hohen Temperaturen und auch Drücke, wo bei der nachstehend näherungsweisen Berechnung des Wirkungsgrades eine Temperatur des Arbeitsgases von 1200° C und ein Druck von etwa 10 bar unterstellt wurde. Zur Effizienzsteigerung könnte auch eine technisch mögliche Zwischenerhitzung bei halbem Enthalpiegefälle erfolgen, dies den Wirkungsgrad weiter erhöht. Sofeme kein kontinuierlich arbeitender Regenerator zum Einsatz kommen kann, sind zu einem kontinuierlichen Betrieb mittels Behälter zumindest 2 solcher Regeneratoren erforderlich, besser 3, da hier ein vollkontinuierlicher Betrieb möglich wäre und um Zeit für eine gute Ausnutzung des Restgases unter Druck im Behälter und der Wärme zu ermöglichen (Nutzung des Druckes für die Füllung eines Regenerators bis zum halben Druck und Nutzung des Restdruckes über eine separate Turbine auf 1 bar abs.). Der jeweils drucklose Regenerator ist vorzugeweise mit Wasserdampf zu spülen, um das restliche Rauchgas und auch eventuelle Restaschcablagerungen aus dem Behälter zu entfernen. Der Wasserdampf kann dann wieder im Gaskühler auskondensiert werden. In der Einspritzwasseraufbereitung (15) werden die Kondensationswässer und Frischwasser zu vollentsalztem Wasser konditioniert.

Es ist natürlich wünschenswert, dass solche Anlagen heutige Dampfkraftwerke mit Kohlefeuerung ersetzen. Die Voraussetzungen für einen Umbau sind gut, dass die hier bestehenden Wärmetauscherflächen des Dampfkessels für Verdampfen und Überhitzen für die Rekuperatoren, Lufterwärmung und Gaskühler bei den Neuanlagen genutzt werden können und so die Kosten gesenkt werden können. Es ist zu bedenken, dass bei den Dampfkraftwerken die üblichen Drücke zumeist jenseits von 100 bar liegen mit Temperaturen bei ca. 550° C. Wenn man die geplanten Drücke von ca. 10 bar annimmt, besteht eine wesentlich geringere mechanische Beanspruchung und daher könnten für den Fall auch höhere Temperaturen bei gleichem Werkstoff erreicht werden, wo die Zeitstandfestigkeit Auskunft gibt und von Fall zu Fall in Verbindung mit den nutzbaren Wärmetauscherflächen entschieden werden soll.

Um eine Vorstellung zu erhalten, welche Abmessungen ein Behälter bzw. Masse an Speichermaterial für einen alternierend arbeitenden Regenerator ausmacht, wurden folgende Annahmen unterstellt, die gestaltbar sind: Leistung ca. 100 MW el. Leistung, Schaltzyklus lh, Temperaturdifferenz etwa 400° C, spez. Gewicht Schamott ca. 1,85 kg / dm3, spez. Wärmekapazität ca. 0,84 kJ / kg und einer freien Durchströmfläche von ca. 50%, ergäbe sich ein Stahlblechzylinder von ca. 5 bis 6 m Durchmesser und einer Höhe von ca. 40 bis 50 m mit einer Behälterwandstärke von etwa 15 bis 20 mm Normalstahl. Das Gewicht des Wärmespeichermaterials läge bei etwa 500 bis 600 to je Zylinder. Eine Verdoppelung des Durchmessers des Stahlzylinders ergäbe zwar eine etwa doppelte Wandstärke, jedoch eine 4 -fache Leistungsfähigkeit. Es können aus technischen Gründen auch mehrere kleinere Behälter verwendet werden. Mehrere parallel geschaltete kontinuierlich arbeitende Regeneratoren würden nur ein Teil dieser Speichermassen benötigen und sollten diese den angestrebten Bedingungen entsprechen, wäre aus dieser Sicht der Vorzug zu geben. Zumindest bei drucklosen Anwendungen sind solche Stand der Technik. In diesem Bereich sind für Betrieb und Gestaltung noch Optimierungen möglich.

