Verhalten einer Gasturbine mit sequentieller Verbrennung unter Abgasrezirkulationsund Oxyfuel-Bedingungen

Von der Fakultät für Maschinenbau der Helmut-Schmidt-Universität / Universität der Bundeswehr zur Erlangung des akademischen Grades eines Doktor-Ingenieurs genehmigte

Dissertation

von Florian Beenken

aus Berlin

Hamburg 2018

1. Gutachter: Prof. Dr.-Ing. Franz Joos 2. Gutachter: Prof. Dr.-Ing. Alfons Kather

Datum der mündlichen Prüfung: 08.12.2017

Vorwort Die vorliegende Arbeit entstand zum Großteil von 2012 bis 2016 während meiner Tätigkeit als wissenschaftlicher Mitarbeiter am Laboratorium für Strömungsmaschinen der Helmut-SchmidtUniversität/Universität der Bundeswehr Hamburg. Mein besonderer Dank gilt Prof. Dr.-Ing. Franz Joos, 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 mit vielen Gesprächen und ihren wertvollen Anregungen maßgeblich zum Gelingen der Arbeit beigetragen haben. Zuletzt möchte ich mich ganz herzlich bei meiner Familie bedanken. Bei meinen Eltern, die mir den Weg hierhin ermöglicht haben. Und vor allem bei meiner Frau die mir, insbesondere in den letzten eineinhalb Jahren, den Rücken freigehalten hat. Danke! Hamburg, 2018

Kurzfassung Soll das Treibhausgas Kohlenstoffdioxid aus dem Abgas von Gasturbinenkraftwerken abgetrennt werden, kann dies in einer nachgeschalteten Rauchgaswäsche geschehen. Dabei hängt die Effizienz dieser Anlagen von der Konzentration des Kohlenstoffdioxids im Abgas ab. Durch den Einsatz einer Abgasrezirkulation lässt sich das Kohlenstoffdioxid im Abgas anreichern. Ein andere Möglichkeit die Kohlenstoffdioxidkonzentration zu erhöhen ist der Oxyfuel-Prozess. Um die Einflüsse der Abgasrezirkulation und des Oxyfuel-Prozesses auf den Betrieb einer Gasturbine mit zweistufiger Verbrennung zu untersuchen, werden in dieser Arbeit sowohl numerische Simulationen des thermodynamischen Kreisprozesses und der Verbrennung als auch experimentelle Untersuchungen der Verbrennung durchgeführt. Die Simulation des Kreisprozesses wurde mit einem selbst entwickelten Simulationstool durchgeführt. Es wurde zunächst ein Referenzprozess für den Betrieb der Gasturbine mit Luft definiert anhand dessen feste Randbedingungen für den Kreisprozess festgelegt wurden. Anschließend wurde der Kreisprozess unter Abgasrezirkulations- und Oxyfuel-Bedingungen für verschiedene Verbrennungssauerstoffverhältnisse λO2 in den Brennkammern simuliert. Für die experimentellen Versuche wurde ein Versuchsstand mit einer generischen Gasturbinenbrennkammer aufgebaut. In diesem wurden Verbrennungsversuche unter Abgasrezirkulationsbedingungen und mit einem stickstofffreien Oxidator aus Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff durchgeführt, um die Abgaszusammensetzung und Temperatur zu messen. Für die numerische Untersuchung der Verbrennung wurden mit geeigneter Software die Flammengeschwindigkeit und die Zündverzugszeiten für verschieden Sauerstoffgehalte berechnet. Die Ergebnisse zeigen, dass die thermodynamischen Eigenschaften des Oxidators durch die veränderte Zusammensetzung stark beeinflusst werden und sich dies direkt auf die thermodynamischen Zustandsänderungen auswirkt, aus welchen sich der Kreisprozess zusammensetzt. So führte der Oxyfuel-Betrieb zu einem deutlich niedrigeren Druckverhältnis und einer höheren Austrittstemperatur am Auslass der Gasturbine. Ebenso fällt die Leistung der Gasturbine ab und es sinkt dabei der Nettowirkungsgrad. Die Ergebnisse für den Betrieb der Gasturbine unter Abgasrezirkulationsbedingungen weisen die selbe Tendenz auf, sind jedoch sehr viel schwächer ausgeprägt. Unter Abgasrezirkulationsbedingungen nimmt der Anteil des Kohlenstoffdioxids im Abgas deutlich zu. Sein Anteil lässt sich mit 12 Vol.-% fast verdoppeln. Für den Oxyfuel-Prozess wurde gezeigt, dass sich theoretisch Kohlenstoffdioxidkonzentrationen von fast 100 Vol.-% erreichen lassen. Dafür würde jedoch reiner Sauerstoff benötigt, der in der Praxis aus wirtschaftlichen Gründen nicht zur Verfügung steht. Deshalb wird ebenfalls dargestellt wie die erreichbare Kohlenstoffdioxid-Konzentration von der Sauerstoffreinheit abhängt.

Abstract If the greenhouse gas carbon dioxide should be separated from the flue gas of gas turbine power plants, it can be removed in a downstream flue gas scrubbing. The efficiency of these systems are depending on the carbon dioxide concentration. With flue gas recirculation, the carbon dioxide in the flue gas can be enriched. Another way to increase the carbon dioxide concentration is the oxyfuel process. To study the effects of flue gas recirculation and oxyfuel process on the operation of a gas turbine with two-stage combustion, numerical simulations of the thermodynamic cycle and the combustion 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 from literature. On this basis fixed boundary conditions for the cycle were defined. Then the cycle was simulated under exhaust gas recirculation and oxyfuel conditions for different combustion oxygen ratios λO2 in the combustion chambers. For the experimental tests, a test stand with a generic gas turbine combustion chamber was set up. In this, combustion tests were conducted under flue gas recirculation conditions and with a nitrogen-free oxidizer consisting of carbon dioxide and oxygen to measure the exhaust gas composition and temperature. For the numerical investigation of the combustion, the flame speed and the ignition delay times for different oxygen concentrations were calculated with suitable software. The results show that the thermodynamic properties of the oxidizer are strongly influenced by the altered composition and this directly affects the thermodynamic states on which the the thermodynamic cycle is based. Thus, the oxyfuel operation led to a significantly lower pressure ratio and a higher temperature at the outlet of the gas turbine. Similarly, the performance of the gas turbine drops and it decreases the net efficiency. The results for the operation of the gas turbine under 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 increases significantly. Its concentration can almost be doubled to 12 Vol.-%. For the oxyfuel process, it has been shown that carbon dioxide concentrations of nearly 100 Vol.-% can be achieved theoretically. However, this would require pure oxygen, which is not available in practice for economic reasons. Therefore, it is also shown how the achievable carbon dioxide concentration depends on the oxygen purity.

Inhaltsverzeichnis Abbildungsverzeichnis

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Tabellenverzeichnis

vii

Symbolverzeichnis

ix

1

Einleitung

1

2

Grundlagen 2.1 Stand der Technik . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2 Ziel der Arbeit . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3 Thermodynamische Grundlagen . . . . . . . . . . . 2.3.1 Thermodynamische Zustandsgrößen . . . . . 2.3.2 Reales Gas . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3.3 Polytrope Zustandsänderung des Verdichters 2.3.4 Polytrope Zustandsänderung der Turbine . . 2.3.5 Turbineneintrittstemperatur (TIT) . . . . . . 2.4 Verbrennung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.4.1 Verbrennungssauerstoffverhältnis . . . . . . 2.4.2 Adiabate Flammentemperatur . . . . . . . . 2.4.3 Laminare Flammengeschwindigkeit . . . . . 2.4.4 Stickoxid-Bildungsmechanismen . . . . . . 2.5 Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.1 Joule-Prozess . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.2 Realer Prozess . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5.3 Sequentielle Verbrennung . . . . . . . . . . 2.5.4 Gas-und-Dampfturbinen-Kraftwerk . . . . . 2.6 CO2-Sequestrierung . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.6.1 Post-combustion mit Abgasrezirkulation . . . 2.6.2 Oxyfuel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

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Methodik 3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses . . . . . . . 3.1.1 Eingesetzte Hilfsmittel . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1.2 Modellierung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1.3 Referenzgasturbine GT26 . . . . . . . . . . . . . . 3.1.4 Referenzprozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.1.5 Anpassung des Modells an versch. Betriebszustände

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3 3 5 5 6 8 8 10 10 11 11 12 12 12 13 14 15 15 16 17 18 19

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23 24 24 26 32 35 38

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Inhaltsverzeichnis 3.2

3.3

4

5

Reaktionskinetische Studie der Verbrennung . . . . . . . 3.2.1 Cantera . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.2.2 Reaktionsmechanismus GRI-Mech 3.0 . . . . . Verbrennungsversuche . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.1 Versuchsaufbau für Luft und Abgasrezirkulation 3.3.2 Versuchsaufbau für Oxyfuel-Verbrennung . . . . 3.3.3 Komponenten des Versuchsstandes . . . . . . . 3.3.4 Messtechnik . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.3.5 Versuchsdurchführung . . . . . . . . . . . . . .

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Ergebnisse 4.1 Einfluss auf das Arbeitsmittel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2 Einfluss auf den Verdichter . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.1 Eintrittszustand . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.2.2 Thermodynamische Eigenschaften des Arbeitsmittels . . . . 4.2.3 Zustandsänderung und Austrittszustand . . . . . . . . . . . 4.3 Einfluss auf die Turbinen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.3.1 Eintrittszustand Hochdruckturbine . . . . . . . . . . . . . . 4.3.2 Zustandsänderung und Austrittszustand Hochdruckturbine . 4.3.3 Eintrittszustand Niederdruckturbine . . . . . . . . . . . . . 4.3.4 Zustandsänderung und Austrittszustand Niederdruckturbine 4.3.5 Einfluss auf den Arbeitsmittelmassenstrom . . . . . . . . . 4.4 Einfluss auf das Sekundärluftsystem . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5.1 Eintrittsbedingungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.5.2 Auswirkungen auf die Verbrennung in der EV-Brennkammer 4.6 Einfluss auf die SEV-Brennkammer . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.6.1 Eintrittsbedingungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.6.2 Auswirkungen auf Verbrennung in der SEV-Brennkammer . 4.7 Einfluss auf das Gesamtsystem Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . 4.7.1 Elektrische Leistung . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.7.2 Nettowirkungsgrad . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.7.3 Auswirkungen auf den Abhitzedampfkraftprozess . . . . . . 4.7.4 Einfluss auf die CCS Anlage . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.7.5 Einfluss der Sauerstoffreinheit . . . . . . . . . . . . . . . . Zusammenfassung und Ausblick

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45 45 47 47 48 49 50 55 58

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61 62 65 65 66 68 69 70 70 71 71 72 74 75 75 80 94 94 97 101 101 103 103 105 108 111

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

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Abbildungsverzeichnis 2.1

Prinzipielle Darstellung der Zustandsänderung im Mittenschnitt eines Axialverdichters und der dazu gehörenden polytropen Zustandsänderung im T ,s-Diagramm [17] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.2 Verschiedene Definitionen von Turbineneintrittstemperaturen in einem schematischen T ,s-Diagramm nach [43] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.3 Schaltbild einer einfachen Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.4 Joule-Prozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.5 Zwischenerhitzung einer Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.6 Der Gas- und Dampfkraftprozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.7 Schema der Abgasrezirkulation . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 2.8 Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Systemgrenze . . . . . . . . . . . . . . . 2.9 Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Verdichter . . . . . . 2.10 Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Brennkammer . . . 3.1 3.2 3.3 3.4 3.5 3.6 3.7 3.8 3.9

3.10

3.11 3.12 3.13 3.14 3.15 3.16

Brennkammerbilanz . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Bilanz der Mischung des Arbeitsmittels mit dem Kühlmedium der Turbine . . . . Die GT26 der Firma Alstom [5] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema der GT26 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schema des Sekundärluftsystems der GT26 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Berechnetes Sankey-Diagramm der Arbeitsmittel und Zapfluftmassenströme unter Referenzbedingungen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Thermodynamisches Modell des Referenzprozesses der GT26 mit Umgebungsbedingungen TUmg = 10 ◦C, pUmg = 1,013 bar und ϕrel Umg = 83 % . . . . . . . . Ergebnisse des thermodynamischen Kreisprozesses für den konventionellen Betrieb mit Luft bei Umgebungsbedingungen nach ISO 2314 [1] . . . . . . . . . . Ergebnisse des thermodynamischen Kreisprozesses für einen Betrieb unter Abgasrezirkulationsbedingungen mit F GR = 0,48 bei Umgebungsbedingungen nach ISO 2314 [1] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Ergebnisse des thermodynamischen Kreisprozesses für einen Betrieb unter OxyfuelBedingungen mit einer Zugabe von Sauerstoff vor dem Verdichter und einem Sauerstoffverhältnis in der SEV-Brennkammer von λO2 = 1,01 . . . . . . . . . . Schema des Versuchsstandes für Abgasrezirkulationsversuche . . . . . . . . . . Schema des Versuchsstandes für Oxyfuelversuche . . . . . . . . . . . . . . . . . Obere Ebene des Versuchsstandes mit Regelventilen, Seitenkanalverdichter, Brennwertkessel und Kühlkreisläufen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schematische Darstellung der Einlaufstrecke mit der Brennkammer [24] . . . . . Schnitt durch ein Modell der Brennkammer [25] . . . . . . . . . . . . . . . . . . Schnittansichten des Brenners [24] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

8 11 14 14 16 17 18 19 21 21 28 29 32 32 34 34 37 42

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45 48 50 51 52 53 53

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Abbildungsverzeichnis 3.17 Brennerhals [48] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 3.18 Flammrohr der Brennkammer mit Zugängen für Messtechnik [25] . . . . . . . .

54 54

4.1 4.2 4.3 4.4 4.5 4.6 4.7 4.8 4.9 4.10 4.11 4.12 4.13 4.14 4.15 4.16

63 64 65 66 67 67 68 69 70 71 72 73 73 74 75

4.17 4.18 4.19 4.20 4.21 4.22 4.23 4.24 4.25 4.26

4.27 4.28

iv

Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die Gasturbine . . . . . . . . Konzentration des Kohlenstoffdioxids im Arbeitsmittel am Eintritt in den Verdichter Dichte des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter . . . . . . . . . . . . . . Temperatur des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter . . . . . . . . . . . . Isobare Wärmekapazität des Arbeitsmittel am Eintritt in den Verdichter . . . . . Isentropenexponent des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter . . . . . . . Druck des Arbeitsmittels am Austritt aus dem Verdichter . . . . . . . . . . . . . Temperatur des Arbeitsmittels am Austritt aus dem Verdichter . . . . . . . . . . Druck des Arbeitsmittels am Austritt aus der Hochdruckturbine . . . . . . . . . . Temperatur des Arbeitsmittels am Austritt aus der Hochdruckturbine . . . . . . . Temperatur des Arbeitsmittels am Austritt aus der Niederdruckturbine . . . . . . Schallgeschwindigkeit des Arbeitsmittels am Eintritt in die Niederdruckturbine . Volumenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die Niederdruckturbine . . . . . Massenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die Niederdruckturbine . . . . . . Wärmekapazität des Arbeitsmittels am Austritt aus der EV-Brennkammer . . . . Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die EV-Brennkammer nach Zugabe des Brennstoffs und des Sauerstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel am Eintritt in die EV-Brennkammer ohne Berücksichtigung des Brennstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatur des Arbeitsmittels am Eintritt in die EV-Brennkammer nach Zugabe des Sauerstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Volumenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die EV-Brennkammer . . . . . . Relative Aufenthaltszeit des Arbeitsmittels in der EV-Brennkammer bezogen auf die Aufenthaltszeit bei einem Betrieb mit Luft . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Temperatur über der Zeit für Luft und Abgasrezirkulation in der EV-Brennkammer bei Tein = 873 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation der Abgasrezirkulation bei Tein = 873 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Äquivalenzverhältnis in der EV-Brennkammer aus dem Kreisprozessmodell und bei den Experimenten gemessen . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Experimentelle Untersuchung der Emissionen am Austritt einer generischen Gasturbinenbrennkammer mit m ˙ BS = 0,0355 kgs und Tad = 1350 ◦C . . . . . . . . . Experimentelle Untersuchung der Kohlenstoffdioxid- und Sauerstoffkonzentrationen am Austritt einer generischen Gasturbinenbrennkammer . . . . . . . . . . CO-Konzentration über der Zeit für verschiedene Rezirkulationsraten bei einem Anfangszustand von p = 1,013 bar, T = 1273 ◦C und φ entsprechend Abbildung 4.23 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Zündverhalten für Luft und Oxyfuel-Bedingungen mit Sauerstoffzugabe vor Verdichter bei Eintrittstemperatur von Tein = 873 K in die EV-Brennkammer . . . . Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation des CO2 /O2 -Gemisches und einer Initialtemperatur von Tein = 873 K über dem Äquivalenzverhältnis . . . . . .

