Verfahren zum Betrieb eines mit Zwischenkühler versehenen Strömungakömpressors und Einrichtung zur Durchführung dieses Verfahrens. Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren 711111 Betrieb eines mit Zwischen kühler versehenen Strömungskompressors und eine Einrichtung zur Durchführung dieses Verfahrens. Der Kompressor kann z. B. ein Axial- oder ein Zentrifugal-Rotationskompres- sor sein.
Es ist. bekannt., dass bei St.römwigskom- pressoren, unter gewissen Arbeitsbedingungen betreffend Fluidströmung und Druckverhält nis, eine Erscheinung auftreten - kann, die unter dem Namen Pumpen bekannt ist, wobei die Strömung unstabil wird und in Schwingung versetzt wird.
Die Grenzbedingung für stabilen und un stabilen Betrieb kann in einer graphischen Darstellung der Charakteristik des Strömungs- kompressors durch eine Kurve definiert wer den, die Pumpgrenzlinie genannt wird. Ein typisches Beispiel einer solchen Charakteri- Ntik ist in Fig. 1 der beiliegenden Zeichnung dargestellt, in welcher schematisch das Druck verhältnis R (Ordinate) über der entsprechen den Strömungsmenge JI1 (Abszisse)
des durch den Kompressor strömenden Fluidums aufge tragen ist. Die voll ausgezogene Linie S ist die Pumpgrenzlinie ; die auf der rechten Seite dieser Linie dargestellten Strömungsbedin gungen bilden das stabile Gebiet, während auf der linken Seite der Linie das unstabile Ge biet liegt. Soll. der Kompressor, der z. B. ein Teil einer Wärmekraftmaschine oder einer andern Anlage sein kann, nahe an der Pump grenzlinie , aber noch im stabilen Gebiet ar beiten, so kann dieser Betriebszustand z. B. durch die gestrichelte Kurve 0 in Fig. 1 dar gestellt werden, die noch über einen grossen Betriebsbereich bezüglich Strömungsmenge und Belastung des Kompressors im stabilen Gebiet verläuft.
Es ist jedoch nicht möglich, nur durch ent sprechende Bemessung der Kompressorteile die Anordnung derart zu treffen, dass der Kompressor eine solche Betriebskurve auf weist.; in Wirklichkeit kann nur ein einziger Punkt der Kurve durch entsprechenden Bau des Kompressors erreicht werden. Die wirk liehe Betriebskurve wird durch die Verhält nisse in der ganzen Anlage bestimmt und ausserdem durch die Leichtigkeit, mit welcher sich der Kompressor selbst den Änderungen dieser Verhältnisse anpassen kann. Diese letztgenannte Bedingung wird durch die heute übliche Form eines Kompressors nicht erfüllt. So ist. z.
B. ein 1lehrstufen-R.otationskompres- sor, dessen Schaufelkränze auf einer gemein samen Welle angeordnet sind, weniger anpas sungsfähig in dieser Beziehung als ein gleicher Kompressor, dessen Schaufelkränze auf un abhängigen Wellen angeordnet sind, jedoch ist ein solcher Kompressor natürlich weit kom plizierter im Aufbau. Aus diesem Grund haben gewisse Strömungskompressoren, auch wenn sie einige wünschbare Eigenschaften aufweisen, bei Verwendung in einer Anlage, eine relativ schlechte Betriebskurve. Ein typi sches Beispiel für einen solchen Fall ist in Fig. 1 durch die gestrichelte Linie<B>01</B> darge stellt.
Wie aus der Zeichnung hervorgeht, schneidet diese Linie 0 i die Pumpgr enzlinie in schräger Richtung, und der entsprechende Kompressor wird deshalb nur in einem ver hältnismässig kleinen Bereich bezüglich-:Strö- mungsmenge und Belastung stabil arbeiten. Eine solche Betriebskurve ist. z. B. typisch für einen mehrstufigen Rotationskompressor, dessen Schaufelkränze alle auf einer gemein samen Welle sitzen, wie dies gewöhnlich in Gasturbinenanlagen üblich ist, welche ein Hauptanwendungsgebiet dieser Kompressoren art sind.
