Energietechnik || Kombinationskraftwerke

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7 Kombinationskraftwerke (Gas- und Dampf-Kraftwerke und andere Kombinationen)

7.1 Gas- und Dampfkraftwerke Die Gründe, aus denen Energieversorgungsunternehmen zunehmend Kombinationskraftwerke aus Gasturbinen und Dampfkraftwerken (auch Kombikraftwerke oder Gas- und Dampfturbi-nen GuD®1 genannt) beim Zubau von Kraftwerkskapazitäten bevorzugen, sind vielfältig: Höchste thermische Wirkungsgrade bis 60 % Geringe CO2-Emission Geringe Brennstoffkosten trotz Einsatz der hochwertigen fluiden Brennstoffe Erdgas oder

Heizöl Geringe spezifische Investitionskosten Kurze Bauzeiten Leistungseinheiten von ca. 50 MW bis über 1000 MW Hohe Flexibilität Geringe Schadstoff- und Lärmemissionen Hohe Akzeptanz bei der Bevölkerung

Bei Dampfkraftwerken ist das obere Temperaturniveau derzeit aus wirtschaftlichen und ther-modynamischen Gründen auf etwa 550 °C bis 600 °C beschränkt. Demgegenüber erreichen moderne stationäre Gasturbinenanlagen Turbineneintrittstemperaturen von deutlich über 1000 °C, was Abgastemperaturen über 500 °C ergibt. Es bietet sich an, mit dem Abgasstrom der Gasturbine einen Dampfkraftwerksprozess mittels eines Abhitzekessels zu „beheizen“.

Bild 7.1 zeigt die prinzipielle Schaltung einer Anlage, bei der der Dampfkraftwerksprozess allein durch die Gasturbinenabgase beheizt wird. Ein derartiges Kom-bikraftwerk vereinigt den thermodynamischen Vorteil der Gasturbine, d. h. Wärmezufuhr bei hoher Tempe-ratur, mit dem des Dampfkraftwerks, also Wärmeab-fuhr bei niedriger Temperatur. Der wärmeabgebende Prozess wird im angelsächsischen Sprachraum mit Topping Cycle und der wärmeaufnehmende mit Bot-toming Cycle bezeichnet.

Bild 7.1: Prinzipieller Wärmeschaltplan eines Kombinationskraft-werkes

1 GuD eingetragenes Warenzeichen der Siemens AG, Geschäftsbereich KWU

H.-J. Allelein et.al., Energietechnik DOI 10.1007/978-3-8348-2279-6_7, © Springer Fachmedien Wiesbaden 2013

7.1 Gas- und Dampfkraftwerke 159

Alte Dampfkraftwerke können mit der Umrüstung durch Gasturbinen und Abhitzekessel zu Kombikraftwerken konvertiert werden. Dies wurde beispielsweise bei dem nicht fertiggestell-ten und umgebauten Kernkraftwerk in Midland (Michigan/ USA) gemacht, wo 12 Gasturbinen mit jeweils 85 MWel über Abhitzekessel den damals fertiggestellten Dampfturbosatz speisen, der 360 MWel liefert. Die elektrische Volllastleistung dieses großen Kombikraftwerks beträgt 1.380 MWel. Die Gasturbinen der Kombikraftwerke werden zunehmend mit Erdgas befeuert und sind des-halb umweltfreundlich, da Erdgas zum einen hohen Wasserstoffanteil hat und zum anderen diese Kombianlagen einen hohen thermischen Wirkungsgrad aufweisen, was eine besonders geringe spezifische CO2-Emission ergibt. Gasturbinen sind derzeit relativ preiswert, was spezi-fische Anlagenkosten für Kombianlagen um 500 bis 600 Euro pro installiertem elektrischem Kilowatt erreichen lässt. Kombikraftwerke eignen sich auch zur Kraft-Wärme-Kopplung und zur Meerwasserentsalzung. Insbesondere, wenn mehrere Gasturbinen in einem Kombikraft-werk Verwendung finden, ist eine höchst flexible Betriebsweise realisierbar.

7.1.1 Schaltungsmöglichkeiten

Bild 7.2: Weitere Schaltungen von Gas- und Dampfkraftwerken

Es gibt eine Vielzahl von Schaltungsmöglichkeiten, wie Bild 7.2 als Ergänzung zu Bild 7.1 nur unvollständig andeutet.

In Bild 7.2 a) ist der Dampferzeuger in der Gasturbinenbrenn-kammer integriert. Man spricht vom aufgeladenen Dampfer-zeuger. Das Rauchgas gibt einen Teil seines Wärmeinhalts zur Dampferzeugung und Überhitzung ab und tritt dann in die Gas-turbine ein. Da die Turbineneintrittstemperatur für einen gutenWirkungsgrad der Gasturbine hoch sein muss, ist eine hohe Temperaturspreizung mit Exergieverlust bei der Dampferzeu-gung in Kauf zu nehmen. Falls die heißen Abgase der Gastur-bine wie in Bild 7.2 a) nur für die Speisewasservorwärmung genutzt werden, ergeben sich weitere Exergieverluste.

160 7 Kombinationskraftwerke

Die Kosten eines aufgeladenen Dampferzeugers sind hoch, weshalb derzeit nur Pilotanlagen realisiert sind. Im Beispiel Bild 7.2 b) dient das heiße Gasturbinenabgas als Sauerstofflieferant für die Kohle-verbrennung in einem Dampferzeuger. Das Gasturbinenabgas hat ca. 16 % Vol.-% Sauerstoff-gehalt, was für Verbrennungsvorgänge ausreicht. Die Leistungsaufteilung von Gasturbine zu Dampfkraftwerk beträgt etwa 1:4. Die Verbesserung des gesamten Wirkungsgrades um 1 % ist gering. Diese Schaltung hat wenig Bedeutung. Bei der Anlage gemäß Bild 7.2 c) wird das Abgas der Gasturbine zur Speisewasservorwär-mung einer Dampfanlage genutzt. Hierbei wird zwar die Abgasenergie genutzt, aber durch die hohe Temperaturspreizung zwischen Speisewasser und Abgas ist die Erhöhung des Gesamt-wirkungsgrades wegen des Exergieverlustes gering. Die Leistung der Gasturbine ist hier ge-genüber dem Dampfkraftwerk niedrig.

Die Kohlevorräte sind ungleich größer als die der fluiden fossilen Energieträger, so dass ver-sucht wird, Kohle als Brennstoff für Kombikraftwerke einzusetzen. Bild 7.2 d) ist eine Schal-tung mit einer aufgeladenen Wirbelschichtfeuerung für Kohle. Der Dampferzeuger ist in der Druck-Wirbelschicht integriert, vgl. Bild 7.2 a). Die Rauchgase müssen vor Eintritt in die Gasturbinenbeschaufelung von Partikeln (Asche) und gasförmigen Schadstoffen wie Schwefel und Metallverbindungen befreit werden. Diese Heißgasreinigung ist die technische Herausfor-derung, die es bei der Kohlenutzung für Gasturbinen zu bewältigen gilt. Die Nutzung der Koh-le in Gasturbinen ist in Kap. 6 näher erläutert. In Bild 7.2 e) wird die Dampfturbine mit einem konventionell befeuerten Dampferzeuger und dem Abhitzekessel einer Gasturbine gespeist [7.2]. Eine derartige Kombination, auch als Ver-bundprozess bezeichnet, bietet eine höchst flexible Fahrweise insbesondere für die Kraft-Wärme-Kopplung. Da die in Bild 7.2 gezeigten Schaltungen trotz hohen technischen Aufwands keine überragen-den Verbesserungen des thermischen Wirkungsgrades erwarten lassen, werden sie nicht weiter vertieft. Allerdings sind derartige Anlagen für die Kraft-Wärme-Kopplung und für Verbesse-rungen bestehender Anlagen bedeutend. Nur die für die reine Stromerzeugung wirtschaftlich bedeutende Kombination, bei der das Gasturbinenabgas als Wärmequelle für das Dampfkraft-werk entsprechend Bild 7.1 dient, wird im Folgenden behandelt.