76 77 78 79 79 81 81 82 83 84

85 86 87

Abbildungsverzeichnis 4.29 Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation der Eintrittstemperatur für ein CO2 /O2 -Gemische mit xO2 = 17,5 Vol.-% und pein = 1,013 bar über dem Äquivalenzverhältnis . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.30 Konzentration von O2 und CO über dem Verbrennungssauerstoffverhältnis λO2 für verschiedene Arbeitsmittelzusammensetzungen . . . . . . . . . . . . . . . . 4.31 CO-Konzentration über dem Restsauerstoffgehalt . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.32 Kohlenmonoxidkonzentration im Gleichgewicht für das Brennstoff-/Oxyfuelarbeitsmittelgemisch bei Tad = 1600 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.33 Gemessene Kohlenstoffmonoxidkonzentration logarithmisch aufgetragen über der Temperatur im Austritt der Brennkammer mit Angabe des Sauerstoffverhältnisses λO2 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.34 Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die SEV-Brennkammer nach Zugabe des Brennstoffs und des Sauerstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.35 Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel am Eintritt in die SEV-Brennkammer nach Zugabe des Sauerstoffs . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.36 Temperatur des Arbeitsmittels am Eintritt in die SEV-Brennkammer . . . . . . . 4.37 Volumenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die SEV-Brennkammer . . . . . 4.38 Relative Aufenthaltszeit des Arbeitsmittels in der SEV-Brennkammer bezogen auf die Aufenthaltszeit bei einem Betrieb mit Luft . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.39 Temperatur über der Zeit für Luft und Abgasrezirkulation bei einer Eintrittstemperatur in die SEV-Brennkammer von 1173 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.40 Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation der Abgasrezirkulation von Luft bei Tein = 1173 K . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.41 Vergleich der Zündverzugszeit beim Betrieb mit Luft und unter Oxyfuel-Bedingungen anhand des Temperaturverlaufes für die Eintrittsbedingungen der SEVBrennkammer, wie sie sich aus dem Kreisprozessmodell ergeben . . . . . . . . . 4.42 Temperatur über der Zeit für Luft und Oxyfuel-Verbrennung für die SEV-Brennkammer bei gleicher Eintrittstemperatur Tein = 1173 K mit Druck und Zusammensetzung aus Kreisprozessmodell . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.43 Flammengeschwindigkeit Temperaturvariation für Luft . . . . . . . . . . . . . . 4.44 Systemgrenze um die Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.45 Elektrische Nettoleistung der Gasturbine . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.46 Relativer Nettowirkungsgrad der Gasturbine bezogen auf den Betrieb bei Luft . . 4.47 Massenstrom des Arbeitsmittels am Austritt aus der Gasturbine . . . . . . . . . . 4.48 Enthalpiestrom, der am Austritt der Gasturbine mit dem Abgas an den Abhitzedampfprozess übertragen wird, bezogen auf den Betrieb mit Luft . . . . . . . . . 4.49 Zusammensetzung des Abgases am Austritt aus der Gasturbine . . . . . . . . . . 4.50 Kohlenstoffdioxidkonzentration im trockenen Abgas . . . . . . . . . . . . . . . 4.51 Sauerstoffkonzentration im trockenen Abgas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.52 Massenstrom des Arbeitsmittels zur Kohlendioxidabtrennung . . . . . . . . . . . 4.53 Auswirkungen der Sauerstoffreinheit auf die Konzentration von Kohlenstoffdioxid im Abgas . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 4.54 Auswirkungen der Variation der Sauerstoffreinheit auf die Zusammensetzung des trockenen Abgases . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

88 90 92 92

93 94 95 96 96 97 98 99

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100 101 102 102 103 104 105 105 106 107 108 109 109

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Tabellenverzeichnis 3.1 3.2 3.3 3.4 3.5

3.6 3.7 3.8 4.1 4.2

Definition der thermodynamischen Zustände . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Technische Daten der GT26 [4] Status 2014 bei ISO-Bedingungen von 15 ◦C und ϕrel = 60 % . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Technische Daten der GT26 in Block D des GuD-Kraftwerks Lingen Status 2009 bei 10 ◦C und ϕrel = 83 % . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Randbedingungen Referenzprozess . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Änderungsfaktoren des benötigten Kühlluftmassenstroms für die EV-Brennkammer (EV), das Leitrad der Hochdruckturbine (HDT), der SEV-Brennkammer (SEV) und dem Leitrad der Niederdruckturbine (NDT) nach Kuhröber [40] . . . . . . . Einsatz und Messbereich der verwendeten Drucksensoren . . . . . . . . . . . . . Einsatz und Messbereich der verwendeten Massendurchflussregler . . . . . . . . Messbereich und Messverfahren der AMA 1800 . . . . . . . . . . . . . . . . . . Stoffwerte für Moleküle des Arbeitsmittels bei T0 = 298,15 K und p0 = 1 bar nach [9] . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . Sauerstoffverhältnis und Restsauerstoffgehalt bei Erreichen der Löschgrenze für verschiedene Oxyfuel-Arbeitsmittel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

A.1 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für Luft aus der Umgebung bei ISO2314-Standardbedingungen [1] als Arbeitsmittel . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . A.2 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine für den Betrieb bei einer Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0,24 . . . . . . . . . . . . . A.3 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine für den Betrieb bei einer Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0,48 . . . . . . . . . . . . . A.4 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdicher und einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 SEV = 1,01 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . A.5 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdicher und einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 SEV = 1,20 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . A.6 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor den Brennkammern und einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 = 1,01 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . .

26 33 33 36

43 56 57 58 64 91

122 123 124

125

126

127

vii

Symbolverzeichnis A.7 Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor den Brennkammern und einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 = 1,20 . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 128

viii

Symbolverzeichnis A a c cT D E F GR H h H˙ Hu M m ˙ Ma n omin p q

Fläche / m2 Schallgeschwindigkeit / ms Strömungsgeschwindigkeit im Absolutsystem / isotherme spezifische Wärmekapazität / kgkJPa Durchmesser / m Exponent / 1 Abgasrezirkulationsrate / 1 Enthalpie / kJ kJ spezifische Enthalpie / kg

m s

Enthalpiestrom / MW kJ Heizwert / kg kg kmol Massenstrom / kgs

Molmasse /

Machzahl / 1 Polytropenexponent / 1 Mindestsauerstoffbedarf / 1 Totaldruck / bar kJ spezifische Wärme / kg kJ kg K

R

spezifische Gaskonstante /

s SL SN ST T t u V˙

spezifische Entropie / kgkJK laminare Flammengeschwindigkeit / ms Drallzahl / 1 turbulente Flammengeschwindigkeit / ms Temperatur / K Zeit / s Umfangsgeschwindigkeit / ms

v w x y

spezifisches Volumen / mkg Strömungsgeschwindigkeit im Relativsystem / Molenbruch / Vol.-% kJ spezifische Strömungsarbeit / kg

Volumenstrom /

m3 s 3

m s

ix

Symbolverzeichnis y Massensbruch / kg kg Z Realgasfaktor / 1 Griechische Symbole η Wirkungsgrad / % κ Isentropenexponent / 1 λ Verbrennungssauerstoffverhältnis / 1 νpol Polytropenverhältnis / 1 π Druckverhältnis / 1 ρ Dichte / mkg3 φ Äquivalenzverhältnis / 1 Abkürzungen und Indizes ABB Asea Brown Boveri Abg Abgas AHDE Abhitzedampferzeuger MEA Monoethanolamin AMA Abgasmessanlage AM Arbeitsmittel AR Argon Aus Austritt BK Brennkammer BP Betriebspunkt BS Brennstoff GuD-KW Gas-und-Dampfturbinen-Kraftwerk int intern BWK Brennwertkessel CCS Carbon (Dioxide) Capture and Storage CO2 Kohlenstoffdioxid CO Kohlenstoffmonoxid Ein Eintritt el elektrisch EOR Enhanced Oil Recovery EV Environmental (Erste Brennkammer der GT26) FGR Abgasrezirkulationsrate ges gesamt GGW (chemisches) Gleichgewicht GT Gasturbine H2 O Wasser HDT Hochdruckturbine

x

Symbolverzeichnis i IR KL K L min N2 n NDT NO NOx O2 Ref SEV st tat TIT T UHC Umg URAS V v ZL ZM

Komponente i Infrarot Kühlluft Kühl laminar mindestStickstoff nach Niederdruckturbine Stickstoffmonoxid Stickoxide Sauerstoff Referenz Sequential Environmental (Zweite Brennkammer der GT26) stöchiometrisch tatsächlich Turbineneintrittstemperatur Turbine unverbrannte Kohlenwasserstoffe Umgebung Ultrarot Absorptions-Schreiber Verdichter vor Zapfluft Zapfmedium

xi

Kapitel 1 Einleitung Der Weltklimarat kommt in seinem fünften Sachstandsbericht zu der Erkenntnis, dass es extrem wahrscheinlich ist, dass der menschliche Einfluss der Hauptgrund für die seit 1950 beobachtete globale Erwärmung ist [58]. Infolgedessen wurde auf der UN-Klimakonferenz in Paris 2015 beschlossen, den globalen Temperaturanstieg möglichst auf 1,5 ◦C über dem vorindustriellen Niveau zu begrenzen, um Risiken und Auswirkungen des Klimawandels deutlich zu reduzieren [61]. Dazu 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 auf der Verbrennung fossiler Energieträger basieren. In Kombination mit der Abtrennung und Speicherung von CO2 (CCS-Technologie) könnte sich die Verbrennung von Gas zu einer CO2 -armen Technologie entwickeln und eine wichtige Rolle bei der Reduzierung der Treibhausgase einnehmen [2]. Bei der Erzeugung von einer kW h thermischer Energie aus Erdgas, werden etwa 200 g CO2 freigesetzt. Aufgrund des niedrigeren Kohlenstoff/Wasserstoff-Verhältnisses ist dieser Wert erheblich niedriger als bei Steinkohle mit etwa 340 kWg h und Braunkohle mit über 370 kWg 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 dazu sind bei kohlebefeuerten Dampfkraftwerken zur Zeit Wirkungsgrade bis 45 % erreichbar [7]. Die Kombination aus niedrigeren spezifischen, auf den Energieinhalt bezogenen CO2 -Emissionen und höherem Nettowirkungsgrad, führt zu deutlich niedrigeren CO2 -Gesamtemissionen. Die CO2 -Gesamtemissionen der Stromerzeugung in deutschen GuD-Kraftwerken, die inklusive der Emissionen, die bei Bau, Betrieb, Wartung, Reparaturen und Entsorgung der Anlagen freigesetzt werden, liegen zwischen 400 und 550 kWg h . Damit sind diese um etwa die Hälfte niedriger als die CO2 -Gesamtemissionen der Stromerzeugung in deutschen Kohlekraftwerken, die zwischen 750 und 1200 kWg h liegen [62]. Trotzdem gibt es Szenarien, in denen der Einsatz von Gasturbinenkraftwerken in Kombination mit 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 entstehenden CO2 abgetrennt werden, gibt es neben der schlichten Abtrennung aus dem Abgas verschiedene Konzepte, trotzdem hohe Gesamtwirkungsgrade zu erreichen. Eine Möglichkeit besteht darin, das Abgas der Gasturbine zu rezirkulieren, wodurch im Abgas der Gasturbine höhere CO2 -Konzentrationen erreicht werden, die wiederum die Effizienz der anschließenden Abtrennung steigern. Eine andere Methode ist die Oxyfuel-Verbrennung. Dabei wird die Gasturbine mit einem 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 abgeschieden werden muss.

2

Kapitel 2 Grundlagen In diesem Kapitel sollen die für das Verständnis der Arbeit notwendigen Grundlagen vermittelt werden. Dazu werden zunächst der aktuelle Stand der Technik und die daraus resultierenden Ziele der Arbeit dargestellt. Anschließend folgen grundlegende Zusammenhänge aus dem Bereich der Thermodynamik und es werden die Grundlagen der Verbrennung erläutert, bevor das Kapitel mit der Erläuterung der Abscheidung des Kohlenstoffdioxids schließt.

2.1 Stand der Technik Während die Abgasrezirkulation und der Oxyfuel-Prozess im Bereich der Verbrennung von Kohle schon seit langem Gegenstand intensiver Forschung sind, wurden diese Prozesse bei der Verbrennung von Erdgas oder anderen Brennstoffen in Gasturbinen noch vergleichsweise wenig erforscht. Kvamsdal et al. [42] haben neun Konzepte zur Kohlenstoffdioxid-Abtrennung bei erdgasgefeuerten Gasturbinen verglichen. Dabei stellte sich bei allen untersuchten Konzepten noch ein großer Entwicklungsbedarf heraus. Ein aussichtsreiches Konzept ist der Oxyfuel-Betrieb einer Gasturbine, bei dem der Bereich der Brennkammer jedoch noch großer Weiterentwicklung bedarf. Sanz et al. [54] haben den Oxyfuel-Prozess einem Graz-Cycle mit Kohlenstoffdioxid-Abtrennung gegenübergestellt, da sich mit beiden Prozessen hohe Wirkungsgrade erreichen lassen. Dazu wurden die Kreisprozesse mit einem entsprechenden Simulationstool berechnet und anschließend einer wirtschaftlichen Betrachtung unterzogen. Dabei zeigte sich, dass die mit dem Graz-Cycle erreichbaren Kohlenstoffdioxid-Vermeidungskosten etwa 5 e pro Tonne abgeschiedenem Kohlenstoffdioxid niedriger sind als beim Oxyfuel-Prozess. Sundkvist et al. [31] haben zwei Oxyfuel-Gasturbinen-Kreisprozesse im 125 MW-Bereich bei unterschiedlichen Feuchten im Arbeitsmittel mit dem Ziel der Entwicklung einer Demonstrationsanlage untersucht. Die Kreisprozesse wurden dabei mithilfe einer Prozesssimulationssoftware analysiert. Als Randbedingung wurde die Turbinenaustrittstemperatur vorgegeben. Dies führte

3

Kapitel 2 Grundlagen zu einem erheblich höheren Druckverhältnis als bei einer konventionellen Gasturbine, für die eine zweistufige Verdichtung angenommen wurde. Es zeigte sich, dass bei dem Prozess mit der niedrigeren relativen Feuchte erheblich bessere Wirkungsgrade möglich sind. Eine Änderung der Austrittstemperatur hatte im Gegensatz dazu keinen großen Einfluss auf den Wirkungsgrad. Die Verbrennung von Erdgas oder Methan mit Sauerstoff und rezirkuliertem Arbeitsmittel weicht von der Verbrennung in Luft deutlich ab. So führt die Verbrennung unter Oxyfuel-Bedingungen zunächst zu höheren Flammengeschwindigkeiten, höheren Flammentemperaturen und anderen Stabilitätsgrenzen. Während die Verbrennung von Kohle unter Oxyfuel-Bedingungen schon seit längerem Gegenstand der Forschung ist, ist die Verbrennung von Erdgas unter Oxyfuel-Bedingungen noch verhältnismäßig wenig erforscht. So gibt es bisher kaum Erkenntnisse über das Design und den zuverlässigen Betrieb von Gasturbinen-Brennkammern unter Oxyfuel-Bedingungen [52]. Ziel der Verbrennung unter Oxyfuel-Bedingungen ist eine hohe Stabilität und niedrige Eintrittstemperaturen in die Turbine. Dies lässt sich nach Liu et al. [46] durch eine Optimierung der Sauerstoffkonzentration im Oxidator aus Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff erreichen. So soll der Arbeitsmittelstrom oberhalb des Brenners eine Sauerstoffkonzentration von 24 Vol.-% bei einer Temperatur von 520 K besitzen. Kutne et al. [41] haben die Stabilität drallstabilisierter Methan Flammen in einem Arbeitsmittel aus Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff mit Sauerstoffkonzentrationen von 20 bis 40 Vol.-% und einem Äquivalenzverhältnis von 0,5 bis 1 untersucht. Sie geben an, dass es selbst unter stöchiometrischen Bedingungen nicht möglich war, den Brenner mit Sauerstoffkonzentrationen unter 22 Vol.-% zu betreiben. Amato et al. [6] haben ebenfalls die Stabilität der drallstabilisierten Verbrennung von Methan unter Oxyfuel-Bedingungen untersucht. Sie kamen zu dem Ergebnis, dass die Stabilitätsgrenzen unter Oxyfuel-Bedingungen bei atmosphärischen Bedingungen im Vergleich zu der Verbrennung mit Luft enger werden. Außerdem wird die Löschgrenze im Vergleich zu Luft schon bei um 300 K höheren Temperaturen erreicht. Die separate Zuführung von Brennstoff und dem Oxidator aus Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff wurde von Shi et al. [56] untersucht. Dabei wurden der Brennstoff und der Oxidator dem Brennraum über verschiedenen Schlitze zugeführt. Es zeigte sich, dass sich eine höhere Stabilität erreichen lässt, wenn ein Teil des Kohlenstoffdioxids mit dem Brennstoff zugeführt wird. Choi et al. [20] haben Versuche mit einer turbulenten Freistrahlflamme mit Methan und reinem Sauerstoff durchgeführt. Sie konnten zeigen, dass die Löschgrenzen im Gegensatz zu einer Flamme mit Luft als Oxidator weiter auseinanderliegen. Weitere Stabilitätsuntersuchungen an drallbehafteten Freistrahlflammen wurden von Habib et al. [32] und Runyon et al. [52] durchgeführt. Sie konnten eine hohe Stabilität bei einem Äquivalenzverhältnis von φ = 0,65 nachweisen, wobei bei diesem Äquivalenzverhältnis selbst bei höheren Massenströmen im Oxidator mindestens ein Sauerstoffgehalt 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 Oxidator zwei Sauerstoff/Kohlenstoffdioxidmischungen verwendet. Allerdings erfolgte eine Validierung des Modells nur für den Betrieb mit Luft. Es besteht also noch ein großer Forschungsbedarf im Bereich der Verbrennung unter OxyfuelBedingungen in Gasturbinenbrennkammern. Diese Arbeit soll helfen, diese Lücke ein Stück weit zu 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 Techniken zur Verfügung. Die aktuell verfügbaren Abscheidetechnologien haben jedoch alle gemein, dass der Preis je abgeschiedener Tonne Kohlenstoffdioxid stark von der Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas abhängt. Deshalb sollen in dieser Arbeit verschiedene technische Möglichkeiten untersucht und verglichen werden, mit denen es möglich ist, die Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas zu erhöhen. Dazu soll anhand einer am Markt verfügbare Heavy-Duty-Gasturbine untersucht werden, welche Kohlenstoffdioxidkonzentrationen sich bei dem Betrieb der Gasturbine mit Abgasrezirkulation und durch den Einsatz des Oxyfuel-Prozesses erreichen lassen. Die Hardware der Gasturbine soll dabei so wenig wie möglich geändert werden. Die erreichbaren Kohlenstoffdioxidkonzentrationen hängen stark von den Prozessparametern des Kreisprozesses und der Verbrennung in den beiden Brennkammern der Gasturbine ab. Um die Verbrennung detailliert zu betrachten, werden neben der theoretischen Analyse der Verbrennungsprozesse auch experimentelle Untersuchungen an einer generischen Gasturbinenbrennkammer durchgeführt. Diese dienen dazu, den Stabilitätsbereich und die Kohlenstoffdioxidkonzentrationen, die sich bei einer stabilen Verbrennung erreichen lassen, zu untersuchen. Des Weiteren hat die Reinheit des eingesetzten Sauerstoffs beim Oxyfuel-Prozess einen großen Einfluss auf die erreichbare Kohlenstoffdioxidkonzentration am Austritt aus der Gasturbine. Dieser Einfluss wird durch das Simulieren des thermodynamischen Kreisprozesses mit verschiedenen Reinheiten des eingesetzten Sauerstoffs analysiert.