@Venn ein solcher Kompressor ferner mit Mitteln zur Zwischenkühlung des Fluidums zwischen einzelnen Kompressionsstufen ver sehen ist, was meistens verlangt wird, um einen optimalen Wirkungsgrad zu erreichen, neigt seine Betriebskurve zu einer weiteren Verschlechterung. Eine solche Betriebskurve ist in Fig. 1 durch die gestriehelte Linie 02 dargestellt. Diese Kurve 02 schneidet die Pumpgrenzlinie noch in schrägerer Lage als die Linie Oiund der Belastungsbereich des Kompressors für stabilen Betrieb ist noch weiter eingeschränkt.
Wie aus der Zeichnung ersichtlich, ent spricht der Schnittpunkt A der jeweiligen Be triebskurven 0, 0i und 02 in Fig. 1 einer Be lastung, die jedem Kompressor eigen ist, wo bei der Kühler eines Kompressors mit Zwi schenkühlung derart ausgebildet wird, dass er einen Temperaturfall im Fluidum bewir ken kann, der genügt, um die Temperatur des bei Vollast geförderten Fluidums auf die Ein trittstemperatur zu senken, um so isotherme Kompression vorzutäuschen. Dabei steigert der Kühler infolge der Temperatursenkung die Dichte des Fluidums um einen entspre chenden Betrag, das heisst die Dichte ändert im umgekehrten Verhältnis zur Temperatur;
und die nachfolgende Stufe (oder Stufen) des Kompressors muss für eine Kapazität bemes sen sein, die dieser Änderung der Fluiddichte entspricht. Wenn jedoch ein Strömungskom pressor mit halber Last arbeitet, sinkt nicht nur die Strömungsmenge, sondern auch das Druckverhältnis und demzufolge auch das Temperaturverhältnis des verdichteten zurr nicht verdichteten Fluidum auf einen niedri geren Wert.
Der Zwischenkühler muss dann nur eine geringere Temperatursenkung bewir ken, um das Fluidum auf seine Ursprungs temperatur zu bringen, was eine Herabsetzung des Diehteverhältnisses des gekühlten zum ungekühlten Fluidum bezüglich des Verhält nisses bei Vollast zur Folge hat.
Eine solche Herabsetzung des Diehtever- hältnisses bei einer Lastverringerung bewirkt, dass die Geschwindigkeit. des Fluidstromes durch den Kompressor vom '-N7,ennwert ab weicht, und damit auch der Arbeitsbereich und die Anfälligkeit eines solchen Kompressors für das Pumpen.
Die vorliegende Erfindung bezweckt nun, bei einer Lastreduzierung das Dichteverhältnis zwischen gekühltem und un- gekühltem Fluidum zu erhöhen und die bei zwisehengekühlten Kompressoren meist ein tretende Verkleinerung des Arbeitsbereiehes zu vermeiden; der Belastungsbereich eines zwischengekühlten Kompressors kann sogar gegenüber demjenigen eines ungekühlten Kompressors vergrössert werden, wie dies z. B. durch die in Fig. 1 dargestellte Betriebskurve gezeigt, ist.
Beim Verfahren gemäss vorliegender Er findung wird der (7rad der durch den Zwi schenkühler bewirkten Kühlung bei sieh ändernder Kompressorbelastung so geändert, dass das Dichteverhältnis des Fluidums nach und vor der Kühlung steigt, wenn die Bela stung des Kompressors sinkt, und fällt, wenn diese Belastung steigt..
Gewöhnlich wird gewünseht, dass die Zwi schenkühlung progressiv mit zunehmender Kompressorbelastung weniger wirksam sein soll.
Während bei einem normalgekühlten Kom pressor die Temperatur des in den Kom pressor eintretenden und aus dem Kühler aus tretenden Fluidums wenigstens annähernd bei jeder Belastung konstant und gewöhnlich gleich der Aussentemperatur ist, würde beim erfindungsgemässen Verfahren, wenn bei Voll- last Aussentemperatur erreicht wird, der Küh ler bei Teillast das Fluidum auf eine unter der Atmosphärentemperatur liegende Tempe ratur abkühlen.
-Um dies zti vermeiden, kann die Anordnung derart sein, dass die Tempera tur am Kühlerauslass annähernd gleich der atmosphärischen Temperatur bei der klein sten verlangten Belastung ist. und mit stei gender Belastung progressiv ansteigt.