7.1.2 Prinzipielle Zusammenhänge Der Gesamtwirkungsgrad th,Ges einer Kombianlage ohne Zusatzfeuerung, bei der nur die Gasturbinenabwärme zur Beheizung des Dampfkraftprozesses dient ( GT

zuQ Q ), führt auf

th,Ges = (PDT + PGT) / zuQ = PDT / GTQ + PGT / GTQ = PDT / GTQ + thGT Gl. 7.1

Die isolierte Betrachtung der beiden Prozesse liefert für den thermischen Wirkungsgrad der Gasturbine thGT

thGT = PGT / GTQ = ( GTQ – AbgasQ ) / GTQ Gl. 7.2

Die Dampfturbine wird durch den Abgaswärmestrom AbgasQ beheizt, so dass für den Wir-kungsgrad DT des Bottoming Cycles die Definition eingeführt wird:

DT = PDT / AbgasQ Gl. 7.3


Dieser so definierte Wirkungsgrad ist nicht mit dem thermischen Wirkungsgrad thDT des

Clausius-Rankine-Prozesses zu verwechseln, denn AbgasQ ist nicht die dem Prozess zugeführte Wärme. AbgasQ ist größer als der dem nachgeschalteten Dampfkraftwerk zugeführte Wär-mestrom DT

zuQ , da nur ein Teil des Abgas-Wärmestroms der Gasturbine als Wärme für den Bottoming Cycle genutzt wird. Aus Gl. 7.2 folgt

AbgasQ = GTQ (1 – thGT) Gl. 7.4

Gln. 7.4 und 7.3 führen auf: DT = PDT / [ GTQ (1 – thGT)], umgeformt:

PDT / GTQ = DT (1 – thGT) Gl. 7.5

Gl. 7.5 in Gl. 7.1 eingesetzt führt auf

th,Ges = DT (1 – thGT) + thGT , umgeformt auf

th,Ges = thGT + DT (1 – thGT) Gl. 7.6

Der thermische Wirkungsgrad der Gasturbinenanlage thGT hat direkten Einfluss auf den Ge-samtwirkungsgrad th,Ges, wobei sich durch die unterschiedlichen Vorzeichen ein gegenläufi-ger Effekt einstellt. Eine Verbesserung von th,Ges ist nur zu erwarten, wenn die Ungleichung der partiellen Ableitung

th,Ges/ thGT > 0 Gl. 7.7 erfüllt ist. Es kann sich ein lokaler Extremwert für th,Ges ergeben, siehe Bild 7.3. Nach diesem Maximalwert nähert sich der Wert für th,Ges dem Wirkungsgrad der Gasturbine thGT an.Die Ableitung ist leicht durchzuführen:

th,Ges/ thGT = 1 + d DT/d thGT (1 – thGT) + DT (– 1) Gl. 7.8 Damit folgt die Ungleichung:

– DT/ thGT < (1 – DT) / (1 – thGT) Gl. 7.9

Bild 7.3: Thermischer Gesamtwirkungsgrad des Kombiprozesses

th = th,Ges über dem der Gasturbine thGT (qualitativ)

Solange diese Ungleichung eingehalten ist, steigt der thermische Gesamtwirkungsgrad th,Ges. Eine Verbesserung von thGT ist also nur sinnvoll, wenn DT

nicht zu stark sinkt. Eine Verbes-

serung von thGT geht oft mit der Senkung der Abgastemperatur T4 einher. Daraus folgt, dass

die Frischdampftemperatur TFD und der Frischdampfdruck pFD des DKW reduziert werden, d. h. DT

sinkt.


Beispiel: Wie bekannt ist, steigt der thermische Wirkungsgrad thGT des Joule-Brayton-Prozesses durch Erhöhung des Druckverhältnisses . Andererseits sinkt, wie in Bild 7.4 veranschaulicht, durch die Druckerhöhung bei gleichem T3,max die Abgastemperatur T4´ der Gasturbine GT. Eine höhere Abgastemperatur T4ZE ist allerdings durch eine zusätzliche Zwischenerhitzung ZE selbst mit hohem Druckverhältnis erreichbar. Je höher die Abgastemperatur T4 der GT ist, desto besser ist es für den Dampfprozess und somit für DT. Die Zwischenerhitzung ist bei den GT 26 und GT 24 realisiert [7.3, 7.4], was sie in besonderer Weise für Kombianlagen geeignet machen.

Bild 7.4: Zusammenhang zwischen Druckverhältnis bzw. Zwischenüberhitzung und Abgastemperatur

7.1.3 Eindruckprozess Das heiße Abgas der Gasturbine soll ohne Zusatzfeuerung die Speisewasservorwärmung, Ver-dampfung und Überhitzung für das nachgeschaltete Dampfkraftwerk bewältigen. Für den Abhitzekessel bietet sich das Gegenstromprinzip an. Das Abgas darf wegen seines Taupunktes und des noch notwendigen Auftriebs im Kamin eine gewisse Temperatur, abhängig vom Schwefelgehalt des Brennstoffs, nicht unterschreiten. Um diese Temperatur nicht zu unter-schreiten, ist eventuell eine regenerative Speisewasservorwärmung wie bei konventionellen Dampfkraftwerken vorzusehen. Bild 7.5 zeigt das idealisierte Temperatur-Wärmestrom-Dia-gramm im Abhitzekessel.

Bild 7.5: Temperatur-Wärmestrom-Diagramm im Abhitzekessel ohne Zusatzfeuerung DT: Dampfprozess GT: Gasturbinenprozess

Der Druckverlust in der Verdampferstrecke mit entsprechender Abnahme der Sättigungstempera-tur ist nicht berücksichtigt. Das Wasser durchläuft einen Phasenwechsel. Für die Auslegung ist der Eckpunkt des Verdampfungsbeginns entscheidend, an dem die Temperaturspreizung zwi-schen den wärmeübertragenden Fluiden minimal ist. Die Zwangumlaufschaltung, Bild 7.6, domi-niert, wobei auch Naturumlauf oder Zwangdurchlauf realisiert sind. Bei Befeuerung mit schwe-felhaltigem Öl ist der Taupunkt zu beachten. Dann ist je nach Speisewasser-Vorwärmtemperatur die Abhitzekesselschaltung zu modifizieren, damit der Taupunkt nicht unterschritten wird. Unter den Annahmen konstanter spezifischer Wärmekapazitäten und konstanten Drucks im Abhitzekessel gestalten sich die Wärmebilanzen einfach. Für das Gasturbinenabgas gilt:


GTQ = GTm cpRG T = GTm cpRG (T 4GT – T1GT) = maxQ Gl. 7.9

Indexbezeichnungen: GT Gasturbine, DT Dampfturbine, RG Rauchgas (Abgas GT), D Dampf, W Wasser. Der Verdampfungsprozess ist zweckmäßig in Vorwärmung, Verdampfung und Überhitzung aufzuteilen.

