Verhalten einer Gasturbine mit sequentieller …edoc.sub.uni-hamburg.de/hsu/volltexte/2018/3184/pdf/...Verhalten einer Gasturbine mit sequentieller Verbrennung unter Abgasrezirkulations-und

Verhalten einer Gasturbinemit sequentieller Verbrennung unter Abgasrezirkulations-

und Oxyfuel-Bedingungen

Von der Fakultät für Maschinenbauder Helmut-Schmidt-Universität / Universität der Bundeswehr

zur Erlangung des akademischen Grades einesDoktor-Ingenieurs

genehmigte

Dissertation

vonFlorian Beenken

ausBerlin

Hamburg 2018

1. Gutachter: Prof. Dr.-Ing. Franz Joos2. Gutachter: Prof. Dr.-Ing. Alfons Kather

Datum der mündlichen Prüfung: 08.12.2017

VorwortDie vorliegende Arbeit entstand zum Großteil von 2012 bis 2016 während meiner Tätigkeit alswissenschaftlicher Mitarbeiter am Laboratorium für Strömungsmaschinen der Helmut-Schmidt-Universität/Universität der Bundeswehr Hamburg. Mein besonderer Dank gilt Prof. Dr.-Ing. FranzJoos, als Betreuer und Gutachter der vorliegenden Arbeit, für seine fachkundige Unterstützung.Des Weiteren möchte ich auch meinem Zweitgutachter Prof. Dr.-Ing. Alfons Kather danken.

Außerdem gilt mein Dank den Kollegen vom Laboratorium für Strömungsmaschinen, die mitvielen Gesprächen und ihren wertvollen Anregungen maßgeblich zum Gelingen der Arbeit bei-getragen haben.

Zuletzt möchte ich mich ganz herzlich bei meiner Familie bedanken. Bei meinen Eltern, diemir den Weg hierhin ermöglicht haben. Und vor allem bei meiner Frau die mir, insbesondere inden letzten eineinhalb Jahren, den Rücken freigehalten hat. Danke!

Hamburg, 2018

KurzfassungSoll das Treibhausgas Kohlenstoffdioxid aus dem Abgas von Gasturbinenkraftwerken abgetrenntwerden, kann dies in einer nachgeschalteten Rauchgaswäsche geschehen. Dabei hängt die Ef-fizienz dieser Anlagen von der Konzentration des Kohlenstoffdioxids im Abgas ab. Durch denEinsatz einer Abgasrezirkulation lässt sich das Kohlenstoffdioxid im Abgas anreichern. Ein an-dere Möglichkeit die Kohlenstoffdioxidkonzentration zu erhöhen ist der Oxyfuel-Prozess.

Um die Einflüsse der Abgasrezirkulation und des Oxyfuel-Prozesses auf den Betrieb einer Gas-turbine mit zweistufiger Verbrennung zu untersuchen, werden in dieser Arbeit sowohl numerischeSimulationen des thermodynamischen Kreisprozesses und der Verbrennung als auch experimen-telle Untersuchungen der Verbrennung durchgeführt.

Die Simulation des Kreisprozesses wurde mit einem selbst entwickelten Simulationstool durch-geführt. Es wurde zunächst ein Referenzprozess für den Betrieb der Gasturbine mit Luft definiertanhand dessen feste Randbedingungen für den Kreisprozess festgelegt wurden. Anschließendwurde der Kreisprozess unter Abgasrezirkulations- und Oxyfuel-Bedingungen für verschiedeneVerbrennungssauerstoffverhältnisse λO2 in den Brennkammern simuliert.

Für die experimentellen Versuche wurde ein Versuchsstand mit einer generischen Gasturbi-nenbrennkammer aufgebaut. In diesem wurden Verbrennungsversuche unter Abgasrezirkulati-onsbedingungen und mit einem stickstofffreien Oxidator aus Kohlenstoffdioxid und Sauerstoffdurchgeführt, um die Abgaszusammensetzung und Temperatur zu messen. Für die numerischeUntersuchung der Verbrennung wurden mit geeigneter Software die Flammengeschwindigkeitund die Zündverzugszeiten für verschieden Sauerstoffgehalte berechnet.

Die Ergebnisse zeigen, dass die thermodynamischen Eigenschaften des Oxidators durch dieveränderte Zusammensetzung stark beeinflusst werden und sich dies direkt auf die thermody-namischen Zustandsänderungen auswirkt, aus welchen sich der Kreisprozess zusammensetzt.So führte der Oxyfuel-Betrieb zu einem deutlich niedrigeren Druckverhältnis und einer höhe-ren Austrittstemperatur am Auslass der Gasturbine. Ebenso fällt die Leistung der Gasturbine abund es sinkt dabei der Nettowirkungsgrad. Die Ergebnisse für den Betrieb der Gasturbine unterAbgasrezirkulationsbedingungen weisen die selbe Tendenz auf, sind jedoch sehr viel schwächerausgeprägt.

Unter Abgasrezirkulationsbedingungen nimmt der Anteil des Kohlenstoffdioxids im Abgasdeutlich zu. Sein Anteil lässt sich mit 12 Vol.-% fast verdoppeln. Für den Oxyfuel-Prozess wur-de gezeigt, dass sich theoretisch Kohlenstoffdioxidkonzentrationen von fast 100 Vol.-% errei-chen lassen. Dafür würde jedoch reiner Sauerstoff benötigt, der in der Praxis aus wirtschaftli-chen Gründen nicht zur Verfügung steht. Deshalb wird ebenfalls dargestellt wie die erreichbareKohlenstoffdioxid-Konzentration von der Sauerstoffreinheit abhängt.

AbstractIf the greenhouse gas carbon dioxide should be separated from the flue gas of gas turbine powerplants, it can be removed in a downstream flue gas scrubbing. The efficiency of these systems aredepending on the carbon dioxide concentration. With flue gas recirculation, the carbon dioxidein the flue gas can be enriched. Another way to increase the carbon dioxide concentration is theoxyfuel process.

To study the effects of flue gas recirculation and oxyfuel process on the operation of a gasturbine with two-stage combustion, numerical simulations of the thermodynamic cycle and thecombustion process had been carried out. For further examination of the combustion process,experimental investigations of the combustion are shown in this work.

The thermodynamic cycle was calculated with a self-developed simulation tool. First of all,a reference process for the operation of the gas turbine with air was adjusted to values fromliterature. On this basis fixed boundary conditions for the cycle were defined. Then the cycle wassimulated under exhaust gas recirculation and oxyfuel conditions for different combustion oxygenratios λO2 in the combustion chambers.

For the experimental tests, a test stand with a generic gas turbine combustion chamber wasset up. In this, combustion tests were conducted under flue gas recirculation conditions and witha nitrogen-free oxidizer consisting of carbon dioxide and oxygen to measure the exhaust gascomposition and temperature. For the numerical investigation of the combustion, the flame speedand the ignition delay times for different oxygen concentrations were calculated with suitablesoftware.

The results show that the thermodynamic properties of the oxidizer are strongly influencedby the altered composition and this directly affects the thermodynamic states on which the thethermodynamic cycle is based. Thus, the oxyfuel operation led to a significantly lower pressureratio and a higher temperature at the outlet of the gas turbine. Similarly, the performance of thegas turbine drops and it decreases the net efficiency. The results for the operation of the gas turbineunder flue gas recirculation conditions have the same tendency, but are much less pronounced.

Under flue gas recirculation conditions, the ratio of carbon dioxide in the exhaust gas increasessignificantly. Its concentration can almost be doubled to 12 Vol.-%. For the oxyfuel process, ithas been shown that carbon dioxide concentrations of nearly 100 Vol.-% can be achieved theore-tically. However, this would require pure oxygen, which is not available in practice for economicreasons. Therefore, it is also shown how the achievable carbon dioxide concentration depends onthe oxygen purity.

Inhaltsverzeichnis

Abbildungsverzeichnis iii

Tabellenverzeichnis vii

Symbolverzeichnis ix

1 Einleitung 1

2 Grundlagen 32.1 Stand der Technik . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 32.2 Ziel der Arbeit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 52.3 Thermodynamische Grundlagen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 5

2.3.1 Thermodynamische Zustandsgrößen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 62.3.2 Reales Gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 82.3.3 Polytrope Zustandsänderung des Verdichters . . . . . . . . . . . . . . . 82.3.4 Polytrope Zustandsänderung der Turbine . . . . . . . . . . . . . . . . . 102.3.5 Turbineneintrittstemperatur (TIT) . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 10

2.4 Verbrennung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 112.4.1 Verbrennungssauerstoffverhältnis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 112.4.2 Adiabate Flammentemperatur . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 122.4.3 Laminare Flammengeschwindigkeit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 122.4.4 Stickoxid-Bildungsmechanismen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 12

2.5 Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 132.5.1 Joule-Prozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 142.5.2 Realer Prozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 152.5.3 Sequentielle Verbrennung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 152.5.4 Gas-und-Dampfturbinen-Kraftwerk . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 16

2.6 CO2-Sequestrierung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 172.6.1 Post-combustion mit Abgasrezirkulation . . . . . . . . . . . . . . . . . . 182.6.2 Oxyfuel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 19

3 Methodik 233.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses . . . . . . . . . . . . . . . . . . 24

3.1.1 Eingesetzte Hilfsmittel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 243.1.2 Modellierung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 263.1.3 Referenzgasturbine GT26 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 323.1.4 Referenzprozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 353.1.5 Anpassung des Modells an versch. Betriebszustände . . . . . . . . . . . 38

i

Inhaltsverzeichnis

3.2 Reaktionskinetische Studie der Verbrennung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 453.2.1 Cantera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 453.2.2 Reaktionsmechanismus GRI-Mech 3.0 . . . . . . . . . . . . . . . . . . 47

3.3 Verbrennungsversuche . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 473.3.1 Versuchsaufbau für Luft und Abgasrezirkulation . . . . . . . . . . . . . 483.3.2 Versuchsaufbau für Oxyfuel-Verbrennung . . . . . . . . . . . . . . . . . 493.3.3 Komponenten des Versuchsstandes . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 503.3.4 Messtechnik . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 553.3.5 Versuchsdurchführung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58

4 Ergebnisse 614.1 Einfluss auf das Arbeitsmittel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 624.2 Einfluss auf den Verdichter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 65

4.2.1 Eintrittszustand . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 654.2.2 Thermodynamische Eigenschaften des Arbeitsmittels . . . . . . . . . . . 664.2.3 Zustandsänderung und Austrittszustand . . . . . . . . . . . . . . . . . . 68

4.3 Einfluss auf die Turbinen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 694.3.1 Eintrittszustand Hochdruckturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 704.3.2 Zustandsänderung und Austrittszustand Hochdruckturbine . . . . . . . . 704.3.3 Eintrittszustand Niederdruckturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 714.3.4 Zustandsänderung und Austrittszustand Niederdruckturbine . . . . . . . 714.3.5 Einfluss auf den Arbeitsmittelmassenstrom . . . . . . . . . . . . . . . . 72

4.4 Einfluss auf das Sekundärluftsystem . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 744.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 75

4.5.1 Eintrittsbedingungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 754.5.2 Auswirkungen auf die Verbrennung in der EV-Brennkammer . . . . . . . 80

4.6 Einfluss auf die SEV-Brennkammer . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 944.6.1 Eintrittsbedingungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 944.6.2 Auswirkungen auf Verbrennung in der SEV-Brennkammer . . . . . . . . 97

4.7 Einfluss auf das Gesamtsystem Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1014.7.1 Elektrische Leistung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1014.7.2 Nettowirkungsgrad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1034.7.3 Auswirkungen auf den Abhitzedampfkraftprozess . . . . . . . . . . . . . 1034.7.4 Einfluss auf die CCS Anlage . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1054.7.5 Einfluss der Sauerstoffreinheit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 108