2.3 Thermodynamische Grundlagen In diesem Abschnitt werden die für das Verständnis der Arbeit nötigen thermodynamischen Zusammenhänge dargestellt.

5

Kapitel 2 Grundlagen

2.3.1 Thermodynamische Zustandsgrößen Um den thermodynamischen Zustand eines homogenen Fluides eindeutig zu beschreiben, sind zwei intensive Zustandsgrößen nötig. Intensive Größen sind Zustandsgrößen, die sich bei unterschiedlicher Größe des Systems nicht ändern, wie zum Beispiel die Temperatur T , der Druck p oder die Dichte ρ. Um auch die Größe des Systems anzugeben, wird außerdem eine extensive Zustandsgröße benötigt [19]. Extensive Größen sind Zustandsgrößen, die sich mit der Größe des betrachteten Systems ändern, wie zum Beispiel die Masse m oder die Stoffmenge n. Während die Masse m durch Wägen bestimmt wird, ist die Stoffmenge n ein Maß für die Anzahl der Teilchen. Dabei hat man die Menge Teilchen, aus denen 12 kg des Kohlenstoff-Isotops 12 C 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 die Mengengrößen auf die Zeit. Damit erhält man den Stoffmengenstrom n, ˙ der auch als Molenstrom bezeichnet wird. Entsprechendes gilt für den Massenstrom m. ˙ Liegen die Stoffe nicht mehr in reiner Form, sondern als Stoffgemisch vor, benötigt man Größen, um deren Zusammensetzung zu beschreiben. Dabei werden die Bestandteile als Komponenten bezeichnet. Ein Gemisch, das sich aus den Komponenten A, B, C, ... zusammensetzt, hat die Gesamtmasse mges = mA + mB + mC + . . . =

X

mi ,

(2.2)

die sich aus den Komponentenmassen mi zusammensetzt. Gleiches gilt für die Stoffmengenbilanz

nges = nA + nB + nC + . . . =

X

ni .

(2.3)

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

6

mi mges

(2.4)

2.3 Thermodynamische Grundlagen genannt, angeben oder entsprechend durch den Molanteil oder Molenbruch xi =

ni . nges

(2.5)

Die Umrechnung zwischen dem Molen- und dem Massenbruch erfolgt über die Molmassen der Komponente Mi und des Stoffgemischs Mges =

X

(Mi · xi )

(2.6)

mit y i = xi ·

Mi . Mges

(2.7)

Neben den extensiven und intensiven Zustandsgrößen wird weiterhin zwischen den thermischen Zustandsgrößen, zum Beispiel T , p und V , die direkt gemessen werden können, und den kalorischen Zustandsgrößen, zum Beispiel der spezifischen inneren Energie u, die berechnet werden 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): ∂u |v=const ∂T

cv ≡

(2.9)

• Spezifische Wärmekapazität cp bei konstantem Druck (isobare Wärmekapazität): ∂h |p=const ∂T

cp ≡

(2.10)

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

∂h |T=const ∂p

(2.11)

• Isentropenexponent κ als Verhältnis der Wärmekapazitäten cp und cv κ≡

cp cv

(2.12)

7

Kapitel 2 Grundlagen • Schallgeschwindigkeit a s a=

∂p |s=const ∂ρ

(2.13)

2.3.2 Reales Gas In der Thermodynamik wird häufig mit der Vereinfachung des idealen Gases gearbeitet, um die beschreibenden Gleichungen des thermodynamischen Zustandes analytisch lösen zu können. Eine mögliche Alternative dazu ist das reale Gas, bei dem es sich immer noch um ein Modell handelt. Bei dem Modell des realen Gases werden die Gasteilchen nicht als Punktmasse angesehen, sondern es werden die endliche Ausdehnung der Teilchen und Anziehungskräfte zwischen den Teilchen berücksichtigt. Für die Beschreibung des thermodynamischen Zustands eines realen Gases gibt es eine Vielzahl von Zustandsgleichungen. In dieser Arbeit wird für die Berechnung der Zustände des Arbeitsmittels und des Brennstoffs das Programm Refprop verwendet. Es verwendet die genausten verfügbaren Gleichungen, um die thermodynamischen Daten und die Transporteigenschaften 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, lässt sich sowohl experimentell als auch theoretisch nur sehr schwer erfassen. Es ist offensichtlich, dass die 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 T Wirklicher Verlauf der Zustandsänderung in einem realen Verdichter

A

t

ons

p

=c E

E

pA =

t cons

Angenäherter Verlauf der wirklichen Zustandsänderung durch eine sog. POLYTROPE

s

Abbildung 2.1: Prinzipielle Darstellung der Zustandsänderung im Mittenschnitt eines Axialverdichters und der dazu gehörenden polytropen Zustandsänderung im T ,sDiagramm [17] für eine Integration der Gibbsschen Gleichung der Verlauf der zu integrierenden Funktion v(p)

8

2.3 Thermodynamische Grundlagen bzw. T (s) längs des Integrationsweges bekannt sein muss, hat es sich in der Praxis als probat erwiesen, den wirklichen Verlauf durch einen einfach zu approximierenden theoretischen Zustandsänderungsverlauf zu beschreiben. Dieser wird dadurch definiert, dass längs des Zustandsänderungsweges für alle infinitesimalen Wegelemente das Verhältnis der Enthalpieänderung dh zur spezifischen Strömungsarbeit dy = v · dp konstant sein soll. [17]

Für reale Gase gilt damit nach [12] für eine Änderung der thermischen Zustandsgrößen p und T die polytrope Zustandsänderung mit dem Polytropenverhältnis νpol :=

dh v · dp

νpol · v · dp =dh ∂h ∂h dh = |p=const · dT + |T=const · dp = cp · dT + cT · dp ∂T ∂p νpol · v − cT dT = · dp. cp

(2.14) (2.15) (2.16) (2.17)

Die Integration über ein Druckintervall von p1 nach p2 ergibt Z

p2

T2 = T1 + p1

νpol · v − cT · dp, cp

(2.18)

woraus sich nach iterativer numerischer Integration die analytische Lösung  T2 = T1 ·

p2 p1

E12 (2.19)

mit dem Exponenten E12 ergibt. Näherungsweise kann E12 nach [12] als arithmetischer Mittelwert bestimmt werden: i h νpol −cT2 /v2 νpol −cT1 /v1 + cp /(R·Z2 ) cp1 /(R·Z1 ) 2 E12 ≈ E¯12 = . (2.20) 2

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

Kapitel 2 Grundlagen

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 ·

p2 p1

E12 (2.23)

mit dem Exponenten h E12 ≈ E¯12 =

νpol −cT1 /v1 cp1 /(R·Z1 )

+

νpol −cT2 /v2 cp2 /(R·Z2 )

i

2

(2.24)

als arithmetischer Mittelwert ergibt. Die polytrope Zustandsänderung in der Turbine wird, analog zum Verdichter, als adiabate Zustandsänderung, also ohne Wärmeaustausch mit der Umgebung, angenommen. Daraus ergibt sich nach [60], dass das Polytropenverhältnis, entsprechend Gleichung 2.22, dem polytropen Wirkungsgrad 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 Verbindung mit einem jeweils optimalen Druckverhältnis zu besseren Wirkungsgraden. Allerdings ist die Turbineneintrittstemperatur durch die thermische Belastbarkeit des Schaufelmaterials der Turbine beschränkt. In der Literatur haben sich nach [43] verschiedene Definitionen für die TIT etabliert. Die wichtigsten sind in Abbildung 2.2 als Ausschnitt aus einem T,s-Diagramm dargestellt. Als Randbedingung für das Modell der Brennkammer wird die TIT nach ANSI B 133.1 [8] verwendet, bei der es sich um die Laufradeintrittstemperatur handelt, da die erste Laufradreihe der Turbine das am stärksten belastete Bauteil ist. Dort treten neben den hohen thermischen Belastungen, ausgelöst durch die Fliehkräfte an den Schaufeln auch hohe mechanische Belastungen auf. Außerdem wir erst hier technische Arbeit geleistet. Damit ist diese Temperatur für die Berechnung der Tur-

10

2.4 Verbrennung Brennkammer-Austrittstemperatur ΔT durch Beimischung von kalter Luft vor der ersten Leitreihe

API 616/1992 ΔT durch Beimischung der Kühlluft der ersten Leitreihe

ANSI B 133.1/1978 T

ΔT durch Beimischung der gesamten Kühl- und Leckageluft

ISO 2314/1989 s

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

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

2.4 Verbrennung Im Folgenden sind die in dieser Arbeit verwendeten theoretischen Zusammenhänge aus dem Bereich der Verbrennung zusammengefasst.

2.4.1 Verbrennungssauerstoffverhältnis Um eine bestimmte Masse mBS eines Brennstoffes vollständig zu verbrennen, ist entsprechend den zugrunde liegenden Reaktionen eine bestimmte Masse mO2 Sauerstoff nötig. Setzt man diese Massen in Beziehung zueinander, erhält man den theoretischen Mindestsauerstoffbedarf pro eingesetztem Brennstoff omin =

mO2 mBS

(2.26)

Wird der Verbrennung genau der Mindestsauerstoffbedarf zugeführt, spricht man von einer stöchiometrischen Verbrennung. Wird weniger Sauerstoff zugeführt, bezeichnet man dies als fettes Gemisch, umgekehrt als mageres Gemisch. Da bei der realen Verbrennung immer etwas mehr Sauerstoff als der theoretische Mindestsauerstoffbedarf vorliegt, wird hier das Verbrennungssauerstoffverhältnis definiert, welches das für die Verbrennung tatsächlich vorliegende Verhältnis

11

Kapitel 2 Grundlagen von Sauerstoff zu Brennstoff auf den Mindestsauerstoffbedarf bezieht:   λO2 =

mO2 mBS

tat

(2.27)

o  min mO2 mBS

= 

mO2 mBS

tat mit:

mO2 tat = mO2 st

mBS tat = 1. mBS st

(2.28)

st

(2.29)

2.4.2 Adiabate Flammentemperatur Nimmt man zur Vereinfachung die Brennkammer als adiabates System an, folgt aus dem ersten Hauptsatz der Thermodynamik die Energieerhaltung dH = 0 bei p = const..

(2.30)

Das heißt, dass das unverbrannte Frischgas und das verbrannte Abgas die gleiche innere Energie bzw. Enthalpie enthalten. Im Frischgas ist die Reaktionsenthalpie noch chemisch gebunden, im Abgas wurde mit ihr bereits das Abgas aufgeheizt. Über die Energiebilanz lässt sich die adiabate Flammentemperatur bestimmen, auf die das Abgas theoretisch ohne Wärmeverluste aufgeheizt werden würde.

2.4.3 Laminare Flammengeschwindigkeit Die Flammenposition wird durch die Strömungsgeschwindigkeit des Arbeitsmittels und die Ausbreitungsgeschwindigkeit der Flamme festgelegt. Stimmen die Beträge der Geschwindigkeiten überein, bildet sich eine ortsfeste Flamme. Die Geschwindigkeit, mit der sich eine ebene Flammenfront orthogonal zu ihrer Oberfläche ausbreitet, wird als Flammengeschwindigkeit bezeichnet. Sie ist ein Maß für die chemische Reaktivität des Brennstoff-/Arbeitsmittelgemischs [26]. Abhängig von der Reynoldszahl der Strömung unterscheidet man die laminare SL und die turbulente Flammengeschwindigkeit ST . In der laminaren Strömung findet der Energieaustausch durch 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 StickoxidEmissionen. Dabei werden verschiedene Mechanismen unterschieden, die beschreiben, wie die Emissionen gebildet werden.

12

2.5 Gasturbine Thermisches NO (Zeldovich-Mechanismus) Thermisches NO entsteht über den Zeldovich-Mechanismus, dem die drei Elementarreaktionen N2 + O → N O + N

(2.31)

N + O2 → N O + O

(2.32)

N + OH → N O + H

(2.33)

zugrunde liegen. Das NO entsteht hier erst bei hohen Temperaturen, da die erste Reaktion 2.31 wegen der N2 -Dreifachbindung eine hohe Aktivierungsenergie besitzt und daher erst bei sehr hohen Temperaturen abläuft. [63] Promptes NO (Fenimore-Mechanismus) Die Entstehung von prompten NO ist mit dem Radikal CH verbunden. Das intermediär gebildete CH reagiert mit Luftstickstoff zu Blausäure HCN, die dann schnell zu NO weiterreagiert: CH + N2 → HCN + N → ... → N O.

(2.34)

Das CH Radikal wird nur unter brennstoffreichen Bedingungen gebildet. Damit entsteht das prompte NO im Gegensatz zum thermischen NO in der Flammenfront, also der Zone der Wärmefreisetzung [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 über die Bildung von NNH-Radikalen und deren anschließende Oxidation entsprechend den Reaktionen N2 + H → N N H N N H → N O + OH

(2.35) (2.36)

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

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

13

Kapitel 2 Grundlagen zwischen dem Verdichter und der Turbine Energie in Form von Wärme zugeführt, kann die Leistung der Turbine größer als der Bedarf des Verdichters werden. Diese überschüssige Leistung kann anderweitig verwendet werden. In der einfachsten Version besteht eine Gasturbine also aus einem Verdichter, einer Brennkammer und einer Turbine. In Abbildung 2.3 ist eine solche Gasturbine schematisch dargestellt.

Brennstoff Brennkammer Verdichter

Turbine Leistung Abgas

Luft Abbildung 2.3: Schaltbild einer einfachen Gasturbine

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

2

q23

p2

T

3

3 p1

-wt

-wt

2

1

q41

4

4

1 s

v

(a) p,v-Diagramm

(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 über Heizflächen 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 Ausstoßen heißer Abgase in die Umgebung und Ansaugen der Außenluft darstellt.

2.5.2 Realer Prozess Im Gegensatz zum Joule-Prozess, also dem idealisierten verlustfreien Vergleichsprozess, treten beim wirklichen Prozess in Gasturbinen durch Verluste folgende Abweichungen auf: • Die Kompression im ungekühlten Verdichter und die Expansion in der isolierten Turbine erfolgen wegen der Verluste und des nicht adiabaten Abschlusses nicht isentrop, sondern auf einer Polytropen mit sich änderndem Polytropenexponenten. • Wegen der reibungsbehafteten Strömung in der Brennkammer erfolgt die Verbrennung nicht 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 man den Kreisprozess, sind die einfachsten Wege eine Steigerung des Druckverhältnisses im Verdichter und eine Erhöhung der Turbineneintrittstemperatur. Eine weitere Option besteht in der Zwischenerhitzung (Reheat), die in Abbildung 2.5(a) schematisch und in Abbildung 2.5(b) im T ,sDiagramm dargestellt ist. Dabei wird nach der Wärmezufuhr durch die Verbrennung zwischen den Punkten 2 und 3 in einer Hochdruckturbine ein Teil des Drucks abgebaut und anschließend in einer zweiten Brennkammer von 4 nach 5 auf einem niedrigeren Druckniveau erneut Wärme durch 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 Turbineneintrittstemperatur und gleichem polytropen Wirkungsgrad in der Niederdruckturbine eine höhere Abgastemperatur einstellt. 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 Restsauerstoffgehalte im Abgas erreicht. Dies führt auch zu einer höheren Kohlenstoffdioxidkonzentration

15

Kapitel 2 Grundlagen

T

p3 3

5

p2

G Luft 1

2 2

3 4

5

-wt

4

p1 6

6

1 Brennstoff

(a) Schema

s

(b) T ,s-Diagramm

Abbildung 2.5: Zwischenerhitzung einer Gasturbine

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

2.5.4 Gas-und-Dampfturbinen-Kraftwerk In einem Gas-und-Dampfturbinen-Kraftwerk (GuD-Kraftwerk) wird die Energie im Abgas der Gasturbine genutzt, um einen Wasser-Dampfprozess zu betreiben. Dazu wird hinter einer oder mehreren Gasturbinen ein Abhitzedampferzeuger installiert, in dem die im Abgas enthaltene Wärme genutzt wird, um Wasser , zu verdampfen . Der Dampfkraftprozess ist in Abbildung 2.6(b) im T,s-Diagramm dargestellt. Darin ist die mit dem Brennstoff zugeführte Energie als Wärmezufuhr qzu gekennzeichnet. Die vom Abgas der Gasturbine an den Wasser-/Dampf-Prozess intern übertragene Wärme ist als qint und die vom Kondensator an die Umgebung abgegebene Wärme als qab gekennzeichnet. Durch die Nutzung der Abwärme lassen sich so wirkungsgrade von über 60 % erreichen [64]. Im Gegensatz dazu sind 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, wie sich der Gasturbinen- und der Wasser-Dampfprozess kombinieren lassen. Eine Optimierung besteht darin, den Wasser-Dampfprozess mehrstufig auszuführen, um Wärme auf mehreren Temperaturniveaus zu übertragen. Eine andere Möglichkeit ist eine Zusatzfeuerung mit dem gleichen oder auch einem anderen Brennstoff im Abhitzedampferzeuger,

16

2.6 CO2-Sequestrierung Brennstoff

Verd.

