EP0767290B1 - Verfahren zum Betrieb einer Kraftwerksanlage - Google Patents

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EP0767290B1
EP0767290B1 EP96810597A EP96810597A EP0767290B1 EP 0767290 B1 EP0767290 B1 EP 0767290B1 EP 96810597 A EP96810597 A EP 96810597A EP 96810597 A EP96810597 A EP 96810597A EP 0767290 B1 EP0767290 B1 EP 0767290B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
steam
heat
turbine
stage
combustion chamber
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP96810597A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0767290A1 (de
Inventor
Hans Ulrich Frutschi
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Alstom SA
Original Assignee
Alstom SA
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Alstom SA filed Critical Alstom SA
Publication of EP0767290A1 publication Critical patent/EP0767290A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0767290B1 publication Critical patent/EP0767290B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01K—STEAM ENGINE PLANTS; STEAM ACCUMULATORS; ENGINE PLANTS NOT OTHERWISE PROVIDED FOR; ENGINES USING SPECIAL WORKING FLUIDS OR CYCLES
    • F01K23/00—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids
    • F01K23/02—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled
    • F01K23/06—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle
    • F01K23/10—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle
    • F01K23/106—Plants characterised by more than one engine delivering power external to the plant, the engines being driven by different fluids the engine cycles being thermally coupled combustion heat from one cycle heating the fluid in another cycle with exhaust fluid of one cycle heating the fluid in another cycle with water evaporated or preheated at different pressures in exhaust boiler

Definitions

  • the present invention relates to a method of operation a power plant according to the preamble of claim 1.
  • a power plant which consists of a gas turbine group, a downstream heat recovery steam generator and a subsequent steam circuit
  • a maximum efficiency to provide a supercritical steam process in the steam circuit has become known from CH-480 535.
  • a mass flow of the gas turbine cycle medium is branched off and used recuperatively in the gas turbine for the purpose of optimal utilization of waste heat from the gas turbine group in the lower temperature range of the waste heat steam generator.
  • Both the gas turbine and steam processes have sequential combustion. In the case of modern, preferably single-shaft, gas turbines, however, this configuration leads to an undesirable complication in terms of design.
  • the document EP-A1-588 392 discloses a combination system for generating electrical Electricity, which consists of a steam and a gas turbine.
  • this system from a combustion unit, an overheating unit, an economizer, a degassing unit various turbines and a humidification system.
  • the Temperature in the economizer can be regulated in this way by varying the mass flow be that the temperature of the water is a few degrees below the evaporation temperature is set.
  • the big premix burners which perform the function of main burners have the small premix burners that are the pilot burners of this combustion chamber, with respect to those flowing through it Burner air, i.e. the compressed air from the Compressor 1, in a size ratio to each other, that is determined on a case-by-case basis.
  • Burner air i.e. the compressed air from the Compressor 1
  • the pilot burners work as independent premix burners, whereby the air ratio remains almost constant.
  • the Zuoder The main burner is switched off according to certain system-specific Requirements. Because the pilot burners as a whole Load range can be driven with an ideal mixture NOx emissions are very low even at partial load.
  • Vortex centers also turn out to be extremely unstable lean operated main burners in the partial load range a very good burnout with low NOx emissions CO and UHC emissions achieved, i.e. the hot whorls of Pilot burners immediately penetrate the small swirls of the main burners on.
  • the annular combustion chamber 2 consist of a number of individual tubular combustion chambers, which are also inclined, sometimes also helical, are arranged around the rotor axis. This ring combustion chamber 2, regardless of its design, will and can be geometric arranged so that they match the rotor length has virtually no influence.
  • the hot gases 8 from this Annular combustion chamber 2 act on the immediately downstream one first turbine 3, whose caloric relaxing effect on the hot gases is deliberately kept to a minimum, i.e. this Turbine 3 is therefore not more than two rows of blades consist. With such a turbine 3 it will be necessary pressure equalization on the end faces for stabilization of the axial thrust.
  • the partially relaxed in the turbine 3 Hot gases 9, which are directly in the second Combustion chamber 4 flow, have a for the reasons stated quite high temperature, preferably it is company-specific to be designed so that it is still around 1000 ° C.
  • This second combustion chamber 4 essentially has the Shape of a coherent annular axial or quasi-axial Ring cylinder.
  • This combustion chamber 4 can of course also from a number axially, quasi-axially or helically arranged and self-contained Combustion chambers exist.
  • Combustion chamber 4 consisting of a single combustion chamber, so these are annular in the circumferential direction and radially Cylinder several not shown in the figure Dispose of fuel lances.
  • This combustion chamber 4 has none Burner on: The combustion of one in from the turbine 3 upcoming partially released hot gases 9 injected fuel 13 happens here by self-ignition, as far as of course the temperature level permits such an operating mode.
  • combustion chamber 4 with a gaseous Fuel for example natural gas
  • a gaseous Fuel for example natural gas
  • the turbine 3 still be very high, as set out above 1000 ° C, and of course also at part-load operation, which is a causal role in the design of this turbine 2 plays.
  • a combustion chamber designed for self-ignition ensure it is extremely important that the flame front remains locally stable.