5 Zusammenfassung und Ausblick 111

Literaturverzeichnis 113A.1 Thermodynamische Zustände aus dem Kreisprozessmodell . . . . . . . . . . . . 119

ii

Abbildungsverzeichnis

2.1 Prinzipielle Darstellung der Zustandsänderung im Mittenschnitt eines Axialver-dichters und der dazu gehörenden polytropen Zustandsänderung im T ,s-Diagramm[17] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 8

2.2 Verschiedene Definitionen von Turbineneintrittstemperaturen in einem schemati-schen T ,s-Diagramm nach [43] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 11

2.3 Schaltbild einer einfachen Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 142.4 Joule-Prozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 142.5 Zwischenerhitzung einer Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 162.6 Der Gas- und Dampfkraftprozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 172.7 Schema der Abgasrezirkulation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 182.8 Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Systemgrenze . . . . . . . . . . . . . . . 192.9 Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Verdichter . . . . . . 212.10 Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Brennkammer . . . 21

3.1 Brennkammerbilanz . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 283.2 Bilanz der Mischung des Arbeitsmittels mit dem Kühlmedium der Turbine . . . . 293.3 Die GT26 der Firma Alstom [5] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 323.4 Schema der GT26 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 323.5 Schema des Sekundärluftsystems der GT26 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 343.6 Berechnetes Sankey-Diagramm der Arbeitsmittel und Zapfluftmassenströme un-

ter Referenzbedingungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 343.7 Thermodynamisches Modell des Referenzprozesses der GT26 mit Umgebungs-

bedingungen TUmg = 10 ◦C, pUmg = 1,013 bar und ϕrel Umg = 83 % . . . . . . . . 373.8 Ergebnisse des thermodynamischen Kreisprozesses für den konventionellen Be-

trieb mit Luft bei Umgebungsbedingungen nach ISO 2314 [1] . . . . . . . . . . 423.9 Ergebnisse des thermodynamischen Kreisprozesses für einen Betrieb unter Ab-

gasrezirkulationsbedingungen mit FGR = 0,48 bei Umgebungsbedingungennach ISO 2314 [1] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 44

3.10 Ergebnisse des thermodynamischen Kreisprozesses für einen Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe von Sauerstoff vor dem Verdichter und einemSauerstoffverhältnis in der SEV-Brennkammer von λO2 = 1,01 . . . . . . . . . . 45

3.11 Schema des Versuchsstandes für Abgasrezirkulationsversuche . . . . . . . . . . 483.12 Schema des Versuchsstandes für Oxyfuelversuche . . . . . . . . . . . . . . . . . 503.13 Obere Ebene des Versuchsstandes mit Regelventilen, Seitenkanalverdichter, Brenn-

wertkessel und Kühlkreisläufen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 513.14 Schematische Darstellung der Einlaufstrecke mit der Brennkammer [24] . . . . . 523.15 Schnitt durch ein Modell der Brennkammer [25] . . . . . . . . . . . . . . . . . . 533.16 Schnittansichten des Brenners [24] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 53

iii


3.17 Brennerhals [48] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 543.18 Flammrohr der Brennkammer mit Zugängen für Messtechnik [25] . . . . . . . . 54

4.1 Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die Gasturbine . . . . . . . . 634.2 Konzentration des Kohlenstoffdioxids im Arbeitsmittel am Eintritt in den Verdichter 644.3 Dichte des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter . . . . . . . . . . . . . . 654.4 Temperatur des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter . . . . . . . . . . . . 664.5 Isobare Wärmekapazität des Arbeitsmittel am Eintritt in den Verdichter . . . . . 674.6 Isentropenexponent des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter . . . . . . . 674.7 Druck des Arbeitsmittels am Austritt aus dem Verdichter . . . . . . . . . . . . . 684.8 Temperatur des Arbeitsmittels am Austritt aus dem Verdichter . . . . . . . . . . 694.9 Druck des Arbeitsmittels am Austritt aus der Hochdruckturbine . . . . . . . . . . 704.10 Temperatur des Arbeitsmittels am Austritt aus der Hochdruckturbine . . . . . . . 714.11 Temperatur des Arbeitsmittels am Austritt aus der Niederdruckturbine . . . . . . 724.12 Schallgeschwindigkeit des Arbeitsmittels am Eintritt in die Niederdruckturbine . 734.13 Volumenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die Niederdruckturbine . . . . . 734.14 Massenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die Niederdruckturbine . . . . . . 744.15 Wärmekapazität des Arbeitsmittels am Austritt aus der EV-Brennkammer . . . . 754.16 Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die EV-Brennkammer nach

Zugabe des Brennstoffs und des Sauerstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 764.17 Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel am Eintritt in die EV-Brennkammer oh-

ne Berücksichtigung des Brennstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 774.18 Temperatur des Arbeitsmittels am Eintritt in die EV-Brennkammer nach Zugabe

des Sauerstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 784.19 Volumenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die EV-Brennkammer . . . . . . 794.20 Relative Aufenthaltszeit des Arbeitsmittels in der EV-Brennkammer bezogen auf

die Aufenthaltszeit bei einem Betrieb mit Luft . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 794.21 Temperatur über der Zeit für Luft und Abgasrezirkulation in der EV-Brennkammer

bei Tein = 873 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 814.22 Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation der Abgasrezirkulation bei Tein =

873 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 814.23 Äquivalenzverhältnis in der EV-Brennkammer aus dem Kreisprozessmodell und

bei den Experimenten gemessen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 824.24 Experimentelle Untersuchung der Emissionen am Austritt einer generischen Gas-

turbinenbrennkammer mit ṁBS = 0,0355kgs und Tad = 1350

◦C . . . . . . . . . 834.25 Experimentelle Untersuchung der Kohlenstoffdioxid- und Sauerstoffkonzentra-

tionen am Austritt einer generischen Gasturbinenbrennkammer . . . . . . . . . . 844.26 CO-Konzentration über der Zeit für verschiedene Rezirkulationsraten bei einem

Anfangszustand von p = 1,013 bar, T = 1273 ◦C und φ entsprechend Abbildung4.23 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 85

4.27 Zündverhalten für Luft und Oxyfuel-Bedingungen mit Sauerstoffzugabe vor Ver-dichter bei Eintrittstemperatur von Tein = 873 K in die EV-Brennkammer . . . . 86

4.28 Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation des CO2/O2-Gemisches und ei-ner Initialtemperatur von Tein = 873 K über dem Äquivalenzverhältnis . . . . . . 87

iv


4.29 Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation der Eintrittstemperatur für einCO2/O2-Gemische mit xO2 = 17,5 Vol.-% und pein = 1,013 bar über dem Äqui-valenzverhältnis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 88

4.30 Konzentration von O2 und CO über dem Verbrennungssauerstoffverhältnis λO2für verschiedene Arbeitsmittelzusammensetzungen . . . . . . . . . . . . . . . . 90

4.31 CO-Konzentration über dem Restsauerstoffgehalt . . . . . . . . . . . . . . . . . 924.32 Kohlenmonoxidkonzentration im Gleichgewicht für das Brennstoff-/Oxyfuelar-

beitsmittelgemisch bei Tad = 1600 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 924.33 Gemessene Kohlenstoffmonoxidkonzentration logarithmisch aufgetragen über der

Temperatur im Austritt der Brennkammer mit Angabe des SauerstoffverhältnissesλO2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 93

4.34 Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die SEV-Brennkammer nachZugabe des Brennstoffs und des Sauerstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 94

4.35 Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel am Eintritt in die SEV-Brennkammernach Zugabe des Sauerstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 95

4.36 Temperatur des Arbeitsmittels am Eintritt in die SEV-Brennkammer . . . . . . . 964.37 Volumenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die SEV-Brennkammer . . . . . 964.38 Relative Aufenthaltszeit des Arbeitsmittels in der SEV-Brennkammer bezogen

auf die Aufenthaltszeit bei einem Betrieb mit Luft . . . . . . . . . . . . . . . . . 974.39 Temperatur über der Zeit für Luft und Abgasrezirkulation bei einer Eintrittstem-

peratur in die SEV-Brennkammer von 1173 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 984.40 Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation der Abgasrezirkulation von Luft

bei Tein = 1173 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 994.41 Vergleich der Zündverzugszeit beim Betrieb mit Luft und unter Oxyfuel-Bedin-

gungen anhand des Temperaturverlaufes für die Eintrittsbedingungen der SEV-Brennkammer, wie sie sich aus dem Kreisprozessmodell ergeben . . . . . . . . . 99

4.42 Temperatur über der Zeit für Luft und Oxyfuel-Verbrennung für die SEV-Brenn-kammer bei gleicher Eintrittstemperatur Tein = 1173 K mit Druck und Zusam-mensetzung aus Kreisprozessmodell . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 100

4.43 Flammengeschwindigkeit Temperaturvariation für Luft . . . . . . . . . . . . . . 1014.44 Systemgrenze um die Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1024.45 Elektrische Nettoleistung der Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1024.46 Relativer Nettowirkungsgrad der Gasturbine bezogen auf den Betrieb bei Luft . . 1034.47 Massenstrom des Arbeitsmittels am Austritt aus der Gasturbine . . . . . . . . . . 1044.48 Enthalpiestrom, der am Austritt der Gasturbine mit dem Abgas an den Abhitze-

dampfprozess übertragen wird, bezogen auf den Betrieb mit Luft . . . . . . . . . 1054.49 Zusammensetzung des Abgases am Austritt aus der Gasturbine . . . . . . . . . . 1054.50 Kohlenstoffdioxidkonzentration im trockenen Abgas . . . . . . . . . . . . . . . 1064.51 Sauerstoffkonzentration im trockenen Abgas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1074.52 Massenstrom des Arbeitsmittels zur Kohlendioxidabtrennung . . . . . . . . . . . 1084.53 Auswirkungen der Sauerstoffreinheit auf die Konzentration von Kohlenstoffdi-

oxid im Abgas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 1094.54 Auswirkungen der Variation der Sauerstoffreinheit auf die Zusammensetzung des

trockenen Abgases . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 109

v

Tabellenverzeichnis

3.1 Definition der thermodynamischen Zustände . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 263.2 Technische Daten der GT26 [4] Status 2014 bei ISO-Bedingungen von 15 ◦C und

ϕrel = 60 % . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 333.3 Technische Daten der GT26 in Block D des GuD-Kraftwerks Lingen Status 2009

bei 10 ◦C und ϕrel = 83 % . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 333.4 Randbedingungen Referenzprozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 363.5 Änderungsfaktoren des benötigten Kühlluftmassenstroms für die EV-Brennkam-

mer (EV), das Leitrad der Hochdruckturbine (HDT), der SEV-Brennkammer (SEV)und dem Leitrad der Niederdruckturbine (NDT) nach Kuhröber [40] . . . . . . . 43

3.6 Einsatz und Messbereich der verwendeten Drucksensoren . . . . . . . . . . . . . 563.7 Einsatz und Messbereich der verwendeten Massendurchflussregler . . . . . . . . 573.8 Messbereich und Messverfahren der AMA 1800 . . . . . . . . . . . . . . . . . . 58

4.1 Stoffwerte für Moleküle des Arbeitsmittels bei T0 = 298,15 K und p0 = 1 barnach [9] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 64

4.2 Sauerstoffverhältnis und Restsauerstoffgehalt bei Erreichen der Löschgrenze fürverschiedene Oxyfuel-Arbeitsmittel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 91

A.1 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mitdem Kreisprozessmodell für Luft aus der Umgebung bei ISO2314-Standardbe-dingungen [1] als Arbeitsmittel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 122

A.2 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine für den Be-trieb bei einer Abgasrezirkulationsrate von FGR = 0,24 . . . . . . . . . . . . . 123

A.3 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine für den Be-trieb bei einer Abgasrezirkulationsrate von FGR = 0,48 . . . . . . . . . . . . . 124

A.4 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mitdem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einerZugabe des Sauerstoffs vor dem Verdicher und einem Verbrennungssauerstoff-verhältnis von λO2 SEV = 1,01 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 125

A.5 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mitdem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einerZugabe des Sauerstoffs vor dem Verdicher und einem Verbrennungssauerstoff-verhältnis von λO2 SEV = 1,20 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 126