Luft

Brennkammer Turbine

AHDE

T Leistung Dampfturbine

qzu qint

Leistung

qab

Abgas

sL, sD

(a) Schema

(b) T ,s-Diagramm

Abbildung 2.6: Der Gas- und Dampfkraftprozess

2.6 CO2-Sequestrierung Die weltweiten Klimaänderungen hängen mit hoher Wahrscheinlichkeit mit den durch die Verbrennung von fossilen Energieträgern freigesetzten Kohlenstoffdioxidemissionen zusammen. Da fossile Energieträger verfügbar und einfach zu nutzen sind, ist weiterhin mit einer Zunahme der Nutzung 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 anschließend einem sicheren Speicher zugeführt werden. Für die Kompression des Kohlenstoffdioxids muss die Gesamtkonzentration der nichtkondensierbaren Gase wie Sauerstoff, Stickstoff, Argon und Kohlenstoffmonoxid unter 4 % liegen [37]. Diese Grenze gilt auch für eine Injektion in Gasund Ölfelder zur Erhöhung der Ölausbeute, im Englischen Enhanced Oil Recovery (EOR) genannt. Hier könnten höhere Konzentrationen dieser Stoffe zu einer Vermischung mit Öl führen. Beim Transport des Kohlenstoffdioxids in Pipelines darf die Konzentration des Wassers 500 ppm nicht überschreiten, um Korrosion und Bildung von Hydraten zu vermeiden. Neben diesen technischen Anforderungen gibt es auch Grenzwerte in Bezug auf Gesundheit und Sicherheit. So ist die Konzentration von CO auf 2000 ppm begrenzt. Für eine Abscheidung des Kohlenstoffdioxids bestehen die Ziele daher üblicherweise in einer hohen Abscheidungsrate (z. B. 90 %) und einer Reinheit des Kohlenstoffdioxids von über 96 % [37]. Bei den Verfahren zur Abtrennung des Kohlenstoffdioxids lassen sich drei Ansätze unterscheiden: Das Kohlenstoffdioxid kann entfernt werden (Pre-combustion), die Verbrennung separierbares Abgas ergibt (Oxyfuel) oder das Kohlenstoffdioxid wird aus dem Abgas abgeschieden (Post-combustion). In diesem Fall, kann die Kohlenstoffdioxidkonzentration durch die Rezirkulation von Abgas noch erhöht werden, wodurch der Wirkungsgrad der Abscheidung steigt [21].

17

Kapitel 2 Grundlagen 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 Bestandteilen des Abgases getrennt werden. Das heute gängige Verfahren dafür ist die Aminwäsche. Dabei wird das Kohlenstoffdioxid von einem Lösemittel absorbiert und anschließend wieder desorbiert. Die Absorption erfolgt bei Temperaturen von etwa 40 bis 65 ◦C und die anschließende Desorption bei etwa 100 bis 120 ◦C [59]. Die Wärme, die nötig ist, um die Temperatur für die Regeneration des Lösungsmittels anzuheben, wird am günstigsten über Anzapfdampf bereitgestellt. Dadurch sinkt jedoch der Wirkungsgrad des Wasser-/Dampfprozesses. Die gängigen Lösungsmittel basieren auf Alkoholaminen. Häufig werden Mischungen aus MEA (Monoethanolamin) und reaktionsbeschleunigenden Aktivatoren eingesetzt. Das MEA wird dabei in einer wässrigen Lösung mit Konzentrationen von etwa 30 % eingesetzt, da es bei höheren Konzentrationen stark korrosiv ist [3]. Dieser Prozess ist umso effizienter, je höher die Kohlenstoffdioxid-Konzentration im Abgas ist [50]. Eine Möglichkeit, die Kohlenstoffdioxid-Konzentration im Abgas zu erhöhen, ist die Abgasrezirkulation [14]. Dabei wird ein Teil des Abgases nach dem Austritt aus dem Abhitzedampferzeuger (AHDE), wie in Abbildung 2.7 dargestellt, gekühlt und zum Eintritt des Ver-

Luft

. mAbg

. mRez Rezirkuliertes Abgas H 2O Abbildung 2.7: Schema der Abgasrezirkulation

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

18

2.6 CO2-Sequestrierung Als Maß für die Rezirkulation wird die Rezirkulationsrate F GR =

m ˙ Rez m ˙ Abg

(2.37)

verwendet. Diese ist als Verhältnis des rezirkulierten Abgases nach dem Kühler zu dem gesamten Abgasmassenstrom am Austritt aus dem AHDE definiert. Die Rezirkulationsrate wird durch die Verbrennung limitiert. Ab einer Rezirkulationsrate von etwa F GR = 48 % herrschen in der Brennkammer unterstöchiometrische Bedingungen, die zu einer unvollständigen Verbrennung des Brennstoffes führen. Doch selbst bei einer Abgasrezirkulationsrate, die zu stöchiometrischen Bedingungen bei der Verbrennung führt, befindet sich im Abgas der Gasturbine ein kleiner Teil Sauerstoff, der über die Turbinenkühlluft an der Verbrennung vorbeigeleitet wird.

2.6.2 Oxyfuel Neben der Möglichkeit, das Kohlenstoffdioxid aus dem Abgas der Gasturbine abzutrennen, kann auch die Verbrennung derart gestaltet werden, dass direkt ein Abgas mit einer hohen Kohlenstoffdioxidkonzentration entsteht. Dazu wird der Brennstoff in einer Atmosphäre aus Sauerstoff und Kohlenstoffdioxid, also unter Abwesenheit des Luft-Stickstoffs, verbrannt. Durch die stickstofffreie Atmosphäre enthält auch das Abgas keinen Stickstoff. Die Verbrennung von Erdgas mit reinem Sauerstoff führt zu sehr hohen Temperaturen um 3500 ◦C. Deshalb muss der Stickstoff der Luft durch ein anderes inertes Gas ersetzt werden, um die bei der Verbrennung freiwerdende Energie abzuführen und die durch das Material der Turbine vorgegebene Turbineneintrittstemperatur einzuhalten. Hier bietet es sich an, das Abgas zu rezirkulieren. Der Aufbau eines solchen Oxyfuel-Betriebs ist in Abbildung 2.8 schematisch skizziert.

Brennstoff AHDE Abgas

O2 Rezirkuliertes Abgas

H 2O 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

Kapitel 2 Grundlagen sonst hohe Verdichtereintrittstemperaturen erhalten würde. Diese würden zu einer Verschlechterung des thermischen Wirkungsgrades führen. Betrachtet man die über die in Abbildung 2.8 dargestellte Systemgrenze übertragenen Stoffströme, ergibt sich, dass der Massenstrom des Abgases der Summe der Brennstoff- und Sauerstoffströme abzüglich des im Kühler kondensierten Wassers entspricht. Damit ist der Abgasmassenstrom erheblich kleiner als im konventionellen Betrieb, bei welchem dem System mit dem Sauerstoff etwa die vierfache Menge an Stickstoff über die Systemgrenze zu- und im Abgas auch wieder abgeführt wird. Die erreichbaren Kohlenstoffdioxidkonzentrationen hängen vom Verbrennungssauerstoffverhältnis λO2 , und vom Sekundärluftsystem ab. Angenommen, das gesamte Arbeitsmittel nimmt an der Verbrennung in den Brennkammern teil und in der zweiten Brennkammer herrschen mit λO2 = 1 stöchiometrische Bedingungen, dann ist am Austritt aus der Brennkammer aller Sauerstoff verbraucht und das Abgas setzt sich idealerweise aus Kohlenstoffdioxid und Wasser zusammen. Trennte man das Wasser durch Kondensieren ab, würde man theoretisch reines Kohlenstoffdioxid erhalten. Aus wirtschaftlichen Gründen wird der eingesetzte Sauerstoff immer Verunreinigungen enthalten, die als inerte Bestandteile im Abgas landen. Auch ein Verbrennungsluftverhältnis von λO2 = 1 lässt sich nicht umsetzen, da dies zu hohen Kohlenstoffmonoxidemissionen führen würde. Darüber hinaus wird in Gasturbinen immer ein Teil des Arbeitsmittels zur Kühlung der ersten Turbinenstufen an der Brennkammer vorbeigeführt. So gelangt ein Teil des Sauerstoffs an der Verbrennung vorbei ins Abgas. Um zu vermeiden, dass der Sauerstoff an der Brennkammer vorbeigeleitet wird, kann man diesen erst direkt vor der Brennkammer zugeben. Allerdings ist dieses Verfahren technisch aufwändiger, weil der Sauerstoff separat verdichtet und dem Arbeitsmittel zugeführt werden muss. Außerdem muss eine ausreichende Durchmischung des Sauerstoffs mit dem Arbeitsmittel gewährleistet sein.

Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Verdichter In Abbildung 2.9 ist das Betriebskonzept dargestellt, bei dem der Sauerstoff vor dem Eintritt in den Verdichter zugemischt wird. Dabei handelt es sich um die technisch einfachere Variante. Der Sauerstoff kann dem Arbeitsmittel am Verdichtereintritt einfach zugemischt werden und wird dann mit diesem gemeinsam verdichtet und der Brennkammer zugeführt. Außerdem ist auf diesem Wege bis zur Brennkammer auch eine optimale Durchmischung des Arbeitsmittels sichergestellt. Der Nachteil dieser Variante ist, dass über das Sekundärluftsystem ein großer Teil des Sauerstoffs an der Brennkammer vorbeigeleitet und die maximal erreichbare Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas deutlich reduziert wird. Die Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas hängt außerdem stark vom Sauerstoffverhältnis λO2 SEV in der zweiten Brennkammer (SEV) ab. Da mit sinkendem λO2 SEV auch der Sauerstoff-

20

2.6 CO2-Sequestrierung

AHDE

O2

CCS Rezirkuliertes Abgas H 2O Abbildung 2.9: Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Verdichter

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

Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Brennkammer Da bei dem zuvor beschriebenen Betriebskonzept ein Teil des Sauerstoffs über das Sekundärluftsystem an der Brennkammer vorbeigleitet wird, wird außerdem das in Abbildung 2.10 dargestellte Betriebskonzept betrachtet, bei dem der Sauerstoff dem Arbeitsmittel direkt vor den Brennkammern zugegeben wird. Diese Variante ist etwas aufwändiger, da der Sauerstoff separat verdich-

O2

O2

AHDE CCS

Rezirkuliertes Abgas H 2O Abbildung 2.10: Schema der Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Brennkammer

tet werden muss. Außerdem muss eine Zugabe konstruiert und eine gute Durchmischung mit dem Arbeitsmittel sichergestellt werden. Auf der anderen Seite kann der Sauerstoff für die beiden Brennkammern genau dosiert werden, was eine große Flexibilität bedeutet. So können zum Beispiel die Sauerstoffzahlen der Brennkammern individuell auf den Betriebszustand angepasst werden.

21

Kapitel 2 Grundlagen Luftzerlegung Für den Oxyfuel-Betrieb einer Gasturbine werden große Mengen Sauerstoff benötigt. Bei der Luftzerlegung werden drei Methoden unterschieden: die kryogene Luftzerlegung, die Druckwechsel-Adsorption und Membranverfahren. Obwohl viel an Membranverfahren geforscht wird, sind diese zur Zeit noch nicht verfügbar[47]. So ist die kryogene Luftzerlegung das einzige verfügbare Verfahren, mit dem sich zur Zeit Sauerstoff in der für den Oxyfuel-Betrieb einer HeavyDuty-Gasturbine nötigen Größenordnung bereitstellen lässt [37]. Dabei liegt der Energieaufwand kWh für die Luftzerlegung bei etwa 0,25 kg [14]. O2 Bei der kryogenen Luftzerlegung wird die Luft typischerweise auf einen Druck zwischen 5 und 6 bar verdichtet und es werden das Wasser und das Kohlenstoffdioxid entfernt. Anschließend wird die Luft auf −180 ◦C vorgekühlt. Dabei verflüssigt sie sich teilweise. Anschließend wird die Luft entspannt 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 einer Gasturbine mit sequentieller Verbrennung unter den Betriebskonzepten Abgasrezirkulation und Oxyfuel-Verbrennung angewendet wurden. Für die Anwendung der Methoden wurden verschiedene Hilfsmittel eingesetzt, die hier ebenfalls dargestellt werden. Eine Voraussetzung für die detaillierte Analyse des Einflusses der verschiedenen Betriebskonzepte auf die Gasturbine ist die genaue Kenntnis der thermodynamischen Zustände im Inneren der Gasturbine. Diese können dann als Randbedingung für die genaue Untersuchung der Auswirkungen der verschiedenen Betriebsmodi auf die einzelnen Komponenten und das Gesamtsystem der Gasturbine genutzt werden. Zur Bestimmung der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine wurde ein thermodynamisches Kreisprozessmodell entwickelt und an eine reale Gasturbine angepasst. Darüber hinaus wurde das thermodynamische Kreisprozessmodell zur Bestimmung von Wirkungsgraden und über die Systemgrenzen übertragenen Stoffströmen und Energien eingesetzt. Einen weiteren Schwerpunkt der Arbeit stellt die Untersuchung der Vorgänge bei der Verbrennung in den Brennkammern dar. Um die Abläufe dort besser zu verstehen und Einflüsse veränderter Betriebsbedingungen zu untersuchen, wurden mit der Softwaresuite Cantera [28] unter Verwendung des Reaktionsmechanismus GRI-Mech 3.0 [57] reaktionskinetische Studien erstellt. Dabei lag besonderes Augenmerk auf der Zündverzugszeit und der laminaren Flammengeschwindigkeit. Eine Vorhersage von Emissionen ist selbst mit ausgefeilten Berechnungsverfahren numerisch bis heute nicht zuverlässig möglich. Deshalb wurden neben den numerischen Untersuchungen praktische Verbrennungsversuche mit einer gasturbinentypischen Brennkammer durchgeführt. Dabei wurden zunächst Experimente unter konventionellen Bedingungen, also mit Luft als Arbeitsmittel, vorgenommen. Anschließend wurden mithilfe des Abgases eines Brennwertkessels und der Luft aus der Umgebung die Bedingungen eines Betriebes mit Abgasrezirkulation abgebildet. Um Experimente unter Oxyfuel-Bedingungen durchführen zu können, wurde der Versuchsstand 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 und Luft oder wie beim Oxyfuel-Prozess mit Sauerstoff und rezirkuliertem Abgas betrieben, beeinflusst dies zunächst die Zusammensetzung des Arbeitsmittels. Als Folge ändern sich auch dessen thermodynamische Eigenschaften. Dies beeinflusst nicht nur einzelne Komponenten oder Teile der Gasturbine, sondern hat Einfluss auf den gesamten Kreisprozess und damit auf die Wirkungsgrade, die abgegebene Leistung und die über die Systemgrenze übertragenen Stoffströme und Energien. Um den Einfluss der veränderten Bedingungen auf die einzelnen Komponenten der Gasturbine zu untersuchen, ist es ebenfalls nötig, den Kreisprozess im Detail zu kennen. Der Einfluss der Abgasrezirkulation und des Oxyfuel-Betriebes auf die Komponenten kann nur untersucht werden, wenn die vom Betriebszustand abhängigen Randbedingungen, wie z. B. die thermodynamischen Zustände am Ein- oder Austritt der Komponente, einschließlich der Zusammensetzung des Arbeitsmittels, genau bekannt sind. Zur genaueren Untersuchung der Verbrennungsvorgänge werden reaktionskinetische Studien und praktische Verbrennungsversuche durchgeführt. Dafür sind detaillierte Kenntnisse über die thermodynamischen Zustände in den Brennkammern nötig. Diese werden ebenfalls aus dem thermodynamischen Kreisprozessmodell abgeleitet.

3.1.1 Eingesetzte Hilfsmittel Um den thermodynamischen Kreisprozess mithilfe einer Computersimulation numerisch zu berechnen, muss ein Modell des Kreisprozesses erstellt werden. Dazu müssen die thermodynamischen Zusammenhänge in Form mathematischer Modelle formuliert werden. Dies geschieht mithilfe einer Programmiersprache. Da verschiedene Programmiersprachen verschiedene Vorteile bieten, wurde das Modell parallel in den beiden Programmiersprachen Fortran und Matlab erstellt. Auf die jeweiligen Vorteile wird im Folgenden eingegangen. Fortran Fortran ist ein Akronym aus den Worten Formular und Translator. Daraus erschließt sich schon die Ausrichtung der Programmiersprache auf die numerische Berechnung in Wissenschaft, Technik und Forschung. Fortran gehört zu den ältesten Programmiersprachen und ist in der verwendeten Version Fortran-90 eine prozedurale Sprache. Durch die ständige Weiterentwicklung der Programmiersprache sind die Berechnungen schnell und benötigen wenig Speicher. Das bietet

24

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses insbesondere bei aufwändigen Berechnungen wie der Berechnung chemischer Reaktionen mit komplexen Reaktionsmechanismen, bei der eine große Zahl von Differentialgleichungen gelöst werden 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 an Hilfsmitteln zur Verfügung steht. So können sehr einfach Daten gespeichert, aufbereitet und ausgewertet werden. Außerdem stellt die Umgebung zahlreiche vorprogrammierte Funktionen zur Verfügung. Dadurch ist es mit Matlab möglich, mit sehr wenig Aufwand komplexe Berechnungen durchzuführen und die Ergebnisse grafisch aufzubereiten oder zur weiteren Verwendung mit anderer Software zu exportieren. Ein weiterer Vorteil von Matlab besteht darin, dass es möglich ist, direkt auf einer Kommandozeile zu arbeiten. Dadurch sieht man die Ergebnisse direkt und kann einfach verschiedene Lösungsansätze ausprobieren. So ist es einfacher möglich, die Ergebnisse direkt miteinander zu vergleichen. Anschließend besteht die Möglichkeit, aus den verwendeten Befehlen direkt Skripte und Funktionen zu erstellen, so dass sich diese speichern und wiederverwenden lassen. Sollen extern vorliegende Daten, wie z. B. Messergebnisse, verwendet werden, lassen sich diese ebenfalls einfach über eine Importfunktion einlesen. Das Vorgehen lässt sich anschließend auch als Skript oder Funktion speichern und wiederverwenden.