Bezeichnungen der einzelnen Elemente Fig. 1 und Fig. 2: 1 Ansaugtrakt 2 Kompressor 3 Rekuperator 4 Hochtemperaturwärmetauscher 4a Regenerator 4b Regenerator 5 Turbine 6 Generator 7 Arbeitsgaskühler 8 Brennkammer 9 Heißgaszyklonabscheider 10 Aschebehälter 11 Entstaubungs - / Entschwefelungsanlage 12 Ventilator 13 Kamin 14 Verbrennungslufterwärmung 15 Einspritzwasseraufbereitung Näherungsweise Berechnung des Wirkungsgrades:

Ich ersuche hier zu bedenken, dass die hier gewählten Parameter beispielsweise herausgegriffen sind, wo es hinsichtlich der Wahl von Druck und Temperatur eine Vielzahl verschiedener Kombinationen gibt, die naturgemäß zu einem anderen Ergebnis führen. Zudem ist bei dem gewählten Druck von 10 bar abs. bei der Expansion bei einer Turbineneintrittstemperatur von ca. 1200° C die Austrittstemperatur in einem Bereich von ca. 500° C, wo für den Niedertemperaturwärmetauscher überwiegend Normalstahl verwendet werden kann, dies sich günstig auf die Kosten auswirkt. Die angegebenen Werte für die Wärmezufuhr über die spezifische Wärmekapazität bei konstantem Druck (cpml2) können im

Normalfall der technischen Arbeit bei der Expansion gleichgesetzt werden (qzu!2 = w!2), wo ........... durch die Berücksichtigung der Kompressionsarbeit der theoretische Wirkungsgrad ermittelt werden kann. Üblicherweise Ansauglufttemperatur mit 0° C gerechnet, hier 20° C um den Gegebenheit besser zu entsprechen. Für die isothermenähnliche Kompression mit einer Wassereindüsung ist ein Temperaturanstieg erforderlich, um die Sättigungsgrenze nicht zu unterschreiten und liegt bei 10 bar abs. bei ca. 100° C. Die wesentlichsten Faktoren für den Wirkungsgrad sind der gewählte Systemdruck, Arbeitsgastemperatur zum Turbineneintritt, spez. Wärmekapazitäten, Isentropenexponent und natürlich die Prozessführung.

Der Wirkungsgrad für die Expansion und Kompression wurde mit 0,92 unterstellt. Der Erwärmungsbedarf des Gases und damit der Bedarf an Kohle ist vom Arbeitsgas abhängig und wurde mit ca. 3,5 % Massezufuhr berücksichtigt und steht auch an der Turbine zur Arbeitsgewinnung zur Verfügung. Die Zufuhr des Wasserdampfes aus der Kompression erfolgt mit etwas Energieaufwand, da hier das Wasser über den Verdichtungsweg verdunstet und diese Masse unter Leistungsaufwand verdichtet werden muss (über den Weg betrachtet ca. 0,5 der eingedüsten Masse). Die in der Rechnung verwendeten Werte für die mittlere spez. Wärmekapazität stammen aus Tabellen einschlägiger Fachliteratur (siehe Fig. 3 beiliegend).

Feuchtigkeitseintrag: ca. 5 % Wasserzufuhr durch Wassereindüsung in Ansaugluft. Zusätzlich könnten etwa ca. 1,5 % Wasserzufuhr durch Wasserverdunstung durch Temperaturdifferenz am Rekuperator / Regenerator, sowie der zusätzlichen Massezufuhr durch die Verbrennung berücksichtigt werden, gerechnet 5 %.

