Die Erfindung betrifft ein Verfahren zur Steigerung der spezifischen Leistung von Gasturbinen mit offenem oder geschlossenem Kreislauf und eine Einrichtung zur Durchführung des Verfahrens, bei dem das bei einer ersten Wärmezufuhr entstandene, einen Luftüberschuss aufweisende Gas mindestens einmal wiederholt auf die vorgeschriebene, maximale Eintrittstemperatur erwärmt wird.
Es ist bekannt, dass bei Gasturbinen mit Rücksicht auf die Wärmebeanspruchung der Konstruktions-Werkstoffe dem Brennstoff Luft mit einem Überschuss gleich dem Vielfachen des Brennluftbedarfes hinzugefügt werden muss. Die gesamte Luftmenge muss auf den Eintrittsdruck komprimiert werden, was etwa 2/3 der Leistung der Gasturbine in Anspruch nimmt.
Die Kompression wird in einem mehrstufigen Kompressor durchgeführt. So ist im Rahmen der Gesamtanlage der auf den Kompressor entfallende Gewichtsanteil viel grösser als derjenige der Gasturbine.
Es ergab sich die Aufgabe, die spezifische Kompressionsarbeit herabzusetzen, um die nützliche Leistung wesentlich erhöhen und dadurch den Gesamtwirkungsgrad verbessern zu können, ohne die Temperatur und den Druck des in die Turbine eintretenden Gases erhöhen zu müssen.
Es ist bekannt, mit Hilfe einer einem z. B. dem Antrieb des Kompressors dienenden Hochdruckteil der Gesamtanlage nachgeschalteten, weiteren Brennkammer der Gesamtmenge des Abgases nachträglich Brennstoff zuzuführen, durch dessen Verbrennung die Temperatur des Abgases zu erhöhen und dadurch die Leistung in einem anschliessenden Niederdruckteil zu steigern, der z. B. einen Generator antreibt. Dieses einmalige Nachwärmen konnte bloss in einer zwischen Hoch- und Niederdruckteil befindlichen Brennkammer stattfinden. Die Aus- und Rückführung des Gases brachte aber Schwierigkeiten sowie Reibungs- und Wärmeverluste mit sich; die Lösung konnte nicht befriedigen.
Ebenfalls ist bekannt, dass die Anwendung mehrfacher Wärmezufuhr theoretisch eine zweckmässige Lösung darstellt; dies konnte bisher jedoch auch nur durch Ausführung des Gases in separate Brennkammern und Rückführung in die Turbine durchgeführt werden, wobei ebenfalls mit bedeutenden Reibungs- und Wärmeverlusten zu rechnen war.
Das Problem konnte bei den Explosionsturbinen nach Holzwarth überhaupt nicht gelöst werden; diese wendet man praktisch nicht mehr an.
Der Erfindung liegen die folgenden Überlegungen zugrunde: Wird der Gasturbine bei mehrfacher Wärmezufuhr stufenweise von deren zweiter an Brennstoff, wie vergastes Öl, Staubkohle oder Heizgas zugeführt, besteht so die Möglichkeit, das im Laufe der Teilexpansionen abgekühlte, über einen bedeutenden Luftüberschuss verfügenden Abgas jedesmal auf die zulässige Maximaltemperatur aufzuwärmen, und zwar derart, - dass zur Herstellung des Brennstoff-Gas-Gemisches anstatt des Vielfachen der Brennluft des nachträglich eingeführten Brennstoffes bloss ein Bruchteil davon erforderlich ist; - dass das Gemisch in der Turbine selbst, in deren stationären Kränzen verbrannt werden kann, ohne dass die gesamte Abgasmenge aus- bzw. zurückgeführt werden müsste;
; - dass durch die wiederholte Wärmezufuhr der Kreisprozess annähernd isothermisch gemacht werden kann, da durch das wiederholte Erwärmen die Temperatur immer wieder auf den Eingangswert erhöht wird.
Als Erfolg vermindert sich die spezifische Kompressionsarbeit, die nützliche Leistung der Turbine nimmt zu, der Wirkungsgrad verbessert sich; überdies wird sogar der NOX- Gehalt des austretenden Abgases wesentlich kleiner.
Das Gemisch wird in einem der bekannten Öl- oder Staubkohlenvergaser oder mit Hilfe einer Gasspalteinrichtung hergestellt, beispielsweise in einem Vergaser gemäss der Ungarischen Patentschrift 150 133.
Zur Vergasung des Brennstoffes bzw. zu dessen Spaltung sind bloss 2040% des theoretischen Brennluftbedarfes erforderlich. Es erscheint zweckmässig, dieser Menge ebensoviel Verdünnungsabgas einzumischen, um ein Gemisch mit der vorgeschriebenen Temperatur von z. B. 850" C herstellen zu können. Der Kompressionsdruck der intermediären Wärmezufuhr entspricht immer dem Druck der betreffenden Stufe, der den Eintrittsdruck unterschreitet.