Für die Vorwärmung: Q 23DT = m DT cpW (T 3DT – T2DT) Gl. 7.10

Für die Verdampfung: Q 34DT = m DT · r, mit r = h3 – h4 Gl. 7.11

(Verdampfungsenthalpie r aus Dampftafel zu entnehmen)

Für die Überhitzung: Q 45DT = m DT cpD (T5DT – T4DT) bzw. Q 45DT = m DT (h5DT – h4DT) Gl. 7.12

Der für die gesamte Dampferzeugung zu erbringende Wärmestrom ist die Summe o. g. Wär-meanteile

Q DT = Q 25DT = Q 23DT + Q 34DT + Q 45DT Gl. 7.13

Bild 7.6: Dampferzeugerschaltung, Zwangsumlauf, Eindruck-prozess

Sind die Grädigkeiten (minimale Temperaturdifferenzen) im Abhitzekessel zwischen den wärmeübertragenden Fluiden mit TRG-fl (zwischen Rauchgas und Wasser) und TRG-D (zwi-schen Rauchgas und Dampf) bekannt, so gelten die beiden Ungleichungen:

T4“GT T3DT + TRG-fl Gl. 7.14 T4GT T5DT + TRG-D Gl. 7.15

Letztere Ungleichung führt zu:

m GTcpRG(T4GT – T3DT – TRG-fl) Q 45DT + Q 34DT Gl. 7.16

Moderne stationäre Gasturbinen, i. Allg. für den Spitzenlasteinsatz vorgesehen, werden nach maximaler Leistungsdichte mit maximal erreichbaren Turbineneintrittstemperaturen konzi-piert. Bei den üblichen Druckverhältnissen von 10 bis 20 ergeben sich Abgastemperaturen um etwa 500 °C. Für Kombianlagen werden diese Gasturbinen „von der Stange“ verwendet und


nur der nachgeschaltete Clausius-Rankine-Prozess optimiert. Zunehmend werden auch Gastur-binen angeboten, die für Kombikraftwerke entwickelt wurden [7.3, 7.4].

Bei Kombianlagen ist hoher Frischdampfdruck nicht gleichbedeutend mit höherem Wirkungs-grad. Es ist nicht Ziel, den Dampfkraftprozess hinsichtlich seines thermischen Wirkungsgrades

thDT zu optimieren, sondern er soll gleichzeitig die Abwärme optimal nutzen. thDT

steigt zwar bis zu einem gewissen Grad2 mit höheren Drücken an, es lässt sich dann nicht mehr so-viel Abwärme nutzen und der Wirkungsgrad der Kombianlage th,Ges sowie deren Leistungs-abgabe sinken. Entscheidend ist bei gegebenem thGT das maximale Produkt aus dem Abwär-menutzungsgrad AK und thDT, wobei die Anpassung über den Frischdampfdruck pFD ge-sucht wird. Das Optimum für den Eindruck-Prozess bei Gasturbinen mit T3 1100 °C und 15 liegt um pFD 25 bar.

Der Abwärmenutzungsgrad AK ist definiert zu

AK = Q DT/ Q Abgas Gl. 7.17

thDT hat bei relativ hohem pFD sein Maximum, während AK bei geringem pFD seinen Ext-remwert durchläuft.

DT ist das Produkt der beiden Wirkungsgrade

DT = AK thDT, Gl. 7.18

Es ist das Optimum für DT zu suchen, wie in Bild 7.7 prinzipiell veranschaulicht. Es gilt:

thDT = PDT/ Q DT = PDT/( Q Abgas AK) Gl. 7.19

Dadurch ist Gl. 7.18 gegeben: DT

= PDT / Q Abgas = AK thDT. Gl. 7.20

Mit Hilfe des T, Q -Diagramms, Bild 7.8, ist diese Optimierung leicht zu verstehen. Bei der Variation des Frischdampfdrucks wird jeweils der optimale Massenstrom dergestalt ermittelt, dass man die für den Abhitzekessel minimalen Grädigkeiten (in Bild 7.8 T) ausnutzt.

Bild 7.7: Wirkungsgradverläufe in Abhängigkeit vom Frisch-dampfdruck pFD

2 Da die Gasturbine eine feste Abgastemperatur hat und somit die Frischdampftemperatur begrenzt ist,

durchläuft der thermische Wirkungsgrad des einfachen Clausius-Rankine-Prozesses bei steigendem Frischdampfdruck auch ein Maximum.


In Sonderfällen ist vom optimalen Frischdampfdruck abzuweichen. So kann es bei Anlagen mit Luftkondensator (keine Möglichkeit der Wasserkühlung in heißen Ländern) wirtschaftlich sein, den Frischdampfdruck über das Optimum zu erhöhen, um den Abwärmestrom des Dampfkraftwerkes gering zu halten. Das ergibt eine kleinere Kühllast.

Bild 7.8: Kombiprozesse im T,Q- Diagramm bei verschiedenen Frischdampfdrücken

Bild 7.9: GuD-Prozess im T, S-Diagramm

Die beiden Kreisprozesse der Kombianlage lassen sich im Temperatur-Entropie-Zustandsdia-gramm darstellen. Zu beachten ist, dass es sich um Prozesse mit verschiedenen Arbeitsfluiden und unterschiedlichen Massenströmen handelt. Deshalb eignet sich die spezifische Entropie s [kJ/(kgK)] nicht, sondern nur die Entropie S = m · s [kJ/K] bzw. der Entropiestrom m s [kJ/(sK)], mit denen sich die unterschiedlichen Fluide und Massenströme in einem Diagramm, wie in Bild 7.9, eintragen lassen. Mit dem Integral T dS sind dann die interessierenden zu-bzw. abzuführenden und zu übertragenden Wärmen ermittelbar. Höchste thermische Wirkungsgrade werden bei optimierten Kombiprozessen ohne Zusatzfeue-rung erzielt. Abhitzekessel mit integrierten Zusatzfeuerungen oder Schaltungen nach Bild 7.2e bieten demgegenüber höchste Betriebsflexibilität, die schnelle Wechsel im Kraft-Wärme-Betrieb erlauben [7.2]. Sie werden hier nicht diskutiert, da für jeden Kraft-Wärme-Lastfall eine thermodynamische Optimierung vonnöten ist.

7.1.4 Zwei- und Mehrdruckprozesse Bei Eindruckprozessen geht ein relativ großer Wärmestrom des Gasturbinen-Abgases verloren und sattdampfseitig zeigt sich eine große Temperaturspreizung. Diese Energie-/Exergiever-luste sind durch einen Dampfprozess mit zwei oder mehreren Verdampfungsdrücken mini mierbar. In Bild 7.10 ist ein Zweidruckprozess im Vergleich zum Eindruckprozess dargestellt.