Generell kann gesagt werden, dass Wasserdampf zumindest in Verbindung mit dem Medium Luft oder C02 unter der Voraussetzung, dass Wasserdampf ohne Kompression z.B. mit Hilfe von Abwärmequellen im Arbeitsgas verdunstet werden kann (Masseeinbringung in das System ohne Kompressionsaufwand) die Leistung und auch der Wirkungsgrad erhöht wird. Muss der Wasserdampfanteil auch verdichtet werden, steigt nur die Leistung. Übersicht Wirkungsgrade Turbineneintrittstemperatur 1200° C und Druck 10 bar abs. (Luft):

Wirkungsgrad ohne Druckverlust bei 1200° C: 858 kJ / kg - 280 kJ / kg / (858 kJ / kg + 45 kJ / kg) = 578 kJ / kg / 903 kJ / kg - 0,651 Mit Zwischenerhitzung bei Expansion: 0,699 (C02):

Wirkungsgrad ohne Druckverlust bei 1200° C und Feuchtigkeit vorhanden: 805 kJ / kg - 176,6 kJ / kg / (805 kJ / kg + 45 kJ / kg) = 628,4 kJ / kg / 850 kJ / kg = 0,734 MirZwischenerhitzung bei Expansion: 0,794 (H20):

Wirkungsgrad ohne Druckverlust bei 1200° C mit Nebenprozess: 1544,2 kJ / kg - 467 kJ / kg / (1463 kJ / kg + 70 kJ / kg) - 1077,2 kJ / kg / 1533 kJ/kg = 0,698 Mit Zwischenerhitzung bei Expansion: 0,759 (NH3):

Wirkungsgrad ohne Druckverlust bei 1200° C und Feuchtigkeit vorhanden: 2272 kJ / kg - 451 kJ / kg / (2272 kJ / kg + 70 kJ / kg) = 1821 kJ / kg / 2342 kJ/kg = 0,777 Mit Zwischenerhitzung bei Expansion: 0,811 (CH4):

Wirkungsgrad ohne Druckverlust bei 1200° C und Feuchtigkeit vorhanden: 2915 kJ / kg - 479 kJ / kg / (2915 kJ / kg + 70 kJ / kg) = 2436 kJ / kg / 2985 kJ/kg = 0,816 Mit Zwischenerhitzung bei Expansion: 0,845

Die Werte für den erreichbaren Wirkungsgrad mit Druckverlusten - angenommen 1 bar abs. -d.h. Verdichtung auf 11 bar abs. liegen etwa 1 bis 2 % (absolut) unter den angeführten. Übersicht Wirkungsgrade für Turbineneintrittstemperatur 850° C und Druck 7 bar abs. (Luft):

Wirkungsgrad bei 0,5 bar Druckverlust bei 850° C und Feuchtigkeit vorhanden: 562 kJ / kg - 215 kJ / kg = 347 kJ / kg / 607 kJ / kg = 0,572

Wirkungsgrad bei 0,5 bar Druckverlust bei 850° C und keine Feuchtigkeit vorhanden: 512 kJ/kg-215 kJ/kg = 297 kJ/kg/557 kJ/kg = 0,533 (H20):

Wirkungsgrad bei 0,5 bar Druckverlust bei 850° C mit Nebenprozess: 893 kJ7kg - 350 kJf kg = (543 kJ / kg + 47) 590 / 938 kJ / kg = 0,629 (C02):

Wirkungsgrad bei 0,5 bar Druckverlust bei 850° C und Feuchtigkeit vorhanden: 481 kJ / kg - 134 kJ / kg = 347 kJ / kg / 526 kJ / kg = 0,659

Wirkungsgrad bei 0,5 bar Druckverlust bei 850° C und keine Feuchtigkeit vorhanden: 439 kJ/kg- 134 kJ /kg = 305 kJ /kg/484 kJ /kg = 0,63 (NH3):

Wirkungsgrad bei 0,5 bar Druckverlust bei 850° C und Feuchtigkeit vorhanden: 1407 kJ / kg - 355 kJ / kg = 1052 kJ / kg /1497 kJ / kg = 0,703

Wirkungsgrad bei 0,5 bar Druckverlust bei 850° C und keine Feuchtigkeit vorhanden: 1364 kJ / kg - 355 kJ / kg = 1009 kJ / kg / 1454 kJ / kg = 0,694 (CH4):

Wirkungsgrad bei 0,5 bar Druckverlust bei 850° C und Feuchtigkeit vorhanden: 1730 kJ / kg - 375 kJ / kg = 1355 kJ / kg / 1820 kJ / kg = 0,744