Refprop Durch den Betrieb der Gasturbine unter Abgasrezirkulations- und Oxyfuel-Bedingungen ändert sich die Zusammensetzung des Arbeitsmittels deutlich. Dies beeinflusst unter anderem dessen thermodynamische Eigenschaften und damit auch die thermodynamischen Zustandsänderungen. Da reale Gase, insbesondere bei niedrigen Temperaturen und hohen Drücken, von der Vereinfachung der idealen Gasgleichung abweichen, wird hier auf diese Vereinfachung verzichtet. Um mit Realgaswerten zu arbeiten, wird die Refprop Datenbank implementiert. Bei der am Northern Institute of Standards and Technology entwickelten „ Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties Database“ handelt es sich nicht, wie der Name vermuten lässt, um eine Datenbank, die auf experimentellen Daten beruht. Das Programm verwendet die genauesten verfügbaren Gleichungen, um die thermodynamischen Daten und die Transporteigenschaften für industriell bedeutende Fluide und deren Mischungen bereitzustellen. Es ist damit langsamer, aber erheblich genauer als andere, einfachere Zustandsgleichungen wie z. B. die häufig verwendeten Zustandsgleichungen von Peng-Robinson [49].

25

Kapitel 3 Methodik Ein großer Vorteil von Refprop besteht darin, dass die Zustandsgleichungen sowohl als Subroutinen für Fortran als auch als Dynamik Link Library (DLL) zur Verfügung stehen [45]. Somit ist es möglich, Refprop direkt in das thermodynamische Modell einzubinden und die thermodynamischen Größen thermodynamischer Zustände sowohl mit Fortran als auch mit Matlab direkt während der Berechnung abzurufen.

3.1.2 Modellierung Bei der Modellierung der Gasturbine geht es darum, die physikalischen und thermodynamischen Zusammenhänge in numerisch zu lösende mathematische Formeln zu übertragen. Um genauere Berechnungen der thermodynamischen Größen zu ermöglichen, wird in dieser Arbeit weitgehend auf Vereinfachungen entsprechend der Modellvorstellung des idealen Gases verzichtet. Um reale thermodynamische Zustandswerte zu verwenden, wird die Realgasdatenbank Refprop (siehe Abschnitt 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 intensive und eine extensive Zustandsgröße benötigt (siehe Abschnitt 2.3.1). Da sich während des Prozesses auch die Zusammensetzung der Fluide ändert, muss diese ebenfalls berücksichtigt werden. Dies geschieht mithilfe des Massenbruches der einzelnen Komponenten. Dabei muss die Summe aller Massenbrüche entsprechend Abschnitt 2.3.1 aufgrund der Massenerhaltung immer eins sein. Damit die thermodynamischen Zustände eindeutig, aber auch nicht überbestimmt sind, wurden diese anhand der in Tabelle 3.1 aufgeführten Größen definiert. Alle weiteren Zustandsgrößen Tabelle 3.1: Definition der thermodynamischen Zustände Zustandsgröße T p m ˙ x

Bezeichnung Temperatur Druck Massenstrom Massenbruch der Komponente i

Einheit K bar kg s kgi kgges

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

26

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses Verdichter Der Verdichter wurde so modelliert, dass der thermodynamische Austrittszustand in Abhängigkeit zum thermodynamischen Zustandes am Eintritt, einem geforderten Druckverhältnis und dem polytropen Verdichterwirkungsgrad berechnet wird. Dazu wird der Verdichter entsprechend der in Abschnitt 2.3.3 dargestellten polytropen Zustandsänderung modelliert. Da die Temperatur T2 am Austritt des Verdichters, die für die Bestimmung von Z2 , cT2 und cp2 aus Gleichung 2.20 benötigt wird, zu Beginn der Berechnung nicht bekannt 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 Anzapfung modelliert werden.

Brennkammer Das Modell für die Brennkammer wird anhand einer Massen- und einer Energiebilanz um die Brennkammer erstellt. Des Weiteren wird ein vom Eintrittsdruck abhängiger Druckverlust für die Brennkammer formuliert. Als Zielwert für das Brennkammermodell dient die in Abschnitt 2.3.5 beschriebene Turbineneintrittstemperatur (TIT), bei der es sich um eine feste Randbedingung 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] verwendet. Diese ergibt sich durch Mischung des Arbeitsmittels am Austritt aus der Brennkammer mit der Kühlluft der ersten Leitreihe der folgenden Turbinenstufe. Neben der TIT gehen als Eingangsgrößen noch der thermodynamische Zustand am Eintritt in die Brennkammer, der thermodynamische Zustand der Kühlluft der ersten Leitschaufelreihe, der thermodynamische Zustand des Gases und der Druckverlust der Brennkammer in die Funktion mit ein. In Abbildung 3.1 ist die Massen- und Energiebilanz um den Verbrennungsraum der Brennkammer dargestellt. Da, wie bereits erläutert, die Kühlluft der ersten Leitschaufelreihe der folgenden Turbinenstufe, für die TIT berücksichtigt werden soll, wurde diese in die Bilanz mit aufgenommen. Aus der Abbildung ergeben sich die Massen- und Energiebilanz zu m ˙ AM + m ˙ BS + m ˙ KL = m ˙ Abg

und

m ˙ AM · hAM + m ˙ BS · (hBS + Hu BS ) + m ˙ KL · hKL = m ˙ Abg · hAbg .

(3.1) (3.2)

27

Kapitel 3 Methodik

m ˙ KL · hKL m ˙ Abg · hAbg

m ˙ AM · hAM

m ˙ BS · (hBS + Hu BS )

Abbildung 3.1: Brennkammerbilanz

Daraus ergibt sich für den Brennstoffmassenstrom m ˙ BS =

m ˙ Abg · hAbg − m ˙ AM · hAM − m ˙ KL · 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 m ˙ BS =

(m ˙ AM + m ˙ KL ) · hAbg − m ˙ AM · hAM − m ˙ KL · hKL . hBS + Hu BS − hAbg

(3.4)

Für die Enthalpie wird zunächst ein Wert mithilfe einer typischen Wärmekapazität und der TIT abgeschätzt. Mit dem so berechneten Brennstoffmassenstrom kann dann auf Grundlage der Bilanzen die Enthalpie des Abgasmassenstromes bestimmt werden. Diese Berechnungen werden so lange iterativ wiederholt, bis die gewünschte Genauigkeit erreicht ist. Anschließend gibt die Funktion den thermodynamischen Zustand am Austritt aus der Brennkammer bzw. nach der ersten Leitschaufelreihe und den Brennstoffmassenstrom zurück. Für die Zusammensetzung des Abgases wird von einer vollständigen Verbrennung ausgegangen. Auf die Berücksichtigung von Minoritätenspezies wurde verzichtet, da diese in so geringen Konzentrationen auftreten, dass sie die thermodynamischen Eigenschaften der Fluide nicht beeinflussen. Um die Zusammensetzung des Abgases zu bestimmen, werden die über die Bilanzgrenze zugeführten Stoffmengenströme der einzelnen Elemente addiert, normiert und mithilfe der molaren Massen der Elemente in den Massenbruch umgerechnet. Im Falle der Oxyfuel-Verbrennung mit einer Zugabe des Sauerstoffs direkt vor der Brennkammer gehen als Eingangsgrößen zusätzlich der thermodynamische Zustand des Sauerstoffs und das geforderte Sauerstoffverhältnis λO2 in die Funktion mit ein. Als Rückgabewert wird in diesem Fall von der Funktion zusätzlich der vor der Brennkammer zugegebene Sauerstoffmassenstrom, der sich aus dem geforderten Verbrennungssauerstoffverhältnis ergibt, zurückgegeben.

28

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses Turbine Die Turbine wurde entsprechend dem Verdichter (siehe oben) auch mithilfe der polytropen Zustandsänderung modelliert. Die polytrope Zustandsänderung für die Turbine ist in Abschnitt 2.3.4 dargestellt. Als Eingangsgrößen gehen wie beim Verdichter der thermodynamische Zustand am Eintritt, der polytrope Wirkungsgrad und das geforderte Druckverhältnis ein. Als Ausgangsgröße erhält man den thermodynamischen Zustand am Austritt aus der Turbine. Dabei kann das Modell ebenso wie das Verdichtermodell sowohl für einzelne Turbinenstufen als auch für mehrstufige Turbinen verwendet werden. Aus Gründen der Strömungsbelastung wird nach [12] von einer gleichen spezifischen Arbeit für alle Stufen der Turbine ausgegangen. Für die gekühlten Stufen wird eine gleiche Verteilung des Kühlmediums auf Leit- und Laufrad der jeweiligen Stufe angenommen [34]. Da wie beim Modell des Verdichters der Weg der Zustandsänderung innerhalb der Stufe nicht bekannt ist, wird diese wie oben beschrieben mit einer polytropen Zustandsänderung zwischen Ein- und Austritt approximiert. Aus diesem Grund wird die Kühlung des Leitrades als Mischung des Arbeitsmittels mit dem Leitradkühlmedium vor der polytropen Zustandsänderung der Stufe modelliert. Die Kühlung des Laufrades wird entsprechend als Mischung des Laufradkühlmediums mit dem Arbeitsmittel nach der Zustandsänderung modelliert. Die Mischung des Kühlmediums mit dem Arbeitsmittel wird so modelliert, dass eine Massenerhaltung und eine Energieerhaltung gewährleistet sind. Die Stoffströme sind in Abbildung 3.2 dargestellt. Dabei ergibt sich der Massenstrom aus der Massenerhaltung zu

m ˙ KM · hKM m ˙ AM ein · hAM ein

m ˙ AM aus · hAM aus

Abbildung 3.2: Bilanz der Mischung des Arbeitsmittels mit dem Kühlmedium der Turbine

m ˙ AM aus = m ˙ AM ein + m ˙ KM .

(3.5)

Für die Zusammensetzung des Arbeitsmittels nach der Mischung werden die Massenbrüche massenstromgewichtet addiert. Damit gilt für den Massenbruch yi der Spezies i: yi AM aus =

m ˙ AM ein · yi AM ein + m ˙ KM · yi KM . m ˙ AM aus

(3.6)

29

Kapitel 3 Methodik Das entspricht einer Addition und Normierung der einzelnen Speziesmassenströme entsprechend

m ˙ i = yi · m ˙ ges .

(3.7)

Für den Druck wird geprüft, dass der Druck des Kühlmediums um 10 % größer ist als der Druck des Arbeitsmittels. pKM > 1,1 · pAM

(3.8)

Anschließend wird davon ausgegangen, dass der Druck des Kühlmediums beim Ausströmen aus den Turbinenschaufeln bis auf den Arbeitsmitteldruck abgebaut wird. Dadurch bleibt der Arbeitsmitteldruck bei der Mischung gleich. pAM aus = pAM ein .

(3.9)

Die im Kühlmedium enthaltene Energie wird über die Enthalpie h=u+p·v

(3.10)

berücksichtigt. So wird angenommen, dass die Enthalpie nach der Mischung der Summe der Enthalpien der beiden Stoffströme entspricht H˙ AM aus = H˙ AM ein + H˙ KM .

(3.11)

Damit ist gewährleistet, dass die Energiebilanz um die Mischung geschlossen ist. Die Mischungsenthalpie selbst wird nicht berücksichtigt, da die chemische Zusammensetzung des Arbeitsmittels und des Kühlmediums so ähnlich ist, dass die Mischungsenthalpie bei der Mischung der chemischen Bestandteile keinen Einfluss hat. Mit der Enthalpie, dem Druck, dem Massenstrom und dem Massenbruch ist der thermodynamische Zustand des Arbeitsmittels nach der Mischung eindeutig bestimmt. Die Temperatur wird mit Refprop in Abhängigkeit von den bekannten Größen

T = f (h,p,y) bestimmt.

30

(3.12)

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses Sekundärluftsystem Das Sekundärluftsystem der Gasturbine dient dazu, Arbeitsmittel aus dem Verdichter zu nutzen, um thermisch hoch belastete Bauteile zu kühlen. Dabei kann das Arbeitsmittel zusätzlich mit Zwischenkühlern gekühlt werden. Die Zapfstellen des Sekundärluftsystems im Verdichter wurden als Aufteilung des Massenstroms mithilfe eines Zapfmediumfaktors αZM modelliert. m ˙ ZM = αZM · m ˙ AM ein m ˙ AM aus = (1 − αZM ) m ˙ AM ein

(3.13) (3.14)

Dabei wird davon ausgegangen, dass sich Temperatur, Druck und Zusammensetzung des Zapfmediums und des Arbeitsmittels bei der Anzapfung nicht ändern. Kühler Sowohl das rezirkulierte Abgas als auch ein Teil des Kühlmediums werden gekühlt. Dazu wurde ein Kühlermodell erstellt. Dieses benötigt als Eingangsgrößen den thermodynamischen Zustand vor dem Kühler und die Temperatur, auf die das Arbeitsmittel gekühlt werden soll. Als Ausgangsgrößen werden der thermodynamische Zustand des Arbeitsmittels am Austritt aus dem Kühler und der Zustand des im Kühler auskondensierten Wassers zurückgegeben. Dabei wird davon ausgegangen, dass am Austritt aus dem Kühler maximal eine relative Feuchte von ϕrel aus = 100 %

(3.15)

herrscht. Das darüber hinaus im Arbeitsmittel vorhanden Wasser kondensiert vollständig und wird in flüssigem Zustand bei der Kühltemperatur des Arbeitsmittels abgeführt. Ein Druckverlust im Kühler wird nicht gesondert berücksichtigt. Abgasrückführung Bei der Abgasrezirkulation wird ein Teil des Abgases nach der Gasturbine gekühlt und vor dem Eintritt in den Verdichter dem Arbeitsmittel zugegeben. Die Aufteilung des Abgases zur Rezirkulation und zur Abgasnachbehandlung wird analog zur Anzapfung des Sekundärluftsystems als Aufteilung des Massenstroms modelliert. Die Kühlung des rezirkulierten Abgases erfolgt mithilfe des oben erläuterten Kühlermodells. Bei der Mischung des rezirkulierten Abgases haben das Abgas und das Arbeitsmittel bereits den gleichen Druck, da dieser als Randbedingung des Modells vorgegeben ist. Damit erfolgt die Mischung analog der Mischung des Kühlmediums und des Arbeitsmittels bei der Turbinenkühlung.

31

Kapitel 3 Methodik

3.1.3 Referenzgasturbine GT26 Um mit dem thermodynamischen Modell möglichst nahe an der Realität zu sein, wurde eine auf dem Markt verfügbare Referenzgasturbine gewählt, an der sich bei der Modellerstellung orientiert wurde. In Abbildung 3.3 ist die GT26 der Firma Alstom Power LTD, jetzt Ansaldo, abgebildet.