Bild 7.10: Ein- und Zweidruck-Kombipro-zesse im T, Q -Diagramm

Mit einem zweiten Verdampfungsdruck ist die Temperaturspreizung und damit der Exergie-verlust geringer. Wird noch der untere Verdampfungsdruck reduziert, so lässt sich auch mehr Wärme des Gasturbinenabgases nutzen.Es läuft auf eine Optimierung von zwei Frischdampf-drücken und deren Massenstromaufteilung hinaus. Bei einer Abgastemperatur der Gasturbine von ca. 550 °C ist der Bereich von 2 bis 3 bar für den Niederdruck und 60 bis 80 bar für den Hochdruck optimal (ohne Zwischenüberhitzung, ohne Überhitzung des Niederdruckdampfes). Diese Drücke sind deutlich geringer als bei üblichen Dampfkraftwerken. Wenn Abgastemperaturen der Gasturbine von 600 °C oder höher vorliegen, kann ein wesent-lich höherer Frischdampfdruck optimal sein, wie Bild 7.11 der Karlsruher Kombianlage zeigt [7.8]. Diese Anlage hat einen Zwangdurchlauf-Dampferzeuger, in dem Speisewasser bei zwei Druckniveaus (zwei Verdampfungsdrücke) verdampft und überhitzt wird. Zusätzlich findet eine Zwischenüberhitzung bei einem dritten Druck statt.

GasturbineHochdruck-TurbineMitteldruck-TurbinenNiederdruck-TurbinenHochdruck-ErhitzerZwischenüberhitzerHochdruck-VerdampferHochdruck-EconomizerNiederdruck-ÜberhitzerNiederdruck-VerdampferNiederdruck-EconomizerSpeisewasser-VorwärmerSpeisewasser-BehälterHochdruck-PumpeNiederdruck-PumpeUmwälzpumpe

12

3, 456789

1011121314151617

17

Bild 7.11: Vereinfachter Wärmeschaltplan der Karlsruher Kombianlage RDK 4S


Drei oder noch mehr Verdampfungsdrücke erlauben weitere Wirkungsgradsteigerungen. Dreidruckprozesse, nach Anzahl der Verdampfungsdrücke gezählt, sind Stand der Technik [7.9], ebenso die Einwellenanlage, bei der Dampf-, Gasturbine und Generator auf einer Welle montiert sind [7.8, 7.9]. Eine tiefere Behandlung aktueller Techniken von kombinierten Gas- und Dampfkraftwerken ist in [7.16] zu finden.

7.1.5 Einwellenanlagen Um Standard-Gasturbinen für Kombianlagen einsetzen zu können, wurden in der Vergangen-heit die Gasturbinen und Dampfturbinen auf separaten Wellen mit jeweils einem individuellen elektrischen Generator montiert. Seit Ende des letzten Jahrtausends werden Einwellenanlagen angeboten, bei denen eine oder mehrere Gasturbinen und der Dampfturbosatz auf einer Welle mit nur einem Generator montiert sind. Der Dampfturbosatz kann über eine Kupplung vom Gasturbosatz getrennt werden, um weiterhin einen getrennten Betrieb der Gas- und Dampftur-binen insbesondere für den Anfahrvorgang zu erlauben. Der Generator ist zwischen Gas- und Dampfturbine angeordnet. Einwellenanlagen versprechen eine gewisse Wirkungsgraderhö-hung und geringere Herstellkosten, da nur ein Generator benötigt wird [7.14, 7.15].

7.1.6 Abhitzekessel Wesentliches Bauteil einer Kombianlage ist der Abhitzekessel, der die beiden Prozesse ther-misch koppelt. Wie bei üblichen Dampfkraftwerks-Kesseln ist er entsprechend dem Verlauf der Abgastemperatur in räumlich getrennt angeordneten Economizer-, Verdampfer-, Überhit-zer- und gegebenenfalls Zwischenüberhitzerstrecken aufgeteilt. Bei Mehrdruckprozessen sind diese Strecken auch mehrfach vorhanden. Es sind drei Typen zu unterscheiden: Reiner Abhitzekessel Abhitzekessel mit geringer Zusatzfeuerung Abhitzekessel mit maximaler Zusatzfeuerung (Dampferzeuger, der auch die Nutzung des

Abhitzestroms erlaubt) Abhitzekessel lassen alle Schaltungen zu: Naturumlauf Zwangumlauf Zwangdurchlauf.

Zwangumlauf und Zwangdurchlauf erlauben eine kompakte Bauweise, rasches Anfahren und schnelle Lastwechsel. Abhitzekessel haben verschiedene Bedingungen zu erfüllen: a) Hoher Abwärmenutzungsgrad b) Zulässigkeit hoher dampfseitiger Druckgradienten c) Zulässigkeit hoher rauchgasseitiger Temperaturgradienten d) Geringe Druckverluste, insbesondere rauchgasseitig e) Geringe Korrosionsneigung

Die Forderungen a) und d) stehen in Widerspruch. Bei den niederen Temperaturen unter 600 °C findet der Wärmeübergang vor allem konvektiv statt. Zudem sollen für guten Ausnut-zungsgrad und geringe Exergieverluste zwischen wärmeauf- und abgebenden Medien nur geringe Temperaturdifferenzen auftreten. Beides bedingt große Wärmeübertragerflächen, die


1: Gasturbinen-Abgas 2: Abgaskamin 3: Niederdruck-Trommel und Mischvorwärmer 4: Mitteldruck-Trommel 5: Hochdruck-Trommel 6: Speisewasser-Vorw. 7: Economizer

18: Niederdruck-Verdampferstrecke 19: Hoch- und Mitteldruck-Verdampferstrecke 10: Mitteldruck-Verdampf. 11: Hochdruck-Eco 12: Hochdruck-Verdampfer 13: Hochdruck-Überhitzer

Bild 7.12: Naturumlauf-Abhitzekessel mit Dreidruckprozess [7.13] entsprechend hohe Druckverluste hervorrufen, wenn die Baugröße kompakt gehalten werden soll. Gewisse Abhilfe versprechen Rippenrohre mit kleinen Durchmessern. In den dünnen Rohren kompakter Wärmeübertrager ist nur eine minimale Wassermenge im Abhitzekessel, was schnelle Laständerungen erlaubt. Heute werden Abhitzekessel mit geringen rauchgasseiti-