  • this Combustion chamber 4 preferably on the inner and outer wall in Scheduled circumferential direction, a number of not shown Elements provided, which preferably in the axial direction are placed upstream of the fuel lances.
  • the task of these elements is to create vortices which is a backflow zone, analogous to that in the already mentioned premix burners. Since this is Combustion chamber 4, due to the axial arrangement and the overall length, is a high-speed combustion chamber at which the average velocity of the working gases is greater 60 m / s, the vortex-generating elements must conform to the flow be formed. On the inflow side these preferably have a tetrahedral shape with inclined flow Areas exist.
  • the vortex producing Elements can either be on the outer surface and / or on the Be placed inside. Of course, the vortex generating Elements also shifted axially to each other his.
  • the liquid Auxiliary fuel injected accordingly, meets the Task to act as a kind of fuse, and enables also auto-ignition in the combustion chamber 4 when the partially relaxed hot gases 9 from the first turbine 3 a Temperature below the desired optimal level of Should be 1000 ° C.
  • This precaution to ensure fuel oil Providing self-ignition proves of course, it is always particularly appropriate when the Gas turbine group is operated with a greatly reduced load.
  • This arrangement also makes a decisive contribution to that the combustion chamber 4 have a minimal axial length can.
  • the constant guarantee of autoignition are accordingly responsible for burning very quickly takes place, and the residence time of the fuel in the range of hot flame front remains minimal.
  • the second between the outflow plane the first turbine 3 and the inflow level of the second turbine 5 running combustion chamber 4 has a minimum length.
  • a gas turbine group can be provided whose Rotor shaft 39 is technically flawless due to its minimized length can be supported on two bearings.
  • the power output the turbomachines are done via a compressor side coupled generator 15, which also serve as a starting motor can. After relaxation in the turbine 5, they still flow through with high calorific potential exhaust gases 11 a heat recovery steam generator 15, in which in heat exchange processes steam is generated in various ways, which then becomes the working medium of the downstream steam circuit.
  • the calorically used exhaust gases then flow as Flue gases 38 outdoors.
  • the feed water 34 which has a temperature of about 60 ° C at a 300 bar, is in A in the heat recovery steam generator 15 initiated and is there to steam of about 540 ° C can be thermally upgraded.
  • the one in the economizer 15a 300 ° C heated feed water is divided into two in point B. Split streams.
  • the one, here larger, partial water flow of 100% in the following tube bundle 15b supercritical high pressure steam 27 thermally processed. Thereby the exhaust gases 11 between points G and H, which symbolize the effective distance of the said tube bundle 15b, the majority of the heat energy is removed.
  • a smaller partial water flow 35 is in the area of point B branched off, and via a throttle element 25 of an evaporation bottle 26 supplied, the pressure level of the saturated steam pressure of Corresponds to 150-200 ° C.
  • the resulting steam is 37 fed to the medium pressure steam turbine 17 at a suitable point. That only served as a heat transfer medium for evaporation still hot residual water 36 is passed through another control device 24 passed into a feed water tank and degasser 22 in which in addition to preheating the condensate Another steam 33 is developed, the low-pressure steam turbine 18 is supplied at a suitable point.
  • Fig. 2 shows the H / T diagram, i.e. the course and the in Fig. 1 already recognized significant points of the feed water preheating and steam generation and steam reheating a supercritical steam turbine process.
  • the following reference symbol list becomes the respective reference symbol circumscribed this figure.
  • the feed water is at A with, for example, 60 ° C 300 bar initiated, and it is supposed to F in steam of 540 ° C be thermally upgraded using gas turbine waste heat. to a first stage of expansion in the high pressure steam turbine, which leads up to 300 ° C, an intermediate overheating of D to E, also at 540 ° C.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
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  • Combustion & Propulsion (AREA)
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  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Engine Equipment That Uses Special Cycles (AREA)

Description

Technisches Gebiet
Die vorliegende Erfindung betrifft ein Verfahren zum Betrieb einer Kraftwerksanlage gemäss Oberbegriff des Anspruchs 1.
Stand der Technik
Bei einer Kraftwerksanlage, welche aus einer Gasturbogruppe, einem nachgeschalteten Abhitzedampferzeuger und einem anschliessenden Dampfkreislauf besteht, ist es zur Erzielung eines Maximums an Wirkungsgrad vorteilhaft, im Dampfkreislauf einen überkritischen Dampfprozess vorzusehen.
Eine solche Schaltung ist aus CH-480 535 bekanntgeworden. In dieser Schaltung wird zum Zweck einer optimalen Abwärmenutzung der Gasturbogruppe im unteren Temperaturbereich des Abhitzedampferzeugers ein Massenstrom des Gasturbinenkreislaufmittels abgezweigt und in der Gasturbine rekuperativ genutzt. Sowohl der Gasturbinen- als auch der Dampfprozess weisen eine sequentielle Verbrennung auf. Diese Konfiguration führt aber im Falle von modernen, vorzugsweise einwellig ausgelegten Gasturbinen zu einer unerwünschten Komplikation im konstruktiver Hinsicht.