Demzufolge wird ein solcher Kompressor, der bei Vollast. mit. Zwischenkühlung auf eine erhebliche über der Aussentemperatur liegen den Temperatur arbeitet, einen geringeren Wirkungsgrad aufweisen als ein Vergleichs kompressor mit. normaler Zwischenkühlung, das heisst die Stabilität wird auf Kosten des Wirkungsgrades verbessert.
Berechnungen auf Grund der vorgehend beschriebenen Überlegungen in Anwendung auf zwei vergleichbare Gasturbinenanlagen, wovon die eine einen gemäss dem erfindungs gemässen Verfahren zwischengekühlten Kom pressor und die andere einen normalgekühlten Kompressor aufwies, haben gezeigt, dass die spezifische Leistung der erstgenannten Anlage bei Vollast mir um 7.1 % kleiner ist als die entspreehendende Leistung der andern An lage,
wobei dies für die erste Anlage bei voll- ständiger Stabilität bis hinunter auf 30 % der Vollast. gilt, gegenüber nur bis 70 % Vollast bei der zweiten Anlage.
An Hand der beiliegenden Zeichnung, in welcher eine Turbinenkraftanlage mit einer beispielsweisen Ausführungsform der erfin- dunsgemässen Einrichtung dargestellt ist, soll das ebenfalls Erfindungsgegenstand bildende Verfahren beispielsweise näher erläutert wer den. Die :#,iilage besitzt einen ASial-ROtat.ionS- Luftkompressor, der zwei hintereinander auf einer gemeinsamen Welle angeordnete Lauf sehaufelsätze aufweist.
Die Fig. \? bis 9 zeigen schematisch die vergleichbaren Wirkungen der Änderung des Grades der Zwischenkühlung und die Charakteristik der Anlagen, und Fig. 10 und 11 zeigen Ausführungsbei spiele der Einrichtung zur Durchführung des erfindungsgemässen Verfahrens.
Es zeigen: Fig. 2, 3 und 4 graphische Vergleichs werte der Dichteverhältnisse t1 der kompri mierten zur tmkompriniierten Luft (Ordina ten) in verschiedenen axialen Abständen (Ab szissen), von jedem der drei Kompressoren, die sieh bezüglich ihrer Zw ischenkühhmg von einander unterscheiden; der 0-Punkt ent spricht in jeder Figur dem Kompressorein- tritt, wo das Dichteverhältnis 1 ist, Fig. ä, 6 und 7 graphisch die Vergleichs werte der Axialgeschwindigkeit V der Luft.
(Ordinaten) in den entsprechenden axialen Abständen L (Abszissen), von jedem der drei Kompressoren, und Fig. 8 und 9 graphisch die Vergleichswerte der entsprechenden Charakteristiken des Nie derdruck- und des Hochdruckteils der Kom pressoren und das jeweilige Druckverhältnis R (Ordinate) aufgetragen über der Strö mungsmenge DZ (Abszissen).
In Fig. 2 ist die Wirkung des Betriebes eines ungekühlten Kompressors auch bei Teil last und einer Rotordrehzahl unter der Nenn drehzahl dargestellt. Das Dichteverhältnis der Luft im Kompressor bei Vollast und bei einer beliebigen Teillast ist durch die vollausge zogene Linie F bzw. die gestrichelte Linie P dargestellt. Da bei Teillast die Druckverhält nisse der komprimierten zur unkomprimierten Luft von ihrem Wert bei Vollast progressiv beim Durchströmen des Kompressors abneh men, werden die Dichteverhältnisse in gleicher Weise progressiv herabgesetzt und demzufolge ändert. die Axialgesehwindigkeit der Luft im Kompressor bei einer Lastverminderung.
Eine Herabsetzung der Axialgesehwindigkeit der Luft. bei Teillast. ist. nicht. immer unerw ünseht, da bei reduzierter Geschwindigkeit der Rotor- schaufelung die Axialgesehwindigkeit der Luft. proportional abnehmen sollte, tim die vollkommene aerodynamische Strömung durch die Rotorschaufelung beibehalten zu können.