gen Druckverlusten von 25 bis 30 mbar bei sehr guten Grädigkeiten (Pitch-Point) von nur 8 bis 10 °C gebaut. Die Auslegung des Abhitzekessels ist ein technisch-ökonomisches Optimierungsproblem. Die Kosten sind im Wesentlichen durch die installierte Wärmeübertragerfläche bestimmt. Maß für die technische Güte ist die Grädigkeit, die die Abwärmeausnutzung bestimmt. Die Wärme-übertragerfläche des Dampferzeugers nimmt bei Verminderung der Grädigkeit exponentiell zu [7.5], die Wärmeausnutzung verbessert sich jedoch nur linear. Kommt es bei der Wirtschaft-lichkeitsanalyse auf einen hohen Wirkungsgrad an (lange Betriebszeiten), so werden Grädig-keiten von 10 bis 15 °C angestrebt, ansonsten können auch preiswertere Abhitzekessel mit größeren Grädigkeiten bis zu 30 °C wirtschaftlich sein. Große Wärmeübertragerflächen erge-ben höhere Druckverluste, so dass Leistungsverluste der Gasturbine die Verbesserungen des Dampfprozesses übertreffen können. Ein Druckverlust von 10 mbar im Abgas ergibt bei der Gasturbine eine Leistungs- und Wirkungsgradverminderung von etwa 0,8 % [7.5], da die Tur-binenentspannung bei höherem Druck und höherer Temperatur endet. Im Normalbetrieb wird für Teillast auf Gleitdruckregelung übergegangen. Der Frischdampf-druck sinkt bei Teillast, so dass das Wasser schon im Economizer teilverdampft. Um diese Ausdampfung in Grenzen zu halten, wird der Economizer eher unterdimensioniert, damit das Wasser bei Volllast an dessen Austritt leicht unterkühlt ist. Bild 7.12 zeigt einen Naturumlauf-Abhitzekessel im Schnitt [7.13] eines Dreidruck-Prozesses für eine 226 MW Gasturbine. Der Abgasstrom wird horizontal eingeleitet. Der Speisewasser-behälter dient gleichzeitig als Niederdrucktrommel. Tieftemperaturkorrosion ist auszuschließen. Die Temperatur der dem Abgas ausgesetzten Oberflächen soll über dem Säuretaupunkt (bei schwefelfreien Brennstoffen: Wassertaupunkt) liegen. Die geringsten Temperaturen liegen im Economizer vor (Bild 7.8). Wasserseitig ist der Wärmeübergang etwa hundertfach besser als rauchgasseitig und die Wärmeleitung durch die dünnwandigen Rohre ist ebenfalls hoch. Deshalb ist die Rohraußentemperatur praktisch gleich der des rohrinnenseitigen Wassers. Selbst bei hohen Rauchgastemperaturen sollte die Wasser-temperatur an keiner Stelle im Economizer oder Verdampfer unterhalb des Taupunktes sein. Das Speisewasser ist gegebenenfalls regenerativ vorzuwärmen, obwohl dies thermodynamisch bei Kombikraftwerken nicht sinnvoll ist. Der Säuretaupunkt hängt vom Schwefelgehalt des Brennstoffs, dem Luftüberschuss der Ver-brennung, dem Wassergehalt der Abgase und dem Umsetzungsgrad von Schwefeldioxid SO2 in Schwefeltrioxid SO3 ab. Als Richtwerte für die minimale Economizer-Eintrittstemperatur können gelten [7.5]: Heizöl als Brennstoff mit einem Schwefelgehalt über 2 %: 140 bis 145 °C Heizöl als Brennstoff mit einem Schwefelgehalt unter 2 %: 120 bis 130 °C Schwefelfreies Erdgas: 40 bis 50 °C

7.1.7 Regelung, Betriebsverhalten Kombikraftwerke werden wegen ihres hohen Wirkungsgrades oft zur Abdeckung der Grund-last eingesetzt. Da die vorgeschalteten Gasturbinen i. Allg. einen separaten Abluftkamin besit-zen, über den das Abgas unter Umgehung des Abhitzekessels geleitet werden kann, sind sie zudem separat zur Abdeckung der Spitzenlast einsetzbar. Falls mehrere Gasturbinen einen Dampfturbosatz speisen, können zur Lastregelung die Gasturbinen geregelt beziehungsweise ganz abgeschaltet werden, während die anderen in ihrem Auslegungspunkt bei maximalem


Wirkungsgrad weiter laufen. Üblicherweise wird der Dampfprozess im Gleitdruck der vermin-derten Wärmezufuhr nachgefahren, was Lastwechsel relativ schnell erlaubt und seinen Wir-kungsgrad ebenfalls nur geringfügig sinkt. So ist die Kombianlage genauso für die Mittellast geeignet.

Bild 7.13: Teillastwirkungsgrad; Kombianlage ohne Zusatzfeuerung mit drei Gas-turbinen

Der Teillast-Wirkungsgrad folgt einem sägezahnartigen Verlauf bei hohem Niveau. Bild 7.13 verdeutlicht den Verlauf bei einem Kombikraftwerk mit drei Gasturbinen. Für den Lastbereich zwischen 2/3 und 100 % werden alle drei Gasturbinen in geringem Teillastbereich gefahren. Bei ca. 2/3 der Volllast wird eine Gasturbine ganz abgeschaltet und die zwei verbleibenden fahren im Auslegungslastpunkt bei optimalem Wirkungsgrad. Dies ergibt den Wirkungsgrad-sprung. Entsprechend werden im Teillastbereich zwischen ca. 1/3 und 2/3 die zwei Gasturbi-nen in Teillast betrieben, bis wieder eine ganz abgeschaltet wird, usw. Die Wirkungsgrad-sprünge sind etwa bei 1/3, 2/3 und 100 % der Volllast, da in erster Näherung auch der Dampf-prozess im Gleitdruck linear mit dem Gasturbinenabgasstrom abnimmt [5.14]. Der Wirkungs-grad ist leicht höher, wenn die Gasturbinen einen einzigen Dampfturbosatz speisen können (Linie ---- in Bild 7.13). Die kombinierte Gleitdruck-/Gleittemperatur-Fahrweise des Dampfkreises, die die wirtschaft-lichste ist, erfolgt praktisch ungeregelt. Die Frischdampfdaten stellen sich durch den Abgaswär-mestrom (Massenstrom und Abgastemperatur) über die Schluckfähigkeit der Dampfturbine ein. Bei sinkendem Druck steigt der Volumenstrom entsprechend an. Dies führt zu nahezu gleichblei-benden Strömungsgeschwindigkeiten in der Turbine, was den Turbinenwirkungsgrad nicht ver-ändert. Bei gleicher Temperatur bleibt auch der thermische Wirkungsgrad konstant, was zusam-men mit der einfachen technischen Realisierung die Gleitdruckregelung so attraktiv macht. Bei Anlagen ohne Zusatzfeuerung wird nur die Leistung der Gasturbinen durch die Brenn-stoffzufuhr geregelt. Die Leistung des Dampfturbosatzes passt sich automatisch dem Abgas-wärmestrom der Gasturbinen an. Nur bei einer Zusatzfeuerung wird die Dampfturbine analog eines konventionellen Dampfkraftwerks geregelt, also z. B. über Turbineneinlassventil. Die Zusatzfeuerung mit ihren weitergehenden Regelmöglichkeiten ist sinnvoll, wenn die Kombian-lage für schnelle Laständerungen ausgelegt ist. Die Lastsprünge können dann teilweise von der Dampfturbine übernommen werden. Bei Anlagen ohne Zusatzfeuerungen sind im Dampfprozess praktisch nur Sicherheitsbegren-zungen oder Sekundärregelungen installiert. Üblich ist ein Dampfturbinen-Bypass, um kurze Anfahrzeiten und flexiblen Betrieb zu gewährleisten. Der Dampfbypass erlaubt den alleinigen Betrieb der Gasturbinen ohne Rücksicht auf die wesentlich längere Anfahrzeit der Dampfanla-ge. Er ist ökonomischer als eine Dampfabblasleitung. Damit kann eventuell auf den teuren Rauchgasbypass verzichtet werden, wie in der Karlsruher Kombianlage [7.8].