A.6 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mitdem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einerZugabe des Sauerstoffs vor den Brennkammern und einem Verbrennungssauer-stoffverhältnis von λO2 = 1,01 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 127

vii

Symbolverzeichnis

A.7 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mitdem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einerZugabe des Sauerstoffs vor den Brennkammern und einem Verbrennungssauer-stoffverhältnis von λO2 = 1,20 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 128

viii

Symbolverzeichnis

A Fläche / m2

a Schallgeschwindigkeit / msc Strömungsgeschwindigkeit im Absolutsystem / mscT isotherme spezifische Wärmekapazität / kJkg PaD Durchmesser / mE Exponent / 1FGR Abgasrezirkulationsrate / 1H Enthalpie / kJh spezifische Enthalpie / kJkgḢ Enthalpiestrom / MWHu Heizwert / kJkgM Molmasse / kgkmolṁ Massenstrom / kgsMa Machzahl / 1n Polytropenexponent / 1omin Mindestsauerstoffbedarf / 1p Totaldruck / barq spezifische Wärme / kJkgR spezifische Gaskonstante / kJkg Ks spezifische Entropie / kJkg KSL laminare Flammengeschwindigkeit / msSN Drallzahl / 1ST turbulente Flammengeschwindigkeit / msT Temperatur / Kt Zeit / su Umfangsgeschwindigkeit / msV̇ Volumenstrom / m

3

s

v spezifisches Volumen / m3

kg

w Strömungsgeschwindigkeit im Relativsystem / msx Molenbruch / Vol.-%y spezifische Strömungsarbeit / kJkg

ix

Symbolverzeichnis

y Massensbruch / kgkgZ Realgasfaktor / 1Griechische Symboleη Wirkungsgrad / %κ Isentropenexponent / 1λ Verbrennungssauerstoffverhältnis / 1νpol Polytropenverhältnis / 1π Druckverhältnis / 1ρ Dichte / kgm3φ Äquivalenzverhältnis / 1Abkürzungen und IndizesABB Asea Brown BoveriAbg AbgasAHDE AbhitzedampferzeugerMEA MonoethanolaminAMA AbgasmessanlageAM ArbeitsmittelAR ArgonAus AustrittBK BrennkammerBP BetriebspunktBS BrennstoffGuD-KW Gas-und-Dampfturbinen-Kraftwerkint internBWK BrennwertkesselCCS Carbon (Dioxide) Capture and StorageCO2 KohlenstoffdioxidCO KohlenstoffmonoxidEin Eintrittel elektrischEOR Enhanced Oil RecoveryEV Environmental (Erste Brennkammer der GT26)FGR Abgasrezirkulationsrateges gesamtGGW (chemisches) GleichgewichtGT GasturbineH2O WasserHDT Hochdruckturbine

x

Symbolverzeichnis

i Komponente iIR InfrarotKL KühlluftK KühlL laminarmin mindest-N2 Stickstoffn nachNDT NiederdruckturbineNO StickstoffmonoxidNOx StickoxideO2 SauerstoffRef ReferenzSEV Sequential Environmental (Zweite Brennkammer der GT26)st stöchiometrischtat tatsächlichTIT TurbineneintrittstemperaturT TurbineUHC unverbrannte KohlenwasserstoffeUmg UmgebungURAS Ultrarot Absorptions-SchreiberV Verdichterv vorZL ZapfluftZM Zapfmedium

xi

Kapitel 1

Einleitung

Der Weltklimarat kommt in seinem fünften Sachstandsbericht zu der Erkenntnis, dass es extremwahrscheinlich ist, dass der menschliche Einfluss der Hauptgrund für die seit 1950 beobachteteglobale Erwärmung ist [58]. Infolgedessen wurde auf der UN-Klimakonferenz in Paris 2015 be-schlossen, den globalen Temperaturanstieg möglichst auf 1,5 ◦C über dem vorindustriellen Niveauzu begrenzen, um Risiken und Auswirkungen des Klimawandels deutlich zu reduzieren [61]. Da-zu müssen die Treibhausgasemissionen zwischen 2045 und 2060 auf Null reduziert werden [51].

Die Energieversorgung wird auch in den nächsten Jahrzehnten noch zu einem großen Teil aufder Verbrennung fossiler Energieträger basieren. In Kombination mit der Abtrennung und Spei-cherung von CO2 (CCS-Technologie) könnte sich die Verbrennung von Gas zu einer CO2-armenTechnologie entwickeln und eine wichtige Rolle bei der Reduzierung der Treibhausgase einneh-men [2].

Bei der Erzeugung von einer kW h thermischer Energie aus Erdgas, werden etwa 200 g CO2freigesetzt. Aufgrund des niedrigeren Kohlenstoff/Wasserstoff-Verhältnisses ist dieser Wert er-heblich niedriger als bei Steinkohle mit etwa 340 gkW h und Braunkohle mit über 370

gkW h . Hinzu

kommt, dass sich bei der Stromerzeugung aus Erdgas in Gas-und-Dampfturbinen-Kraftwerken(GuD-Kraftwerken) Bruttowirkungsgrade von etwa 60 % erreichen lassen [64]. Im Gegensatz da-zu sind bei kohlebefeuerten Dampfkraftwerken zur Zeit Wirkungsgrade bis 45 % erreichbar [7].

Die Kombination aus niedrigeren spezifischen, auf den Energieinhalt bezogenen CO2-Emissi-onen und höherem Nettowirkungsgrad, führt zu deutlich niedrigeren CO2-Gesamtemissionen. DieCO2-Gesamtemissionen der Stromerzeugung in deutschen GuD-Kraftwerken, die inklusive derEmissionen, die bei Bau, Betrieb, Wartung, Reparaturen und Entsorgung der Anlagen freigesetztwerden, liegen zwischen 400 und 550 gkW h . Damit sind diese um etwa die Hälfte niedriger als dieCO2-Gesamtemissionen der Stromerzeugung in deutschen Kohlekraftwerken, die zwischen 750und 1200 gkW h liegen [62].

Trotzdem gibt es Szenarien, in denen der Einsatz von Gasturbinenkraftwerken in Kombinationmit der CCS-Technologie wirtschaftlichen Sinn hat. Dies ist der Fall, wenn die Gaspreise, z.B.durch größere Verfügbarkeit bei der Nutzung von Schiefergas sinken und gleichzeitig die CO2-

1

Kapitel 1 Einleitung

Kosten steigen, z.B. zur Erreichung von politisch vorgegebenen Klimazielen.Soll in einem Gasturbinenkraftwerk ein Großteil des bei der Verbrennung des Erdgases ent-

stehenden CO2 abgetrennt werden, gibt es neben der schlichten Abtrennung aus dem Abgas ver-schiedene Konzepte, trotzdem hohe Gesamtwirkungsgrade zu erreichen. Eine Möglichkeit be-steht darin, das Abgas der Gasturbine zu rezirkulieren, wodurch im Abgas der Gasturbine höhereCO2-Konzentrationen erreicht werden, die wiederum die Effizienz der anschließenden Abtren-nung steigern. Eine andere Methode ist die Oxyfuel-Verbrennung. Dabei wird die Gasturbine miteinem Arbeitsmittel ohne den Stickstoff aus der Luft betrieben. Dadurch erhält man ein Abgas,aus dem im Idealfall vor der Speicherung nur noch der Wasserdampf durch Kondensation abge-schieden werden muss.

2

Kapitel 2

Grundlagen

In diesem Kapitel sollen die für das Verständnis der Arbeit notwendigen Grundlagen vermitteltwerden. Dazu werden zunächst der aktuelle Stand der Technik und die daraus resultierenden Zieleder Arbeit dargestellt. Anschließend folgen grundlegende Zusammenhänge aus dem Bereich derThermodynamik und es werden die Grundlagen der Verbrennung erläutert, bevor das Kapitel mitder Erläuterung der Abscheidung des Kohlenstoffdioxids schließt.

2.1 Stand der Technik

Während die Abgasrezirkulation und der Oxyfuel-Prozess im Bereich der Verbrennung von Koh-le schon seit langem Gegenstand intensiver Forschung sind, wurden diese Prozesse bei der Ver-brennung von Erdgas oder anderen Brennstoffen in Gasturbinen noch vergleichsweise wenig er-forscht.

Kvamsdal et al. [42] haben neun Konzepte zur Kohlenstoffdioxid-Abtrennung bei erdgasgefeu-erten Gasturbinen verglichen. Dabei stellte sich bei allen untersuchten Konzepten noch ein großerEntwicklungsbedarf heraus. Ein aussichtsreiches Konzept ist der Oxyfuel-Betrieb einer Gastur-bine, bei dem der Bereich der Brennkammer jedoch noch großer Weiterentwicklung bedarf.

Sanz et al. [54] haben den Oxyfuel-Prozess einem Graz-Cycle mit Kohlenstoffdioxid-Abtren-nung gegenübergestellt, da sich mit beiden Prozessen hohe Wirkungsgrade erreichen lassen. Dazuwurden die Kreisprozesse mit einem entsprechenden Simulationstool berechnet und anschließendeiner wirtschaftlichen Betrachtung unterzogen. Dabei zeigte sich, dass die mit dem Graz-Cycleerreichbaren Kohlenstoffdioxid-Vermeidungskosten etwa 5 e pro Tonne abgeschiedenem Koh-lenstoffdioxid niedriger sind als beim Oxyfuel-Prozess.

Sundkvist et al. [31] haben zwei Oxyfuel-Gasturbinen-Kreisprozesse im 125 MW-Bereich beiunterschiedlichen Feuchten im Arbeitsmittel mit dem Ziel der Entwicklung einer Demonstrati-onsanlage untersucht. Die Kreisprozesse wurden dabei mithilfe einer Prozesssimulationssoftwareanalysiert. Als Randbedingung wurde die Turbinenaustrittstemperatur vorgegeben. Dies führte

3

Kapitel 2 Grundlagen

zu einem erheblich höheren Druckverhältnis als bei einer konventionellen Gasturbine, für die ei-ne zweistufige Verdichtung angenommen wurde. Es zeigte sich, dass bei dem Prozess mit derniedrigeren relativen Feuchte erheblich bessere Wirkungsgrade möglich sind. Eine Änderung derAustrittstemperatur hatte im Gegensatz dazu keinen großen Einfluss auf den Wirkungsgrad.

Die Verbrennung von Erdgas oder Methan mit Sauerstoff und rezirkuliertem Arbeitsmittelweicht von der Verbrennung in Luft deutlich ab. So führt die Verbrennung unter Oxyfuel-Beding-ungen zunächst zu höheren Flammengeschwindigkeiten, höheren Flammentemperaturen und an-deren Stabilitätsgrenzen. Während die Verbrennung von Kohle unter Oxyfuel-Bedingungen schonseit längerem Gegenstand der Forschung ist, ist die Verbrennung von Erdgas unter Oxyfuel-Be-dingungen noch verhältnismäßig wenig erforscht. So gibt es bisher kaum Erkenntnisse über dasDesign und den zuverlässigen Betrieb von Gasturbinen-Brennkammern unter Oxyfuel-Beding-ungen [52].