Abbildung 3.3: Die GT26 der Firma Alstom [5] Die „Heavy Duty“ Gasturbine setzt sich wie in Abbildung 3.4 dargestellt aus einem 22-stufigen

Abbildung 3.4: Schema der GT26 Verdichter, einer Hochdruckbrennkammer (EV-Brennkammer), einer einstufigen Hochdruckturbine, der Niederdruckbrennkammer (SEV-Brennkammer) und der vierstufigen Niederdruckturbine zusammen. Auf die verschiedenen Komponenten wird im Folgenden noch genauer eingegangen. In Tabelle 3.2 sind die wichtigsten technischen Daten der letzten Generation der GT26 aufgeführt. Da es nicht möglich ist, detaillierte thermodynamische Daten direkt vom Hersteller zu bekommen, wurde das thermodynamische Modell anhand öffentlich zugänglicher Literaturdaten erstellt. Außerdem bestand die Möglichkeit, auf die wichtigsten technischen Daten der GT26, von denen zwei im Block D des GuD Kraftwerkes in Lingen eingesetzt werden, zurückzugreifen. Diese Werte sind in Tabelle 3.3 aufgeführt und gelten bei TUmg = 10 ◦C, pUmg = 1,013 bar und

32

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses Tabelle 3.2: Technische Daten der GT26 [4] Status 2014 bei ISO-Bedingungen von 15 ◦C und ϕrel = 60 % Brennstoff Frequenz Drehzahl Bruttostromerzeugung Elektrischer Bruttowirkungsgrad Bruttowärmeleistung Abgasmassenstrom Abgastemperatur Gewicht Größe (L×B×H)

Erdgas 50 Hz 1 3000 min 345,0 MW 41,0 % kJ 8780 kW h 715 kgs 616 ◦C 406 t 12,0×4,9×5,5 m

Tabelle 3.3: Technische Daten der GT26 in Block D des GuD-Kraftwerks Lingen Status 2009 bei 10 ◦C und ϕrel = 83 % Gasturbine Bruttostromerzeugung Elektrischer Bruttowirkungsgrad Druckverhältnis (Verdichter) Abgasmassenstrom Abgastemperatur

GT26 278,0 MW 37,6 % 34 644 kgs 619 ◦C

ϕrel Umg = 83 %. Mit der Absicht, das Modell so nah wie möglich an einer real existierenden Anlage auszurichten, wurden diese Werte als Grundlage verwendet. Die Werte aus der Literatur wurden, falls erforderlich, dieser Anlage angepasst. Bei der in Lingen eingesetzten Gasturbine handelt es sich um ein älteres Modell mit niedrigerer Nennleistung. Daher stimmen die Werte in den beiden Tabellen nicht überein. Das Sekundärluftsystem der GT26 ist in Abbildung 3.5 dargestellt. Das Sekundärluftsystem dient der Kühlung der Turbine und der SEV-Brennkammer. Dazu wird dem Verdichter an vier Zapfstellen bei vier verschiedenen Drücken Zapfluft entnommen. Dabei ergeben sich die Drücke aus der Lage der Zapfstellen. Die Zapfluft aus den beiden letzten Zapfstellen wird anschließend noch gekühlt. In Abbildung 3.6 ist das Sekundärluftsystem als Sankey-Diagramm dargestellt. Es zeigt, dass ein großer Teil des Arbeitsmittelmassenstromes als Kühlluft für die SEVBrennkammer, die Hochdruckturbine und die erste Stufe der Niederdruckturbine an der EVBrennkammer vorbeigeleitet wird. Dabei wurde der gesamte Kühlluftanteil nach [34] und die Aufteilung auf die verschiedenen Zapfstellen nach [13] angenommen. In [23] sind die Kühlluftmassenströme der ersten und zweiten Anzapfung sowie der Verdichtereintrittsmassenstrom angegeben. Aus diesen Angaben lässt sich die Aufteilung auf die verschiedenen Anzapfungen ableiten. Die Druckniveaus der Anzap-

33

Kapitel 3 Methodik

ND-Kühler HD-Kühler

Abbildung 3.5: Schema des Sekundärluftsystems der GT26

Abbildung 3.6: Berechnetes Sankey-Diagramm der Arbeitsmittel und Zapfluftmassenströme unter Referenzbedingungen fungen ergeben sich aus der Lage der Zapfstellen. Diese konnten [5] entnommen werden. Des Weiteren sind die Zugabestellen der verschiedenen Kühlluftströme in [33] detailliert dargestellt. Die Turbineneintrittstemperaturen haben als die beiden oberen Prozesstemperaturen ebenfalls einen großen Einfluss auf den Kreisprozess. Die Größenordnung der Turbineneintrittstemperaturen (TIT) konnten [23] entnommen werden. Dort ist allerdings nicht angegeben, wie genau die TIT bestimmt wurde. Die Feinjustierung des Referenzprozesses nach den in Tabelle 3.3 aufgeführten Werten zeigte, dass diese für die Annahme, dass noch keine Kühlluft zugegeben ist, zu niedrig sind. Die verschiedenen Wirkungsgrade des Kompressors und der Turbine wurden zunächst [53] entnommen. Bei der Feinjustierung des Referenzprozesses nach den in Tabelle 3.3 aufgeführten Werten mussten diese dann jedoch angepasst werden, um die primären Randbedingungen einzu-

34

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses halten. Für alle weiteren Werte wurden in der Literatur übliche Werte angenommen, wenn diese nicht aus den genannten Quellen entnommen werden konnten. Dies gilt zum Beispiel für die Druckverluste in den Brennkammern und den Generatorwirkungsgrad.

3.1.4 Referenzprozess Zur Erstellung des thermodynamische Referenzprozesses wurde mithilfe der in Abschnitt 3.1.2 dargestellten Modelle ein Kreisprozessmodell der GT26 erstellt. Dazu wurde der Verdichter durch vier hintereinandergeschaltete Verdichtermodelle abgebildet, um die thermodynamischen Zustände für die vier Anzapfungen zu erhalten. Die Aufteilung des Druckverhältnisses auf die vier Verdichter wurde, wie oben beschrieben, so vorgenommen, dass in jeder Verdichterstufe die gleiche spezifische Arbeit verrichtet wird. Zwischen den Verdichtern wurden die Anzapfungen so modelliert, dass sich der Arbeitsmittelmassenstrom dort jeweils verringert. Die beiden Kühlluftströme mit den höchsten Drücken werden anschließend noch gekühlt. Auf den Verdichter folgt die EVBrennkammer und die Hochdruckturbine, in der bereits die Hälfte des Druckes abgebaut wird, bevor das Arbeitsmittel in die SEV-Brennkammer gelangt. Die Niederdruckturbine wurde, wie der Verdichter, ebenfalls aufgeteilt, um die Zugabe der Kühlluft zwischen den Turbinenstufen im Modell zu ermöglichen. Als Eingangsparameter des Modells wurden die im vorherigen Abschnitt erläuterten Werte verwendet. Anschließend wurden die polytropen Wirkungsgrade des Verdichters und der Turbinen sowie die Brennkammeraustrittstemperaturen so angepasst, dass die gewünschten Randbedingungen aus Tabelle 3.3 erreicht wurden. Die einzige Zielgröße, die damit nicht erreicht werden konnte, ist der Nettowirkungsgrad. Dieser ist im vorgestellten Modell um etwa vier Prozentpunkte zu niedrig. Hier wurde der Schwerpunkt auf die anderen Zielgrößen und realistische Turbineneintrittstemperaturen gelegt. Es ist also zu beachten, dass den Nettowirkungsgrad betreffende Aussagen nur relativ möglich sind. Damit ergeben sich für den Referenzprozess bei den oben genannten Umgebungsbedingungen TUmg = 10 ◦C, pUmg = 1,013 bar und ϕrel Umg = 83 % die in Tabelle 3.4 aufgeführten Randbedingungen. Wird der Referenzprozess mithilfe des erstellten Kreisprozessmodells gerechnet, ergeben sich daraus die in Abbildung 3.7 auf Seite 37 dargestellte Werte. Die Werte in Rot, stellen die vorgegebenen Randbedingungen dar. Die schwarzen Werte ergeben sich aus den bei der Modellierung angewendeten thermodynamischen Zusammenhängen. Dieser Referenzprozess wird im Folgenden verwendet, um Randbedingungen zu definieren, die bei der Variation des Betriebszustandes konstant bleiben.

35

Kapitel 3 Methodik

Tabelle 3.4: Randbedingungen Referenzprozess

36

Variable

Bezeichnung

πVerd ηp Verd ηm Verd − rZL ges rZL 11 rZL 12 rZL 21 rZL 22 rZL 31 rZL 321 rZL 322 rZL 42 rZL 411 rZL 412 − − − − TZL3 TZL4 TEV aus TSEV aus r∆p EV r∆p SEV πHDT ηp HDT ηm HDT − ηp NDT ηm NDT − pBS TBS ηGen

Verdichterdruckverhältnis polytroper Verdichterwirkungsgrad mechanischer Verdichterwirkungsgrad Anzahl Verdichterstufen Anteil gesamte Zapfluft bezogen auf m ˙ Verd ein Anteil Zapfluft 11 bezogen auf m ˙ ZL ges Anteil Zapfluft 12 bezogen auf m ˙ ZL ges Anteil Zapfluft 21 bezogen auf m ˙ ZL ges Anteil Zapfluft 22 bezogen auf m ˙ ZL ges Anteil Zapfluft 31 bezogen auf m ˙ ZL ges Anteil Zapfluft 321 bezogen auf m ˙ ZL ges Anteil Zapfluft 322 bezogen auf m ˙ ZL ges Anteil Zapfluft 42 bezogen auf m ˙ ZL ges Anteil Zapfluft 411 bezogen auf m ˙ ZL ges Anteil Zapfluft 412 bezogen auf m ˙ ZL ges Anzapfung 1 nach Stufe Anzapfung 2 nach Stufe Anzapfung 3 nach Stufe Anzapfung 4 nach Stufe Kühltemperatur Zapfluft 3 Kühltemperatur Zapfluft 4 Austrittstemperatur der EV-Brennkammer vor Kühlluft HPT Austrittstemperatur der SEV-Brennkammer vor Kühlluft LPT Druckverlustfaktor EV bezogen auf pEV ein Druckverlustfaktor EV bezogen auf pSEV ein Druckverhältnis Hochdruckturbine polytroper Hochdruckturbinenwirkungsgrad mechanischer Hochdruckturbinenwirkungsgrad Stufenzahl Hochdruckturbine polytroper Niederdruckturbinenwirkungsgrad mechanischer Niederdruckturbinenwirkungsgrad Stufenzahl Niederdruckturbine Brennstoffdruck Brennstofftemperatur Generatorwirkungsgrad

Wert 34 0,8793 0,9720 22 0,34 0,015 0,015 0,045 0,045 0,46 0,09 0,09 0,06 0,09 0,09 6 12 17 22 573,15 K 573,15 K 1560 K 1645 K 0,03 0,03 2 0,8816 0,98 1 0,8717 0,98 4 55 bar 250 ◦C 0,986

442,3 5,283 626,6

T/K p / bar m / kg/s

283,1 1,013 626,6

442,3 5,283 620,2

442,3, 5,283 6,39

597,2 11,31 19,17

597,2 11,31 620,2

721,9 20,88 601,0

597,2 11,31 601,0

721,9 20,88 464,7

721,9 20,88 136,3

842,9 34,44 51,13

842,9 34,44 464,7

1560 33,41 422,3

842,9 34,44 413,5

1522 33,41 441,5

573,2 34,44 19,17

573,2 34,44 19,17

1333 17,22 441,5

573,2 34,44 12,78

1305 17,22 460,7

1645 16,36 580,1

573,2 20,88 97,99

1615 16,36 599,3

573,2 20,88 19,17

573,2 20,88 19,17

1450 9,53 599,3

1415 9,53 628,0

597,2 11,31 9,59

597,2 11,31 9,59

1246 5,03 628,0

1234 5,03 640,8

442,3 5,28 3,20

442,3 5,28 3,20

1059 2,34 640,8

892,2 1,040 644,0

1057 2,34 644,0

Zapfluft 1 Zapfluft 2 Zapfluft 3

ND Turbine 2. Stufe P = -138,8 MW

ND Turbine 3. Stufe P = -141,7 MW

Ges. ND Turbine ηp NDT = 0,8717 ηm NDT = 0,980 P = -543,0 MW

Abbildung 3.7: Thermodynamisches Modell des Referenzprozesses der GT26 mit Umgebungsbedingungen TUmg = 10 ◦C, pUmg = 1,013 bar und ϕrel Umg = 83 %

Kühlluft Laufrad NDT3

ND Turbine 1. Stufe P = -132,5 MW

Kühlluft Leitrad NDT3

SEV Brennkamm. ∆p = 0,05 • pSEV ein Hu = 49188 kJ/kg mBS = 8,63 kg/s TBS = 523,15 K pBS = 55,00 bar

Kühlluft Laufrad NDT2

HD Turbine 1 Stufe ηp, HDT = 0,8816 ηm HDT = 0,980 P = -107,9 kW

Kühlluft Leitrad NDT2

EV Brennkammer ∆p = 0,03 • pEV ein Hu = 49188 kJ/kg mBS = 8,82 kg/s TBS = 523,15 K pBS = 55,00 bar

Kühlluft Laufrad NDT1

Ges. Verdichter ηp Verd = 0,8793 ηm Verd = 0,972 P = 346,0 MW

Verdichter 4 5 Stufen P = 62,8 MW

Kühlluft Leitrad NDT 1

Verdichter 3 5 Stufen P = 81,2 MW

Mantelluft Brennstofflanze

Verdichter 2 6 Stufen P = 100,5 MW

Kühlluft Laufrad HDT

Kühlluft Leitrad HDT

Verdichter 1 6 Stufen P = 101,5 MW

Kühlluft SEV Brennkammer

Zapfluft 4

ND Turbine 4. Stufe P = -130,0 MW Gesamte GT ηGen = 0,986 ηn = 33,43 % PEL = 278 MW

37

Kapitel 3 Methodik

3.1.5 Anpassung des Modells für die Berechnung verschiedener Betriebszustände Nachdem der Referenzprozess erstellt wurde, wird das thermodynamische Kreisprozessmodell so angepasst, dass Betriebszustände mit unterschiedlichen Randbedingungen berechnet werden können. Dabei ändert sich in erster Linie die Zusammensetzung des Arbeitsmittels wie in Abschnitt 2.6.1 dargestellt. Mit der Zusammensetzung ändern sich auch die thermodynamischen Eigenschaften wie zum Beispiel die Dichte oder die Gaskonstante. Dies muss bei der Anpassung des Modells besonders berücksichtigt werden. Die Anpassungen werden unter dem Ziel vorgenommen, die „Hardware“ der Gasturbine so wenig wie möglich zu verändern. Dazu sollen die Randbedingungen, die durch die Gasturbine gegeben sind, soweit wie möglich konstant gehalten werden. Das gilt insbesondere für die Geometrie der Gasturbine, also auch für die Geometrie der Schaufeln in Verdichter und Turbine und die Geometrien der Brennkammern. dass bei gleicher Konstruktion auch die Anteile der Zapfluft und die polytropen und mechanischen Wirkungsgrade des Verdichters und der Turbine in erster Näherung gleich bleiben. Außerdem sollen die Turbineneintrittstemperaturen (TIT) als fest betrachtet werden, da diese durch das verwendete Material festgelegt sind. Dabei wurde, wie oben erläutert, die TIT nach ANSI B 133.1 entsprechend Abschnitt 2.3.5 verwendet, welche die Temperatur nach der Zugabe der Kühlluft der ersten Leitreihe der Turbine nutzt. Es handelt sich also um die Temperatur am Eintritt in die erste Laufschaufelreihe, da die höchste Belastung herrscht, die sich aus der mechanischen Belastung durch die Fliehkräfte und der thermischen Belastung durch die hohe Temperatur zusammensetzt. Darüber hinaus sind die Bedingungen am Eintritt in den Verdichter bekannt. Diese entsprechen bei einem konventionellen Betrieb mit Luft den Umgebungsbedingungen nach ISO 2314 [1] mit einer Temperatur von TISO = 15 ◦C, einem Druck von pISO = 1,013 bar und einer Luftfeuchte von ϕrel ISO = 60 %. Bei einem Betrieb mit Abgasrezirkulation ergeben sie sich aus der durch die Abgasrezirkulationsrate vorgegebenen Mischung des gekühlten Abgases mit der Luft aus der Umgebung. Der Zustand des gekühlten Abgases muss iterativ bestimmt werden, da der Zustand am Eintritt die Zusammensetzung des Abgases beeinflusst. Gleiches gilt für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen. Wie in Abschnitt 2.6.2 dargestellt, wird hier ebenfalls ein großer Teil des Abgases gekühlt und rezirkuliert. Damit bleiben als vom Betriebszustand abhängige Parameter das Verdichterdruckverhältnis und der Massenstrom. Sind diese bekannt, lassen sich alle weiteren Werte des thermodynamischen Kreisprozesses mit dem Modell des Kreisprozesses berechnen.

38

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses Verdichterdruckverhältnis

Wie oben dargestellt, hängt das Verdichterdruckverhältnis vom Betriebszustand und damit vom Arbeitsmittel ab. In diesem Abschnitt wird dargestellt, wie mithilfe der geometrischen Ähnlichkeit das Verdichterdruckverhältnis für einen beliebigen Betriebszustand von einem bekannten Betriebszustand (Referenzprozess) abgeleitet werden kann. Mit der Änderung des Betriebszustandes ändert sich auch die Zusammensetzung des Arbeitsmittels und damit dessen thermodynamische Eigenschaften. Die Änderung der Dichte, der Wärmekapazitäten und damit auch des Isentropenexponenten hat Einfluss auf die thermodynamische Zustandsänderung des Arbeitsmittels im Verdichter. Da das Verdichterdruckverhältnis Eingangsgröße für die Zustandsänderung im Verdichter ist, muss dieses in Abhängigkeit von der Zusammensetzung des Arbeitsmittels bestimmt werden. Um das Verdichterdruckverhältnis πVerd für die als fest angenommenen Verdichtergeometrie im Betrieb mit einem anderen Arbeitsmittel für ähnliche Betriebszustände zu bestimmen, wird nach [16] vorgegangen. So folgt aus der vorgegebenen Geometrie des Verdichters auch die gleiche Geometrie des Ringraumes und der Verdichterschaufeln. Für eine optimale An- und Abströmung müssen an jeder Stelle des Verdichters gleiche Strömungsrichtungen vorliegen, so dass die Anund Abströmwinkel der Schaufeln gleich bleiben. Wenn die Strömungsrichtungen gleich bleiben, bleiben auch die Stromlinien und damit die Stromröhren gleich. Daher lässt sich auf diese Stromröhren die Kontinuitätsgleichung A1 · c1 · ρ1 = A2 · c2 · ρ2

(3.16)

anwenden und man erhält damit, dass das Verhältnis der Dichten zwischen zwei Punkten A1 c1 ρ1 = · = const. ρ2 A2 c2

(3.17)

für beliebige Betriebszustände gleich sein muss, da das Verhältnis der Flächen und das Verhältnis der Geschwindigkeiten gleich sind. Als Folge der übereinstimmenden Strömungsrichtungen erhält man gleiche Dichteverhältnisse. Damit entspricht die Forderung nach gleichen Strömungsrichtungen der Forderung nach gleichen Dichteverhältnissen im Verdichter. Weil die Zustandsänderung im Verdichter, wie in Abschnitt 3.1 dargestellt, als polytrope Zustandsänderung angenommen wird, folgt daraus für den Verdichter p · v n = const.