7.1.8 Entwicklungen Die Gasturbinen werden nunmehr auch für Kombikraftwerke optimiert, wie die Alstom Gas-turbinen GT24 bzw. GT 26 [7.3, 7.8] mit Zwischenüberhitzung oder die Siemens Gasturbine SGT5-8000H mit extrem hoher Turbineneintrittstemperatur von 1500 °C [6.22, 6.23] zeigen. Generell bietet der nachgeschaltete Dampfkraftwerksprozess für die Gasturbine neue Möglich-keiten der Schaufelkühlung durch Dampf. Da bei Hochleistungs-Gasturbinen über 10 % der Verdichterluft zur Kühlung benötigt wird, ergäbe diese Maßnahme eine Wirkungsgraderhö-hung, da der Dampf durch die Abwärme erzeugt wird und nicht durch den Verdichter. So hat General Electric seine erste Gasturbine des Typs 9H mit einer Dampfkühlung der ersten beiden Gasturbinenstufen für eine Kombianlage ausgeliefert. Der thermische Netto-Wirkungsgrad soll 60 % erreichen [7.17]. Die 9H Gasturbine hat einen geschlossenen Dampfkühlkreis, d. h. der Kühldampf wird nicht mit der Heißgasströmung in der Gasturbine vermischt. Dies hat den Vorteil, dass das Kühlmedium sich nicht mit der Hauptströmung vermischt. Somit wird die Hauptströmung nicht unerwünscht abgekühlt. Die Kühlung der Brennkammerwandung, spezi-ell des Heißgaskanals zur Turbinenbeschaufelung, mittels Dampf aus der Mitteldruckstufe des Dampfkraftwerks ist bei der Mitsubishi 200 MW Gasturbine 501G und der Siemens-Westinghouse 250 MW Gasturbine W501G realisiert [7.21, 7.22]. Für die Anfahrphase, bis der Dampfprozess seinen Betriebszustand erreicht hat, ist entweder noch eine temporär zu-schaltbare Luftkühlung oder ein Hilfs-Dampferzeuger installiert. Ein schwedisches Unternehmen entwickelt eine Turbine [7.25], in der in einem Gehäuse parallel Dampf (aus Dampferzeuger) und Abgas (gespeist mittels Gasturbinenprozess) entspannt werden können. Hierbei soll der Dampf entlang der Welle am unteren Ende der Laufschaufeln (Schau-felfuß) geführt werden, während das Abgas an der äußeren Laufschaufelkontur strömen soll (Schaufelspitze). Gleichzeitig dient der kältere Dampf (anstatt Luft aus Verdichter) dazu, die Welle und die Schaufeln zu kühlen. Die Turbinenströme werden im Schaufelkanal gegeneinan-der abgedichtet, damit sie sich nicht vermischen können. Der Erfinder erwartet, dass sich damit ein Kombi-Prozess mit einer einzigen Turbine betreiben lässt. Einige Kombianlagen mit vorgeschalteter Kohlevergasungsanlage sind in Betrieb [7.20]. Im angelsächsischen Sprachraum werden diese Anlagen als IGCC (Integrated Gasification Com-bined Cycle) bezeichnet. Im Vergleich zum reinen Kohlekraftwerk lässt sich ein Wirkungs-gradsprung erwarten. In Puertollano, Spanien, ist das derzeit größte derartige Kraftwerk mit 300 MWel [7.18]. Bild 7.14 zeigt das vereinfachte Anlagenschema. Die Synthesegastempera-tur soll oberhalb der Ascheerstarrungstemperatur von ca. 1300 °C sein, damit die Asche nicht an den Wandungen anklebt. Das Hauptproblem ist bei den hohen Temperaturen die Synthese-gasreinigung und deren Überwachung im laufenden Betrieb. Die metallische Gasturbinenbe-schaufelung erträgt nur geringe Verunreinigungen. Einfacher gestaltet sich die der Gasturbinen-Brennkammer vorgeschaltete Kohlestaubfeuerung in einer Druckwirbelschicht, Bild 7.2 d). Allerdings sind auch wieder die Aschepartikel zuver-lässig vor der Turbine abzuscheiden. Die Anlage in Cottbus [7.19] fährt mit geringen Turbi-neneintrittstemperaturen um 900 °C unterhalb der Ascheerweichungstemperatur, was das Problem der Schaufelkorrosion vermindert.


1: Kohlezufuhr 2: Vergasung 3: Rohgaskühlung mit Speisewasser 4: Gasreinigung 5: Schwefel-, Staubabfuhr 6: Hochdruckdampf 7: Speisewasser-Teilstrom 8: Reines Synthesegas 9: Luft 10: Luftzerlegung 11: Stickstoff 12: Brennkammer 13: Abhitzekessel Bild 7.14: Kombianlage mit Kohledruck- vergasung [7.18]

7.2 Gasturbine mit interner Abwärmenutzung (Cheng-Cycle) Diese Bauvariante der Gasturbine gestattet eine interne Abwärmenutzung, indem der in einem Abhitzekessel erzeugte Dampf unmittelbar in die Gasturbine gespeist wird. Diese Gasturbine mit Dampfinjektion wird STIG-Prozess (Steam Injected Gasturbine) oder Cheng3-Cycle ge-nannt. Schon in den dreißiger Jahren hat Bosnjakovic [7.11] in Deutschland auf diese vorteil-hafte Prozessvariante hingewiesen.

Bild 7.15: Schematischer Aufbau des Cheng- bzw. STIG-Prozesses

Im Abhitzekessel wird Wasser bei etwas höherem Druck als der Gasturbinen-Verdichterend-druck vorgewärmt, verdampft und eventuell überhitzt. Dieser Wasserdampf wird in oder nach der Brennkammer eingespeist (Bild 7.15). Hiermit steigt einmal die Turbinenleistung und der 3 Prof. Cheng gilt in den USA als Erfinder dieses Prozesses.

7.2 Gasturbine mit interner Abwärmenutzung (Cheng-Cycle) 173

thermische Wirkungsgrad th verbessert sich. Ebenso ist die Einspeisung des Dampfes vor der Brennkammer möglich, was noch eine NOx-Reduzierung ergibt. Es sind Wirkungsgrade des Cheng-Cycles von etwa th = 50 % errechenbar [7.12]. Prinzipiell ist die Wasserdampfeinspeisung bei allen Gasturbinen möglich, da die Turbinen höhere Massenströme ohne große Wirkungsgradeinbußen verarbeiten. Der Betriebspunkt der Arbeitsmaschine Verdichter und der Kraftmaschine Turbine verändert sich geringfügig, wie im

,V -Diagramm von Bild 7.16 veranschaulicht. Der Massenstrom durch die Turbine steigt durch die Dampfeinspeisung deutlich an. Der Betriebspunkt der parabolischen Turbinenkenn-linie bei konstanter Drehzahl im ,V -Diagramm verschiebt sich zu seinem neuen Volumen-strom RG DV V , wodurch auch das Druckverhältnis bzw. der Turbineneintrittsdruck ansteigt.

