DE19808119C2 - Wasserstoffverbrennungsturbinenanlage - Google Patents

Description

ERFINDUNGSHINTERGRUND

Diese Erfindung betrifft eine Wasserstoffverbren­ nungsturbinenanlage mit einem vollkommenen Ausströmzy­ klus.

Eine Wasserstoffverbrennungsturbinenanlage mit einem vollkommenen Ausströmzyklus ist z. B. in der japani­ schen ungeprüften Patentveröffentlichung Nr. 208192/95 offenbart. Ein typisches Systemdiagramm eines herkömm­ lichen vollkommenen Ausströmzyklus ist in Fig. 3 ge­ zeigt.

Bezugszeichen 1 bezeichnet einen Kompressor, 2 einen Brenner, 3 eine erste Turbine, 4, 5 regenerative Wärme­ tauscher, 6 eine zweite Turbine, 7 einen Kondensator, 8 eine dritte Turbine und 9, 10 Speisewasserheizer.

Ein durch den Kompressor 1 komprimiertes Gas wird in den Brenner 2 eingespeist, wo es mit geliefertem O₂ und H₂ gemischt wird. Die Mischung wird dort verbrannt und aufgeheizt, um ein heißes Verbrennungsgas (Dampf) zu bilden, um die erste Turbine 3 anzutreiben. Durch Ver­ brennung in diesem Zyklus erzeugter überschüssiger Dampf heizt Speisewasser in den regenerativen Wärmetau­ schern 4, 5, welche stromabwärts der ersten Turbine 3 angeordnet sind. Dann wird ein Teil des überschüssigen Dampfes wieder in den Kompressor 1 eingezogen.

Der Rest des überschüssigen Dampfes wird zur zweiten Turbine 6 geliefert, und der Dampf, welcher die zweite Turbine 6 angetrieben hat, wird durch den Kondensator 7 kondensiert, um Kondensat zu bilden. Das Kondensat wird durch den Speisewasserheizer 9, den regenerativen Wär­ metauscher 5 und den regenerativen Wärmetauscher 4 auf­ geheizt, um Dampf zu bilden. Dieser Dampf treibt die dritte Turbine 8 und das resultierende Abgas wird zum Brenner 2 zurückgeführt.

Ein Versuch wurde gemacht, um weiterhin den Wirkungs­ grad eines Systems mit dem vorbeschriebenen vollkomme­ nen Ausströmzyklus zu erhöhen. Das heißt, die Einlaß­ temperatur der ersten Hochtemperaturturbine wurde ange­ hoben, und ein Zwischenkühler und regenerative Wärme­ tauscher wurden als Antwort auf die damit verbundene hohe Temperatur verschiedener Teile hinzugefügt. Durch dieser. Kunstgriff wurde versucht, die Materialien in­ nerhalb des handhabbaren Temperaturbereiches zu halten, wobei dadurch praktischer Nutzen des Systems erzielt wurde.

Dies ist ein vollständiges Regenerationszyklus- (Zwi­ schenkühlungs-)system, wie in Fig. 4 gezeigt. Das System von Fig. 4 ist durch das Vorsehen eines Zwi­ schenkühlers 13 und die Hinzufügung von regenerativen Wärmetauschern 11, 12 gekennzeichnet, im Vergleich mit dem vollständigen Ausströmzyklussystem, dargestellt in Fig. 3.

Mit dem oben beschriebenen vollkommenen Ausströmzyklus­ system, wie in Fig. 3 beschrieben, wurde die Gastempe­ ratur begrenzt, wegen der Zykluskonfiguration und dem Grad der Wärmebeständigkeit der diesbezüglichen Instru­ mente. Somit war dieses System nicht vollkommen befrie­ digend bezüglich des Wirkungsgrades.

Gemäß dem vollkommenen Regenerationszyklus- (Zwischen­ kühlungs-)system, wie in Fig. 4 gezeigt, wurde die Einlaßtemperatur der ersten Hochtemperaturturbine zur Erreichung eines erhöhten Wirkungsgrades angehoben. Als Antwort auf die damit verbundenen Wärmeerhöhung ver­ schiedener Teile, wurden der Zwischenkühler und die re­ generativen Wärmetauscher hinzugefügt, um die Tempera­ turen davon abzuhalten, den handhabbaren Temperaturbe­ reich der Materialien zu überschreiten. Sowohl Anwach­ sen der Aufwendungen für zusätzliche Ausrüstung als auch der Materialkosten waren zu diesem Zweck unaus­ weichlich, um praktischen Nutzen dieses Systems sicher­ zustellen.

Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, eine Wasserstoffverbrennungsturbinenanlage zu schaffen, mit den Vorteilen des bekannten Systems, jedoch ohne dessen Nachteile.

Diese Aufgabe wird durch die Merkmale des Patentanspruchs gelöst.

Durch das Durchführen des Kühlens der 1. Turbine mit einem Teil des Ausströmabgases von der 3. Turbine ermöglicht die Erfindung Kühlen, während eine Verringerung im Wirkungsgrad minimiert wird, wobei es somit möglich gemacht wird, die Temperaturen der diesbezüglichen Teile der 1. Turbine weiterhin zu verringern.