Die Schrift EP-A1-588 392 offenbart eine Kombi-Anlage zur Generierung von elektrischem Strom, welche aus einer Dampf- und aus einer Gasturbine besteht. Im Einzelnen besteht diese Anlage aus einer Verbrennungseinheit, einer Überhitzungseinheit, einem Economizer, einer Entgasungseinheit verschiedenen Turbinen und einer Befeuchtungsanlage. Die Temperatur im Economizer kann über die Variation des Massenstroms derart geregelt werden, dass die Temperatur des Wassers auf einige Grade unter der Verdampfungtemperatur eingestellt wird.
Darstellung der Erfindung
Hier will die Erfindung Abhilfe schaffen. Der Erfindung, wie sie in den Ansprüchen gekennzeichnet ist, liegt die Aufgabe zugrunde bei einer Kraftwerksanlage der eingangs genannten Art die dampfkreislaufseitige Wärmeaufnahme im unteren Temperaturbereich des Abhitzedampferzeugers zu maximieren, dies im Zusammenhang mit einer einwelligen Gasturbine.
Die wesentlichen Vorteile der Erfindung sind darin zu sehen, dass trotz einfachster konstruktiver Auslegung eine bessere Nutzung der Abgase aus der letzten Turbine bis hinunter auf 100°C und tiefer bewerkstelligt wird, indem die dampfkreislaufseitige Wärmeaufnahme innerhalb einer ersten Wärmetauschstufe im unteren Temperaturbereich des Abhitzedampferzeugers, geläufig als Economizer bekannt, erhöht wird.
Vorteilhafte und zweckmässige Weiterbildungen der erfindungsgemässen Aufgabenlösung sind in den weiteren Ansprüchen gekennzeichnet.
Im folgenden wird anhand der Zeichnungen ein Ausführungsbeispiel der Erfindung näher erläutert. Alle für das unmittelbare Verständnis der Erfindung nicht erforderlichen Elemente sind fortgelassen worden. Die Strömungsrichtung der Medien ist mit Pfeilen angegeben. Gleiche Elemente sind in den verschiedenen Figuren mit den gleichen Bezugszeichen versehen.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Es zeigt:
Fig. 1
eine Schaltung einer Kraftwerksanlage und
Fig. 2
ein H/T-Diagramm dieser Schaltung gemäss Fig. 1.
Wege zur Ausführung der Erfindung, gewerbliche Verwertbarkeit
Fig. 1 zeigt eine Kraftwerksanlage, welche aus einer Gasturbogruppe I., einem der Gasturbogruppe I. nachgeschalteten Abhitzedampferzeuger II., und einem diesem Abhitzedampferzeuger II. nachgeschalteten Dampfkreislauf III. besteht.
Die vorliegenden Gasturbogruppe I. ist auf einer sequentiellen Verbrennung aufgebaut. Die in Fig. 1 nicht ersichtliche Bereitstellung des zum Betrieb der verschiedenen Brennkammern notwendigen Brennstoffes kann beispielsweise durch eine mit der Gasturbogruppe zusammenwirkende Kohlenvergasung bewerkstelligt werden. Selbstverständlich ist es auch möglich, den zum Einsatz gelangenden Brennstoff aus einem Primärnetz zu beziehen. Wird die Versorgung eines gasförmigen Brennstoffes zum Betrieb der Gasturbogruppe über eine Pipeline bereitgestellt, so kann das Potential aus der Druck- und/oder Temperaturdifferenz zwischen Primärnetz und Verbrauchernetz für die Belange der Gasturbogruppe, oder allgemein der Schaltung, rekuperiert werden. Die vorliegende Gasturbogruppe, die auch als autonome Einheit wirken kann, besteht aus einem Verdichter 1, einer dem Verdichter nachgeschalteten ersten Brennkammer 2, einer dieser Brennkammer 2 nachgeschalteten ersten Turbine 3, einer dieser Turbine 3 nachgeschalteten zweiten Brennkammer 4 und einer dieser Brennkammer 4 nachgeschalteten zweiten Turbine 5. Die genannten Strömungsmaschinen 1, 3, 5 weisen eine einheitliche Rotorwelle 39 auf. Diese Rotorwelle 39 selbst ist vorzugsweise auf zwei in der Figur nicht ersichtlichen Lagern gelagert, welche kopfseitig des Verdichters 1 und stromab der zweiten Turbine 5 plaziert sind. Der Verdichter 1 kann je nach Auslegung, beispielsweise um die spezifische Leistung zu erhöhen, in zwei oder mehrere nicht gezeigte Teilverdichter unterteilt werden. Bei einer solchen Konstellation wird dann stromab des ersten Teilverdichters und stromauf des zweiten Teilverdichters ein Zwischenkühler geschaltet, in welchem die teilverdichtete Luft zwischengekühlt wird. Die in diesem ebenfalls nicht gezeigten Zwischenkühler anfallende Wärme wird optimal, also nutzbringend, in den Prozess rückgeführt. Die angesaugte Luft 6 strömt als verdichtete Luft 7 in ein nicht näher gezeigtes Gehäuse, das in sich den Verdichteraustritt und die erste Turbine 3 einschliesst. In