Demzufolge stellt der Bedarf an Kompressionsleistung der zweiten und der weiteren Wärmeuufuhrstufen blos einen Bruchteil desjenigen bei der ersten Wärmezufuhr dar, wo 300-400% der Brennluft auf den Höchstdruck zu komprimieren sind.
Weitere Überlegungen führen zu einer Vereinfachung, indem das Gemisch in den stationären Kränzen der Gasturbine mit dem aufzuwärmenden, über Luftüberschuss verfügenden Abgas vermischt wird. Dies kann dadurch erreicht werden, dass das Gemisch bei der zulässigen Temperatur jeweils aus einem ringförmigen Raum durch zahlreiche, in den betreffenden stationären Schaufelkranz mündende Öffnungen geführt wird.
Obiges zusammengefasst, besteht das Wesentliche der
Erfindung darin, dass die zweite und weitere Wärmezufuhr in den Gasturbinen-Prozess mit einem brennbaren Gasgemisch von 600 bis 1000" C erfolgt, das durch unvollständige Verbren nung von Öl, Erdgas oder Kohlenstaub hergestellt wird, und dass das brennbare Gasgemisch in der Gasturbine selbst, nämlich in einem oder mehreren ihrer stationären Schaufel kränze, verbrannt wird, indem es dem über einen Luftüberschuss verfügenden, zwischen den stationären Schaufeln störmenden Abgas durch entlang dem Umfange des stationären Schaufelkranzes gleichmässig verteilte Öffnungen beigemischt wird.
Dem brennbaren Gasgemisch kann ferner rezirkuliertes
Abgas beigemischt werden,
Die Erfindung besteht ferner in einer Einrichtung zur
Durchführung des neuen Verfahrens, welche mit einem oder mehreren der Schaufelkränze der Turbine in Verbindung steht.
Die Kennzeichnen der neuen Einrichtung bestehen darin, dass sie Vergaser für die Öl, Kohlenstaub, Erdgas oder anderes
Heizmaterial aufweist, die über Rohrleitungen mit ringförmigen
Gasverteilräumen in Verbindung stehen, von denen jeder einen unter bestimmtem Druck stehenden, stationären Schaufelkranz umschliesst, und dass in Trennwänden zwischen den ringförmigen Gasverteilräumen und den stationären Schaufeln Öffnun gen angeordnet sind. Ferner kann rezirkuliertes Abgas über einen Abgaskompressor wahlweise den Vergasern oder in diese einmündenden Primärluftleitungen zuführbar sein.
Nachstehend wird ein Ausführungsbeispiel der Erfindung und seine Wirkungsweise anhand der beiliegenden Zeichnungen erläutert.
Es zeigen:
Fig. 1 das pv-Diagramm des Kreisprozesses einer bekannten Gasturbine B2;
Fig. 2 das pv-Diagramm einer Turbine mit Prozess 12, die nach dem neuen Verfahren annähernd isothermisch gefahren wird;
Fig. 3 die prinzipielle Schaltung einer mit der neuen Einrichtung versehenen Gasturbine;
Fig. 4 die Zufuhr des Gasgemisches von zwei Vergasern in eine Gasturbine, im Querschnitt dargestellt;
Fig. 5 den Längsschnitt des stationären und des rotierenden Schaufelkranzes;
Fig. 6 den abgewickelten Zylinder des Schnittes A-A gemäss Fig. 5.
Fig. 1 stellt das pv-Diagramm der sogenannten Basisprozesse d. h. konventioneller Gasturbinen-Kreisprozesse Bl, B2 und B2, dar. In der nachfolgenden Tabelle sind die Resultate der diesbezüglichen thermodynamischen Berechnungen angeführt. Tabelle 2 erläutert die in Tabelle 1 nur mit Ziffern bezeichneten Grössen hinsichtlich Bedeutung und Dimension.
Bei dem Basisprozess B1 beträgt der Druck des in die Turbine eintretenden Abgases 5,46 ata; die Temperatur ist 750" C. Bei dem Basisprozess B2 beträgt der Eintrittsdruck 27,6 ata; die Abgastemperatur ist ebenfalls 750" C. Bei dem Basisprozess B2, beträgt der Eintrittsdruck ebenfalls 27,6 ata, die Abgastemperatur ist jedoch 1000" C. Bl, B2 und B2, weichen also nur hinsichtlich der Eintrittsparameter des Abgases voneinander ab. Die Tabelle 1 enthält auch Resultate gemäss dem neuen Verfahren; herbei ist Prozess 1I mit Bl, 12 mit B2 und B2, zu vergleichen.