Aus der JP 09-151 750 A ist bereits eine Wasserstoffverbrennungsturbinenanlage bekannt, mit:
einem Kompressor zum Komprimieren eines Gases;
einem Brenner zum Mischen von komprimierten Gasen O₂ und H₂, welche in den Brenner zum Verbrennen und Erhitzen eingespeist werden, um ein Hochtemperaturverbrennungsgas zu bilden;
einer 1. Turbine, welche durch das Verbrennungsgas angetrieben wird;
einem Kanal zum Entladen von Abgas von der 1. Turbine in den Kompressor;
einer 2. Turbine, welche mit einem Teilstrom des Dampfes aus dem Kanal gespeist wird und durch den Dampf angetrieben wird;
einer mit Dampf gespeisten 3. Turbine, wobei der Dampf nach dem Antreiben der 2. Turbine kondensiert wird, und das Kondensat dann in einem oder mehreren in dem Kanal vorgesehenen Wärmetauschern verdampft wird, wobei die 3. Turbine angetrieben ist und eine Kühleinrichtung für die 1. Turbine vorgesehen ist.

Diese Druckschrift offenbart einen vollkommenen Ausströmzyklus mit einem Zwischenkühler (entsprechend zu Fig. 4 der folgenden Anmeldung). Wenn das System dieser Druckschrift bei hohen Temperaturen von ungefähr 1600°Celsius oder höher betrieben wird, ist es sehr hoch in seinem Wirkungsgrad. Jedoch ist sein thermischer Nettowirkungsgrad gering, wenn eine Gasturbine zum Einsatz kommt, welche bei einer niedrigen Temperatur von ungefähr 1600°Celsius oder weniger zum Einsatz kommt.

Das System dieser Druckschrift erfordert einen Niederdruckkompressor, Hochdruckkompressor und einen Zwischenkühler, wodurch die Größe des Systems groß gemacht wird und die Struktur kompliziert.

KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN

Fig. 1 ist ein Systemdiagramm eines Niedrigtempe­ raturausströmzyklusses, das mit einer Aus­ führungsform der vorliegenden Erfindung befaßt ist;

Fig. 2 ist eine den Wirkungsgrad vergleichende Ansicht, die einen Vergleich zwischen dem System von Fig. 1 und einem herkömmlichen System zeigt;

Fig. 3 ist ein Systemdiagramm eines herkömmlichen Ausströmzyklusses; und

Fig. 4 ist ein Systemdiagramm eines herkömmlichen Regenerationszyklusses.

AUSFÜHRLICHE BESCHREIBUNG DER BEVORZUGTEN AUSFÜHRUNGS- FORMEN

Eine Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird nun unter Bezugnahme auf die Fig. 1 und 2 beschrie­ ben werden. Dieselben Teile, wie im herkömmlichen System beschrieben, werden denselben Bezugszeichen zu­ geordnet und eine überlappende Erklärung wird ausgelas­ sen.

Diese Ausführungsform schließt zusätzlich zur Struktur des vorher erwähnten herkömmlichen vollkommenen Aus­ strömzyklusses einen neuen Abzweigungspfad 16 mit ein, welcher von dem Durchgang abgezweigt wird, durch wel­ chen das Abgas von der dritten Turbine 8 zum Brenner 2 geliefert wird. Der Abzweigungspfad 16 steht mit der dritten Turbine 3 in Verbindung, so daß ein Teil des Abgases die diesbezüglichen Teile der ersten Turbine 3 kühlen wird.

Der Druck des Dampfes, welcher in die dritte Turbine 8 durch den regenerativen Wärmetauscher 5 vorderhand ein­ tritt, ist nicht auf der Stufe von 140 bar, welche bei diesem Typ von konventionellem Zyklus verwendet wird, sondern sollte wünschenswerterweise 200 bar oder höher sein. Wegen dieses erhöhten Druckes wird die Aufgabe in der dritten Turbine 8 unter hohem Druck durchgeführt, wobei dadurch der Arbeitsbetrag für die dritte Turbine 8 erhöht wird, um einen hohen Wirkungsgrad zu erzeugen.

Der große thermische Bruttowirkungsgrad der oben zusam­ mengestellten Ausführungsform der Erfindung wird in Fig. 2 im Vergleich mit dem Wirkungsgrad des vollkomme­ nen Regenerationszyklusses gezeigt. Das hier darge­ stellte System hat ein Kühlmittelverhältnis von 0,15.

Das Kühlmittelverhältnis ist 0 für eine ideale Schau­ fel, welche keine Schaufelkühlung erfordert. Eine Hochtemperaturschaufel andererseits erfordert notwendi­ gerweise Kühlung. Normalerweise ist ihr Kühlmittelver­ hältnis insgesamt ungefähr 0,15 (15%).