diesem Gehäuse ist auch die erste Brennkammer 2 untergebracht, welche vorzugsweise als zusammenhängende Ringbrennkammer ausgebildet ist. Selbsverständlich kann die verdichtete Luft 7 zur ersten Brennkammer 2 aus einer nicht gezeigten Luftspeicheranlage beigestellt werden. Die Ringbrennkammer 2 weist kopfseitig, auf den Umfang verteilt, eine Anzahl von nicht näher gezeigten Brennern auf, welche vorzugsweise als Vormischbrenner ausgelegt sind. An sich können hier auch Diffusionsbrenner zum Einsatz gelangen. Im Sinne einer Reduzierung der Schadstoff-Emissionen aus dieser Verbrennung, insbesondere was die NOx-Emissionen betrifft, ist es indessen vorteilhaft, eine Anordnung von Vormischbrennern gemäss EP-PS-0 321 809 vorzusehen, wobei der Erfindungsgegenstand aus der genannten Druckschrift integrierender Bestandteil dieser Beschreibung ist, darüber hinaus auch die dort beschriebene Art der Zuführung eines Brennstoffes 12. Was die Anordnung der Vormischbrenner in Umfangsrichtung der Ringbrennkammer 2 anbelangt, so kann eine solche bei Bedarf von der üblichen Konfiguration gleicher Brenner abweichen, und stattdessen können unterschiedlich grosse Vormischbrenner zum Einsatz kommen. Dies geschieht vorzugsweise so, dass jeweils zwischen zwei grossen Vormischbrennern ein kleiner Vormischbrenner gleicher Konfiguration disponiert ist. Die grossen Vormischbrenner, welche die Funktion von Hauptbrennern zu erfüllen haben, stehen zu den kleinen Vormischbrennern, welche die Pilotbrenner dieser Brennkammer sind, bezüglich der sie durchströmenden Brennerluft, also der verdichteten Luft aus dem Verdichter 1, in einem Grössenverhältnis zueinander, das fallweise festgelegt wird. Im gesamten Lastbereich der Brennkammer arbeiten die Pilotbrenner als selbstgängige Vormischbrenner, wobei die Luftzahl fast konstant bleibt. Die Zuoder Abschaltung der Hauptbrenner erfolgt nach bestimmten anlagespezifischen Vorgaben. Weil die Pilotbrenner im ganzen Lastbereich bei idealem Gemisch gefahren werden können, sind die NOx-Emissionen auch bei Teillast sehr gering. Bei einer solchen Konstellation kommen die umlaufenden Stromlinien im Frontbereich der Ringbrennkammer 2 sehr nahe an die Wirbelzentren der Pilotbrenner heran, so dass eine Zündung an sich nur mit diesen Pilotbrennern möglich ist. Beim Hochfahren wird die Brennstoffmenge, die über die Pilotbrenner zugeführt wird, soweit gesteigert, bis diese ausgesteuert sind, d.h. bis die volle Brennstoffmenge zur Verfügung steht. Die Konfiguration wird so gewählt, dass dieser Punkt der jeweiligen Lastabwurfbedingungen der Gasturbogruppe entspricht. Die weitere Leistungssteigerung erfolgt dann über die Hauptbrenner. Bei der Spitzenlast der Gasturbogruppe sind sonach auch die Hauptbrenner voll ausgesteuert. Weil die durch die Pilotbrenner initiierte Konfiguration "kleiner" heisser Wirbelzentren zwischen den von den Hauptbrennern stammenden "grossen" kühleren Wirbelzentren extrem instabil ausfällt, wird auch bei mager betriebenen Hauptbrennern im Teillastbereich ein sehr guter Ausbrand mit zusätzlich zu den NOx-Emissionen niedrigen CO- und UHC-Emissionen erreicht, d.h. die heissen Wirbel der Pilotbrenner dringen sofort in die kleinen Wirbel der Hauptbrenner ein. Selbstverständlich kann die Ringbrennkammer 2 aus einer Anzahl einzelner rohrförmiger Brennräume bestehen, welche ebenfalls schrägringförmig, bisweilen auch schraubenförmig, um die Rotorachse angeordnet sind. Diese Ringbrennkammer 2, unabhängig von ihrer Auslegung, wird und kann geometrisch so angeordnet werden, dass sie auf die Rotorlänge praktisch keinen Einfluss ausübt. Die Heissgasen 8 aus dieser Ringbrennkammer 2 beaufschlagen die unmittelbar nachgeschaltete erste Turbine 3, deren kalorisch entspannende Wirkung auf die Heissgase bewusst minimal gehalten wird, d.h. diese Turbine 3 wird demnach aus nicht mehr als zwei Laufschaufelreihen bestehen. Bei einer solchen Turbine 3 wird nötig sein, einen Druckausgleich an den Stirnflächen zwecks Stabilisierung des Axialschubes vorzusehen. Die in der Turbine 3 teilentspannten Heissgase 9, welche unmittelbar in die zweite Brennkammer 4 strömen, weisen aus dargelegten Gründen eine recht hohe Temperatur auf, vorzugsweise ist sie betriebsspezifisch so auszulegen, dass sie sicher noch um 1000°C beträgt. Diese zweite Brennkammer 