Die wirklich eintretenden Änderungen führen aber nicht zu diesem Resultat, sie sind deshalb unerwünscht rund können das Pumpen verur- saehen. Dieser Effekt ist in Fig. 5 dargestellt, in welcher die vollausgezogene Linie F die Axialgeschwindigkeit der Luft bei Vollast darstellt und die strichpunktierte Linie D zeigt die Axialgeschwindigkeit der Luft.
bei irgendeiner Belastung, um in übereinstim- inung mit der reduzierten Drehzahl der Rotor- schaufelung eine gute aerodynamische Strö mung aufreehtziierhalten, während die ge strichelte Linie P die wirkliche Axialgeschwin- digkeitder Luft. bei Teillast darstellt. -Wie aus der Zeichnung ersichtlich, ist. der Gesehwin- digkeitsverlauf durch den Kompressor bei Teil last grösser als dies erwünscht wäre.
Bei einem gleichen Kompressor mit nor maler Zwischenkühlung (bis hinunter auf eine annähernd bei allen Belastungen kon stante Temperatur) sind die Wirkungen einer solchen Kühlung auf die Luftdichtever hältnisse und die Axialgeschwindigkeiten in den Fig. 3 bzw. 6 dargestellt, wobei die Kur ven, welche für Vollast und Teillast die Diehtev erhältnisse bzw. die Axialgeschwindig- keiten angeben, entsprechend den bezüglichen Kurven der Fig. 2 und 5 dargestellt sind.
In diesem Fall steigt das Aehteverhältnis rasch an, wenn Luft durch den Kühler strömt, aber es ist zu bemerken, dass die durch den Kühler bei Teillast bewirkte Änderung des Dichte verhältnisses kleiner ist als bei Vollast zu folge der kleineren Temperaturerniedrigung, die bei normaler Zwischenkühlung, wie voran gehend erwähnt, bei Teillast auftritt.
Bezüg lich Fig. 6 sei vorausgesetzt, dass der Kom pressor derart ausgebildet ist, dass die Axial gesehwindigkeit bei Vollast am Auslass des Niederdruckteils die gleiche ist, wie am Ein lass des ]Floehdruekteils, weshalb die Vollast- gesehwindigkeitskurve F stetig ist. Ausserdem ist die -für eine vollkommene aerodynamische Strömung notwendige Geschwindigkeitskurve D bei Teillast. ebenfalls eine stetige Kurve.
Die Wirkung der normalen Zwischenkühlung der Luft bei Teillast bewirkt, infolge der auf tretenden geringeren Änderung des Luft dichteverhältnisses bei Teillast eine Besehleu- nigung der Luft zwischen den Kompressor stufen mit dem Resultat, dass die Kurve P der wirklichen Axialgesehwindigkeit der Luft von der gewünschten Kurve D abweicht, und zwar um einen grösseren Betrag, als dies beim nichtgekühlten Kompressor der Fall ist.
Im folgenden soll ein Kompressor der vor angehend beschriebenen Art, jedoch mit Zwi schenkühlung nach der Erfindung, betrachtet werden. Die in den Fig. 4- und 7 gezeigten Betriebskurven entsprechen den in den Fig. 2, 3 bzw. 5, 6 gezeigten Kurven. In Fig. .1 ist ersichtlich, dass die Zwischenkühlung bei Teil last eine -rössere Zunahme der Diehteverhä.lt- nisse ergibt als bei Vollast.
Für die in Fig. 7 gezeigten Werte sei wiederum angenommen, dass die Axialgeschwindigkeiten der Luft am Auslass der Niederdriielzstufe und am Einlass der Hoehdruekstufe gleich sind und da.ss die Vollast- und die gewünschte Teillast-Gesehvin- digkeitskurven stetige Kurven sind.
In diesem Fall bewirkt jedoch die Zwischenkühlung bei Teillast, da die Zunahme des Diehtungsver- hä.ltnisses hier grösser ist als bei Vollast., eine Verzögerung der Luftströmung zwischen den beiden Kompressorstufen, so dass die Axialge- schwindigkeitskurve P der gewünschten Kurve D näher kommt als in allen v orbesehriebenen Fällen.
Die Betriebskurven-Charakteristiken (von der allgemeinen in Fig. 1 dargestellten Form) der drei in Betracht gezogenen Kompressoren werden für den Niederdruck- bzw. den Hoch druckteil in den Fig. 8 und 9 miteinander ver glichen.