Ziel der Verbrennung unter Oxyfuel-Bedingungen ist eine hohe Stabilität und niedrige Ein-trittstemperaturen in die Turbine. Dies lässt sich nach Liu et al. [46] durch eine Optimierung derSauerstoffkonzentration im Oxidator aus Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff erreichen. So soll derArbeitsmittelstrom oberhalb des Brenners eine Sauerstoffkonzentration von 24 Vol.-% bei einerTemperatur von 520 K besitzen. Kutne et al. [41] haben die Stabilität drallstabilisierter MethanFlammen in einem Arbeitsmittel aus Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff mit Sauerstoffkonzentra-tionen von 20 bis 40 Vol.-% und einem Äquivalenzverhältnis von 0,5 bis 1 untersucht. Sie gebenan, dass es selbst unter stöchiometrischen Bedingungen nicht möglich war, den Brenner mit Sau-erstoffkonzentrationen unter 22 Vol.-% zu betreiben. Amato et al. [6] haben ebenfalls die Stabi-lität der drallstabilisierten Verbrennung von Methan unter Oxyfuel-Bedingungen untersucht. Siekamen zu dem Ergebnis, dass die Stabilitätsgrenzen unter Oxyfuel-Bedingungen bei atmosphä-rischen Bedingungen im Vergleich zu der Verbrennung mit Luft enger werden. Außerdem wirddie Löschgrenze im Vergleich zu Luft schon bei um 300 K höheren Temperaturen erreicht. Dieseparate Zuführung von Brennstoff und dem Oxidator aus Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff wur-de von Shi et al. [56] untersucht. Dabei wurden der Brennstoff und der Oxidator dem Brennraumüber verschiedenen Schlitze zugeführt. Es zeigte sich, dass sich eine höhere Stabilität erreichenlässt, wenn ein Teil des Kohlenstoffdioxids mit dem Brennstoff zugeführt wird.

Choi et al. [20] haben Versuche mit einer turbulenten Freistrahlflamme mit Methan und reinemSauerstoff durchgeführt. Sie konnten zeigen, dass die Löschgrenzen im Gegensatz zu einer Flam-me mit Luft als Oxidator weiter auseinanderliegen. Weitere Stabilitätsuntersuchungen an drallbe-hafteten Freistrahlflammen wurden von Habib et al. [32] und Runyon et al. [52] durchgeführt. Siekonnten eine hohe Stabilität bei einem Äquivalenzverhältnis von φ = 0,65 nachweisen, wobeibei diesem Äquivalenzverhältnis selbst bei höheren Massenströmen im Oxidator mindestens einSauerstoffgehalt von 21 Vol.-% vorliegen musste.

In [39] wurde die Oxyfuel-Verbrennung in einer Rohrbrennkammer mittels numerischer Strö-

4

2.2 Ziel der Arbeit

mungssimulation untersucht. Dabei wurden als Brennstoffe Propan und Syngas und als Oxidatorzwei Sauerstoff/Kohlenstoffdioxidmischungen verwendet. Allerdings erfolgte eine Validierungdes Modells nur für den Betrieb mit Luft.

Es besteht also noch ein großer Forschungsbedarf im Bereich der Verbrennung unter Oxyfuel-Bedingungen in Gasturbinenbrennkammern. Diese Arbeit soll helfen, diese Lücke ein Stück weitzu schließen.

2.2 Ziel der Arbeit

Wird elektrische Energie aus Erdgas erzeugt, entsteht bei der Verbrennung Kohlenstoffdioxid.Soll dieses nach der Verbrennung abgeschieden werden, stehen dafür verschiedene Technikenzur Verfügung. Die aktuell verfügbaren Abscheidetechnologien haben jedoch alle gemein, dassder Preis je abgeschiedener Tonne Kohlenstoffdioxid stark von der Kohlenstoffdioxidkonzentra-tion im Abgas abhängt. Deshalb sollen in dieser Arbeit verschiedene technische Möglichkeitenuntersucht und verglichen werden, mit denen es möglich ist, die Kohlenstoffdioxidkonzentrationim Abgas zu erhöhen.

Dazu soll anhand einer am Markt verfügbare Heavy-Duty-Gasturbine untersucht werden, wel-che Kohlenstoffdioxidkonzentrationen sich bei dem Betrieb der Gasturbine mit Abgasrezirkulati-on und durch den Einsatz des Oxyfuel-Prozesses erreichen lassen. Die Hardware der Gasturbinesoll dabei so wenig wie möglich geändert werden. Die erreichbaren Kohlenstoffdioxidkonzentra-tionen hängen stark von den Prozessparametern des Kreisprozesses und der Verbrennung in denbeiden Brennkammern der Gasturbine ab. Um die Verbrennung detailliert zu betrachten, werdenneben der theoretischen Analyse der Verbrennungsprozesse auch experimentelle Untersuchun-gen an einer generischen Gasturbinenbrennkammer durchgeführt. Diese dienen dazu, den Stabi-litätsbereich und die Kohlenstoffdioxidkonzentrationen, die sich bei einer stabilen Verbrennungerreichen lassen, zu untersuchen.

Des Weiteren hat die Reinheit des eingesetzten Sauerstoffs beim Oxyfuel-Prozess einen großenEinfluss auf die erreichbare Kohlenstoffdioxidkonzentration am Austritt aus der Gasturbine. Die-ser Einfluss wird durch das Simulieren des thermodynamischen Kreisprozesses mit verschiedenenReinheiten des eingesetzten Sauerstoffs analysiert.

2.3 Thermodynamische Grundlagen

In diesem Abschnitt werden die für das Verständnis der Arbeit nötigen thermodynamischen Zu-sammenhänge dargestellt.

5


2.3.1 Thermodynamische Zustandsgrößen

Um den thermodynamischen Zustand eines homogenen Fluides eindeutig zu beschreiben, sindzwei intensive Zustandsgrößen nötig. Intensive Größen sind Zustandsgrößen, die sich bei unter-schiedlicher Größe des Systems nicht ändern, wie zum Beispiel die Temperatur T , der Druck poder die Dichte ρ.

Um auch die Größe des Systems anzugeben, wird außerdem eine extensive Zustandsgrößebenötigt [19]. Extensive Größen sind Zustandsgrößen, die sich mit der Größe des betrachtetenSystems ändern, wie zum Beispiel die Masse m oder die Stoffmenge n. Während die Masse mdurch Wägen bestimmt wird, ist die Stoffmenge n ein Maß für die Anzahl der Teilchen. Dabei hatman die Menge Teilchen, aus denen 12 kg des Kohlenstoff-Isotops 12C bestehen, als ein Kilomol(kmol) definiert.

Die Stoffmenge n und die Masse m sind über die Molmasse

M =m

n(2.1)

verknüpft.

Werden, wie bei den Strömungsmaschinen, offene Systeme betrachtet, braucht man Größen,die die Mengenströme beschreiben, die über die Systemgrenze fließen. Dazu bezieht man dieMengengrößen auf die Zeit. Damit erhält man den Stoffmengenstrom ṅ, der auch als Molenstrombezeichnet wird. Entsprechendes gilt für den Massenstrom ṁ.

Liegen die Stoffe nicht mehr in reiner Form, sondern als Stoffgemisch vor, benötigt man Grö-ßen, um deren Zusammensetzung zu beschreiben. Dabei werden die Bestandteile als Komponen-ten bezeichnet. Ein Gemisch, das sich aus den Komponenten A, B, C, ... zusammensetzt, hat dieGesamtmasse

mges = mA +mB +mC + . . . =∑

mi, (2.2)

die sich aus den Komponentenmassenmi zusammensetzt. Gleiches gilt für die Stoffmengenbilanz

nges = nA + nB + nC + . . . =∑

ni. (2.3)

Den Anteil einer Komponente i am Gemisch kann man als Massenanteil, auch Massenbruch

yi =mimges

(2.4)

6


genannt, angeben oder entsprechend durch den Molanteil oder Molenbruch

xi =ninges

. (2.5)

Die Umrechnung zwischen dem Molen- und dem Massenbruch erfolgt über die Molmassen derKomponente Mi und des Stoffgemischs

Mges =∑

(Mi · xi) (2.6)

mit

yi = xi ·MiMges

. (2.7)

Neben den extensiven und intensiven Zustandsgrößen wird weiterhin zwischen den thermi-schen Zustandsgrößen, zum Beispiel T , p und V , die direkt gemessen werden können, und denkalorischen Zustandsgrößen, zum Beispiel der spezifischen inneren Energie u, die berechnet wer-den müssen, unterschieden. Weitere kalorische Zustandsgröße sind die spezifische Enthalpie

h ≡ u+ p · v (2.8)

und die spezifische Entropie s. Spezifisch heißt hier, auf die Masse m des Fluides bezogen.

Einige partielle Differentiale von u und h haben historisch begründete Namen [12]:

• Spezifische Wärmekapazität cv bei konstantem Volumen (isochore Wärmekapazität):

cv ≡∂u

∂T|v=const (2.9)

• Spezifische Wärmekapazität cp bei konstantem Druck (isobare Wärmekapazität):

cp ≡∂h

∂T|p=const (2.10)

• Spezifische Wärmekapazität cT bei konstanter Temperatur (isotherme Wärmekapazität):

cT ≡∂h

∂p|T=const (2.11)

• Isentropenexponent κ als Verhältnis der Wärmekapazitäten cp und cv

κ ≡ cpcv

(2.12)

7


• Schallgeschwindigkeit a

a =

√∂p

∂ρ|s=const (2.13)

2.3.2 Reales Gas

In der Thermodynamik wird häufig mit der Vereinfachung des idealen Gases gearbeitet, um diebeschreibenden Gleichungen des thermodynamischen Zustandes analytisch lösen zu können. Ei-ne mögliche Alternative dazu ist das reale Gas, bei dem es sich immer noch um ein Modellhandelt. Bei dem Modell des realen Gases werden die Gasteilchen nicht als Punktmasse angese-hen, sondern es werden die endliche Ausdehnung der Teilchen und Anziehungskräfte zwischenden Teilchen berücksichtigt. Für die Beschreibung des thermodynamischen Zustands eines rea-len Gases gibt es eine Vielzahl von Zustandsgleichungen. In dieser Arbeit wird für die Berech-nung der Zustände des Arbeitsmittels und des Brennstoffs das Programm Refprop verwendet. Esverwendet die genausten verfügbaren Gleichungen, um die thermodynamischen Daten und dieTransporteigenschaften für industriell bedeutende Fluide und deren Mischungen bereitzustellen[45].

2.3.3 Polytrope Zustandsänderung des Verdichters

Die wirkliche Zustandsänderung in einem Verdichter, insbesondere in einer einzelnen Stufe, lässtsich sowohl experimentell als auch theoretisch nur sehr schwer erfassen. Es ist offensichtlich, dassdie Druckänderung in einer Turbomaschine, vor allem in einer Stufe nicht kontinuierlich erfolgt.In Abbildung 2.1 ist der Verlauf der Zustandsänderung in einer Verdichterstufe dargestellt. Da

s

p = con

st

A

p = c

onst

E

Wirklicher Verlauf derZustandsänderung ineinem realen Verdichter

AngenäherterVerlauf der wirk-lichen Zustands-änderung durch eine sog. POLY-TROPE

T A

E

Abbildung 2.1: Prinzipielle Darstellung der Zustandsänderung im Mittenschnitt eines Axial-verdichters und der dazu gehörenden polytropen Zustandsänderung im T ,s-Diagramm [17]

für eine Integration der Gibbsschen Gleichung der Verlauf der zu integrierenden Funktion v(p)

8


bzw. T (s) längs des Integrationsweges bekannt sein muss, hat es sich in der Praxis als probaterwiesen, den wirklichen Verlauf durch einen einfach zu approximierenden theoretischen Zu-standsänderungsverlauf zu beschreiben. Dieser wird dadurch definiert, dass längs des Zustands-änderungsweges für alle infinitesimalen Wegelemente das Verhältnis der Enthalpieänderung dhzur spezifischen Strömungsarbeit dy = v · dp konstant sein soll. [17]

Für reale Gase gilt damit nach [12] für eine Änderung der thermischen Zustandsgrößen p undT die polytrope Zustandsänderung mit dem Polytropenverhältnis

νpol :=dh

v · dp(2.14)

νpol · v · dp =dh (2.15)

dh =∂h

∂T|p=const · dT +

∂h

∂p|T=const · dp = cp · dT + cT · dp (2.16)

dT =νpol · v − cT

cp· dp. (2.17)

Die Integration über ein Druckintervall von p1 nach p2 ergibt

T2 = T1 +

∫ p2p1

νpol · v − cTcp

· dp, (2.18)

woraus sich nach iterativer numerischer Integration die analytische Lösung

T2 = T1 ·(p2p1

)E12(2.19)

mit dem Exponenten E12 ergibt. Näherungsweise kann E12 nach [12] als arithmetischer Mittel-wert bestimmt werden:

E12 ≈ Ē12 =

[νpol−cT1/v1cp1/(R·Z1)

+νpol−cT2/v2cp2/(R·Z2)

]2

. (2.20)

Wird die polytrope Zustandsänderung im Verdichter aufgrund als adiabate Zustandsänderung,also ohne Wärmeaustausch mit der Umgebung, angenommen, ergibt sich daraus entsprechend[60], dass das Polytropenverhältnis dem Kehrwert des polytropen Wirkungsgrades

νpol =1

ηVpol(2.21)

des Verdichters entspricht.