Wirkungsgrad bei 0,5 bar Druckverlust bei 850° C und keine Feuchtigkeit vorhanden: 1687 kJ/kg-375 kJ/kg = 1312 kJ/kg / 1777 kJ/kg = 0,738

Medium Luft:

Isothermenähnliche Kompression bis 10 bar abs:

Arithmetisches Mittel: - 220 kJ / kg (- = zuzuführende Energie)

Kompression Wasserdampf: im Verhältnis der Gaskonstanten Wasser

Annahme Wasseranteil gesamt ca. 5 % (fällt mit zunehmenden Weg als Gas an, daher etwa Hälfte der Gasmenge über Gesamtverdichtung) - 354 kJ / kg x 0,025 = 9 kJ / kg

Verdichtung gesamt:

Verdichtung Luft für Kühlbedarf ca. 5 % und Massezufuhr Kohle ca. 3,5 % =

Turbineneintrittstemperatur angenommen 1200° C, (Isentropenexponent Kappa k = 1,40 sowie Feuchtigkeit verbleibt in Luftstrom)

Isobare Wärmezufuhr: qzul2 = cpml2 x (TI - T2)

Temperatur Ende Expansion der Isentrope:

Erwärmung und Expansion des 5 % Wasserdampfanteils im Verhältnis der spez. Wärmekapazität = x 2 qzul2

Anteil von 3,5 % Massezufuhr durch Brennstoff = 822 kJ / kg x 1,035 = 850 kJ / kg Gesamt: 850 kJ / kg + 82,2 kJ / kg = 933 kJ / kg, Kompression 248 kJ / kg

Wirkungsgrad = Nutzarbeit_ Expansionsarbeit - Kompressionsarbeit

Zugeführte Wärme = zugeführte Wärme

Wirkungsgrad: (933 kJ / kg - 248 kJ / kg / (933 kJ / kg) = 685 kJ / kg / 933 kJ / kg = 0,734

Ungefähre Berücksichtigung des Turbinen - und Kompressorwirkungsgrades ca. 0,92

Turbine: 933 kJ / kg x 0,92 = 858 kJ / kg, Differenz 75 kJ / kg Kompressor: 248 kJ / kg / 0,92 = 270 kJ / kg

Theoretischer Wirkungsgrad mit vorhandener Abminderung und Erwärmungsbedarf / Temperaturdifferenz Rekuperator:

858 kJ / kg-270 kJ / kg / (858 kJ/kg +45 kJ/kg) = 588 kJ/kg/903 kJ/kg = 0,651 Mit Zwischenerhitzung Expansion 0,699

Medium C02 Kohlendioxid

Isothermenähnliche Kompression bis 10 bar abs.

Arithmetisches Mittel: -144,8 kJ / kg (- = zuzuführende Energie)

Kompression Wasserdampf: im Verhältnis der Gaskonstanten Wasser 0,4615 kJ / kg.K, w = - 354 kJ / kg (100 %)

Verdichtung gesamt:

Verdichtung C02 für Kühlbedarf ca. 5 % und Massezufuhr Kohle ca. 3,5 % =

Isentropenexponent Kappa k = 1,30

Turbineneintrittstemperatur 1200° C, Systemdruck 10 bar abs.

Isobare Wärmezufuhr: qzul2 = cpml2 x (TI - T2)

Temperatur Ende Expansion der Isentrope:

Erwärmung und Expansion mit 5 % Wasserdampfanteil im Verhältnis der spez. Wärmekapazität = x 2

Anteil von 3,5 % Massezufuhr durch Brennstoff

Gesamt:

Kompression 167 kJ / kg

Wirkungsgrad:

Ungefähre Berücksichtigung des Turbinen - und Kompressorwirkungsgrades 0,92

Kompressor:

Theoretischer Wirkungsgrad mit vorhandener Abminderung:

Medium C02 Kohlendioxid, gerechnet mit Zwischenkühlung / - erwärmung Expansion

Isothermenähnliche Kompression bis 10 bar abs,

Summe: -129,6 kJ / kg (- = zuzuführende Energie)

Verdichtung gesamt:

Verdichtung Luft für Kühlbedarf ca. 5 % und Massezufuhr Kohle ca. 3,5 % =

Isentropenexponent Kappa k = 1,30

Turbineneintrittstemperatur 1200° C, Systemdruck 10 bar abs.