Die Kurve Tr in Fig. 8 stellt die Be triebskurve des ungekühlten Kompressors be züglich der Pumpgrenzlinie S dar und die Kurve N diejenige des normal gekühlten Kom- pressors. Die Kurve V, zeigt die Betriebslinie eines Kompressors, der veränderliche Zwi- schenkühlung besitzt.
Die Kurven V- und j'3 zeigen weitere Betriebskurven, die durch ver schiedene- TVTahl des Grades der Zwischenhüh- lung bei Änderung der Belastung, abweichend von dem entsprechend der Kurve hl gewähl ten, erreichbar sind. Die Kurve T zeigt, wie die Betriebskurven VI, V., V3 weitergeführt werden können nach Erreichen der untersten noch zulässigen Temperatur, auf welche die Zwischenkühlung bei minimaler Belastung des Kompressors bewirkt werden kann, das heisst im Normalfall ist (lies die Linie der Atmo sphärentemperatur.
Die Charakteristik des Hochdruckteils ist annähernd identisch für alle drei Kompresso ren und ist in Fig. 9 als eine einzige Kurve dargestellt, wobei der Punkt H der Nenn leistung des Kompressors entspricht.
Die vorangehend erwähnten Berechnungen wurden für einen einwelligen, AYial-Rotations- kompressor mit. zwei Schaufelsätzen durch geführt, wobei die Endtemperatur der den Kühler verlassenden Luft bei Vollast mit 350 K angenommen wurde, mit einer Ände- rung bis auf 293 K bei 30% Vollast.
Zur praktischen Durchführung des Ver fahrens wird vorgeschlagen, den Kühleffekt des Kühlers mittels einer Steuerung solcher Anordnung zu ändern, dass die Strömungs-_ geschwindigkeit des Kühlmittels durch den' Kühler von der Belastung des Kompressors abhängt. Die Steuerung sollte auf Änderun gen von Variabeln ansprechen können, die von der Kompressorbelastung abhängen, z. B. der Drehzahl, der Strömungsmenge oder dem Förderdruck des Kompressors zum Kühler.
Es sind verschiedene Konstruktionen einer Einrichtung zur Bewirkung einer solchen Steuerung möglich. Ein Ausführungsbeispiel ist schematisch in Fig. 10 dargestellt. Der Kompressor weist einen Niederdruckteil 1 und einen IIoehdruekteil 2 auf, deren Rotoren auf der gleichen Welle 3 sitzen, und ferner einen Zwischenkühler 4.
Ein Zentrifugal regler 5 ist über Kegelräder 6 durch die Welle 3 antreibbar und dient zur Betätigung eines Hebels 7, der seinerseits mit einem Ventil 8 verbunden ist, das zur Steuerung des Kühl- mitteistromes durch den Kühler 4 dient. Natürlich kann jede andere Art eines Dreh zahlreglers benützt werden in Verbindung mit entsprechenden elektrischen, hzdraulischen oder mechanischen Servomechanismen zur Steuerung des Ventils B.
Ein anderes Beispiel einer Einrichtung zur Bewirkung der genann ten Steuerung ist schematisch in Fig. 11 dar gestellt, wobei die Kompressorteile, der Zwi schenkühler und das Ventil zur Steuerung des Kühlmittelstromes, wie beim Beispiel ge rnäss Fig. 10 ausgebildet sind. Dagegen ist das Ventil 8 in diesem Beispiel durch eine auf Druck ansprechende Dose 9 betätigbar, die durch eine Leitung 10 mit dem Auslass des Niederdruekteils 1 des Kompressors verbun den ist.
In jedem der beschriebenen Beispiele kann die Steuerung des Kühlmittelstromes auch mittels einer Pumpe bewirkt werden, die das Kühlmittel an Stelle eines Ventils in die Kühlleitung fördert. Das beschriebene Bei spiel, bei welchem die Kompressorteile auf einer gemeinsamen Welle sitzen, kann ver schiedene Vorteile aufweisen. Die aufeinander folgenden Kompressorteile können aber auch auf getrennten Wellen angeordnet sein, wobei Mittel vorgesehen sein können, um die einzel nen Wellendrehzahlen zu ändern, um so eine gewünschte Charakteristik zu erhalten und um das Pumpen zu vermeiden.