Bild 7.16: Änderung des Betriebspunktes BP beim Cheng-Prozess im , V- Diagramm

Der Verdichter muss diesen höheren Druck aufbringen, d. h. das Verdichterdruckverhältnis muss ansteigen. Bei den Anlagen zur Stromerzeugung mit konstanter Drehzahl bedingt diese Druckerhöhung ein geringes Absinken des geförderten Volumenstroms auf ChV . Da die Kenn-linie der Axialverdichter steil ist, ist diese Volumenstromminderung im Verdichter oft ver-nachlässigbar. Der Dampf hat wie bei Dampfkraftwerken Speisewasserqualität aufzuweisen, damit die Gas-turbine im Dauerbetrieb ohne Schäden betreibbar ist. Die hohe Temperatur macht die Turbi-nenbeschaufelung reaktiv. Bei Verunreinigungen mit Salzen kommt es zu Korrosion und Ver-zunderung. Die Wasserdampfeinspeisung wird wegen den hohen Kosten des Speisewassers derzeit weniger im Dauerbetrieb der Gasturbine sondern eher zur kurzzeitigen Leistungssteige-rung angewandt.

Bild 7.17: Skizze zur Wärmemischbilanz

Thermodynamische Behandlung: Das Dampf-Rauchgas-Gemisch ist mittels der Gasmi-schungsbeziehungen zu behandeln, Bild 7.17. Da bei dem STIG-Prozess nur Dampf geringen normierten Druckes benutzt wird, der nach der Vermischung mit dem Rauchgas deutlich über-hitzt ist, ist für eine Abschätzung die Annahme perfekten Gasverhaltens hinreichend genau. Zur Berechnung werden die Gasmischwerte benötigt, die sich aus der adiabaten Energiebilanz, Gl. 7.22 ergeben:


Q RG + Q D = Q ges, d. h.

m RG cpRG TRG + m D cpD TD = m Ges cpGes TGes Gl. 7.22 Mit m Ges = m RG + m D ist die spezifische Wärme des Gemisches bei konstantem Druck cpGes zu ermitteln:

cpGes = ( m RG/ m Ges) cpRG + ( m D/ m Ges) cpD Gl. 7.23 Ebenso für cvGes:

cvGes = ( m RG/ m Ges) cvRG + ( m D/ m Ges) cvD Gl. 7.24 Der gemittelte Isentropenexponent M der Mischung ist somit

M = cpGes/cvGes Gl. 7.25 Angenommen, die Dampfeinspeisung geschehe vor der Turbinenbeschaufelung am Zustands-punkt 3. Aus der Bilanzgleichung nach Gl. 7.22 ergibt sich für die Mischtemperatur T3,Ges:

T3Ges = ( m RG/ m Ges) · (cpRG/cpGes) · T3RG + ( m D/ m Ges) · (cpD/cpGes) · T3D Gl. 7.26 Mit der Isentropenbeziehung für perfektes Gasverhalten ist daraus die Turbinenaustrittstempe-ratur berechenbar, wenn der Austrittsdruck p4 bekannt ist. Bei der offenen Gasturbine ist p4 = patm 1 bar, somit

T4Ges = T3Ges (p4/p3)( –1/ ) mit = M Gl. 7.27 Daraus sind die interessierenden Arbeiten und Leistungen berechenbar. Die spezifische Turbi-nenarbeit (kinetische und potentielle Anteile wie üblich bei mehrstufigen Turbinen vernachläs-sigt) für ideale isentrope Zustandsänderung ist damit:

wT,s = hT,s = cpGes (T3Ges – T4Ges) Gl. 7.28 Die spezifische Turbinenarbeit aT der realen Zustandsänderung ist durch den experimentell zu bestimmenden isentropen Wirkungsgrad s berechenbar:

wT = hT,s· s Gl. 7.29 Die reale Turbinenleistung PT umfasst zusätzlich die mechanischen Verluste, ausgedrückt durch den Wirkungsgrad m:

PT = m · wT · m Gl. 7.30 Die Nutzleistung: PN = PT – PV – PPu Gl. 7.31

Die Pumpleistung PPu ist die Leistung, die benötigt wird, um das Wasser auf den Brennkam-merdruck der Gasturbine zu heben und die Druckverluste im Abhitzekessel zu überwinden. Wegen des inkompressiblen flüssigen Wassers ist PPu relativ zu den Verdichter- und Turbinen-leistungen klein.

7.3 Kombination von zwei Dampf-Kraftwerken Früher, als die Gasturbine noch nicht verbreitet war, gab es Kombikraftwerke, die auf Dampf-prozessen beruhten. In den USA waren zwischen 1922 und 1949 mehrere kombinierte Queck-silber/Wasserdampf-Kraftwerke in Betrieb. Bei damals hoher Temperatur um 540 °C wurde als Topping Cycle ein Sattdampfprozess mit Quecksilber betrieben [7.6]. Da der Quecksilberdampfdruck bei dieser Temperatur nur etwa 8 bar aufweist und die hohe Dampfdichte geringe Rohrdurchmesser erlaubt, war diese hohe

Übungsaufgaben 175

Temperatur beherrschbar. Die Kondensatabwärme des Quecksilberkreislaufs von ca. 230 °C bei etwa 0,1 bar diente als Wärmezufuhr eines nachgeschalteten Wasserdampfprozesses (Bild 7.18). Regenerative Speisewasser-Vorwärmung und evtl. eine Zusatzfeuerung zur Dampfüber-hitzung vervollständigten die Kombianlage. Bei den werkstoffbedingten geringen Frisch-dampfzuständen der damaligen Zeit ergab sich mit der Vorschaltung des Quecksilber-Prozesses eine deutliche Wirkungsgradsteigerung.

Bild 7.18: Quecksilber-Wasserdampf Kombiprozess

7.4 Verbrennungsmotor und Dampfkraftwerk Die Stromerzeugung beruht in vielen Ländern auf größeren Diesel- oder Gasmotoren. Da de-ren Abgastemperatur hoch genug ist, bietet sich an, diesen größeren Verbrennungsmotoren Dampfkraftwerke als Bottoming-Prozess nachzuschalten [7.23].

7.5 Kombinationen mit ORC-Kraftwerk In Abschnitt 15.5 wird das ORC-Kraftwerk, das selbst Abwärme mit niederen Temperaturen in mechanische Energie umwandeln kann, beschrieben. Deshalb können ORC-Anlagen zur Nut-zung von Abwärme in weiten Temperaturbereichen eingesetzt werden [7.23]. Falls die Ab-wärme von BHKW nicht in voller Höhe abgenommen wird, bleibt die Abgastemperatur oft noch hoch genug für eine nachgeschaltete ORC-Anlage. Nicht zuletzt durch das Erneuerbare-Energien-Gesetz gibt es seit kurzem einige Anbieter von ORC-Anlagen für Kombinations-kraftwerke [7.24], die sich vielfältig einsetzen lassen.

Übungsaufgaben 7.1 Weshalb ist bei einem Kombinations-Kraftwerk ohne Zusatzfeuerung eine regenerative

Speisewasser-Vorwärmung nicht sinnvoll? 7.2 Weshalb ergibt der Zweidruck-Dampfprozess einen besseren Wirkungsgrad als der Ein-

druck-Prozess in einem Kombinationskraftwerk (Dampf- und Gasturbinen-Prozess)? Erklären Sie anhand eines (qualitativen) T,Q-Diagramms.

7.3 Was ist bei den individuellen Prozessen eines Kombi-Kraftwerkes, d. h. bei dem Gastur-binen- und dem Dampfkraft-Prozess zu beachten? Diskutieren Sie kurz die Abstimmung der beiden Prozesse.