9


2.3.4 Polytrope Zustandsänderung der Turbine

Für die Turbine gilt entsprechend dem Verdichter ebenfalls das Polytropenverhältnis

νpol :=dh

v · dp, (2.22)

aus dem sich nach Integration über ein Druckintervall von p1 nach p2 die analytische Lösung

T2 = T1 ·(p2p1

)E12(2.23)

mit dem Exponenten

E12 ≈ Ē12 =

[νpol−cT1/v1cp1/(R·Z1)

+νpol−cT2/v2cp2/(R·Z2)

]2

(2.24)

als arithmetischer Mittelwert ergibt.

Die polytrope Zustandsänderung in der Turbine wird, analog zum Verdichter, als adiabate Zu-standsänderung, also ohne Wärmeaustausch mit der Umgebung, angenommen. Daraus ergibt sichnach [60], dass das Polytropenverhältnis, entsprechend Gleichung 2.22, dem polytropen Wir-kungsgrad

νpol = ηTpol (2.25)

der Turbine entspricht.

2.3.5 Turbineneintrittstemperatur (TIT)

Die obere Prozesstemperatur, also die Temperatur, mit der das Arbeitsmittel in die Turbine eintritt,hat großen Einfluss auf den Wirkungsgrad der Gasturbine. So führen höhere Temperaturen in Ver-bindung mit einem jeweils optimalen Druckverhältnis zu besseren Wirkungsgraden. Allerdingsist die Turbineneintrittstemperatur durch die thermische Belastbarkeit des Schaufelmaterials derTurbine beschränkt.

In der Literatur haben sich nach [43] verschiedene Definitionen für die TIT etabliert. Die wich-tigsten sind in Abbildung 2.2 als Ausschnitt aus einem T,s-Diagramm dargestellt. Als Randbe-dingung für das Modell der Brennkammer wird die TIT nach ANSI B 133.1 [8] verwendet, beider es sich um die Laufradeintrittstemperatur handelt, da die erste Laufradreihe der Turbine dasam stärksten belastete Bauteil ist. Dort treten neben den hohen thermischen Belastungen, ausge-löst durch die Fliehkräfte an den Schaufeln auch hohe mechanische Belastungen auf. Außerdemwir erst hier technische Arbeit geleistet. Damit ist diese Temperatur für die Berechnung der Tur-

10

2.4 Verbrennung

T

s

Brennkammer-Austrittstemperatur

API 616/1992

ANSI B 133.1/1978

ISO 2314/1989

ΔT durch Beimischung von kalter Luft vor der ersten Leitreihe

ΔT durch Beimischung der Kühlluft der ersten Leitreihe

ΔT durch Beimischung der gesamten Kühl- und Leckageluft

Abbildung 2.2: Verschiedene Definitionen von Turbineneintrittstemperaturen in einem schema-tischen T ,s-Diagramm nach [43]

binenarbeit relevant. Wie bei allen Definitionen von Turbineneintrittstemperaturen üblich, wirdauch hier die Totaltemperatur im ruhenden System verwendet.

2.4 Verbrennung

Im Folgenden sind die in dieser Arbeit verwendeten theoretischen Zusammenhänge aus dem Be-reich der Verbrennung zusammengefasst.

2.4.1 Verbrennungssauerstoffverhältnis

Um eine bestimmte Masse mBS eines Brennstoffes vollständig zu verbrennen, ist entsprechendden zugrunde liegenden Reaktionen eine bestimmte Masse mO2 Sauerstoff nötig. Setzt man die-se Massen in Beziehung zueinander, erhält man den theoretischen Mindestsauerstoffbedarf proeingesetztem Brennstoff

omin =mO2mBS

(2.26)

Wird der Verbrennung genau der Mindestsauerstoffbedarf zugeführt, spricht man von einer stö-chiometrischen Verbrennung. Wird weniger Sauerstoff zugeführt, bezeichnet man dies als fettesGemisch, umgekehrt als mageres Gemisch. Da bei der realen Verbrennung immer etwas mehrSauerstoff als der theoretische Mindestsauerstoffbedarf vorliegt, wird hier das Verbrennungssau-erstoffverhältnis definiert, welches das für die Verbrennung tatsächlich vorliegende Verhältnis

11


von Sauerstoff zu Brennstoff auf den Mindestsauerstoffbedarf bezieht:

λO2 =

(mO2mBS

)tat

omin(2.27)

=

(mO2mBS

)tat(

mO2mBS

)st

mit:mBS tatmBS st

= 1. (2.28)

=mO2 tatmO2 st

(2.29)

2.4.2 Adiabate Flammentemperatur

Nimmt man zur Vereinfachung die Brennkammer als adiabates System an, folgt aus dem erstenHauptsatz der Thermodynamik die Energieerhaltung

dH = 0 bei p = const.. (2.30)

Das heißt, dass das unverbrannte Frischgas und das verbrannte Abgas die gleiche innere Energiebzw. Enthalpie enthalten. Im Frischgas ist die Reaktionsenthalpie noch chemisch gebunden, imAbgas wurde mit ihr bereits das Abgas aufgeheizt. Über die Energiebilanz lässt sich die adiabateFlammentemperatur bestimmen, auf die das Abgas theoretisch ohne Wärmeverluste aufgeheiztwerden würde.

2.4.3 Laminare Flammengeschwindigkeit

Die Flammenposition wird durch die Strömungsgeschwindigkeit des Arbeitsmittels und die Aus-breitungsgeschwindigkeit der Flamme festgelegt. Stimmen die Beträge der Geschwindigkeitenüberein, bildet sich eine ortsfeste Flamme. Die Geschwindigkeit, mit der sich eine ebene Flam-menfront orthogonal zu ihrer Oberfläche ausbreitet, wird als Flammengeschwindigkeit bezeich-net. Sie ist ein Maß für die chemische Reaktivität des Brennstoff-/Arbeitsmittelgemischs [26].

Abhängig von der Reynoldszahl der Strömung unterscheidet man die laminare SL und dieturbulente Flammengeschwindigkeit ST. In der laminaren Strömung findet der Energieaustauschdurch Diffusion, Konvektion und Wärmeleitung in der Flammenfront auf molekularer Ebene statt[26]. So lässt sich diese mit numerischen Berechnungsprogrammen berechnen.

2.4.4 Stickoxid-Bildungsmechanismen

Bei der Verbrennung in einer Atmosphäre, die Stickstoff enthält, entstehen immer Stickoxid-Emissionen. Dabei werden verschiedene Mechanismen unterschieden, die beschreiben, wie dieEmissionen gebildet werden.

12

2.5 Gasturbine

Thermisches NO (Zeldovich-Mechanismus)

Thermisches NO entsteht über den Zeldovich-Mechanismus, dem die drei Elementarreaktionen

N2 +O → NO +N (2.31)

N +O2 → NO +O (2.32)

N +OH → NO +H (2.33)

zugrunde liegen. Das NO entsteht hier erst bei hohen Temperaturen, da die erste Reaktion 2.31wegen der N2-Dreifachbindung eine hohe Aktivierungsenergie besitzt und daher erst bei sehrhohen Temperaturen abläuft. [63]

Promptes NO (Fenimore-Mechanismus)

Die Entstehung von prompten NO ist mit dem Radikal CH verbunden. Das intermediär gebildeteCH reagiert mit Luftstickstoff zu Blausäure HCN, die dann schnell zu NO weiterreagiert:

CH +N2 → HCN +N → ...→ NO. (2.34)

Das CH Radikal wird nur unter brennstoffreichen Bedingungen gebildet. Damit entsteht dasprompte NO im Gegensatz zum thermischen NO in der Flammenfront, also der Zone der Wärm-efreisetzung [44]. Promptes NO wird bereits ab Temperaturen von T = 1000 K gebildet [35].

NNH-Mechanismus

Ein weiterer Bildungsmechanismus ist der NNH-Mechanismus nach [15]. So kann NO auch überdie Bildung von NNH-Radikalen und deren anschließende Oxidation entsprechend den Reaktio-nen

N2 +H → NNH (2.35)

NNH → NO +OH (2.36)

entstehen. Dabei bildet sich das NO über diesen Mechanismus ebenso wie das prompte NO imBereich der Flamme.

2.5 Gasturbine

Würde man einen Verdichter mit einer Turbine verbinden, dann würde im Idealfall die Turbineden Verdichter zur Erzeugung ihres eigenen Druckluftbedarfs antreiben können. Wird der Luft

13


zwischen dem Verdichter und der Turbine Energie in Form von Wärme zugeführt, kann die Leis-tung der Turbine größer als der Bedarf des Verdichters werden. Diese überschüssige Leistungkann anderweitig verwendet werden.

In der einfachsten Version besteht eine Gasturbine also aus einem Verdichter, einer Brennkam-mer und einer Turbine. In Abbildung 2.3 ist eine solche Gasturbine schematisch dargestellt.

LuftAbgas

Brenn-kammer

Brennstoff

Verdichter Turbine

Leistung

Abbildung 2.3: Schaltbild einer einfachen Gasturbine

2.5.1 Joule-Prozess

Der thermodynamische Gasturbinenvergleichsprozess ist der Joule-Prozess. Die Zustandsände-rungen des Joule-Prozesses sind in den Diagrammen in Abbildung 2.4 dargestellt. Danach setzt

1

2q23

v

p

q41

-wt

3

4

(a) p,v-Diagramms

T

-wt

p2

p1

1

4

3

2

(b) T ,s-Diagramm

Abbildung 2.4: Joule-Prozess

sich der Joule Prozess aus folgenden Zustandsänderungen zusammen:

1...2 Isentrope Verdichtung der Luft oder eines anderen Arbeitsmittels im Verdichter.

14

2.5 Gasturbine

2...3 Isobare Wärmezufuhr, die die Wärmezufuhr durch Verbrennung oder die Wärmezufuhr überHeizflächen ersetzt.

3...4 Isentrope Expansion der Luft oder des Arbeitsmittels in der Turbine.

4...1 Isobare Wärmeabfuhr, die entweder die Wärmeabfuhr über Kühlflächen oder das Ausstoßenheißer Abgase in die Umgebung und Ansaugen der Außenluft darstellt.

2.5.2 Realer Prozess

Im Gegensatz zum Joule-Prozess, also dem idealisierten verlustfreien Vergleichsprozess, tretenbeim wirklichen Prozess in Gasturbinen durch Verluste folgende Abweichungen auf:

• Die Kompression im ungekühlten Verdichter und die Expansion in der isolierten Turbineerfolgen wegen der Verluste und des nicht adiabaten Abschlusses nicht isentrop, sondernauf einer Polytropen mit sich änderndem Polytropenexponenten.

• Wegen der reibungsbehafteten Strömung in der Brennkammer erfolgt die Verbrennungnicht isobar, sondern bei leicht fallendem Druck.

• Durch Dissipation in den Maschinen treten größere Abweichungen von den Isentropen auf:Die Entropie steigt bei der Kompression und der Expansion.