Bei den vergleichenden thermodynamischen Berechnungen wurde nach dem Wärmeaustauscher eine Temperatur für das austretende Abgas angenommen, welche die durch Kompression entstandene Lufttemperatur um 50 überschreitet.
In Figur 2 ist das pv-Diagramm des mit dem neuen Verfahren erzielten, annähernd isothermischen Kreisprozesses dargestellt.
Die Luft mit dem spezifischen Volumen von 0,83 m3/kg wird vom Punkt 1 beginnend bis zum Punkt 2 komprimiert, nachher bis zum Punkte 3 mit einer Wärmemenge von Q1 [kcal/kgj erwärmt und bis zu dem Punkt 4 expandiert. Hier wird das im Laufe der Expansion abgekühlte Abgas mit einer Wärmemenge von Q2 wieder erwärmt. Zu diesem Zweck wird vergastes Öl, Staubkohle oder gespaltenes Gas in Form eines Gasgemisches, ebenfalls bei einer Temperatur von 750" C, in den stationären Kranz der Turbine eingeführt, wo das Gasgemisch in dem über Luftüberschuss verfügenden Abgas verbrannt wird, währenddem sich das Abgas erwärmt. Auf diese Weise findet die letzte Wärmezufuhr bei einem Druck von
1,62 ata statt. Während der Expansion fällt der Druck auf
1,08 ata.
Das Abgas verlässt die Gasturbine und gibt währenddessen die Wärmemenge Qe teilweise in den Wärmeaustauscher, teilweise - diesen verlassend - in die Atmosphäre ab.
Wie aus den rechnerischen Daten der Tabelle 1 ersichtlich, gestalten sich gemäss den thermodynamischen Berechnungen bei den nach dem neuen Verfahren ablaufenden Gasturbinen Kreisprozessen 11 und I2 sämtliche technischen-wirtschaftlichen Parameter viel günstiger als bei den Basisprozessen Bl, B2 und B2,.
D2 .
Figur 3 zeigt das Schaltbild einer Gasturbine mit der neuen Einrichtung, die zur Verwirklichung des annähernd isothermischen Prozesses nach Fig. 2 geeignet ist. Das Schaltbild kann wie folgt beschrieben werden:
Auf einer Welle 1 sind ein Luftkompressor 2, ein Abgaskompressor 3 und eine Gasturbine 4 angeordnet. Die in den Kompressor 2 angesaugte Luft strömt durch eine Leitung 5 in einen Wärmeaustauscher 6. Nachher gelangt sie durch eine Leitung 7 in eine Brennkammer oder einen Vergaser 8. Dort wird die Brennluft samt Luftüberschuss durch einen Zerstäuber 13, durch die Düse an einem Zündapparat 12 vorbeiströmend, z. B. bei einem Druck 27,6 ata kontinuierlich eingespeist.
Nachher wird - bei einem entsprechend grösseren Druck - der Brennstoff zugeführt, wodurch die erste Wärmezufuhr Q1 stattfindet. Das Abgas-Luftgemisch mit der vorgeschriebenen Temperatur (z. B. tmaX = 750 C) gelangt durch eine Leitung 9 in die Gasturbine 4. Von hier gelangt das auströmende Abgas durch eine Leitung 10 in den Wärmeaustauscher 6. Aus dem Wärmeaustauscher kann das Abgas mit einer Temperatur von z. B. 173" C durch eine Leitung 11 in die Atmosphäre ausströ- men oder als rezirkuliertes Abgas durch einen Schieber 59 und eine Leitung 60 in einen Abgaskompressor 3 gelangen.
Bei dem Ausführungsbeispiel nach Figur 3 findet ausser der ersten Wärmezufuhr nach fünfmal eine Wärmezufuhr mit Hilfe von Vergasern 19,20, 21,22 und 23 oder entsprechender Vergaserpaare statt. Hierzu wird bei dem vorgeschriebenen Druck durch Leitungen 14, 15, 16, 17 und 18 die vergasende bzw. spaltende Primärluft zugeführt, deren Menge etwa 2040% des theoretischen Brennluftbedarfes des die einzelnen Wärmezuführungen bewerkstelligenden Brennstoffes beträgt.
Die Dosierung erfolgt durch Verschlussorgane 54, 55, 56, 57 und 58. Üerdies wird dem Vergaser höchstens dieselbe Menge rezirkulierten Abgases zugeführt, um die Temperatur des entstehenden Gasgemisches einstellen zu können.
Das rezirkulierte Abgas gelangt durch Leitungen 39,40,41, 42 und 43 in die Vergaser; es wird durch Regelorgane 49, 50, 51, 52 und 53 zwischen der Primärluft und der vergasenden Luft der Vergaser verteilt. Die Dosierung des rezirkulierten Abgas findet durch Regelorgane 44, 45, 46, 47 und 48 statt.