Method for operating a flow compressor provided with an intercooler and device for carrying out this method. The present invention relates to a method 711111 operation of a flow compressor provided with an intermediate cooler and a device for carrying out this method. The compressor can e.g. B. be an axial or a centrifugal rotary compressor.
It is. known that with St.römwig compressors, under certain working conditions with regard to fluid flow and pressure ratio, a phenomenon can occur which is known as pumps, whereby the flow becomes unstable and is set into oscillation.
The boundary condition for stable and unstable operation can be defined in a graphical representation of the characteristics of the flow compressor using a curve called the surge limit line. A typical example of such a characteristic is shown in Fig. 1 of the accompanying drawing, in which schematically the pressure ratio R (ordinate) over the corresponding flow rate JI1 (abscissa)
of the fluid flowing through the compressor is carried up. The solid line S is the surge limit line; the flow conditions shown on the right side of this line form the stable area, while the unstable area is on the left side of the line. Should. the compressor, the z. B. can be part of a heat engine or other system, close to the pumping border line, but still work in the stable area ar, this operating state can z. B. be provided by the dashed curve 0 in Fig. 1, which runs over a large operating range in terms of flow rate and load on the compressor in the stable area.
However, it is not possible to arrange the arrangement in such a way that the compressor has such an operating curve by just dimensioning the compressor parts accordingly. in reality, only a single point on the curve can be achieved by designing the compressor accordingly. The real operating curve is determined by the ratios in the entire system and also by the ease with which the compressor can adapt itself to changes in these ratios. This last-mentioned condition is not met by the shape of a compressor that is common today. So is. z.
For example, a single-stage rotary compressor, whose blade rings are arranged on a common shaft, is less adaptable in this regard than an identical compressor, whose blade rings are arranged on independent shafts, but such a compressor is of course much more complicated under construction. For this reason, while having some desirable properties, certain fluid compressors have a relatively poor operating curve when used in a plant. A typical example of such a case is shown in FIG. 1 by the dashed line <B> 01 </B>.
As can be seen from the drawing, this line 0 i intersects the surge line in an oblique direction, and the corresponding compressor will therefore only work stably in a relatively small area with regard to: flow rate and load. One such operating curve is. z. B. typical of a multi-stage rotary compressor, the blade rings all sit on a common shaft, as is usually the case in gas turbine systems, which are a main field of application of these compressors.
@Venn such a compressor is also seen ver with means for intermediate cooling of the fluid between individual compression stages, which is usually required to achieve optimal efficiency, its operating curve tends to deteriorate further. Such an operating curve is shown in FIG. 1 by the dashed line 02. This curve 02 intersects the surge limit line in a more inclined position than the line Oi and the load range of the compressor for stable operation is restricted even further.
As can be seen from the drawing, the intersection point A of the respective operating curves 0, 0i and 02 in FIG. 1 corresponds to a load that is inherent in every compressor, where the cooler of a compressor with inter mediate cooling is designed such that it has a Temperature drop in the fluid can cause that is sufficient to lower the temperature of the fluid conveyed at full load to the inlet temperature in order to simulate isothermal compression. As a result of the temperature decrease, the cooler increases the density of the fluid by a corresponding amount, which means that the density changes in inverse proportion to the temperature;
and the subsequent stage (or stages) of the compressor must be sized for a capacity which corresponds to this change in fluid density. However, when a flow compressor operates at half load, not only the flow rate but also the pressure ratio and consequently also the temperature ratio of the compressed to non-compressed fluid decreases to a lower value.
The intercooler then only has to lower the temperature to a lesser extent in order to bring the fluid to its original temperature, which results in a reduction in the power ratio of the cooled to the uncooled fluid with respect to the ratio at full load.
Such a reduction in the weight ratio when the load is reduced causes the speed. of the fluid flow through the compressor differs from the '-N7 nominal value, and thus also the working range and the susceptibility of such a compressor to pumping.