Wenn die Einlaßtemperatur der ersten Turbine 3 bis un­ gefähr 1600°C oder höher bei dieser Vorbedingung er­ höht wird, kann ein herkömmlicher vollkommener Regene­ rationszyklus mit einem Zwischenkühler und regenerati­ ven Wärmetauschern, welche ihm hinzugefügt werden, ei­ nen höheren Wirkungsgrad erzielen. Unter ungefähr 1600°C jedoch wird der vollkommene Ausströmzyklus der vorliegenden Ausführungsform als wirksamer gefunden.

Da die Auslaßtemperatur des Kompressors 1 mit dem Druckverhältnis in Verbindung steht, ist ein Zwischen­ kühler wirksam, um diese Temperatur zu erniedrigen. Für die Auslaßtemperatur der ersten Turbine 3 ist es not­ wendig, die Einlaßtemperatur der ersten Turbine 3 zu verringern. Unter der eingeschränkten Bedingung, daß die Einlaßtemperatur der ersten Turbine mindestens 1600°C oder geringer ist, kann der Wirkungsgrad bei einem hohen Wert aufrechterhalten werden, so daß der vollkommene Ausströmzyklus der vorliegenden Ausfüh­ rungsform wirksam ist.

Gemäß dieser Ausführungsform ist das Kühlen der ersten Turbine 3 durch den Abzweigteil des Abgases von der dritten Turbine 8 durchgeführt. Somit ist der durch Verbrennung im Brenner 2 erzeugte Dampf nicht halbwegs durch den Zyklus ausgeschieden, aber er ist bis zum letzten zur Arbeit ausgenützt. Dies führt zu verbesser­ tem Wirkungsgrad.

Was den. Druck des Dampfes betrifft, welcher in die dritte Turbine 8 Einlaß findet, beginnt ein gewöhnli­ cher vollkommener Ausströmzyklus einen kritischen Druck von ungefähr 140 bar zu benutzen, ein allgemeiner kom­ binierter Zyklus einen kritischen Druck von ungefähr 160 bar und eine allgemeine Dampfturbine einen kriti­ schen Druck von 250 bar oder mehr. Somit sind verschie­ dene Bedingungen festgelegt, um einen Druck von 200 bar oder höher zu erzeugen, wobei dadurch die Arbeit in der dritten Turbine 8 als Arbeit unter hohem Druck gelei­ stet wird. Folglich steigt der Arbeitsbetrag, wodurch ein hoher Wirkungsgrad dem gesamten Zyklus aufgeprägt werden kann.

Wie oben bemerkt, kann gemäß der vorliegenden Erfindung ein höherer Wirkungsgrad als in einem vollkommenen Re­ generationszyklus erhalten werden, wenn die Einlaßtem­ peratur der ersten Turbine mindestens 1600°C oder dar­ unter liegt. Unter der eingeschränkten Bedingung, d. h. 1600°C oder niedriger, wird hochwirksamer Betrieb mög­ lich, ohne die Hinzufügung eines Zwischenkühlers und regenerativer Wärmetauscher zu erfordern. Somit hat die Erfindung darin Erfolg gehabt, daß sie eine Niedertem­ peraturwasserstoffverbrennungsturbine zur Verfügung stellt, für die die Aufwendungen für zusätzliche Ausrü­ stung gestrichen werden können und die Kosten für Mate­ rialien reduziert werden können.

Während die vorliegende Erfindung mit Bezugnahme auf die dargestellte Ausführungsform beschrieben worden ist, versteht es sich, daß die Erfindung dadurch nicht beschränkt ist, sondern verschiedene Änderungen und Mo­ difikationen in der konkreten Struktur der Erfindung gemacht werden können, ohne vom Geist und dem Schutzum­ fang der Erfindung abzuweichen.

Claims (1)

1. Wasserstoffverbrennungsturbinenanlage mit:
einem Kompressor (1) zum Komprimieren eines Gases;
einem Brenner (2) zum Mischen von komprimierten Gasen O₂ und H₂, welche in den Brenner (2) zum Verbrennen und Erhitzen eingespeist werden, um ein Hochtemperaturverbrennungsgas zu bilden;
einer 1. Turbine (3), welche durch das Verbrennungsgas angetrieben wird;
einem Kanal zum Entladen von Abgas von der 1. Turbine (3) in den Kompressor (1);
einer 2. Turbine (6), welche mit einem Teilstrom des Dampfes aus dem Kanal gespeist wird und durch den Dampf angetrieben wird;
einer mit Dampf gespeisten 3. Turbine (8), wobei der Dampf nach dem Antreiben der 2. Turbine (6) kondensiert wird und das Kondensat dann in einem oder mehreren in dem Kanal vorgesehenen Wärmetauschern verdampft wird, wobei die 3. Turbine (8) angetrieben ist und eine Kühleinrichtung für die 1. Turbine vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Wasserstoffverbrennungsturbinenanlage bei einer Temperatur von 1600°Celsius oder niedriger betrieben wird und die 1. Turbine (3) durch einen Teil des Abgases von der 3. Turbine (8) gekühlt wird, wobei Abgas von der 3. Turbine abgezweigt wird, um die 1. Turbine (1) zu kühlen.