4 hat im wesentlichen die Form eines zusammenhängenden ringförmigen axialen oder quasiaxialen Ringzylinders. Diese Brennkammer 4 kann selbstverständlich auch aus einer Anzahl axial, quasi-axial oder schraubenförmig angeordneten und in sich abgeschlossenen Brennräumen bestehen. Was die Konfiguration der ringförmigen, aus einem einzigen Brennraum bestehenden Brennkammer 4 betrifft, so sind in Umfangsrichtung und radial dieses ringförmigen Zylinders mehrere in der Figur nicht näher gezeigte Brennstofflanzen disponiert. Diese Brennkammer 4 weist keinen Brenner auf: Die Verbrennung eines in die aus der Turbine 3 kommenden teilentspannten Heissgase 9 eingedüsten Brennstoffes 13 geschieht hier durch Selbstzündung, soweit freilich das Temperaturniveau eine solche Betriebsart zulässt. Ausgehend davon, dass die Brennkammer 4 mit einem gasförmigen Brennstoff, also beispielsweise Erdgas, betrieben wird, muss die Austrittstemperatur der teilentspannten Heissgase 9 aus der Turbine 3 noch sehr hoch sein, wie oben dargelegt um die 1000°C, und dies selbstverständlich auch bei Teillastbetrieb, was auf die Auslegung dieser Turbine 2 eine ursächliche Rolle spielt. Um die Betriebssicherheit und einen hohen Wirkungsgrad bei einer auf Selbstzündung ausgelegten Brennkammer zu gewährleisten, ist es eminent wichtig, dass die Flammenfront ortsmässig stabil bleibt. Zu diesem Zweck werden in dieser Brennkammer 4, vorzugsweise an der Innen- und Aussenwand in Umfangsrichtung disponiert, eine Reihe von nicht näher gezeigten Elementen vorgesehen, welche in axialer Richtung vorzugsweise stromauf der Brennstofflanzen plaziert sind. Die Aufgabe dieser Elemente besteht darin, Wirbel zu erzeugen, welche eine Rückströmzone, analog derjenige in den bereits erwähnten Vormischbrennern, induzieren. Da es sich bei dieser Brennkammer 4, aufgrund der axialen Anordnung und der Baulänge, um eine Hochgeschwindigkeitsbrennkammer handelt, bei welcher die mittlere Geschwindigkeit der Arbeitsgase grösser ca. 60 m/s ist, müssen die wirbelerzeugenden Elemente strömungskonform ausgebildet werden. Anströmungsseitig sollen diese vorzugsweise aus einer tetraederförmigen Form mit anströmungsschiefen Flächen bestehen. Die wirbelerzeugenden Elemente können entweder an der Aussenfläche und/oder an der Innenfläche plaziert sein. Selbstverständlich können die wirbelerzeugenden Elemente auch axial zueinander verschoben sein. Die abströmungsseitige Fläche der wirbelerzeugenden Elemente ist im wesentlichen radial ausgebildet, so dass sich ab dort eine Rückströmzone einstellt. Die Selbstzündung in der Brennkammer 4 muss indessen auch in den transienten Lastbereichen sowie im Teillastbereich der Gasturbogruppe gesichert bleiben, d.h., es müssen Hilfsvorkehrungen vorgesehen werden, welche die Selbstzündung in der Brennkammer 4 auch dann sicherstellen, wenn sich eine Flexion der Temperatur der Gase im Bereich der Eindüsung des Brennstoffes einstellen sollte. Um eine sichere Selbstzündung des in die Brennkammer 4 eingedüsten gasförmigen Brennstoffes zu gewährleisten, wird diesem eine kleine Menge eines anderen Brennstoffes mit einer niedrigeren Zündtemperatur beigegeben. Als "Hilfsbrennstoff" eignet sich hier beispielsweise Brennöl sehr gut. Der flüssige Hilfsbrennstoff, entsprechend eingedüst, erfüllt die Aufgabe, sozusagen als Zündschnur zu wirken, und ermöglicht auch dann eine Selbstzündung in der Brennkammer 4, wenn die teilentspannten Heissgase 9 aus der ersten Turbine 3 eine Temperatur unterhalb des angestrebten optimalen Niveaus von 1000°C aufweisen sollten. Diese Vorkehrung, Brennöl zur Sicherstellung einer Selbstzündung vorzusehen, erweist sich freilich immer dann als besonders angebracht, wenn die Gasturbogruppe mit stark reduzierter Last betrieben wird. Diese Vorkehrung trägt des weiteren entscheidend dazu bei, dass die Brennkammer 4 eine minimale axiale Länge aufweisen kann. Die kurze Baulänge der Brennkammer 4, die Wirkung der wirbelerzeugenden Elemente zur Flammenstabilisierung sowie die fortwährende Sicherstellung der Selbstzündung sind demnach dafür verantwortlich, dass die Verbrennung sehr rasch erfolgt, und die Verweilzeit des Brennstoffes im Bereich der heissen Flammenfront minimal bleibt. Eine unmittelbar verbrennungsspezifisch messbare Wirkung hieraus betrifft die