2.5.3 Sequentielle Verbrennung

Es gibt verschiedene Möglichkeiten, die Leistung einer Gasturbine zu steigern. Betrachtet manden Kreisprozess, sind die einfachsten Wege eine Steigerung des Druckverhältnisses im Verdich-ter und eine Erhöhung der Turbineneintrittstemperatur. Eine weitere Option besteht in der Zwi-schenerhitzung (Reheat), die in Abbildung 2.5(a) schematisch und in Abbildung 2.5(b) im T ,s-Diagramm dargestellt ist. Dabei wird nach der Wärmezufuhr durch die Verbrennung zwischenden Punkten 2 und 3 in einer Hochdruckturbine ein Teil des Drucks abgebaut und anschließendin einer zweiten Brennkammer von 4 nach 5 auf einem niedrigeren Druckniveau erneut Wärmedurch eine Verbrennung zugeführt. Dadurch erhöht sich die spezifische Leistung der Gasturbine,da dem Arbeitsmittel mehr Energie zugeführt und in mechanische Leistung umgewandelt wird.

Dabei kann der Prozess so ausgelegt werden, dass sich bei gleicher Turbineneintrittstemperaturund gleichem polytropen Wirkungsgrad in der Niederdruckturbine eine höhere Abgastemperatureinstellt. Wird die Abwärme in einem Dampfprozess genutzt, kann dies ein Vorteil sein.

Durch die zweite Brennkammer kann der Sauerstoff der Luft besonders gut ausgenutzt werden.So werden bei dem Betrieb mit Luft im Vergleich zu anderen Gasturbinen niedrigere Restsauer-stoffgehalte im Abgas erreicht. Dies führt auch zu einer höheren Kohlenstoffdioxidkonzentration

15


Brennstoff

Luft

G

1 4 5 632

(a) Schemas

T

-wt

1

4

5

6

3

2

p2

p1

p3

(b) T ,s-Diagramm

Abbildung 2.5: Zwischenerhitzung einer Gasturbine

im Abgas als bei einstufigen Gasturbinen, wodurch sich die Abtrennung des Kohlenstoffdioxidszur Speicherung vereinfacht, da der spezifische Energiebedarf der Abtrennung von der Konzentra-tion abhängt [21]. Weitere Vorteile sind niedrigere Emissionen und der große (Teil-) Lastbereich,in dem die Gasturbine aufgrund der unterschiedlichen Betriebskonzepte in den beiden Brennkam-mern gefahren werden kann [30].

2.5.4 Gas-und-Dampfturbinen-Kraftwerk

In einem Gas-und-Dampfturbinen-Kraftwerk (GuD-Kraftwerk) wird die Energie im Abgas derGasturbine genutzt, um einen Wasser-Dampfprozess zu betreiben. Dazu wird hinter einer odermehreren Gasturbinen ein Abhitzedampferzeuger installiert, in dem die im Abgas enthaltene Wär-me genutzt wird, um Wasser , zu verdampfen .

Der Dampfkraftprozess ist in Abbildung 2.6(b) im T,s-Diagramm dargestellt. Darin ist die mitdem Brennstoff zugeführte Energie als Wärmezufuhr qzu gekennzeichnet. Die vom Abgas derGasturbine an den Wasser-/Dampf-Prozess intern übertragene Wärme ist als qint und die vomKondensator an die Umgebung abgegebene Wärme als qab gekennzeichnet. Durch die Nutzungder Abwärme lassen sich so wirkungsgrade von über 60 % erreichen [64]. Im Gegensatz dazusind mit aktuellen Heavy-Duty-Maschinen im Solobetrieb Bruttowirkungsgrade von bis zu 42 %möglich [43].

Neben der dargestellten einfachen Ausführung gibt es noch diverse optimierte Konzepte, wiesich der Gasturbinen- und der Wasser-Dampfprozess kombinieren lassen. Eine Optimierung be-steht darin, den Wasser-Dampfprozess mehrstufig auszuführen, um Wärme auf mehreren Tem-peraturniveaus zu übertragen. Eine andere Möglichkeit ist eine Zusatzfeuerung mit dem gleichenoder auch einem anderen Brennstoff im Abhitzedampferzeuger,

16

2.6 CO2-Sequestrierung

Luft AHDE

Abgas

Brenn-kammer

Brennstoff

Verd. Turbine

Dampf-turbine

Leistung

Leistung

(a) Schemas , sL D

T

qzu

qab

qint

(b) T ,s-Diagramm

Abbildung 2.6: Der Gas- und Dampfkraftprozess


Die weltweiten Klimaänderungen hängen mit hoher Wahrscheinlichkeit mit den durch die Ver-brennung von fossilen Energieträgern freigesetzten Kohlenstoffdioxidemissionen zusammen. Dafossile Energieträger verfügbar und einfach zu nutzen sind, ist weiterhin mit einer Zunahme derNutzung zu rechnen. Eine Möglichkeit, die Kohlenstoffdioxidemissionen trotzdem zu reduzieren,ist die Abscheidung des Kohlenstoffdioxids aus dem Abgas und dessen Sequestrierung.

Dazu muss das Kohlenstoffdioxid abgeschieden, für den Transport konditioniert und anschlie-ßend einem sicheren Speicher zugeführt werden. Für die Kompression des Kohlenstoffdioxidsmuss die Gesamtkonzentration der nichtkondensierbaren Gase wie Sauerstoff, Stickstoff, Argonund Kohlenstoffmonoxid unter 4 % liegen [37]. Diese Grenze gilt auch für eine Injektion in Gas-und Ölfelder zur Erhöhung der Ölausbeute, im Englischen Enhanced Oil Recovery (EOR) ge-nannt. Hier könnten höhere Konzentrationen dieser Stoffe zu einer Vermischung mit Öl führen.Beim Transport des Kohlenstoffdioxids in Pipelines darf die Konzentration des Wassers 500 ppmnicht überschreiten, um Korrosion und Bildung von Hydraten zu vermeiden. Neben diesen tech-nischen Anforderungen gibt es auch Grenzwerte in Bezug auf Gesundheit und Sicherheit. So istdie Konzentration von CO auf 2000 ppm begrenzt. Für eine Abscheidung des Kohlenstoffdioxidsbestehen die Ziele daher üblicherweise in einer hohen Abscheidungsrate (z. B. 90 %) und einerReinheit des Kohlenstoffdioxids von über 96 % [37].

Bei den Verfahren zur Abtrennung des Kohlenstoffdioxids lassen sich drei Ansätze unterschei-den: Das Kohlenstoffdioxid kann entfernt werden (Pre-combustion), die Verbrennung sepa-rierbares Abgas ergibt (Oxyfuel) oder das Kohlenstoffdioxid wird aus dem Abgas abgeschieden(Post-combustion). In diesem Fall, kann die Kohlenstoffdioxidkonzentration durch die Rezirku-lation von Abgas noch erhöht werden, wodurch der Wirkungsgrad der Abscheidung steigt [21].

17


Die beiden letzteren Verfahren werden im Folgenden genauer beschrieben.

2.6.1 Post-combustion mit Abgasrezirkulation

Für den Transport und die Speicherung des Kohlenstoffdioxids muss dieses von den anderen Be-standteilen des Abgases getrennt werden. Das heute gängige Verfahren dafür ist die Aminwäsche.Dabei wird das Kohlenstoffdioxid von einem Lösemittel absorbiert und anschließend wieder des-orbiert. Die Absorption erfolgt bei Temperaturen von etwa 40 bis 65 ◦C und die anschließendeDesorption bei etwa 100 bis 120 ◦C [59]. Die Wärme, die nötig ist, um die Temperatur für die Re-generation des Lösungsmittels anzuheben, wird am günstigsten über Anzapfdampf bereitgestellt.Dadurch sinkt jedoch der Wirkungsgrad des Wasser-/Dampfprozesses. Die gängigen Lösungs-mittel basieren auf Alkoholaminen. Häufig werden Mischungen aus MEA (Monoethanolamin)und reaktionsbeschleunigenden Aktivatoren eingesetzt. Das MEA wird dabei in einer wässrigenLösung mit Konzentrationen von etwa 30 % eingesetzt, da es bei höheren Konzentrationen starkkorrosiv ist [3].

Dieser Prozess ist umso effizienter, je höher die Kohlenstoffdioxid-Konzentration im Abgasist [50]. Eine Möglichkeit, die Kohlenstoffdioxid-Konzentration im Abgas zu erhöhen, ist dieAbgasrezirkulation [14]. Dabei wird ein Teil des Abgases nach dem Austritt aus dem Abhit-zedampferzeuger (AHDE), wie in Abbildung 2.7 dargestellt, gekühlt und zum Eintritt des Ver-

Luft

H O2

mAbgmRez

..

Rezirkuliertes Abgas

Abbildung 2.7: Schema der Abgasrezirkulation

dichters rezirkuliert. Im Kühler kondensiert dabei Wasserdampf zu Wasser, das flüssig abgeführtwird. Es ist wichtig, das rezirkulierte Abgas zu kühlen, da sonst die Dichte des Arbeitsmittelsund damit der Arbeitsmittelmassenstrom und der Prozesswirkungsgrad absinken. Dadurch, dassdie Gasturbine mit einer Mischung aus Abgas und Luft betrieben wird, ist der Sauerstoffanteilim Arbeitsmittel niedriger als bei einem Betrieb nur mit Luft. Dafür enthält das Arbeitsmittelund damit auch das Abgas einen größeren Teil Kohlenstoffdioxid. Das ergibt sich auch aus derMassenbilanz. Wird die gleiche Menge Brennstoff verbrannt, entsteht auch die gleiche MengeKohlenstoffdioxid. Wird ein Teil des Abgases rezirkuliert, sinkt der Massenstrom des Abgases,der das System verlässt. Der absolute Kohlenstoffdioxidmassenstrom als Teil des Abgases bleibtdagegen konstant, also steigt die Kohlenstoffdioxidkonzentration.

18


Als Maß für die Rezirkulation wird die Rezirkulationsrate

FGR =ṁRezṁAbg

(2.37)

verwendet. Diese ist als Verhältnis des rezirkulierten Abgases nach dem Kühler zu dem gesam-ten Abgasmassenstrom am Austritt aus dem AHDE definiert. Die Rezirkulationsrate wird durchdie Verbrennung limitiert. Ab einer Rezirkulationsrate von etwa FGR = 48 % herrschen in derBrennkammer unterstöchiometrische Bedingungen, die zu einer unvollständigen Verbrennung desBrennstoffes führen.

Doch selbst bei einer Abgasrezirkulationsrate, die zu stöchiometrischen Bedingungen bei derVerbrennung führt, befindet sich im Abgas der Gasturbine ein kleiner Teil Sauerstoff, der überdie Turbinenkühlluft an der Verbrennung vorbeigeleitet wird.

2.6.2 Oxyfuel

Neben der Möglichkeit, das Kohlenstoffdioxid aus dem Abgas der Gasturbine abzutrennen, kannauch die Verbrennung derart gestaltet werden, dass direkt ein Abgas mit einer hohen Kohlen-stoffdioxidkonzentration entsteht. Dazu wird der Brennstoff in einer Atmosphäre aus Sauerstoffund Kohlenstoffdioxid, also unter Abwesenheit des Luft-Stickstoffs, verbrannt. Durch die stick-stofffreie Atmosphäre enthält auch das Abgas keinen Stickstoff. Die Verbrennung von Erdgas mitreinem Sauerstoff führt zu sehr hohen Temperaturen um 3500 ◦C. Deshalb muss der Stickstoffder Luft durch ein anderes inertes Gas ersetzt werden, um die bei der Verbrennung freiwerdendeEnergie abzuführen und die durch das Material der Turbine vorgegebene Turbineneintrittstempe-ratur einzuhalten. Hier bietet es sich an, das Abgas zu rezirkulieren. Der Aufbau eines solchenOxyfuel-Betriebs ist in Abbildung 2.8 schematisch skizziert.