Isobare Wärmezufuhr: qzul2 = cpml2 x (TI - T2)

Temperatur Ende Expansion der Isentrope:

Erwärmung und Expansion mit 5 % Wasserdampfanteil im Verhältnis der spez. Wärmekapazität = x 2 qzul2 Wasserdampf = 1052 kJ / kg x 0,05 x 2 = 105,2 kJ / kg

Anteil von 3,5 % Massezufuhrdurch Brennstoff = 1052 kJ / kg x 1,035 = 1088 kJ / kg Gesamt:

Kompression 159,8 kJ / kg

Wirkungsgrad: 0,874

Ungefähre Berücksichtigung des Turbinen - und Kompressorwirkungsgrades 0,92 1193 kJ / kg x 0,92 = 1098 kJ / kg, Kompressor: 150 kJ / kg / 0,92 = 163 kJ / kg Theoretischer Wirkungsgrad mit vorhandener Abminderung:

Nur Expansion mit Zwischenerhitzung: 1098 - 181 / 1143 = 917 / 1143 = 0,802

Medium Wasserdampf H20:

Isentrope Kompression bis 10 bar abs. aus dem Naßdampfgebiet xs = 0,88:

Diagramm werte: 2380 kJ / kg auf Sattdampf 10 bar abs: 2776 kJ / kg = 396 kJ / kg Erreichbar durch Ausschleusung von 12 % Dampf 1 bar abs. in Kondensationsprozess Zusätzliche Nutzung der Dampfabkühlung von ca. 215° C auf 100° C durch Einspritzkühlung 2900 kJ / kg auf 2676 kJ / kg = 224 kJ / kg = ca. 8,3 %; gesamt 20,3 % mit Nutzung in Kondensationsdampfturbine auf 0,05 bar abs. 2676 kJ / kg auf 2240 kJ / kg = 436 kJ / kg x 0,203 = 88,5 kJ / kg Nutzenthalpie

Verdichtung Wasserdampf für Kühlbedarf ca. 5 % und Massezufuhr Kohle ca. 3,5 % = 396 kJ / kg x 1,085 = ca. 429,7 kJ / kg

Turbineneintrittstemperatur angenommen 1200° C. (Isentropenexponent Kappa k = 1,33) Isobare Wärmezufuhr: qzu!2 = cpml2 x (TI - T2)

Temperatur Ende Expansion der Isentrope:

Anteil von 3,5 % Massezufuhr durch Brennstoffe 1536 kJ / kg x 1,035 = 1590 kJ / kg Kompression 429,7 kJ / kg

Mit Zwischenerhitzung bei Expansion: 0,759

Medium NH3 Ammoniak

Isothermenähnliche Kompression bis 10 bar abs, Medium NH3 (Ammoniak):

Arithmetisches Mittel: - 374 kJ / kg (- = zuzuführende Energie)

Kompression Wasserdampf: im Verhältnis der Gaskonstanten Wasser 0,4615 kJ / kg.K, w = - 353 kJ / kg (100 %)

Annahme Wasseranteil gesamt ca. 5 % (fällt mit zunehmenden Weg als Gas an, daher etwa Hälfte der Gasmenge über Gesamtverdichtung) - 353 kJ / kg x 0,025 = 9 kJ / kg

Verdichtung gesamt:

Verdichtung Luft für Kühlbedarf ca. 5 % und Massezufuhr Kohle ca. 3,5 % =

Isentropenexponent (Kappa =1,31 NH3)

Turbineneintrittstemperatur 1200° C, Systemdruck 10 bar abs. NH3 Isobare Wärmezufuhr: qzul2 = cpml2 x (TI - T2)

Temperatur Ende Expansion der Isentrope:

Anteil von 3,5 % Massezufuhr durch Brennstoff = 2386 kJ / kg x 1,035 = 2470 kJ / kg Kompression 415 kJ / kg