NOx-Emissionen, welche eine Minimierung erfahren, dergestalt, dass sie nunmehr kein Thema mehr bilden. Diese Ausgangslage ermöglicht ferner, den Ort der Verbrennung klar zu definieren, was sich in einer optimierten Kühlung der Strukturen dieser Brennkammer 4 niederschlägt. Die in der Brennkammer 4 aufbereiteten Heissgase 10 beaufschlagen anschliessend eine nachgeschaltete zweite Turbine 5. Die thermodynamischen Kennwerte der Gasturbogruppe können so ausgelegt werden, dass die Abgase 11 aus der zweiten Turbine 5 noch soviel kalorisches Potential aufweisen, um damit eine hier anhand eines Abhitzedampferzeugers 15 dargestellte Dampferzeugungsstufe II. und Dampfkreislauf III. zu betreiben. Wie bereits bei der Beschreibung der Ringbrennkammer 2 hingewiesen wurde, ist diese geometrisch so angeordnet, dass sie auf die Rotorlänge der Gasturbogruppe praktisch keinen Einfluss ausübt. Des weiteren ist feststellbar, dass die zweite zwischen Abströmungsebene der ersten Turbine 3 und Anströmungsebene der zweiten Turbine 5 verlaufende Brennkammer 4 eine minimale Länge aufweist. Da ferner die Entspannung der Heissgase in der ersten Turbine 3, aus dargelegten Gründen, über wenige Laufschaufelreihen erfolgt, lässt sich eine Gasturbogruppe bereitstellen, deren Rotorwelle 39 aufgrund ihrer minimierten Länge technisch einwandfrei auf zwei Lagern abstützbar ist. Die Leistungsabgabe der Strömungsmaschinen geschieht über einen verdichterseitig angekoppelten Generator 15, der auch als Anwurfmotor dienen kann. Nach Entspannung in der Turbine 5 durchströmen die noch mit einem hohen kalorischen Potential versehenen Abgase 11 einen Abhitzedampferzeuger 15, in welchem in Wärmetauschverfahren verschiedentlich Dampf erzeugt wird, der dann das Arbeitsmedium des nachgeschalteten Dampfkreislaufes bildet. Die kalorisch ausgenutzten Abgase strömen anschliessend als Rauchgase 38 ins Freie.
Unter der Annahme, dass die Abgase 11, die bei G in den Abhitzedampferzeuger 15 gelangen, dessen Funktionsweise weiter unten beschrieben wird, wobei zum besseren Verständnis der Weg des in den Abhitzedampferzeuger 15 einströmenden und von einer Pumpe 23 geförderten Speisewassers 34 verfolgt wird, eine Temperatur von ca. 620°C aufweisen, und unter der Bedingung eines minimalen Temperatursprunges von 20°C für den Wärmeübergang, könnten diese Abgase nur bis auf 200°C nutzbringend abgekühlt werden. Um hier diesen Nachteil zu beheben, wird zwischen den Punkten A, nämlich Eingang des Speisewasser 34 in den Abhitzedampferzeuger 15, und B, Abzweigung am Ende der Behandlung innerhalb einer Economizerstufe 15a, die Menge des Speisewassers 34 soweit erhöht, im Beispiel auf 180%, dass die Abkühlungsgerade (Vgl. Fig. 2, Pos 11/38) der Abgase im Punkt H, nämlich unmittelbar vor der Abzweigung B, als Resultante einen Knick erfährt (Vgl. Fig. 2, Pos. 41), der bis auf 100°C reicht. Im Zusammenhang mit der prozentualen Menge des Speisewassers gilt die Relation, dass 100% jene Nennwassermenge fixiert, die in Abhängigkeit zu der von den Abgasen 11 angebotenen Energie steht.
Das Speisewasser 34, das eine Temperatur von ca. 60°C bei einem Druck von ca. 300 bar aufweist, wird in A in den Abhitzedampferzeuger 15 eingeleitet und soll dort zu Dampf von ca. 540°C thermisch aufgewertet werden. Die im Economizer 15a auf ca. 300°C aufgeheizte Speisewasser wird in Punkt B in zwei Teilströme aufgeteilt. Der eine, hier grössere Teilwasserstrom von 100% wird im darauffolgenden Rohrbündel 15b zu überkritischem Hochdruckdampf 27 thermisch aufbereitet. Dadurch wird den Abgasen 11 zwischen den Punkten G und H, welche die Wirkungsstrecke des genannten Rohrbündels 15b versinnbildlichen, der Hauptteil der Wärmeenergie entzogen. Nach einer ersten Expansion in einer Hochdruckdampfturbine 16 wird dieser Dampf 28 mit der verbliebenen Energie zwischen den Punkten D und E, welche die Wirkungsstrecke eines weiteren Rohrbündels 15c im Abhitzedampferzeuger 15 versinnbildlicht, zwischenüberhitzt und als Mitteldruckdampf 29 einer Mitteldruckdampfturbine 17 zugeführt. Die Restexpansion des Abdampfes 30 aus der Mitteldruckdampfturbine 17 erfolgt dann in einer Niederdruckdampfturbine 18, welche mit einem weiteren Generator 19 gekoppelt ist. Es ist auch möglich, durch Ankopplung an die Welle 39 die Leistung auf den Generator 14 zu übertragen.