AHDE

H O2

Abgas


Brennstoff

O2

Abbildung 2.8: Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Systemgrenze

Ebenso wie bei der Abgasrezirkulation ist es wichtig, das rezirkulierte Abgas zu kühlen, da man

19


sonst hohe Verdichtereintrittstemperaturen erhalten würde. Diese würden zu einer Verschlech-terung des thermischen Wirkungsgrades führen. Betrachtet man die über die in Abbildung 2.8dargestellte Systemgrenze übertragenen Stoffströme, ergibt sich, dass der Massenstrom des Ab-gases der Summe der Brennstoff- und Sauerstoffströme abzüglich des im Kühler kondensiertenWassers entspricht. Damit ist der Abgasmassenstrom erheblich kleiner als im konventionellenBetrieb, bei welchem dem System mit dem Sauerstoff etwa die vierfache Menge an Stickstoffüber die Systemgrenze zu- und im Abgas auch wieder abgeführt wird.

Die erreichbaren Kohlenstoffdioxidkonzentrationen hängen vom Verbrennungssauerstoffver-hältnis λO2, und vom Sekundärluftsystem ab. Angenommen, das gesamte Arbeitsmittel nimmtan der Verbrennung in den Brennkammern teil und in der zweiten Brennkammer herrschen mitλO2 = 1 stöchiometrische Bedingungen, dann ist am Austritt aus der Brennkammer aller Sauer-stoff verbraucht und das Abgas setzt sich idealerweise aus Kohlenstoffdioxid und Wasser zusam-men. Trennte man das Wasser durch Kondensieren ab, würde man theoretisch reines Kohlenstoff-dioxid erhalten.

Aus wirtschaftlichen Gründen wird der eingesetzte Sauerstoff immer Verunreinigungen ent-halten, die als inerte Bestandteile im Abgas landen. Auch ein Verbrennungsluftverhältnis vonλO2 = 1 lässt sich nicht umsetzen, da dies zu hohen Kohlenstoffmonoxidemissionen führen wür-de. Darüber hinaus wird in Gasturbinen immer ein Teil des Arbeitsmittels zur Kühlung der erstenTurbinenstufen an der Brennkammer vorbeigeführt. So gelangt ein Teil des Sauerstoffs an derVerbrennung vorbei ins Abgas. Um zu vermeiden, dass der Sauerstoff an der Brennkammer vor-beigeleitet wird, kann man diesen erst direkt vor der Brennkammer zugeben. Allerdings ist diesesVerfahren technisch aufwändiger, weil der Sauerstoff separat verdichtet und dem Arbeitsmittelzugeführt werden muss. Außerdem muss eine ausreichende Durchmischung des Sauerstoffs mitdem Arbeitsmittel gewährleistet sein.

Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Verdichter

In Abbildung 2.9 ist das Betriebskonzept dargestellt, bei dem der Sauerstoff vor dem Eintrittin den Verdichter zugemischt wird. Dabei handelt es sich um die technisch einfachere Varian-te. Der Sauerstoff kann dem Arbeitsmittel am Verdichtereintritt einfach zugemischt werden undwird dann mit diesem gemeinsam verdichtet und der Brennkammer zugeführt. Außerdem ist aufdiesem Wege bis zur Brennkammer auch eine optimale Durchmischung des Arbeitsmittels si-chergestellt. Der Nachteil dieser Variante ist, dass über das Sekundärluftsystem ein großer Teildes Sauerstoffs an der Brennkammer vorbeigeleitet und die maximal erreichbare Kohlenstoffdi-oxidkonzentration im Abgas deutlich reduziert wird.

Die Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas hängt außerdem stark vom SauerstoffverhältnisλO2 SEV in der zweiten Brennkammer (SEV) ab. Da mit sinkendem λO2 SEV auch der Sauerstoff-

20


AHDE

H O2

CCS


O2

Abbildung 2.9: Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Verdichter

überschuss und damit der Restsauerstoffgehalt im Abgas sinkt, ist man bestrebt, ein möglichstkleines Sauerstoffverhältnis zu erreichen. Ein kleiner Sauerstoffüberschuss führt aber auch zuhöheren Kohlenstoffmonoxid-Emissionen im Abgas.

Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Brennkammer

Da bei dem zuvor beschriebenen Betriebskonzept ein Teil des Sauerstoffs über das Sekundärluft-system an der Brennkammer vorbeigleitet wird, wird außerdem das in Abbildung 2.10 dargestellteBetriebskonzept betrachtet, bei dem der Sauerstoff dem Arbeitsmittel direkt vor den Brennkam-mern zugegeben wird. Diese Variante ist etwas aufwändiger, da der Sauerstoff separat verdich-

O2

H O2

AHDEO2

CCS


Abbildung 2.10: Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Brennkammer

tet werden muss. Außerdem muss eine Zugabe konstruiert und eine gute Durchmischung mitdem Arbeitsmittel sichergestellt werden. Auf der anderen Seite kann der Sauerstoff für die bei-den Brennkammern genau dosiert werden, was eine große Flexibilität bedeutet. So können zumBeispiel die Sauerstoffzahlen der Brennkammern individuell auf den Betriebszustand angepasstwerden.

21


Luftzerlegung

Für den Oxyfuel-Betrieb einer Gasturbine werden große Mengen Sauerstoff benötigt. Bei derLuftzerlegung werden drei Methoden unterschieden: die kryogene Luftzerlegung, die Druck-wechsel-Adsorption und Membranverfahren. Obwohl viel an Membranverfahren geforscht wird,sind diese zur Zeit noch nicht verfügbar[47]. So ist die kryogene Luftzerlegung das einzige ver-fügbare Verfahren, mit dem sich zur Zeit Sauerstoff in der für den Oxyfuel-Betrieb einer Heavy-Duty-Gasturbine nötigen Größenordnung bereitstellen lässt [37]. Dabei liegt der Energieaufwandfür die Luftzerlegung bei etwa 0,25 kWh

kgO2[14].

Bei der kryogenen Luftzerlegung wird die Luft typischerweise auf einen Druck zwischen 5 und6 bar verdichtet und es werden das Wasser und das Kohlenstoffdioxid entfernt. Anschließend wirddie Luft auf −180 ◦C vorgekühlt. Dabei verflüssigt sie sich teilweise. Anschließend wird die Luftentspannt und kühlt dadurch weiter ab. Die Zerlegung erfolgt dann über eine Doppeltrennsäule.

22

Kapitel 3

Methodik

In diesem Kapitel werden die Methoden beschrieben, die zur Untersuchung des Verhaltens einerGasturbine mit sequentieller Verbrennung unter den Betriebskonzepten Abgasrezirkulation undOxyfuel-Verbrennung angewendet wurden. Für die Anwendung der Methoden wurden verschie-dene Hilfsmittel eingesetzt, die hier ebenfalls dargestellt werden.

Eine Voraussetzung für die detaillierte Analyse des Einflusses der verschiedenen Betriebskon-zepte auf die Gasturbine ist die genaue Kenntnis der thermodynamischen Zustände im Innerender Gasturbine. Diese können dann als Randbedingung für die genaue Untersuchung der Auswir-kungen der verschiedenen Betriebsmodi auf die einzelnen Komponenten und das Gesamtsystemder Gasturbine genutzt werden. Zur Bestimmung der thermodynamischen Zustände in der Gastur-bine wurde ein thermodynamisches Kreisprozessmodell entwickelt und an eine reale Gasturbineangepasst. Darüber hinaus wurde das thermodynamische Kreisprozessmodell zur Bestimmungvon Wirkungsgraden und über die Systemgrenzen übertragenen Stoffströmen und Energien ein-gesetzt.

Einen weiteren Schwerpunkt der Arbeit stellt die Untersuchung der Vorgänge bei der Verbren-nung in den Brennkammern dar. Um die Abläufe dort besser zu verstehen und Einflüsse ver-änderter Betriebsbedingungen zu untersuchen, wurden mit der Softwaresuite Cantera [28] unterVerwendung des Reaktionsmechanismus GRI-Mech 3.0 [57] reaktionskinetische Studien erstellt.Dabei lag besonderes Augenmerk auf der Zündverzugszeit und der laminaren Flammengeschwin-digkeit.

Eine Vorhersage von Emissionen ist selbst mit ausgefeilten Berechnungsverfahren numerischbis heute nicht zuverlässig möglich. Deshalb wurden neben den numerischen Untersuchungenpraktische Verbrennungsversuche mit einer gasturbinentypischen Brennkammer durchgeführt.Dabei wurden zunächst Experimente unter konventionellen Bedingungen, also mit Luft als Ar-beitsmittel, vorgenommen. Anschließend wurden mithilfe des Abgases eines Brennwertkesselsund der Luft aus der Umgebung die Bedingungen eines Betriebes mit Abgasrezirkulation ab-gebildet. Um Experimente unter Oxyfuel-Bedingungen durchführen zu können, wurde der Ver-suchsstand dann für einen stickstofffreien Betrieb mit einem Arbeitsmittel aus Kohlenstoffdioxid

23

Kapitel 3 Methodik

und Sauerstoff umgebaut.

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses

Wird die Gasturbine nicht mit Luft, sondern mit einer Mischung aus rezirkuliertem Abgas undLuft oder wie beim Oxyfuel-Prozess mit Sauerstoff und rezirkuliertem Abgas betrieben, beein-flusst dies zunächst die Zusammensetzung des Arbeitsmittels. Als Folge ändern sich auch dessenthermodynamische Eigenschaften. Dies beeinflusst nicht nur einzelne Komponenten oder Teileder Gasturbine, sondern hat Einfluss auf den gesamten Kreisprozess und damit auf die Wirkungs-grade, die abgegebene Leistung und die über die Systemgrenze übertragenen Stoffströme undEnergien.

Um den Einfluss der veränderten Bedingungen auf die einzelnen Komponenten der Gasturbinezu untersuchen, ist es ebenfalls nötig, den Kreisprozess im Detail zu kennen. Der Einfluss der Ab-gasrezirkulation und des Oxyfuel-Betriebes auf die Komponenten kann nur untersucht werden,wenn die vom Betriebszustand abhängigen Randbedingungen, wie z. B. die thermodynamischenZustände am Ein- oder Austritt der Komponente, einschließlich der Zusammensetzung des Ar-beitsmittels, genau bekannt sind.

Zur genaueren Untersuchung der Verbrennungsvorgänge werden reaktionskinetische Studienund praktische Verbrennungsversuche durchgeführt. Dafür sind detaillierte Kenntnisse über diethermodynamischen Zustände in den Brennkammern nötig. Diese werden ebenfalls aus dem ther-modynamischen Kreisprozessmodell abgeleitet.

3.1.1 Eingesetzte Hilfsmittel

Um den thermodynamischen Kreisprozess mithilfe einer Computersimulation numerisch zu be-rechnen, muss ein Modell des Kreisprozesses erstellt werden. Dazu müssen die thermodyna-mischen Zusammenhänge in Form mathematischer Modelle formuliert werden. Dies geschiehtmithilfe einer Programmiersprache. Da verschiedene Programmiersprachen verschiedene Vortei-le bieten, wurde das Modell parallel in den beiden Programmiersprachen Fortran und Matlaberstellt. Auf die jeweiligen Vorteile wird im Folgenden eingegangen.

Fortran

Fortran ist ein Akronym aus den Worten Formular und Translator. Daraus erschließt sich schondie Ausrichtung der Programmiersprache auf die numerische Berechnung in Wissenschaft, Tech-nik und Forschung. Fortran gehört zu den ältesten Programmiersprachen und ist in der verwen-deten Version Fortran-90 eine prozedurale Sprache. Durch die ständige Weiterentwicklung derProgrammiersprache sind die Berechnungen schnell und benötigen wenig Speicher. Das bietet

24


insbesondere bei aufwändigen Berechnungen wie der Berechnung chemischer Reaktionen mitkomplexen Reaktionsmechanismen, bei der eine große Zahl von Differentialgleichungen gelöstwerden muss, oder bei iterativen Berechnungen mit vielen Wiederholungen einen großen Vorteil.