(3.18)

39

Kapitel 3 Methodik und damit wiederum für zwei beliebige Punkte im Verdichter p1 · v1n = p2 · v2n .

(3.19)

Ersetzt man darin das spezifische Volumen v durch den Kehrwert der Dichte 1/ρ lässt sich aus Gleichung 3.17 und Gleichung 3.19 die Beziehung ρ1 = ρ2



p1 p2

 n1

  n1 1 = = const. π

(3.20)

ableiten. Das heißt, dass das Verhältnis der Drücke an zwei beliebigen Punkten des Verdichters, und damit auch zwischen Ein- und Austritt, nur vom Polytropenexponenten n abhängt.
1 Das bedeutet, dass für zwei unterschiedliche Betriebszustände π1 n gleich sein muss, wenn die gleiche Strömung im Verdichter angenommen wird. Im Folgenden werden die bekannten Werte aus dem Referenzprozess mit dem Index Ref und Werte des gesuchten Betriebszustandes mit einem Stern * gekennzeichnet. So kann mit den Polytropenexponenten das Verdichterdruckverhältnis des gesuchten Betriebszustandes entsprechend 

1 π∗

 n1∗

 =

π∗ =

1

n 1

Ref

πRef   n 1 !−n∗ Ref 1 π Ref

(3.21) (3.22)

bestimmt werden. Darin ist der Polytropenexponent n∗ =

κ∗ ∗ κ∗ − (κ∗ − 1) ηpol

(3.23)

abhängig vom polytropen Verdichterwirkungsgrad und dem Isentropenexponenten κ∗ = f (T ∗ ,p∗ ,y ∗ ) ,

(3.24)

der mithilfe von Refprop in Abhängigkeit des thermodynamischen Zustandes bestimmt werden kann. Da der thermodynamische Zustand selbst auch vom Verdichterdruckverhältnis abhängt, erfolgt die Berechnung iterativ.

Massenstrom Neben dem Verdichterdruckverhältnis ist der Arbeitsmittelmassenstrom durch die Gasturbine der zweite unbekannte Parameter des Kreisprozesses. Um diesen zu erhalten, wird der Eintritt in die

40

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses Niederdruckturbine als kritischer Querschnitt betrachtet. Wie auch beim Verdichter soll hier von einer festen Geometrie der Turbine und damit auch der Stromröhren ausgegangen werden. Nach [17] sind zwei Betriebszustände einer Turbomaschine dann ähnlich und miteinander vergleichbar, wenn in den Strömungen die gleichen Machzahlen vorliegen. Dieser Zusammenhang wird als Machsches Ähnlichkeitsgesetz bezeichnet und ist Grundlage des reduzierten Massenstromes. Auch hier werden die bekannten Werte aus dem Referenzprozess mit dem Index Ref und Werte des gesuchten Betriebszustandes mit einem Stern * gekennzeichnet. Es gilt also M aRef = M a∗ M aRef =1 M a∗

(3.25) (3.26)

und da die durchströmte Fläche gleich bleibt gilt ebenfalls ARef = A∗ ARef = 1. A∗

(3.27) (3.28)

Die Mach-Zahl lässt sich mithilfe der Kontinuitätsgleichung durch Ma =

c m ˙ = a a·ρ·A

(3.29)

ersetzen. Wird Gleichung 3.29 in Gleichung 3.26 eingesetzt, ergibt sich daraus A∗ m M aRef ˙ Ref a∗ · ρ∗ = M a∗ ARef m ˙ ∗ aRef · ρRef

(3.30)

und mit Gleichung 3.28 für den kalibrierenden Querschnitt M aRef ARef m ˙ Ref a∗ · ρ∗ = = 1. M a∗ A∗ m ˙ ∗ aRef · ρRef

(3.31)

Löst man Gleichung 3.31 nach dem Massenstrom für den gesuchten Betriebszustand auf, lässt sich dieser im kalibrierenden Querschnitt entsprechend m ˙∗=m ˙ Ref ·

a∗ ρ∗ · aRef ρRef

(3.32)

berechnen. Die Schallgeschwindigkeit aRef und die Dichte ρRef des Referenzprozesses sind bekannt und die Schallgeschwindigkeit a∗ und die Dichte ρ∗ des gesuchten Betriebszustandes lassen sich mithilfe von Refprop in Abhängigkeit der thermodynamischen Zustände bestimmen. Da diese wiederum vom Massenstrom abhängen, werden sie iterativ berechnet.

41

Kapitel 3 Methodik Nach der Modellierung dieser Zusammenhänge lässt sich der thermodynamische Prozess unter Vorgabe neuer Randbedingungen berechnen. In Abbildung 3.8 sind einige Zustände des thermoT/K p / bar m / kg/s

288,15 1,013 626,1

Ges. Verd. ηp Verd = 0,8793 ηm Verd = 0,972 P = 351,8 MW

855,6 34,43 413,2

EV Brennkammer ∆p = 0,03 • pEV ein Hu = 49188 kJ/kg mBS = 8,68 kg/s

1560 33,22 421,9

1522 33,22 441,1

HD Turbine ηp, HDT = 0,8816 ηm HDT = 0,980 P = -107,9 kW

1306 17,22 460,2

SEV Brennkamm. ∆p = 0,05 • pSEV ein Hu = 49188 kJ/kg mBS = 8,61 kg/s

1645 16,35 579,5

1615 16,35 598,7

Ges. NDT ηp NDT = 0,8717 ηm NDT = 0,980 P = -543,2 MW

892,6 1,04 643,4

Gesamte GT ηGen = 0,986 ηn = 33,09 % PEL = -272,3 MW

Abbildung 3.8: Ergebnisse des thermodynamischen Kreisprozesses für den konventionellen Betrieb mit Luft bei Umgebungsbedingungen nach ISO 2314 [1] dynamischen Kreisprozesses bei Umgebungsbedingungen nach ISO 2314 [1] mit einer Temperatur von TISO = 15 ◦C, einem Druck von pISO = 1,013 bar und einer Luftfeuchte von ϕrel ISO = 60 % dargestellt. Mit diesen Standardbedingungen werden im Folgenden sämtliche Berechnungen durchgeführt. Anpassung Sekundärluftsystem Der Verdichter besitzt Anzapfungen auf vier unterschiedlichen Druckniveaus. Mit dem dort entnommenen Arbeitsmittel werden die thermisch stark belasteten Bauteile der Brennkammern und der Turbinen gekühlt. Dazu wird das Arbeitsmittel diesen Bauteilen über das Sekundärluftsystem wie in Abschnitt 3.1.4 beschrieben zugeführt. Ändert sich die Zusammensetzung und damit die thermodynamischen Eigenschaften des Arbeitsmittels, hat dies großen Einfluss auf den Wärmeübergang zwischen den verschiedenen Medien und damit auf die Kühlung der Komponenten. Dieser Einfluss wurde von Kuhröber [40] mit dem Ergebnis untersucht, dass der Aufwand zur Kühlung der heißgasseitigen Wände der gekühlten Bauteile unter Abgasrezirkulation und Oxyfuel-Bedingungen zunimmt. Dabei wurde sowohl der konvektive als auch der durch Strahlung übertragene Wärmestrom berücksichtigt, und berechnet, um welchen Faktor der entsprechende Kühlluftmassenstrom gegenüber dem Betrieb mit Luft angehoben werden muss, um die gleiche Kühlung zu erreichen. Dazu wurden die sieben repräsentativen Betriebspunkte, die zu Beginn von Kapitel 4 dargestellt werden, untersucht. Die Ergebnisse sind in Tabelle 3.5 dargestellt. Für das Leitrad der Hochdruckturbine (HDT), die

42

3.1 Thermodynamisches Modell des Kreisprozesses Tabelle 3.5: Änderungsfaktoren des benötigten Kühlluftmassenstroms für die EV-Brennkammer (EV), das Leitrad der Hochdruckturbine (HDT), der SEV-Brennkammer (SEV) und dem Leitrad der Niederdruckturbine (NDT) nach Kuhröber [40] Betriebspunkt

EV

HDT

SEV

NDT

FGR 0,24 FGR 0,48 VerdO2 1,01 VerdO2 1,20 BKO2 1,01 BKO2 1,20

1,24 1,27 1,41 1,70 1,57 1,69

1,24 1,27 1,53 1,63 1,61 1,61

1,19 1,22 1,56 1,65 1,62 1,62

1,21 1,24 1,47 1,55 1,54 1,54

SEV-Brennkammer (SEV) und das Leitrad der Niederdruckturbine (NDT) wird der Anteil des Arbeitsmittelmassenstroms, der für die Kühlung des entsprechenden Bauteils vorgesehen ist, mit dem entsprechenden Faktor multipliziert. Für die Betriebszustände zwischen den untersuchten Punkten werden die Faktoren linear interpoliert. Die EV-Brennkammer erhält keine separat zugeführte Kühlluft. Daher kann diese Methode dort nicht angewendet werden. Um den höheren Aufwand zur Kühlung dennoch zu berücksichtigen, wird der Brennkammerdruckverlust unter Abgasrezirkulationsbedingungen um absolute 0,5 % und unter Oxyfuel-Bedingungen um 1,0 % angehoben. Anpassung Abgasrezirkulation Bei der Abgasrezirkulation wird, wie in Abbildung 2.7 skizziert, ein Teil des Abgases nach der Turbine abgezweigt, gekühlt und dem Eintrittsmassenstrom zugeführt. Das bedeutet, dass sich der Eintrittsmassenstrom aus Luft und rezirkuliertem Abgas zusammensetzt. Die Abgasrezirkulationsrate (Gleichung 2.37) ist als Verhältnis des Abgasmassenstroms, der vor dem Verdichter zugegeben wird, bezogen auf den gesamten Abgasmassenstrom am Austritt aus der Gasturbine ein Maß für die Rezirkulation. Diese Abgasrezirkulationsrate wird bei Berechnungen von Betriebszuständen unter Abgasrezirkulation als Randbedingung vorgegeben. Dabei entspricht eine Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0 einem konventionellen Betrieb mit Luft. Bei bekannter Abgasrezirkulationsrate und bekannten thermodynamischen Zuständen des Abgases und der Umgebungsluft kann der thermodynamische Zustand am Eintritt in den Verdichter bestimmt werden. Dabei ist zu beachten, dass sich die Zusammensetzung des Abgases im Kühler ändert, da hier Wasser kondensiert und in flüssiger Form abgeführt wird. Die für die Modellerstellung verwendeten Modelle sind in Abschnitt 3.1.2 beschrieben. Damit ergibt sich für die theoretisch maximal mögliche Rezirkulationsrate von F GR = 0,48 der in Abbildung 3.9 exemplarisch dargestellte Prozess. Die dargestellten Werte stellen nur ein Auswahl dar, die der Einordnung des Prozesses dienen soll.

43

Kapitel 3 Methodik T/K p / bar m / kg/s

288,15 1,013 306,8

300,6 1,013 605,8

Ges. Verd. ηp Verd = 0,8793 ηm Verd = 0,972 P = 342,5 MW

313,15 1,04 299,0

861,7 33,38 489,9

EV Brennkammer ∆p = 0,03 • pEV ein Hu = 49188 kJ/kg mBS = 8,57 kg/s

1560 32,22 399,9

1522 32,22 427,0

HD Turbine ηp, HDT = 0,8816 ηm HDT = 0,980 P = -94,88 kW

1312 16,69 445,5

1644 15,86 561,1

SEV Brennkamm. ∆p = 0,05 • pSEV ein Hu = 49188 kJ/kg mBS = 8,49 kg/s

1615 15,86 579,7,

916,0 1,04 622,9

Ges. NDT ηp NDT = 0,8717 ηm NDT = 0,980 P = -524,3 MW

916,0 1,04 312,0

916,0 1,04 310,9

Gesamte GT ηGen = 0,986 ηn = 31,20 % PEL = -250,8 MW

Abbildung 3.9: Ergebnisse des thermodynamischen Kreisprozesses für einen Betrieb unter Abgasrezirkulationsbedingungen mit F GR = 0,48 bei Umgebungsbedingungen nach ISO 2314 [1] Anpassung Oxyfuel Für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen gilt Ähnliches wie bei der Abgasrezirkulation. Auch hier wird ein Teil des Abgases nach der Turbine abgezweigt, gekühlt und dem Eintrittsmassenstrom zugeführt. Dieser Teil ist jedoch erheblich größer, da keine Luft aus der Umgebung angesaugt wird. Dafür wird der für die Verbrennung des Brennstoffes nötige Sauerstoff zugegeben. Dies geschieht, wie in Kapitel 2 Abschnitt 2.6.2 dargestellt, an zwei unterschiedlichen Stellen. Zum einen wird eine Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdichtereintritt, zum anderen eine Zugabe des Sauerstoffes direkt vor den Brennkammern modelliert. Der Massenstrom des rezirkulierten Abgases ergibt sich dabei aus dem Massenstrom am Verdichtereintritt. Der Massenstrom des Sauerstoffes ergibt sich aus dem Verbrennungssauerstoffverhältnis. Dieses wird als Randbedingung vorgegeben. Bei der Zugabe des Sauerstoffes vor dem Verdichter wird so viel Sauerstoff zugegeben, dass sich in der zweiten (SEV-)Brennkammer das geforderte Sauerstoffverhältnis einstellt. Wird der Sauerstoff direkt vor den jeweiligen Brennkammern zugegeben, wird der Massenstrom so angepasst, dass in beiden Brennkammern das vorgegebene Sauerstoffverhältnis vorliegt. Die für die Modellerstellung verwendeten Modelle sind in Abschnitt 3.1.2 detailliert beschrieben. In Abbildung 3.10 ist der Betriebszustand unter OxyfuelBedingungen mit einer Zugabe von Sauerstoff vor dem Verdichter und einem Sauerstoffverhältnis in der SEV-Brennkammer von λO2 SEV = 1,01 dargestellt. Bei den angegebenen Werten handelt es sich wiederum nur um eine Auswahl. Da es auch darum geht, hier einen guten Kompromiss zu finden, wird bei diesem Betriebskonzept das Sauerstoffverhältnis als Parameter variiert. Dabei wird als untere Grenze ein Sauerstoffverhältnis nahe stöchiometrischer Bedingungen von λO2 SEV = 1,01 gewählt. Als Obergrenze

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3.2 Reaktionskinetische Studie der Verbrennung T/K p / bar m / kg/s

313,15 1,013 66,51

313,15 1,013 531,0

313,15 1,04 464,5

687,4 26,86 350,5

1559 25,92 360,1

1522 25,92 376,4

1360 13,08 292,6

1644 12,43 493,7

1615 12,43 509,9

1118 1,04 547,8

1118 1,04 109,3

O2

Verdichter ηp Verd = 0,8793 ηm Verd = 0,972 P = 186,5 MW

EV Brennkammer ∆p = 0,04 • pEV ein Hu = 49188 kJ/kg mBS = 9,65 kg/s

HD Turbine ηp, HDT = 0,8816 ηm HDT = 0,980 P = -64,00 kW

SEV Brennkamm. ∆p = 0,05 • pSEV ein Hu = 49188 kJ/kg mBS = 7,19 kg/s

Ges. NDT ηp NDT = 0,8717 ηm NDT = 0,980 P = -334,8 MW

Gesamte GT ηGen = 0,986 ηn = 23,82 % PEL = -196,1 MW

Abbildung 3.10: Ergebnisse des thermodynamischen Kreisprozesses für einen Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe von Sauerstoff vor dem Verdichter und einem Sauerstoffverhältnis in der SEV-Brennkammer von λO2 = 1,01 wird ein Sauerstoffverhältnis von λO2 SEV = 1,20 verwendet, da dieses außerhalb des Bereiches liegt, in dem ein Einfluss auf die Kohlenstoffmonoxid-Emissionen zu erwarten ist.

3.2 Reaktionskinetische Studie der Verbrennung Die Verbrennung beruht auf chemischen Reaktionen. Dabei laufen selbst bei der einfach erscheinenden Reaktion von Methan mit Sauerstoff zu Kohlenstoffdioxid und Wasser CH4 + 2 O2 * ) CO2 + 2 H2 O

(3.33)

hunderte Elementarreaktionen ab. Um den Einfluss von sich ändernden Bedingungen wie Druck, Temperatur und chemischer Zusammensetzung des Arbeitsmittels und des Brennstoffs auf dieses komplexe System zu untersuchen, werden reaktionskinetische Studien durchgeführt. Dazu werden mithilfe von Modellen die chemischen Reaktionen in Abhängigkeit von der Zeit berechnet. Für die Erstellung der reaktionskinetischen Studien wurde die Softwaresuite Cantera [28] und der Reaktionsmechanismus GRI-Mech 3.0 [57] verwendet.