The aim of the present invention is to increase the density ratio between cooled and uncooled fluid when the load is reduced and to avoid the reduction in the working range that usually occurs with partially cooled compressors; the load range of an intercooled compressor can even be increased compared to that of an uncooled compressor, as z. B. shown by the operating curve shown in Fig. 1 is.
In the method according to the present invention, the (7rad of the cooling brought about by the intercooler is changed when the compressor load changes so that the density ratio of the fluid increases after and before the cooling when the load on the compressor drops, and falls when this load increases..
Usually it is desired that the intermediate cooling should be progressively less effective as the compressor load increases.
While in a normal-cooled compressor the temperature of the fluid entering the compressor and exiting the cooler is at least approximately constant and usually equal to the outside temperature at every load, in the method according to the invention, if the outside temperature is reached at full load, the cooling ler at part load cool the fluid to a temperature below atmospheric temperature.
To avoid this, the arrangement can be such that the temperature at the cooler outlet is approximately equal to the atmospheric temperature at the smallest required load. and increases progressively with increasing load.
As a result, such a compressor will operate at full load. With. Intermediate cooling to a significantly higher temperature than the outside temperature works, have a lower efficiency than a comparison compressor with. normal intercooling, i.e. stability is improved at the expense of efficiency.
Calculations based on the considerations described above using two comparable gas turbine systems, one of which had an intercooled compressor in accordance with the method according to the invention and the other had a normally cooled compressor, have shown that the specific output of the first-mentioned system at full load was 7.1% is smaller than the corresponding output of the other system,
where this for the first system with complete stability down to 30% of full load. applies, compared to only up to 70% full load for the second system.
With reference to the accompanying drawing, in which a turbine power plant with an exemplary embodiment of the device according to the invention is shown, the method, which is also the subject of the invention, is to be explained in more detail, for example. The: #, iilage has an ASial-ROtat.ionS air compressor, which has two rotor blade sets arranged one behind the other on a common shaft.
The figure \? 9 to 9 schematically show the comparable effects of the change in the degree of intermediate cooling and the characteristics of the systems, and FIGS. 10 and 11 show exemplary embodiments of the device for carrying out the method according to the invention.
2, 3 and 4 graphical comparison values of the density ratios t1 of the compressed to the compressed air (ordinates) at different axial distances (spacings) from each of the three compressors, which differ from one another with regard to their interim cooling ; In each figure, the 0 point corresponds to the compressor inlet, where the density ratio is 1; FIGS. 6 and 7 graphically show the comparative values of the axial velocity V of the air.
(Ordinates) in the corresponding axial distances L (abscissas), of each of the three compressors, and Fig. 8 and 9 graphically plotted the comparison values of the corresponding characteristics of the low pressure and high pressure part of the compressors and the respective pressure ratio R (ordinate) over the flow rate DZ (abscissa).
In Fig. 2, the effect of the operation of an uncooled compressor is shown at part load and a rotor speed below the rated speed. The density ratio of the air in the compressor at full load and at any partial load is shown by the fully extended line F and the dashed line P. Since at part load the pressure ratios of the compressed to the uncompressed air from their value at full load progressively decrease as it flows through the compressor, the density ratios are progressively reduced in the same way and consequently changes. the axial velocity of the air in the compressor when the load is reduced.
A decrease in the axial velocity of the air. at part load. is. Not. always unseen, because with reduced speed of the rotor blades the axial speed of the air. should decrease proportionally in order to be able to maintain perfect aerodynamic flow through the rotor blades.
However, the changes that actually occur do not lead to this result, they are therefore undesirable and can cause pumping. This effect is shown in FIG. 5, in which the solid line F shows the axial speed of the air at full load and the dash-dotted line D shows the axial speed of the air.
at any load in order to maintain a good aerodynamic flow in accordance with the reduced speed of the rotor blades, while the dashed line P shows the real axial speed of the air. represents at part load. -As can be seen from the drawing. the speed curve through the compressor at part load is greater than would be desired.
In the same compressor with normal intercooling (down to an almost constant temperature under all loads), the effects of such cooling on the air density ratios and the axial speeds are shown in FIGS. 3 and 6, the curve ven which for full load and part load indicate the diehtev ratios or the axial speeds, according to the relevant curves of FIGS. 2 and 5 are shown.