Der Brennstoff wird über Zerstäuber 29, 30, 31, 32 und 33 neben den Zündapparaten 34, 35, 36, 37 und 38 in die Vergaser eingeführt. In die betreffenden stationären Kränze der Gasturbine 4 wird das entstandene Gasgemisch durch Leitungen 24, 25, 26, 27 und 28 gedrückt, wie aus Figur 4 ersichtlich und nachfolgend beschrieben.
Der erwähnte Vergaser 19 ist hier durch ein Vergaserpaar 1 9a und 1 9b repräsentiert. Dort treten die vergasende Luft aus der Richtung 1 4a bzw. 1 4b und der Brennstof durch die Zerstäuber 29a und 29b ein; die Zündung wird durch die Zündapparate 34a und 34b gewährleistet. Das Gasgemisch gelangt durch Leitungen 24a bzw. 24b z. B. tangential in einen ringförmigen Gasverteilraum 66, der einen der stationären Kränze der Gasturbine umschliesst. Zu einem stationären Teil können nicht nur zwei, sondern sogar mehrere Vergaser symmetrisch vorgesehen sein.
In Figur 5 ist ein Längsschnitt der Gasturbine, und in Figur 6 ist der in Figur 5 mit A-A bezeichnete Schnitt abgewickelt dargestellt.
Figur 5 veranschaulicht den rinförmigen Gasverteilraum 66 und entsprechende weitere, ebenfalls zur Gasverteilung dienende Räume 67 und 68. Dies sind von aus feuerfestem Material hergestellten und entsprechend isolierten Wänden 63, 64 und 65 begrenzt. Die Isolierung ist der Einfachheit halber in der schematischen Skizze nicht dargestellt. Das Gasgemisch strömt durch Bohrungen 72, 73 und 74 in zylindrischen Wänden 69, 70 und 71 zwischen die Schaufeln stationärer Kränze 80,81 und 82 in den Richtungen 75, 76, 77 ein, wobei das Gas unter recht günstigen Mischverhältnissen in dem über Luftüberschuss verfügenden Abgas rasch verbrennt. Das Abgas strömt in Richtung 78 in die rotierenden Schaufeln 61, 62 rotierender Kränze 83, 84 ein.
Ein ähnliches Ausführungsbeispiel der Einrichtung gemäss der Erfindung kann in der Weise betrieben werden, dass schon die erste Wärmezufuhr in Form eines Gasgemisches mit Brennstoffgehalt erfolgt, und dass des weiteren an mehreren Druckstufen das während der Expansion abgekühlte Gasgemisch mit bestimmten Luftmengen teilweise nachverbrannt und dadurch wiederholt auf die vorgeschriebene Temperatur erwärmt wird.
Tabelle I Numerische Resultate der thermodynamischen Berechnungen: Lfd. B1 ll B2 B2' 12 Nr.
1. 5,46 5,46 27,6 27,6 27,6
2. 750 750 750 1,000 750
3. 1,5 1,5 1,5 1,5 1,5
4. 4 4 8 8 8
5. 1,0 1,07 1,0 1,0 1,12
6. 372 637 132 232 637
7. 118 118 173 173 173
8. 176 176 162 232 162
9. - 123,6 - - 216,3 10. 176 299,6 162 232 378,3 11. 45,5 96,9 - 10,5 97 12. 130,5 202,7 162 221,5 281,3 13. 39,2 60,37 63,6 79,3 98,73 14. 33,3 51,3 54,1 67,4 84,0 15. 15,8 16,2 33,4 33,4 35,4 16. 18,6 19,1 39,2 39,2 41,7 17. 14,7 32,2 14,9 28,2 42,3 18. 34,2 75,5 34,9 66,0 99,0 19. 26,3 37,2 21,5 29,8 35,2 20. 0,588 0,372 0,723 0,58 0,497 21. 240 170 294 212 179
1,0 0,71 1,0 0,72 0,61 22. 34,2 70,5 34,9 66 88
1,00 2,06 1,0 1,69 2,52 Lfd. Benennung Dimension Nr.