Ein kleinerer Teilwasserstrom 35 wird im Bereich von Punkt B abgezweigt, und über ein Drosselorgan 25 einer Ausdampfflasche 26 zugeführt, deren Druckniveau dem Sattdampfdruck von 150-200°C entspricht. Der hievon entstandene Dampf 37 wird der Mitteldruckdampfturbine 17 an passender Stelle zugeführt. Das lediglich als Wärmeträger für die Ausdampfung gediente noch heisse Restwasser 36 wird über ein weiteres Regelorgan 24 in einen Speisewasserbehälter und Entgaser 22 geleitet, in welchem es neben der Vorwärmung des Kondensats auch noch ein weiteres Dampf 33 entwickelt wird, der der Niderdruckdampfturbine 18 an geeigneter Stelle zugeführt wird.
Der schlussendlich entspannte Dampf 31a, 31b aus dieser Niederdruckdampfturbine 18 wird in einem wasser- oder luftgekühlten Kondensator 20 kondensiert. Durch eine stromab dieses Kondensators 20 wirkende Kondensatpumpe 21 wird das Kondensat 32 in den bereits genannten Speisewasserbehälter und Entgaser 22 gefördert, von wo aus der bereits beschriebenen Kreislauf von Neuem anfängt.
Zur verbesserten Exergienutzung der beschriebenen Ausdampfkaskade kann diese in mehr als zwei Stufen erfolgen.
Um eine gute Nutzung der Abgase 11 zu erzielen, kann selbstverständlich im Abhitzedampferzeuger 15 eine separate Dampferzeugungseinrichtung integriert werden, deren Dampf entweder in den Dampfkreislauf III. geleitet, oder in einer separaten Expansionsmaschine in Arbeit umgesetzt wird. Es kann aber auch ein Teilstrom der Abgase abgezweigt und in einem separaten Abhitzekessel verwertet werden. Statt Wasser kann in diesem Fall vorzugsweise ein Ammoniak/Wasser-Gemisch zur Anwendung gelangen. Aber auch andere Fluide , wie beispielsweise Freon, Propan, etc. sind einsetzbar. Eine gewisse Verbesserung der Nutzung der Abgase aus der Turbine bis zu einem tieferen Niveau ist auch dadurch realisierbar, dass durch eine nicht näher gezeigte Zusatzfeuerung im Abhitzedampferzeuger das Temperaturniveau an dessen Eintritt angehoben wird. Diese Massnahme bringt aber hinsichtlich des erreichbaren Wirkungsgrades keine Verbesserung mit sich.
Fig. 2 zeigt das H/T-Diagramm, d.h. den Verlauf und die in Fig. 1 bereits gewürdigten signifikanten Punkten der Speisewasservorwärmung und Dampferzeugung sowie Dampfzwischenüberhitzung eines überkritischen Dampfturbinenprozesses. In der nachfolgenden Bezugszeichenliste werden die jeweiligen Bezugszeichen dieser Figur näher umschrieben. In Ergänzung zu den Ausführungen unter Fig. 1, die im Zusammenhang mit der Wiedergabe dieses Diagramms stehen, wird noch folgendes ergänzt. Das Speisewasser wird in A mit beispielsweise 60°C bei 300 bar eingeleitet, und es soll bis F in Dampf von 540°C mittels Gasturbinenabwärme thermisch aufgewertet werden. nach einer ersten Expansionsstufe in der Hochdruckdampfturbine, welche bis auf 300°C führt, soll eine Zwischenüberhitzung von D nach E, also auch auf 540°C erfolgen. Die durchzogene Linie 40 zeigt den resultierenden Verlauf der Wärmeaufnahme und der Temperatur. Unter Annahme, dass die Abgase aus der letzten Gasturbine eine Temperatur von 620°C aufweisen, und unter der bedingung eines minimalen Temperatursprunges von 20°C für den Wärmeübergang, könnten diese Abgase bis zum Punkt J, d.h. hier im Beipiel nur auf 200°C nutzbringend abgekühlt werden. Um diesen Nachteil zu beheben, wird zwischen den Punkten A und B die Speisewassermenge soweit erhöht, im Beispiel auf 180%, dass die Abkühlungskurve 11/38 der Abgase im Punkt H als Resultante 41 einen Knick erfährt, und bis zu I, d.h. bis auf 100°C reicht. Dieser zusätzliche Speisewasserstrom wird bei B abgenommen und einer Ausdampfkaskade (Vgl. Fig. 1) so zugeleitet, dass der enstehende Dampf dem Mittel- und Niederdruckteil der Dampfturbine zugeführt werden kann, wie dies ebenfalls aus Fig. 1 hervorgeht. Die Würdigung der restlichen Punkte geht ebenfalls aus der Beschreibung von Fig. 1 hervor.
Bezugszeichenliste
I.
Gasturbogruppe
II.
Dampferzeugungsstufe
III.