Theoretischer Wirkungsgrad mit vorhandener Abminderung und Erwärmungsbedarf / T emperaturdifferenz Rekuperator:

Mit Zwischenerhitzung bei Expansion: 0,811 17

Medium CH4 Methan

Isothermenähnliche Kompression bis 7 bar abs, Medium CH4 (Methan):

Arithmetisches Mittel: - 398 kJ / kg (- = zuzuführende Energie)

Verdichtung gesamt:

Verdichtung Luft für Kühlbedarf ca. 5 % und Massezufuhr Kohle ca. 3,5 % =

Isentropenexponent (Kappa = 1,32 CH4)

Turbineneintrittstemperatur 1200° C, Systemdruck 10 bar abs.

Isobare Wärmezufuhr: qzul2 = cpml2 x (TI - T2)

Temperatur Ende Expansion der Isentrope:

Anteil von 3,5 % Massezufuhr durch Brennstoff Gesamt: 3168 kJ / kg Kompression 441 kJ / kg

Ungefähre Berücksichtigung des Turbinen und kompressorwirkungsgrades ca. 0,92

Mit Zwischenerhitzung bei Expansion: 0,845

Erzielbare Leistung in Gegenüberstellung mit dem Medium Luft bei gleicher Turbinengröße (= gleicher Volumenstrom am Turbinenaustritt bei Expansion ohne Zwischenerhitzung)

Luft:

Werte für spez. Gewicht Luft 100 %

Werte für spez. Volumen:

Leistung gerechnet gleiche Anlagengröße = gleicher Volumenstrom Austrittstemperatur Luft: 764 K = 491° C: 2,17 m3 / kg

Wert für Luft: 2,17 m3 / kg Faktor: 1,0 facher Massestrom x 1,0 kg / sec: 1,0 kg / sec Erzielbare Leistung: Luft 578 KW bei 1,0 kg / sec (Nutzleistung)

C02:

Werte für spez. Gewicht Luft

Werte für spez. Volumen:

Leistung gerechnet gleiche Anlagengröße = gleicher Volumenstrom Austrittstemperatur C02; 866 K = 593° C: 1,61 m3 / kg

Wert für Luft: 2,17 m3 / kg Faktor: 1,35 facher Massestrom x 1,0 kg / sec: 1,35 kg / sec Erzielbare Leistung: Luft 578 KW bei 1,0 kg / sec (Vergleichswert)

Informativ mit Zwischenerhitzung Expansion

H20:

Leistung gerechnet gleiche Anlagengröße = gleicher Volumenstrom am Austritt Austrittstemperatur Luft: 768 K = 559° C: 3,45 m3 / kg

Wert für Luft: 2,17 m3 / kg Faktor: 0,63 facher Massestrom x 1,0 kg / sec: 0,63 kg / sec Erzielbare Leistung: Luft 578 KW bei 1,0 kg / sec (Vergleichstwert)

NH3:

Werte für spez. Gewicht Luft

Werte für spez. Volumen:

Leistung gerechnet gleiche Anlagengröße = gleicher Volumenstrom Austrittstemperatur NH3: 853 K = 580° C: 4,05 m3 / kg

Wert für Luft: 2,17 m3 / kg Faktor: 0,536 facher Massestrom x 1,0 kg / sec: 0,536 kg / sec Erzielbare Leistung: Luft 578 KW bei 1,0 kg / sec (Vergleichstwer)

CH4:

Werte für spez. Gewicht Luft Werte für spez. Volumen:

Leistung gerechnet gleiche Anlagengröße = gleicher Volumenstrom Austrittstemperatur CH4: 844 K - 571° C: 4,31 m3 / kg

Wert für Luft: 2,17 m3 / kg Faktor: 0,504 facher Massestrom x 1,0 kg / sec: 0,504 kg / sec Erzielbare Leistung: Luft 578 KW bei 1,0 kg / sec (Vergleichswert)

Claims

Patentansprüche:

1. Wirkungsgradsteigerung beim Heißgasprozess dadurch gekennzeichnet, dass unter Verwendung der teilweise bekannten Verfahrensschritte das Arbeitsgas in einem geschlossenen System durch einen Kompressor (2) verdichtet wird, über einen Rekuperator (3) mit dem entspannten Arbeitsgas nach dem Turbinenaustritt vorerwärmt wird, die Weitererwärmung bis zur Turbineneintrittstemperatur entweder über einen metallischen Wärmetauscher (4) bzw. vorzugsweise über einen Regenerator (4a, 4b) erfolgt und in der Turbine (5) unter Nutzleistungserzeugung entspannt wird, wobei für die Beheizung des kontinuierlich oder alternierend arbeitenden Regenerators in einem getrennten Kreislauf im drucklosen Zustand in einer Brennkammer (8) ein Festbrennstoff verwendet wird, wo die Verbrennungsluft mittels rekuperativer Verbrennungslufterwärmung (14) mit den austretenden Rauchgas aus dem Regenerator vorerwärmt wird.
2. Wirkungsgradsteigerung beim Heißgasprozess nach Anspruch 1. dadurch gekennzeichnet, dass nach der Abkühlung des entspannten Arbeitsgases, wo sich in der Regel Temperaturen wie nach der Kompressionsendtemperatur zuzüglich einer Temperaturdifferenz ergeben durch einen Arbeitsgaskühler (7) mit einem flüssigen oder gasförmigen Kühlmedium auf Kompressoreintrittstemperatur gebracht wird, bei entsprechendem Niveau und Bedarf als Heizwärme verwendet wird.
3. Wirkungsgradsteigerung beim Heißgasprozess nach Anspruch 1 und 2. dadurch gekennzeichnet, dass zur Verminderung des Kompressionsleistungsbedarfes feinst zerstäubtes Wasser im Ansaugbereich (1) eingedüst und auf diese Weise durch Bindung der Kompressionswärme durch die fortschreitende Wasserteilchenverdunstung eine „kühlere“ Kompression erreicht wird.
4. Wirkungsgradsteigerung beim Heißgasprozess nach Anspruch 1. bis 3. dadurch gekennzeichnet, dass zur Verminderung des Kompressionsleistungsbedarfes die Kompression in 2 oder mehreren Schritten mit Zwischenkühlung erfolgt, wobei diese Wärme auch als Heizwärme genutzt werden kann.
5. Wirkungsgradsteigerung beim Heißgasprozess nach Anspruch 1. bis 4. dadurch gekennzeichnet, dass zur Steigerung der Expansionsleistung die Entspannung in 2 oder mehreren Stufen unter Zwischenerhitzung erfolgt, wobei für jede Stufe ein separater Regenerator verwendet wird.
6. Wirkungsgradsteigerung beim Heißgasprozess nach Anspruch 1. bis 5. dadurch gekennzeichnet, dass als Arbeitsgas vorzugsweise Medien zum Einsatz kommen, welche eine deutliche Zunahme der spez. Wärmekapazität mit der Temperatur aufweisen, um bei niedrigen Temperaturen eine geringe Kompressionsleistung zu erhalten und bei hohen Temperaturen eine hohe Expansionsleistung ermöglichen.
7. Wirkungsgradsteigerung beim Heißgasprozess dadurch gekennzeichnet, dass bei Verwendung von Wasserdampf als Arbeitsgas zur Absenkung der Temperatur auf Kompressoreintrittstemperatur nach dem Rekuperator (3) Wasser in den überhitzten Dampf eingedüst wird, dadurch ein Sattdampfniveau auf 1 bar abs. erreicht wird und unter Berücksichtigung der Mengenverhältnisse durch Abkühlung und Einspritzwasser in den Kompressor ein Teil des Dampfes in einer Kondensationsturbine Nutzleistung erzeugt wird.
8. Wirkungsgradsteigerung beim Heißgasprozess dadurch gekennzeichnet, dass bei den Arbeitsgasmedien Luft und C02 die Beimengung von Wasserdampf zu einer, je nach Anteil, nennenswerten Leistungssteigerung führt, unter der Voraussetzung Wasserdampf mit Hilfe von Abwärme durch Verdunstung in das System einbringen zu ^ können, auch der Wirkungsgrad steigt;