1 Eintrittsdruck bei Eintritt in ata die Turbine
2 Eintrittstemperatur bei Eintritt in C die Turbine
3 Druckverhältnis der Turbinenstufen
4 Zahl der Turbinenstufen
5 Gewicht der gesamten expandierten kp
Luft
6 Temperatur des Abgases nach "C der Turbine
7 Temperatur des Abgases nach "C dem Wärmeaustauscher
8 Erste Wärmezufuhr kcal/kp
9 Weitere Wärmezufuhr kcal/kp 10 Gesamte Wärmezufuhr kcal/kp 11 Zurückgeführte Wärme kcal/kp 12 Mit dem Brennstoff einzutragende kcal/kp
Wärmemenge 13 Theoretische Arbeitsfähigkeit x 103 mkp/kp des Abgases 14 Tatsächliche Arbeitsfähigkeit x 103 mkp/kp des Abgases 15 Theoretischer Arbeitsbedarf x 103 mkp/kp der Kompression 16 Tatsächlicher Arbeitsbedarf x 103 mkp/kp der Kompression 17 Netto Arbeit an der Welle x 103 mkp/kp 18 Netto
Arbeit an der Welle kcal/kp 19 Thermischer Gesamtwirkungsgrad % 20 Tatsächliches Kompression
Expansionsverhältnis 21 Spezifischer Brennstoffverbrauch p/ PS h und auf die Basis bezogener Index 22 Spezifische Leistung und auf die kcal/kp Luft
Basis bezogener Index
Wie man aus den Resultaten der Berechnungen erkennt, kann eine weitgehende Verbesserung beim Wirkungsgrad, bei der Leistung und beim spezifischen Brennstoffverbrauch durch das neue Verfahren und seine Durchführung mit der neuen Einrichtung - mit den herkömmlichen Basisturbinen verglichen - erreicht werden, wobei weder der Eintrittsdruck noch die Temperatur des Abgases erhöht werden muss. Dies kann mit der überraschenden Wirkung der Erfindung erklärt werden, dass von der zweiten Wärmezufuhr an die spezifische Kompressionsarbeit immer kleiner wird als bei der ersten Stufe.
Hierdurch gewinnen die Gasturbinen einen viel weiteren Anwendungsbereich als bisher.
PATENANSPROCHE
1. Verfahren zur Steigerung der spezifischen Leistung von Gasturbinen mit offenem oder geschlossenem Kreislauf, bei dem das bei der ersten Wärmezufuhr entstandene, einen Luftüberschuss aufweisende Gas im Laufe der Expansion mindestens einmal wiederholt auf die vorgeschriebene, maximale Eintrittstemperatur erwärmt wird, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite und weitere Wärmezufuhr in den Gasturbinen-Prozess mit einem brennbaren Gasgemisch von 600 bis 11000 C erfolgt, das durch unvollständige Verbrennung von Öl, Erdgas oder Kohlenstaub hergestellt wird, und dass das brennbare Gasgemisch in der Gasturbine selbst, nämlich in einem oder mehreren ihrer stationären Schaufelkränze, verbrannt wird, indem es dem über einen Luftüberschuss verfügenden,
zwischen den stationären Schaufeln störmenden Abgas durch entlang dem Umfange des stationären Schaufelkranzes gleichmässig verteilte Öffnungen beigemischt wird.
II. Einrichtung zur Durchführung des Verfahrens nach
Patentanspruch I, welche mit einem oder mehreren der Schaufelkränze der Gasturbine in Verbindung steht, dadurch gekennzeichnet, dass sie Vergaser (19-23) für Ö1, Kohlenstaub, Erdgas oder anderes Heizmaterial aufweist, die über Rohrleitungen (2X28) mit ringförmigen Gasverteilräumen (66-68) in Verbindung stehen, von denen jeder einen unter bestimmtem
Druck stehenden, stationären Schaufelkranz (80-82) der Gasturbine (4) umschliesst, und dass in Trennwänden (69-71) zwischen den ringförmigen Gasverteilräumen und den stationären Schaufeln Öffnungen (72-74) angeordnet sind.
UNTERANSPRÜCHE
1. Verfahren nach Patentanspruch I, dadurch gekennzeichnet, dass dem brennbaren Gasgemisch rezirkuliertes Abgas beigemischt wird.
2. Einrichtung nach Patentanspruch II, dadurch gekenn zeichnet, dass rezirkuliertes Abgas über einen Abgaskom pressor (3) wahlweise den Vergasern (19-23) oder in diese einmündenden Primärluftleitungen (1X18) zuführbar ist.
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The invention relates to a method for increasing the specific power of gas turbines with an open or closed circuit and a device for carrying out the method in which the gas with excess air produced during a first supply of heat is repeatedly heated to the prescribed maximum inlet temperature at least once.
It is known that in gas turbines, with regard to the thermal stress on the construction materials, air must be added to the fuel with an excess equal to the multiple of the combustion air requirement. The entire amount of air must be compressed to the inlet pressure, which takes about 2/3 of the power of the gas turbine.
The compression is carried out in a multi-stage compressor. In the context of the overall system, the proportion of weight attributable to the compressor is much greater than that of the gas turbine.
The task arose of reducing the specific work of compression in order to be able to significantly increase the useful power and thereby improve the overall efficiency without having to increase the temperature and pressure of the gas entering the turbine.