In this case, the density ratio increases rapidly when air flows through the cooler, but it should be noted that the change in the density ratio caused by the cooler at part load is smaller than at full load due to the smaller temperature drop that occurs with normal intermediate cooling, as mentioned above, occurs at partial load.
With regard to FIG. 6, it is assumed that the compressor is designed in such a way that the axial speed at full load at the outlet of the low-pressure part is the same as at the inlet of the flea-pressure part, which is why the full-load speed curve F is continuous. In addition, the speed curve D required for perfect aerodynamic flow is at partial load. also a steady curve.
The effect of the normal intercooling of the air at part load, due to the smaller change in the air density ratio that occurs at part load, causes the air to be defeated between the compressor stages with the result that the curve P of the real axial speed of the air differs from the desired curve D. deviates by a greater amount than is the case with the non-cooled compressor.
In the following, a compressor of the type described before, but with inter mediate cooling according to the invention, will be considered. The operating curves shown in FIGS. 4 and 7 correspond to the curves shown in FIGS. 2, 3 and 5, 6, respectively. In Fig. 1 it can be seen that the intermediate cooling at part load results in a greater increase in the weight ratios than at full load.
For the values shown in FIG. 7, it is again assumed that the axial velocities of the air at the outlet of the low-pressure stage and at the inlet of the high-pressure stage are the same and that the full-load and the desired partial-load speed curves are continuous curves.
In this case, however, the intercooling at part load, since the increase in the power ratio is greater than at full load, causes a delay in the air flow between the two compressor stages so that the axial speed curve P comes closer to the desired curve D than in all prescribed cases.
The operating curve characteristics (of the general form shown in FIG. 1) of the three compressors under consideration are compared with one another for the low pressure and the high pressure part in FIGS. 8 and 9, respectively.
The curve Tr in FIG. 8 represents the operating curve of the uncooled compressor with respect to the surge limit line S and the curve N that of the normally cooled compressor. The curve V shows the operating line of a compressor that has variable intermediate cooling.
The curves V- and j'3 show further operating curves which can be achieved by different numbers of the degree of the intermediate cover when the load changes, deviating from the one selected according to the curve hl. The curve T shows how the operating curves VI, V., V3 can be continued after reaching the lowest permissible temperature to which the intercooling can be effected with minimal load on the compressor, i.e. in the normal case (read the line of the atmospheric temperature .
The characteristic of the high pressure part is almost identical for all three compressors and is shown in Fig. 9 as a single curve, the point H corresponding to the rated output of the compressor.
The above calculations were made for a single-shaft, AYial rotary compressor with. two sets of blades, whereby the final temperature of the air leaving the cooler was assumed to be 350 K at full load, with a change to 293 K at 30% full load.
For the practical implementation of the method, it is proposed to change the cooling effect of the cooler by means of a control arrangement such that the flow rate of the coolant through the cooler depends on the load on the compressor. The controller should be able to respond to changes in variables that depend on the compressor load, e.g. B. the speed, the flow rate or the delivery pressure of the compressor to the cooler.
Various constructions of a device for effecting such control are possible. An exemplary embodiment is shown schematically in FIG. The compressor has a low-pressure part 1 and a hydraulic pressure part 2, the rotors of which are seated on the same shaft 3, and also an intercooler 4.
A centrifugal regulator 5 can be driven via bevel gears 6 through the shaft 3 and is used to actuate a lever 7, which in turn is connected to a valve 8 which is used to control the flow of coolant through the cooler 4. Of course, any other type of speed controller can be used in conjunction with corresponding electrical, hydraulic or mechanical servomechanisms to control valve B.
Another example of a device for effecting the named control is shown schematically in FIG. 11, the compressor parts, the intermediate cooler and the valve for controlling the coolant flow, as in the example shown in FIG. 10 being designed. In contrast, the valve 8 in this example can be actuated by a pressure-responsive can 9 which is verbun through a line 10 to the outlet of the low pressure part 1 of the compressor.
In each of the examples described, the control of the coolant flow can also be effected by means of a pump which conveys the coolant into the cooling line instead of a valve. The case described, in which the compressor parts sit on a common shaft, can have various advantages. The successive compressor parts can also be arranged on separate shafts, means can be provided to change the individual shaft speeds in order to obtain a desired characteristic and to avoid pumping.