Dampfkreislauf
1
Verdichter
2
Erste Brennkammer
3
Erste Turbine
4
Zweite Brennkammer
5
Zweite Turbine
6
Ansaugluft
7
Verdichtete Luft
8
Heissgase
9
Teilenspannte Heissgase
10
Heissgase
11
Abgase
12
Brennstoff
13
Brennstoff
14
Generator
15
Abhitzedampferzeuger
15a
Economizer, im unt. Temp.-Bereich op. Wärmetauschstufe
15b
Rohrbündel für überkritischen Hochdruckdampf
15c
Rohrbündel für zwischenüberhitzten Mitteldruckdampf
16
Hochdruckdampfturbine
17
Mitteldruckdampfturbine
18
Niederdruckdampfturbine
19
Generator
20
Kondensator
21
Förderpumpe
22
Speisewasserbehälter und Entgaser
23
Förderpumpe
24
Regelorgan
25
Regelorgan
26
Ausdampfflasche
27
Ueberkritischer Hochdruckdampf
28
Expandierter Dampf aus 16
29
Zwischenüberhitzter Mitteldruckdampf
30
Abdampf aus 17 in 18
31a
Entspannter Dampf aus 18
31b
Entspannter Dampf aus 18
32
Kondensat
33
Dampf aus 22 in 18
34
Speisewasser
35
Kleiner Teilwasserstrom
36
Heisses Restwasser von 26 in 22
37
Dampf aus 26
38
Rauchgase
39
Rotorwelle
40
Ueberkritische Dampferzeugungskurve
41
Resultante
11/38
Abkühlungskurve
A
Speisewasser nach 22
B
Entnahmestelle Druckwasser zu 26
B-C
Summe von B-F + D-E, Ueberhitzung und Zwischenüberh.
D-E
Zwischenüberhitzung in 15c
F
Stelle überkritischer Hochdruckdampf
G
Eintritt Abgase in 15
H
Rauchgastemperatur an Entnahmestelle B
I
Austritt Abgase aus 15 = Rauchgase
J
Fiktiver Rauchgasendwert ohne Entnahme in B
A-B
Allgemein über 100%, im Beispiel 180% Wasserstrom
B-F
100% Wasserstrom

Claims (6)

  1. Verfahren zum Betrieb einer Kraftwerksanlage, im wesentlichen bestehend aus einer Gasturbogruppe (I), einer der Gasturbogruppe nachgeschalteten Abhitzedampferzeugerger (15) und einem dem Abhitzedampferzeuger (15) nachgeschalteten Dampfkreislauf (III), wobei die Gasturbogruppe (I) aus mindestens einer Verdichtereinheit, (1), mindestens einer Brennkammer (2, 4), mindestens einer Turbine (3, 5) und mindestens einem Generator (14) besteht, wobei die Abgase aus der letztenTurbine (5) den Abhitzedampferzeuger (15) durchströmen, in welchem die Erzeugung mindestens eines Dampfes zum Betreiben mindestens einer Dampfturbine (16, 17, 18) des Dampfkreislaufs vonstatten geht,
    wobei in einer im unteren Temperaturbereich operierenden Wärmetauschstufe (15a) des Abhitzedampferzeugers (15) eine über 100% erhöhte Flüssigkeitsmenge zirkuliert,
    wobei 100% jene Nennwassermenge fixiert, die in Abhängigkeit zu der von den Abgasen (11) angebotenen Energie steht, wobei der Anteil über 100% dieser Flüssigkeitsmenge am Ende dieser Wärmetauschstufe (15a) abgezweigt und in mindestens einer Druckstufe (26) ausgedampft wird, wobei ein hierin entstandener Dampf (37) einer Dampfturbine (17) an passender Stelle zugeführt wird, wobei eine noch heisse Flüssigkeitsmenge (36) aus der Druckstufe (26) einem Speisewasserbehälter und Entgaser (22) zugeleitet wird, und wobei ein hierin entstandener Dampf (33) einer weiteren Dampfturbine (18) an passender Stelle zugeleitet wird.
  2. Verfahren nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die Gasturbogruppe (I.) mit einer sequentiellen Verbrennung betrieben wird.
  3. Verfahren nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die 100%ige Flüssigkeitsmenge in einer unmittelbar der Wärmetauschstufe (15a) im unteren Temperaturbereich folgenden Wärmetauschstufe (15b) zu überkritischem Dampf (27) aufbereitet wird, der eine weitere Dampfturbine (16) beaufschlagt, dass der in dieser Dampfturbine (16) expandierte Dampf (28) in den Abhitzedampferzeuger (15) rückgeführt wird, dergestalt, dass er dort in einer weiteren Wärmetauschstufe (15c) zu zwischenüberhitztem Dampf (29) aufbereitet wird, der anschliessend eine entsprechende Druckstufe einer nachgeschalteten Dampfturbine (17) beaufschlägt.
  4. Verfahren nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    der Speisewasserbehälter und Entgaser (22) als alleinige Ausdampfstufe des Dampfkreislaufes (III.) betrieben wird.
  5. Verfahren nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    der Anteil über 100% der Flüssigkeitsmenge in einem separaten Wärmetauschelement parallel und/oder in reihe gegenüber der Wärmetauschstufe (15a) im unteren Temperaturbereich geleitet wird.
  6. Verfahren nach Anspruch 5,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    der Anteil über 100% der Flüssigkeitsmenge sich von dem im Dampfkreislauf (III.) expandierenden Fluid unterscheidet, und dass dessen durch die Wärmetauschung entstandene thermische Energie in einer separaten Arbeitsmaschine genutzt wird.
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