It is known to use a z. B. the drive of the compressor serving high pressure part of the overall system downstream, further combustion chamber of the total amount of exhaust gas to subsequently supply fuel, by burning it to increase the temperature of the exhaust gas and thereby increase the performance in a subsequent low pressure part, the z. B. drives a generator. This one-off reheating could only take place in a combustion chamber located between the high and low pressure parts. However, the discharge and return of the gas brought difficulties as well as friction and heat losses; the solution could not be satisfactory.
It is also known that the use of multiple heat supplies is theoretically an expedient solution; Up to now, however, this could only be carried out by discharging the gas into separate combustion chambers and returning it to the turbine, which also involved significant friction and heat losses.
The problem could not be solved at all with the explosion turbines according to Holzwarth; these are practically no longer used.
The invention is based on the following considerations: If the gas turbine is gradually supplied with fuel, such as gasified oil, pulverized coal or heating gas, when the heat is supplied several times, the exhaust gas, which has cooled down in the course of the partial expansion and has a significant excess of air, is always available to warm up the maximum permissible temperature in such a way that - instead of the multiple of the combustion air of the subsequently introduced fuel, only a fraction of it is required to produce the fuel-gas mixture; - That the mixture in the turbine itself, in its stationary rings, can be burned without the entire amount of exhaust gas having to be discharged or returned;
; - that the cycle process can be made almost isothermal by the repeated supply of heat, since the temperature is increased again and again to the initial value by the repeated heating.
As a result, the specific compression work decreases, the useful power of the turbine increases, and the efficiency improves; In addition, the NOX content of the exhaust gas is even lower.
The mixture is produced in one of the known oil or pulverized coal gasifiers or with the aid of a gas gap device, for example in a gasifier according to Hungarian patent specification 150 133.
To gasify the fuel or to split it, only 2040% of the theoretical combustion air requirement is required. It seems advisable to mix in as much diluent exhaust gas in this amount in order to produce a mixture with the prescribed temperature of e.g. B. 850 "C. The compression pressure of the intermediate heat supply always corresponds to the pressure of the stage in question, which falls below the inlet pressure.
As a result, the need for compression capacity of the second and further heat supply stages represents only a fraction of that for the first heat supply, where 300-400% of the combustion air has to be compressed to the maximum pressure.
Further considerations lead to a simplification in that the mixture in the stationary rings of the gas turbine is mixed with the exhaust gas that is to be heated and has excess air. This can be achieved in that, at the permissible temperature, the mixture is guided from an annular space through numerous openings opening into the relevant stationary blade ring.
Summarized above, the essence of the
Invention is that the second and further heat supply in the gas turbine process takes place with a combustible gas mixture of 600 to 1000 "C, which is produced by incomplete combustion of oil, natural gas or coal dust, and that the combustible gas mixture in the gas turbine itself, namely in one or more of its stationary blade rings, by adding it to the exhaust gas, which has an excess of air and interfering between the stationary blades, through openings evenly distributed around the circumference of the stationary blade ring.
The combustible gas mixture can also be recirculated
Exhaust gas are mixed in,
The invention also consists in a device for
Implementation of the new method, which is connected to one or more of the blade rings of the turbine.
The hallmarks of the new facility are that they have gasifiers for the oil, coal dust, natural gas or other
Has heating material, the pipelines with annular
Gas distribution spaces are in communication, each of which encloses a stationary blade ring under a certain pressure, and that openings are arranged in partition walls between the annular gas distribution spaces and the stationary blades. Furthermore, recirculated exhaust gas can optionally be fed via an exhaust gas compressor to the carburetors or to primary air lines opening into them.
An exemplary embodiment of the invention and its mode of operation are explained below with reference to the accompanying drawings.
Show it:
1 shows the pv diagram of the cycle of a known gas turbine B2;
2 shows the pv diagram of a turbine with process 12, which is operated approximately isothermally according to the new method;
3 shows the basic circuit of a gas turbine provided with the new device;
4 shows the supply of the gas mixture from two gasifiers into a gas turbine, shown in cross section;
5 shows the longitudinal section of the stationary and rotating blade ring;
6 shows the developed cylinder of section A-A according to FIG. 5.
Fig. 1 shows the pv diagram of the so-called basic processes d. H. conventional gas turbine cycle processes B1, B2 and B2. The following table shows the results of the relevant thermodynamic calculations. Table 2 explains the variables, which are only identified with numbers in Table 1, with regard to their meaning and dimensions.
In the basic process B1, the pressure of the exhaust gas entering the turbine is 5.46 ata; the temperature is 750 "C. In the basic process B2 the inlet pressure is 27.6 ata; the exhaust gas temperature is also 750" C. In the basic process B2, the inlet pressure is also 27.6 ata, but the exhaust gas temperature is 1000 "C. Bl , B2 and B2, therefore only differ from one another with regard to the inlet parameters of the exhaust gas. Table 1 also contains results according to the new method; Process 1I is to be compared with B1, 12 with B2 and B2.