7.4 Kombinierte Gas- und Dampfturbinen-(GuD)Prozesse werden meist in ein einziges Zu-standsdiagramm (Enthalpie-Entropie Diagramm bzw. Temperatur-Entropie-Diagramm) eingezeichnet, obwohl es sich um zwei unterschiedliche Arbeitsfluide handelt. Unter wel-chen Voraussetzungen ist dies erlaubt?

7.5 Als ein Vorteil von kombinierten Gas- und Dampfturbinen (GuD) Anlagen wird häufig das gute Teillastverhalten genannt. Was sind die technischen Möglichkeiten oder Voraus-setzungen, damit diese Aussage richtig ist?

7.6 Eindruckprozess ohne Zusatzfeuerung Es soll ein GuD-Kombiprozess ohne Zusatzfeuerung analysiert werden. Insbesondere soll der nachgeschaltete Dampfturbinen-Prozess (Bottoming Cycle) optimal ausgelegt werden. Folgende Daten einer offenen Standard-Gasturbine sind gegeben: T1 = 20 °C, p1 = 1 bar, T3 = 1000 °C, p3 = 11 bar, isentroper Wirkungsgrad der Turbine

sGT = 90 % und des Verdichters sV = 85 %. Sonstige Verluste vernachlässigbar. Das Rauchgas der Gasturbine (Abgas) soll als perfektes Gas und mit den thermodynami-schen Daten wie reine Luft behandelt werden. cpAbgas = 1 kJ/(kgK). Hilfsmittel: h,s-Diagramm von Luft (siehe Aufgaben Kapitel 6). Für Wasser gelte verein-facht: cpWasser = 4,2 kJ/(kgK) Verdampfungsenthalpien und Sättigungsdrücke bzw. -temperaturen aus Dampftafel. Im Rahmen einer ersten Systemanalyse haben Sie die folgenden Teilaufgaben zu lösen: a) Austrittstemperatur T4 der Gasturbine. Der Druckverlust durch den nachgeschalteten

Abhitzekessel sei vernachlässigbar. b) Thermischer Wirkungsgrad der Gasturbinenanlage. c) Welche spezifische Wärme qWÜ wird übertragen, wenn das Abgas hierfür auf

TKühlGas = 200 °C abgekühlt wird (erste Annahme)? d) Geben Sie mögliche Gründe an, weshalb der Betreiber das Abgas nicht tiefer abküh-

len lassen möchte. e) Welcher Abgasmassenstrom der Gasturbine ist mindestens notwendig, um einen Bot-

toming Cycle zu betrieben, der einen thermischen Wirkungsgrad von 21,7 % (Wärmezu-fuhr von GT-Abgas ohne Zusatzfeuerung) hat und 68,6 MW mechanische Leistung ab-geben soll. Nehmen Sie für diese erste Abschätzung einen idealen Wärmeübertrager an.

f) Ist dieser Abgasmengenstrom mAbgas mit einer einzelnen GT neuester Bauart zu leisten? g) Bei welchem oberen Druck des Dampfturbinenprozesses (Eindruckprozess) wird das

Wasser Ihrer Erfahrung nach zweckmäßigerweise verdampft? Bitte kurze Begrün-dung.

h) Der Abhitzekessel (Wärmeübertrager) soll eine Grädigkeit von TGräd = 15 °C haben. Das Speisewasser habe beim Eintritt in Abhitzekessel schon eine Temperatur von TWein = 130 °C. Welcher Massenstrom mwasser des Bottoming Cycles ergibt sich unter diesen Randbedingungen und dem von Ihnen unter Pkt. g) gewählten Druck?

i) Welche maximale Dampfturbineneintrittstemperatur (Frischdampftemperatur) wird er-reicht?

j) Zeichnen Sie maßstäblich das Temperatur-Wärmediagramm des Wärmeübertragers (Abhitzkessel).

k) Welche Verbesserungsmöglichkeiten sehen Sie?

Literatur zu Kapitel 7 177

7.7 Zweidruckprozess ohne Zusatzfeuerung (Hilfsmittel: h,s-Diagramme von Luft aus Aufg. Kap. 6 und Wasser aus Aufg. Kap. 4; Dampftafel aus Aufg. Kap. 4) Daten der einfachen offenen Gasturbine: Umgebungszustand T1 = 20 °C, p1 = 1 bar; Druck vor Turbine: p3 = 11 bar; Abgastemp. T4 = 525 °C, Massenstrom des Abgases mabg = 288,5 kg/s; isentrope Wirkungsgrade: Turbine sGT = 90 %, Verdichter sV = 85 %; Brennstoff für Turbine: vollkommen schwefelfrei. Für eine erste überschlägige Rechnung (erster Schritt einer iterativen Berechnung) treffen Sie aufgrund Ihrer Erfahrung folgende Annahmen: Grädigkeit des Abhitzekessels: TGräd = 15 °C; Niederdruck-Verdampfung bei 3,7 bar, Hochdruck-Verdampfung bei 60 bar. Weiterhin nehmen Sie perfektes Gasverhalten an, wobei Sie das Abgas wie reine Luft be-handeln: cpAbgas = 1 kJ/(kgK); spez. Wärme von flüssigem Wasser: cpfl.Wasser = 4,2 kJ/(kgK). Sie haben zu ermitteln bzw. festzulegen: a) Gasturbinen-Eintrittstemperatur T3 (erste Näherung genügt). b) Wirkungsgrad der Gasturbinenanlage (ohne Abwärmenutzung) bei Vernachlässigung

von Druck- und sonstigen Verlusten in Brennkammer, Abhitzekessel und Leitungen. c) Auf welche Temperatur können Sie das Abgas im Abhitzekessel abkühlen lassen? d) Zeichnen Sie ein qualitatives Temperatur-Wärmediagramm für das wärmeabgebende

Fluid (Abgas) und das wärmeaufnehmende Fluid (Wasser/Wasserdampf) im Abhitze-kessel.

e) Welchen maximalen Massenstrom mDT der DT erhalten Sie, wenn das Speisewasser mit 60 °C in Abhitzekessel eintreten und das GT-Abgas auf 105 °C abgekühlt werden soll?

f) Der Dampfturbinen-Massenstrom soll auf ND- und HD-Teil im Verhältnis 1/3 aufge-teilt werden, d. h. mND = 0,25 · mDT, mHD = 0,75 · mDT. Auf welche Frischdampf-temperatur vor der HD-Turbine kommen Sie?

g) Welche Verbesserungsmöglichkeiten schlagen Sie für den nächsten Iterationsschritt der Optimierung vor?

h) Welche Leistung erzielt der GuD-Zweidruck-Prozess? Nehmen Sie den isentr. Wir-kungsgrad SDT der DT zu 85 % an. Welche Endnässen werden erreicht und wie beur-teilen Sie es? Die Arbeit der Speisewasserpumpe kann vernachlässigt werden.

i) Wie groß ist der therm. Gesamtwirkungsgrad des GuD-Prozesses? j) Zeichnen Sie die Schaltung des Prozesses.

Hinweis: Die Lösungen der Übungsaufgaben befinden sich am Ende des Buches hinter Kap. 20.

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