Matlab

Im Gegensatz zu Fortran handelt es sich bei Matlab nicht nur um eine Programmiersprache,sondern zusätzlich auch um eine interaktive Entwicklungsumgebung, in der eine große Zahl anHilfsmitteln zur Verfügung steht. So können sehr einfach Daten gespeichert, aufbereitet und aus-gewertet werden. Außerdem stellt die Umgebung zahlreiche vorprogrammierte Funktionen zurVerfügung. Dadurch ist es mit Matlab möglich, mit sehr wenig Aufwand komplexe Berechnun-gen durchzuführen und die Ergebnisse grafisch aufzubereiten oder zur weiteren Verwendung mitanderer Software zu exportieren.

Ein weiterer Vorteil von Matlab besteht darin, dass es möglich ist, direkt auf einer Komman-dozeile zu arbeiten. Dadurch sieht man die Ergebnisse direkt und kann einfach verschiedeneLösungsansätze ausprobieren. So ist es einfacher möglich, die Ergebnisse direkt miteinander zuvergleichen. Anschließend besteht die Möglichkeit, aus den verwendeten Befehlen direkt Skripteund Funktionen zu erstellen, so dass sich diese speichern und wiederverwenden lassen. Sollen ex-tern vorliegende Daten, wie z. B. Messergebnisse, verwendet werden, lassen sich diese ebenfallseinfach über eine Importfunktion einlesen. Das Vorgehen lässt sich anschließend auch als Skriptoder Funktion speichern und wiederverwenden.

Refprop

Durch den Betrieb der Gasturbine unter Abgasrezirkulations- und Oxyfuel-Bedingungen ändertsich die Zusammensetzung des Arbeitsmittels deutlich. Dies beeinflusst unter anderem dessenthermodynamische Eigenschaften und damit auch die thermodynamischen Zustandsänderungen.Da reale Gase, insbesondere bei niedrigen Temperaturen und hohen Drücken, von der Vereinfa-chung der idealen Gasgleichung abweichen, wird hier auf diese Vereinfachung verzichtet. Ummit Realgaswerten zu arbeiten, wird die Refprop Datenbank implementiert.

Bei der am Northern Institute of Standards and Technology entwickelten „ Reference FluidThermodynamic and Transport Properties Database“ handelt es sich nicht, wie der Name vermu-ten lässt, um eine Datenbank, die auf experimentellen Daten beruht. Das Programm verwendetdie genauesten verfügbaren Gleichungen, um die thermodynamischen Daten und die Transportei-genschaften für industriell bedeutende Fluide und deren Mischungen bereitzustellen. Es ist damitlangsamer, aber erheblich genauer als andere, einfachere Zustandsgleichungen wie z. B. die häu-fig verwendeten Zustandsgleichungen von Peng-Robinson [49].

25

Kapitel 3 Methodik

Ein großer Vorteil von Refprop besteht darin, dass die Zustandsgleichungen sowohl als Sub-routinen für Fortran als auch als Dynamik Link Library (DLL) zur Verfügung stehen [45]. Somitist es möglich, Refprop direkt in das thermodynamische Modell einzubinden und die thermody-namischen Größen thermodynamischer Zustände sowohl mit Fortran als auch mit Matlab direktwährend der Berechnung abzurufen.

3.1.2 Modellierung

Bei der Modellierung der Gasturbine geht es darum, die physikalischen und thermodynamischenZusammenhänge in numerisch zu lösende mathematische Formeln zu übertragen. Um genauereBerechnungen der thermodynamischen Größen zu ermöglichen, wird in dieser Arbeit weitgehendauf Vereinfachungen entsprechend der Modellvorstellung des idealen Gases verzichtet. Um rea-le thermodynamische Zustandswerte zu verwenden, wird die Realgasdatenbank Refprop (sieheAbschnitt 3.1.1) verwendet.

Thermodynamische Zustände

Das thermodynamische Modell basiert auf thermodynamisch eindeutig definierten Zuständen.Um ein einphasiges thermodynamisches System eindeutig zu beschreiben, werden zwei intensiveund eine extensive Zustandsgröße benötigt (siehe Abschnitt 2.3.1). Da sich während des Prozessesauch die Zusammensetzung der Fluide ändert, muss diese ebenfalls berücksichtigt werden. Diesgeschieht mithilfe des Massenbruches der einzelnen Komponenten. Dabei muss die Summe allerMassenbrüche entsprechend Abschnitt 2.3.1 aufgrund der Massenerhaltung immer eins sein.

Damit die thermodynamischen Zustände eindeutig, aber auch nicht überbestimmt sind, wur-den diese anhand der in Tabelle 3.1 aufgeführten Größen definiert. Alle weiteren Zustandsgrößen

Tabelle 3.1: Definition der thermodynamischen Zustände

Zustandsgröße Bezeichnung Einheit

T Temperatur Kp Druck barṁ Massenstrom kgsx Massenbruch der Komponente i kgikgges

lassen sich dann über die in Kapitel 3.1.1 dargestellte Erweiterung Refprop mithilfe von Subrouti-nen abrufen. Gleiches gilt für Stoffwerte und Konstanten. Wenn im Folgenden thermodynamischeZustände verwendet werden, sind dies immer eindeutige Zustände entsprechend den Größen inTabelle 3.1.

26


Verdichter

Der Verdichter wurde so modelliert, dass der thermodynamische Austrittszustand in Abhängig-keit zum thermodynamischen Zustandes am Eintritt, einem geforderten Druckverhältnis und dempolytropen Verdichterwirkungsgrad berechnet wird.

Dazu wird der Verdichter entsprechend der in Abschnitt 2.3.3 dargestellten polytropen Zu-standsänderung modelliert. Da die Temperatur T2 am Austritt des Verdichters, die für die Bestim-mung von Z2, cT2 und cp2 aus Gleichung 2.20 benötigt wird, zu Beginn der Berechnung nichtbekannt ist, muss die Integration iterativ wiederholt werden.

Um die thermodynamischen Zustände an den Zapfstellen zu erhalten, wurde entsprechend [12]festgelegt, dass die Änderung der spezifischen Enthalpie in allen Stufen des Verdichters gleich ist.So kann für jede Stufe der Zustand eindeutig bestimmt werden und eine entsprechende Anzapfungmodelliert werden.

Brennkammer

Das Modell für die Brennkammer wird anhand einer Massen- und einer Energiebilanz um dieBrennkammer erstellt. Des Weiteren wird ein vom Eintrittsdruck abhängiger Druckverlust fürdie Brennkammer formuliert. Als Zielwert für das Brennkammermodell dient die in Abschnitt2.3.5 beschriebene Turbineneintrittstemperatur (TIT), bei der es sich um eine feste Randbedin-gung handelt, da sie vom Material und von der Kühlung der ersten Laufschaufelreihe abhängt.Als Randbedingung für das Modell der Brennkammer wird die TIT nach ANSI B 133.1 [8] ver-wendet. Diese ergibt sich durch Mischung des Arbeitsmittels am Austritt aus der Brennkammermit der Kühlluft der ersten Leitreihe der folgenden Turbinenstufe.

Neben der TIT gehen als Eingangsgrößen noch der thermodynamische Zustand am Eintritt indie Brennkammer, der thermodynamische Zustand der Kühlluft der ersten Leitschaufelreihe, derthermodynamische Zustand des Gases und der Druckverlust der Brennkammer in die Funktionmit ein.

In Abbildung 3.1 ist die Massen- und Energiebilanz um den Verbrennungsraum der Brennkam-mer dargestellt. Da, wie bereits erläutert, die Kühlluft der ersten Leitschaufelreihe der folgendenTurbinenstufe, für die TIT berücksichtigt werden soll, wurde diese in die Bilanz mit aufgenom-men. Aus der Abbildung ergeben sich die Massen- und Energiebilanz zu

ṁAM + ṁBS + ṁKL = ṁAbg und (3.1)

ṁAM · hAM + ṁBS · (hBS +Hu BS) + ṁKL · hKL = ṁAbg · hAbg. (3.2)

27

Kapitel 3 Methodik

ṁAM · hAM ṁAbg · hAbg

ṁKL · hKL

ṁBS · (hBS +Hu BS)

Abbildung 3.1: Brennkammerbilanz

Daraus ergibt sich für den Brennstoffmassenstrom

ṁBS =ṁAbg · hAbg − ṁAM · hAM − ṁKL · hKL

hBS +Hu BS. (3.3)

Da der Abgasmassenstrom und die Enthalpie des Abgases zu Beginn ebenfalls nicht bekannt sind,wird der Abgasmassenstrom entsprechend Formel 3.1 ersetzt. Daraus ergibt sich

ṁBS =(ṁAM + ṁKL) · hAbg − ṁAM · hAM − ṁKL · hKL

hBS +Hu BS − hAbg. (3.4)

Für die Enthalpie wird zunächst ein Wert mithilfe einer typischen Wärmekapazität und der TITabgeschätzt. Mit dem so berechneten Brennstoffmassenstrom kann dann auf Grundlage der Bi-lanzen die Enthalpie des Abgasmassenstromes bestimmt werden. Diese Berechnungen werdenso lange iterativ wiederholt, bis die gewünschte Genauigkeit erreicht ist. Anschließend gibt dieFunktion den thermodynamischen Zustand am Austritt aus der Brennkammer bzw. nach der ers-ten Leitschaufelreihe und den Brennstoffmassenstrom zurück.

Für die Zusammensetzung des Abgases wird von einer vollständigen Verbrennung ausgegan-gen. Auf die Berücksichtigung von Minoritätenspezies wurde verzichtet, da diese in so geringenKonzentrationen auftreten, dass sie die thermodynamischen Eigenschaften der Fluide nicht beein-flussen. Um die Zusammensetzung des Abgases zu bestimmen, werden die über die Bilanzgrenzezugeführten Stoffmengenströme der einzelnen Elemente addiert, normiert und mithilfe der mola-ren Massen der Elemente in den Massenbruch umgerechnet.

Im Falle der Oxyfuel-Verbrennung mit einer Zugabe des Sauerstoffs direkt vor der Brennkam-mer gehen als Eingangsgrößen zusätzlich der thermodynamische Zustand des Sauerstoffs und dasgeforderte Sauerstoffverhältnis λO2 in die Funktion mit ein. Als Rückgabewert wird in diesemFall von der Funktion zusätzlich der vor der Brennkammer zugegebene Sauerstoffmassenstrom,der sich aus dem geforderten Verbrennungssauerstoffverhältnis ergibt, zurückgegeben.

28


Turbine

Die Turbine wurde entsprechend dem Verdichter (siehe oben) auch mithilfe der polytropen Zu-standsänderung modelliert. Die polytrope Zustandsänderung für die Turbine ist in Abschnitt 2.3.4dargestellt.

Als Eingangsgrößen gehen wie beim Verdichter der thermodynamische Zustand am Eintritt,der polytrope Wirkungsgrad und das geforderte Druckverhältnis ein. Als Ausgangsgröße erhältman den thermodynamischen Zustand am Austritt aus der Turbine. Dabei kann das Modell ebensowie das Verdichtermodell sowohl für einzelne Turbinenstufen als auch für mehrstufige Turbinenverwendet werden. Aus Gründen der Strömungsbelastung wird nach [12] von einer gleichen spe-zifischen Arbeit für alle Stufen der Turbine ausgegangen.

Für die gekühlten Stufen wird eine gleiche Verteilung des Kühlmediums auf Leit- und Lauf-rad der jeweiligen Stufe angenommen [34]. Da wie beim Modell des Verdichters der Weg derZustandsänderung innerhalb der Stufe nicht bekannt ist, wird diese wie oben beschrieben miteiner polytropen Zustandsänderung zwischen Ein- und Austritt approximiert. Aus diesem Grundwird die Kühlung des Leitrades als Mischung des Arbeitsmittels mit dem Leitradkühlmedium vorder polytropen Zustandsänderung der Stufe modelliert. Die Kühlung des Laufrades wird entspre-chend als Mischung des Laufradkühlmediums mit dem Arbei

Documents

Verhalten einer Gasturbine mit sequentieller …edoc.sub.uni-hamburg.de/hsu/volltexte/2018/3184/pdf/...Verhalten einer Gasturbine mit sequentieller Verbrennung unter Abgasrezirkulations-und