In the comparative thermodynamic calculations, a temperature for the exhaust gas leaving the heat exchanger was assumed which exceeds the air temperature caused by compression by 50.
FIG. 2 shows the pv diagram of the approximately isothermal cycle achieved with the new method.
The air with the specific volume of 0.83 m3 / kg is compressed from point 1 to point 2, then heated up to point 3 with a heat quantity of Q1 [kcal / kgj and expanded to point 4. Here, the exhaust gas cooled down in the course of the expansion is reheated with a heat quantity of Q2. For this purpose, gasified oil, pulverized coal or cracked gas in the form of a gas mixture, also at a temperature of 750 "C, is introduced into the stationary rim of the turbine, where the gas mixture is burned in the exhaust gas with excess air, while the exhaust gas is heated In this way, the last heat input takes place at a pressure of
1.62 ata instead. The pressure is noticeable during expansion
1.08 ata.
The exhaust gas leaves the gas turbine and in the meantime releases the amount of heat Qe partly into the heat exchanger and partly - leaving it - into the atmosphere.
As can be seen from the computational data in Table 1, according to the thermodynamic calculations, in the gas turbine cycle processes 11 and I2 running according to the new method, all the technical and economic parameters are much more favorable than in the basic processes B1, B2 and B2.
D2.
FIG. 3 shows the circuit diagram of a gas turbine with the new device which is suitable for implementing the approximately isothermal process according to FIG. The circuit diagram can be described as follows:
An air compressor 2, an exhaust gas compressor 3 and a gas turbine 4 are arranged on a shaft 1. The air sucked into the compressor 2 flows through a line 5 into a heat exchanger 6. It then passes through a line 7 into a combustion chamber or a carburetor 8. There the combustion air and excess air are passed through an atomizer 13 through the nozzle on an ignition device 12 flowing past, e.g. B. fed continuously at a pressure of 27.6 ata.
Afterwards - at a correspondingly higher pressure - the fuel is supplied, whereby the first heat supply Q1 takes place. The exhaust gas / air mixture at the prescribed temperature (e.g. tmaX = 750 C) passes through a line 9 into the gas turbine 4. From here, the exhaust gas flows through a line 10 into the heat exchanger 6. The exhaust gas can also flow from the heat exchanger a temperature of e.g. B. 173 "C through a line 11 to flow out into the atmosphere or get as recirculated exhaust gas through a slide 59 and a line 60 in an exhaust gas compressor 3.
In the embodiment according to FIG. 3, in addition to the first supply of heat, heat is supplied after five times with the aid of carburetors 19, 20, 21, 22 and 23 or corresponding carburetor pairs. For this purpose, the gasifying or splitting primary air is supplied at the prescribed pressure through lines 14, 15, 16, 17 and 18, the amount of which is approximately 2040% of the theoretical combustion air requirement of the fuel providing the individual heat supplies.
The metering takes place through closure members 54, 55, 56, 57 and 58. In addition, at most the same amount of recirculated exhaust gas is fed to the carburetor in order to be able to adjust the temperature of the gas mixture formed.
The recirculated exhaust gas passes through lines 39, 40, 41, 42 and 43 into the carburetor; it is distributed by control elements 49, 50, 51, 52 and 53 between the primary air and the gasifying air of the carburettors. The recirculated exhaust gas is metered in by regulating elements 44, 45, 46, 47 and 48.
The fuel is introduced into the carburettors via atomizers 29, 30, 31, 32 and 33 in addition to the igniters 34, 35, 36, 37 and 38. The resulting gas mixture is pressed through lines 24, 25, 26, 27 and 28 into the relevant stationary rings of the gas turbine 4, as can be seen from FIG. 4 and described below.
The aforementioned carburetor 19 is represented here by a pair of carburettors 1 9a and 1 9b. There enter the gasifying air from the direction 1 4a or 1 4b and the fuel through the atomizers 29a and 29b; the ignition is ensured by the ignition devices 34a and 34b. The gas mixture passes through lines 24a and 24b, e.g. B. tangentially into an annular gas distribution chamber 66 which encloses one of the stationary rings of the gas turbine. For a stationary part, not only two, but even several carburettors can be provided symmetrically.
In FIG. 5 is a longitudinal section of the gas turbine, and in FIG. 6 the section designated in FIG. 5 with A-A is shown developed.
FIG. 5 illustrates the ring-shaped gas distribution space 66 and corresponding other spaces 67 and 68, which are also used for gas distribution. These are delimited by walls 63, 64 and 65 made of refractory material and insulated accordingly. For the sake of simplicity, the insulation is not shown in the schematic sketch. The gas mixture flows through bores 72, 73 and 74 in cylindrical walls 69, 70 and 71 between the blades of stationary rings 80, 81 and 82 in the directions 75, 76, 77, with the gas under very favorable mixing ratios in the excess air Exhaust gas burns quickly. The exhaust gas flows in the direction 78 into the rotating blades 61, 62 of rotating rings 83, 84.
A similar embodiment of the device according to the invention can be operated in such a way that the first heat supply takes place in the form of a gas mixture with fuel content, and that furthermore the gas mixture cooled during the expansion is partially afterburned with certain amounts of air at several pressure levels and thus repeatedly burned the prescribed temperature is heated.
Table I Numerical results of the thermodynamic calculations: Ser. B1 ll B2 B2 '12 No.
1. 5.46 5.46 27.6 27.6 27.6
2. 750 750 750 1,000 750
3. 1.5 1.5 1.5 1.5 1.5
4. 4 4 8 8 8
5. 1.0 1.07 1.0 1.0 1.12
6. 372 637 132 232 637
7. 118 118 173 173 173
8. 176 176 162 232 162
9. - 123.6 - - 216.3 10. 176 299.6 162 232 378.3 11.45.5 96.9 - 10.5 97 12.130.5 202.7 162 221.5 281.3 13.39.2 60.37 63.6 79.3 98.73 14.33.3 51.3 54.1 67.4 84.0 15.15.8 16.2 33.4 33.4 35, 4 16.18.6 19.1 39.2 39.2 41.7 17.14.7 32.2 14.9 28.2 42.3 18.34.2 75.5 34.9 66.0 99 , 0 19. 26.3 37.2 21.5 29.8 35.2 20. 0.588 0.372 0.723 0.58 0.497 21. 240 170 294 212 179
1.0 0.71 1.0 0.72 0.61 22. 34.2 70.5 34.9 66 88
1.00 2.06 1.0 1.69 2.52 Serial Designation Dimension No.
1 inlet pressure when entering ata the turbine
2 Inlet temperature when entering C the turbine
3 Pressure ratio of the turbine stages
4 number of turbine stages
5 weight of the total expanded kp
air
6 Temperature of the exhaust gas after "C of the turbine
7 Temperature of the exhaust gas after "C" the heat exchanger
8 First heat supply kcal / kp
9 Additional heat input kcal / kp 10 Total heat input kcal / kp 11 Recirculated heat kcal / kp 12 kcal / kp to be entered with the fuel
Amount of heat 13 Theoretical work capacity x 103 mkp / kp of the exhaust gas 14 Actual work capacity x 103 mkp / kp of the exhaust gas 15 Theoretical work requirement x 103 mkp / kp of the compression 16 Actual work requirement x 103 mkp / kp of the compression 17 Net work on the shaft x 103 mkp / kg 18 net
Work on the shaft kcal / kp 19 Overall thermal efficiency% 20 Actual compression
Expansion ratio 21 Specific fuel consumption p / PS h and based on index 22 Specific power and based on the kcal / kp air
Base related index
As can be seen from the results of the calculations, a far-reaching improvement in efficiency, performance and specific fuel consumption can be achieved through the new method and its implementation with the new device - compared with the conventional basic turbines - with neither the inlet pressure nor the Temperature of the exhaust gas must be increased. This can be explained by the surprising effect of the invention that, from the second heat input to the specific compression work, it is always smaller than in the first stage.
As a result, the gas turbines gain a much wider area of application than before.
PATENT APPROACH
1. A method for increasing the specific power of gas turbines with an open or closed circuit, in which the gas that is produced during the first supply of heat and has an excess of air is repeatedly heated to the prescribed maximum inlet temperature at least once in the course of the expansion, characterized in that the Second and further heat supply into the gas turbine process with a combustible gas mixture of 600 to 11000 C, which is produced by incomplete combustion of oil, natural gas or coal dust, and that the combustible gas mixture in the gas turbine itself, namely in one or more of its stationary Blade rings, is incinerated by the excess air,
Exhaust gas interfering between the stationary blades is admixed through openings evenly distributed along the circumference of the stationary blade ring.
II. Facility for carrying out the procedure according to
Patent claim I, which is connected to one or more of the blade rings of the gas turbine, characterized in that it has gasifiers (19-23) for oil, coal dust, natural gas or other heating material, which are connected to annular gas distribution spaces (66- 68), each of which is one under certain
Pressurized, stationary blade ring (80-82) of the gas turbine (4) surrounds, and that openings (72-74) are arranged in partition walls (69-71) between the annular gas distribution spaces and the stationary blades.
SUBCLAIMS
1. The method according to claim I, characterized in that recirculated exhaust gas is added to the combustible gas mixture.
2. Device according to claim II, characterized in that recirculated exhaust gas via an exhaust gas compressor (3) can optionally be fed to the carburetors (19-23) or into these opening primary air lines (1X18).
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