3.2.1 Cantera Cantera ist eine freie Software, die eine große Zahl von Tools zur Berechnung und Analyse von Reaktionsvorgängen, thermodynamischen Zusammenhängen und Transportprozessen bereitstellt. Mit ihr lassen sich zum Beispiel Reaktionsgleichgewichte, zeitabhängige Reaktornetzwerke oder eindimensionale stationäre reagierende Strömungen berechnen. Cantera ist in der Programmier-

45

Kapitel 3 Methodik sprache C++ programmiert, kann jedoch auch in Anwendungen in Fortran verwendet werden. Außerdem gibt es Interfaces für Python und Matlab. Somit ist eine direkte Anbindung an das thermodynamische Kreisprozessmodell möglich. Chemisches Gleichgewicht Eine Funktion von Cantera berechnet den Gleichgewichtszustand einer chemischen Reaktion. Dazu muss ein Anfangszustand definiert werden, der aus Druck, Temperatur und chemischer Zusammensetzung besteht. Anschließend müssen zwei Randbedingungen festgelegt werden, die bei der Berechnung des Gleichgewichts konstant gehalten werden sollen. Da der Druck bei der Verbrennung in einer Gasturbinenbrennkammer während der Reaktion annähernd konstant ist, ist eine der beiden Randbedingungen immer der Druck. Sollte das Gleichgewicht bei einer bestimmten Temperatur ermittelt werden, wurde als zweite Randbedingung die Temperatur gewählt. Die Verbrennung ist eine exotherme Reaktion, das heißt, dass bei einer Verbrennung die Temperatur zunimmt, wenn die Wärme nicht abgeführt wird. Dies kann berücksichtigt werden, indem als zweite Randbedingung die Enthalpie gewählt wird. Wird die Enthalpie konstant gehalten, stellt sich im Gleichgewicht die adiabatische Flammentemperatur ein. Als Ergebnis erhält man die chemische Zusammensetzung des Gleichgewichtes und die thermodynamischen Größen des Zustandes. Laminare Flammengeschwindigkeit Die laminare Flammengeschwindigkeit ist die Geschwindigkeit, mit der sich eine Flamme unter laminaren Bedingungen ausbreitet. Diese ist nur von Druck, Temperatur und Gemischzusammensetzung abhängig. Die laminare Flammengeschwindigkeit ist ein Maß für die chemische Reaktivität bei unterschiedlichen Randbedingungen. So lässt sich aus ihr auf die Stabilität der Verbrennung schließen. Zur Berechnung der laminaren Flammengeschwindigkeit wird das Modell einer eindimensionalen reagierenden Strömung verwendet. Dazu werden die Reaktionsgleichungen auf einem eindimensionalen Gitter zeitabhängig gelöst. Da in den später zu beschreibenden turbulenten Flammen die Mischung von Brennstoff und Oxidator nicht homogen ist, wurde die laminare Flammengeschwindigkeit immer für einen Äquivalenzbereich bestimmt. Eingangsgrößen für die Berechnung sind die Zusammensetzung des Brennstoffes und des Oxidators sowie Druck und Temperatur. Perfekt gemischter Reaktor Um die Kinetik der Reaktion genauer zu untersuchen, wurde das Modell eines perfekt gemischten Reaktors verwendet. Dabei geht man davon aus, dass zum Anfangszeitpunkt ein chemisches Ge-

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3.3 Verbrennungsversuche misch in einen Raum gegeben wird. In diesem Raum sollen die Komponenten des Gemisches zu jedem Zeitpunkt homogen verteilt sein. Die zeitabhängigen Reaktionsgleichungen werden dann für diesen Raum berechnet. Als Ergebnis erhält man den zeitlichen Verlauf der Reaktion, das heißt, die Zusammensetzungen und die thermodynamischen Eigenschaften. Unter der Annahme, dass der Druck bei der betrachteten Verbrennung in der Gasturbinenbrennkammer konstant bleibt, wurde der Reaktor so modelliert, dass sich der Druck nicht ändert. Randbedingungen Bei der reaktionskinetischen Studie wurden generelle Einflüsse von Druck, Temperatur und der Zusammensetzung des Arbeitsmittels untersucht. Es wurde aber, insbesondere mit dem perfekt gemischten Reaktor, auch untersucht, wie sich die unterschiedlichen Betriebszustände auf die Verbrennung in den Brennkammern auswirken. Dazu wurden die thermodynamischen Zustände aus dem Kreisprozessmodell am Eintritt in die Brennkammern als Eingangsgrößen für den Reaktor verwendet.

3.2.2 Reaktionsmechanismus GRI-Mech 3.0 Eine chemische Bruttoreaktion läuft nicht so direkt ab, wie es die Bruttoreaktionsgleichung darstellt, sondern besteht meist aus vielen Elementarreaktionen. Bei der Verbrennung von Kohlenwasserstoffen kommen schnell sehr viele Elementarreaktionen zusammen. Diese werden in einem Reaktionsmechanismus zusammengefasst. Der GRI-Mech 3.0 ist ein häufig verwendeter Druck-, Temperatur- und Äquivalenzbereich validiert. In [66] wurde die laminare Flammengeschwindigkeit für Oxyfuel-Flammen mithilfe des Reaktionsmechanismus berechnet und mit Messwerten verglichen. Dabei ergaben sich sehr gute Übereinstimmungen zwischen Rechnung und Experiment.

3.3 Verbrennungsversuche In dieser Arbeit sollen auch Aussagen über die Emissionen und die Stabilität der Verbrennung unter den betrachteten Betriebskonzepten getroffen werden. Mithilfe der numerischen Strömungssimulation lassen sich diesbezüglich Trends abschätzen und qualitative Aussagen machen. Es ist jedoch trotz zunehmend genauerer Reaktionsmechanismen und größerer Rechenleistung noch nicht möglich, die Emissionen oder die Stabilitätsgrenzen einer Gasturbinenverbrennung verlässlich vorherzusagen. Daher müssen die vorhergesagten Werte zumindest experimentell validiert werden. Aus diesem Grund wurden für die verschiedenen Betriebskonzepte Verbrennungsversuche mit einer generischen Gasturbinenbrennkammer durchgeführt.

47

Kapitel 3 Methodik In diesem Abschnitt wird der Versuchsaufbau und die Messtechnik für die Versuche beschrieben. Dabei muss grundsätzlich zwischen Versuchen unter Abgasrezirkulationsbedingungen, dazu zählt auch der konventionelle Betrieb mit Luft, und Versuchen unter Oxyfuel-Bedingungen unterschieden werden. Bei den Versuchen unter Abgasrezirkulationsbedingungen wurde das Arbeitsmittel durch die Mischung des Abgases eines Brennwertkessels mit Luft erzeugt. Bei den Versuchen unter Oxyfuel-Bedingungen wurde das gesamte Arbeitsmittel aus Gastanks und Gasflaschen entnommen.

3.3.1 Versuchsaufbau für Luft und Abgasrezirkulation Für die Verbrennungsversuche mit Luft und unter Abgasrezirkulationsbedingungen wurde der Versuchsstand aus [24] genutzt. In diesem Abschnitt wird zunächst ein Überblick über den Versuchsstand vermittelt. Dazu ist in Abbildung 3.11 der Versuchsaufbau schematisch dargestellt.

Erdgas Luft

BWK Bypass

Abgas

Luft T, p, m, xi T, p

T

T, xi

Brennstoff m

T

Abbildung 3.11: Schema des Versuchsstandes für Abgasrezirkulationsversuche Die einzelnen Komponenten werden im Folgenden beschrieben. Bei der Abgasrezirkulation wird ein Teil des Abgases gekühlt und vor dem Eintritt in die Brennkammer mit Luft aus der Umgebung nach einem vorgegebenen Verhältnis gemischt. Damit liegt am Eintritt in die Brennkammer eine Mischung aus rezirkuliertem Abgas und Luft vor. Da eine Rückführung des Abgases der Brennkammer aufgrund der vorhandenen Infrastruktur nicht möglich ist, wurde die Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Einritt in die Brennkammer künstlich erzeugt. Die Luft wurde aus der Umgebung angesaugt. Um das benötigte Abgas zu erzeugen, wurde ein Brennwertkessel installiert, in welchem Erdgas mit Luft verbrannt wird.

48

3.3 Verbrennungsversuche Ein Vorteil des Einsatzes eines Brennwertkessels ist, dass das Abgas bereits gekühlt und ein Großteil des Wassers bereits kondensiert ist. Die Wärme des Brennwertkessels wird über zwei Kühlkreisläufe an die Umgebung abgegeben. Aus der Umgebungsluft und dem Abgas des Brennwertkessels wird über die drei in Abbildung 3.11 dargestellten Klappen das Arbeitsmittel gemischt und der Arbeitsmittelmassenstrom eingestellt. Dabei ist zu beachten, dass das Erdgas im Brennwertkessel bei fast stöchiometrischen Bedingungen verbrannt wird. Dass im Gegensatz dazu in einer Gasturbinenbrennkammer stark überstöchiometrische Bedingungen herrschen, muss durch die Beimischung von mehr Luft berücksichtigt werden. Aus diesem Grund wurde die gewünschte Zusammensetzung des Arbeitsmittels im Voraus mithilfe einer detaillierten iterativen Verbrennungsrechnung bestimmt. Das Arbeitsmittel gelangt anschließend mittels eines Seitenkanalverdichters in eine Messstrecke, in der Druck, Temperatur und die volumetrische Zusammensetzung des Arbeitsmittels gemessen werden. Im Lufterhitzer wird dem Arbeitsmittel Wärme zugeführt, um die vorgegebene Brennkammereintrittstemperatur zu erreichen. Der nicht benötigte Teil des Abgases wird über eine Bypassleitung an dem Versuchsaufbau vorbeigeführt und der Absaugung zugeführt. Zwischen dem Lufterhitzer und der Brennkammer passiert das Arbeitsmittel noch eine Einlaufstrecke, um eine gleichmäßige Anströmung der Brennkammer zu gewährleisten. Bei der Brennkammer handelt es sich um eine teilvorgemischte generische Gasturbinenbrennkammer mit drallstabilisierter Flamme. Das gesamte Arbeitsmittel nimmt an der Verbrennung teil, da die Brennkammer nicht gekühlt wird. Am Austritt der Brennkammer werden die Temperatur und die Zusammensetzung des Abgases gemessen, bevor das Abgas der Absaugung zugeführt wird. Der Brennstoff für die Brennkammer wird mit einem Gasmischer aus Methan, Propan, Stickstoff und Kohlenstoffdioxid gemischt. Mit dem Gasmischer kann dabei auch der Massenstrom des Brennstoffs eingestellt werden. Die benötigten Gase werden in Gasflaschen bereitgestellt und jeweils über eine Druckminderstation dem Gasmischer zugeführt.

3.3.2 Versuchsaufbau für Oxyfuel-Verbrennung Nach den Versuchen unter Abgasrezirkulationsbedingungen wurde der Versuchsstand für Verbrennungsversuche unter Oxyfuel-Bedingungen umgebaut. Hier soll ein Überblick über den Versuchsstand für die Oxyfuel-Versuche gegeben werden. Dazu ist in Abbildung 3.12 ein Schema des Versuchsaufbaus abgebildet, wie er für die Oxyfuelversuche genutzt wurde. Die einzelnen Komponenten sind im Folgenden detaillierter beschrieben. Bei der Oxyfuel-Verbrennung geht es darum, eine Verbrennung ohne den Stickstoff aus der Luft zu erreichen. Dazu muss ein großer Teil des Abgases rezirkuliert werden. Da, wie oben beschrieben, eine Rückführung des Abgases nicht möglich war, musste auch hierfür die Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die Brennkammer künstlich erzeugt werden.

49

Kapitel 3 Methodik

O2 m Abgas

CO2 T, xi

T, p

m Brennstoff m

T

Abbildung 3.12: Schema des Versuchsstandes für Oxyfuelversuche Um das Arbeitsmittel aus Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff zu mischen, wurde das Kohlenstoffdioxid einem Flüssigtank entnommen und verdampft. Der Sauerstoff wurde gasförmig in Flaschenbündeln bereitgestellt und ebenso wie das Kohlenstoffdioxid über einen Massenflussregler geregelt. Die beiden Stoffströme wurden dem Lufterhitzer zugegeben. Die Mischung erfolgte dann im Lufterhitzer und in der Einlaufstrecke, sodass am Eintritt in die Brennkammer eine homogene Durchmischung gewährleistet werden konnte. Für die Oxyfuelversuche wurde die gleiche Brennkammer wie für die Abgasrezirkulationsversuche eingesetzt und auch die Brennstoffversorgung blieb unverändert.

3.3.3 Komponenten des Versuchsstandes In diesem Abschnitt wird auf die oben genannten Komponenten der Versuchsaufbauten detailliert eingegangen. Brennwertkessel Für die Bereitstellung des Abgases wird ein Brennwertkessel des Typs Suprapur der Firma Junkers eingesetzt. Für einen möglichst stationären Betrieb wird der Brennwertkessel während der Versuche stets im Volllastbetrieb gefahren. Dabei erreicht er nach [38] eine Wärmeleistung von 65 kW und erzeugt einen Abgasmassenstrom von 26,5 kgs . Damit entspricht der Abgasmassenstrom etwa 75 % des Eintrittsmassenstromes in die Brennkammer und ermöglicht so theoretisch, Abgasrezirkulationsraten von F GR < 60 abzubilden. Dies genügt, da vorausgehende Berechnungen gezeigt haben, dass bei Rezirkulationsraten F GR > 48 ein unterstöchiometrisches Brennstoffluftgemisch entsteht. Das heißt, dass dann nicht mehr genug Sauerstoff im Arbeitsmittel wäre, um den Brennstoff vollständig zu verbrennen. Das Abgas des Brennwertkessels wird auf 320 K rückgekühlt. Dabei kondensiert ein Großteil

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3.3 Verbrennungsversuche des im Abgas enthaltenen Wassers und wird flüssig abgeleitet. Das bedeutet, dass das Abgas nicht mehr extra getrocknet werden muss, bevor es mit der Luft aus der Umgebung gemischt wird. Mischung von Abgas und Luft Um die Brennkammer unter Abgasrezirkulationsbedingungen zu betreiben, wurden zunächst die geforderten Massenströme und die Arbeitsmittelzusammensetzung berechnet. Anschließend wurde die geforderte Zusammensetzung und der Massenstrom durch Einstellen der drei elektrisch verstellbaren Regelventile erzeugt. Die Ventile sind auch in Abbildung 3.13 zu sehen. Sie sind

Abbildung 3.13: Obere Ebene des Versuchsstandes mit Regelventilen, Seitenkanalverdichter, Brennwertkessel und Kühlkreisläufen an den großen blauen Stellantrieben zu erkennen. Ebenfalls zu sehen ist der Brennwertkessel von hinten mit den Kühlkreisläufen und dem Seitenkanalverdichter, der das Arbeitsmittel hinter der Mischstrecke ansaugt und auf den für die Durchströmung des Lufterhitzers, der Einlaufstrecke und der Brennkammer nötigen Druck bringt. Hinter dem Seitenkanalverdichter befindet sich eine Messstrecke, in der Temperatur, Druck, Massenstrom und Zusammensetzung des Arbeitsmittels gemessen werden. Mithilfe dieser Größen können die Regelventile so eingestellt werden, dass der gewünschte Zustand erreicht wird. Bereitstellung Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff Die Bereitstellung des Kohlenstoffdioxids musste in flüssigem Zustand erfolgen, da Kohlenstoffdioxid bei 20 ◦C einen Dampfdruck von 57,3 bar hat. Da das Kohlenstoffdioxid für die Versuche

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Kapitel 3 Methodik jedoch gasförmig benötigt wird, musste es verdampft werden. Bei dem benötigten Massenstrom von bis zu 30 gs wird dazu ein Verdampfer mit großen Wärmeübertragungsflächen benötigt. Aus diesem Grund wurde für die Zeit der Versuche ein Tankwagen mit Verdampfer außerhalb des Gebäudes aufgestellt, in dem das Kohlenstoffdioxid auf 5 bar entspannt und dabei verdampft wurde, bevor es über eine Leitung ins Gebäude zu einem Massenflussregler geleitet wurde. Die Bereitstellung des Sauerstoffs war im Gegensatz dazu unkompliziert, da dieser auch bei hohem Druck gasförmig vorliegt. Der Sauerstoff wurde Gasflaschenbündeln mit je zwölf Gasflaschen über eine Druckmindereinheit entnommen und ebenfalls einem Massendurchflussregler zugeführt. Mit den beiden Massendurchflussreglern ist es möglich, den Arbeitsmittelmassenstrom und die Zusammensetzung exakt einzustellen. Von den Massendurchflussreglern wurden die beiden Gase über Schläuche dem Lufterhitzer zugeführt.

Lufterhitzer und Einlaufstecke Der Lufterhitzer besteht aus einem isolierten Stahlbehälter mit elektrisch betriebenen Rohrheizkörpern. Er besitzt eine Anschlussleistung von 1 MW und ist für erheblich größere Massenströme ausgelegt. Das Arbeitsmittel lässt sich damit auf bis zu 600 ◦C vorwärmen. Die Regelung erfolgt durch einfachen getakteten Betrieb, der mit drei Schützen realisiert wird. Die Temperatur lässt sich mittels eines programmierbaren PID-Reglers einstellen. Im Anschluss an den Lufterhitzer folgt eine Reduzierung des Querschnitts auf die Einlaufstrecke. Die Einlaufstrecke und die Brennkammer sind in Abbildung 3.14 dargestellt. Die Einlauf-

Abbildung 3.14: Schematische Darstellung der Einlaufstrecke mit der Brennkammer [24] strecke enthält ein Lochblech zur Strömungsgleichrichtung, damit die Brennkammer gleichmäßig angeströmt wird.

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3.3 Verbrennungsversuche Brennkammer Bei der Brennkammer handelt es sich um eine gasturbinentypische Brennkammer mit einer Länge von etwa 0,5 m. Der Brennstoff und das Arbeitsmittel sind teilvorgemischt und die Flamme ist drallstabilisiert. Die Brennkammer ist in Abbildung 3.15 im Schnitt dargestellt. Sie besteht aus

Abbildung 3.15: Schnitt durch ein Modell der Brennkammer [25] einer Hutze, dem radialen Drallerzeuger, der Brennerdüse, einem achteckigen Flammrohr und einer Abgasdüse. Zur Befestigung an der Einlaufstrecke ist ein Befestigungsflansch vorhanden. In Abbildung 3.14 sieht man die montierte Brennkammer. Dort befindet sich die Hutze und der Drallerzeuger innerhalb des Rohres der Einlaufstrecke. Das Arbeitsmittel gelangt von der Einlaufstrecke, wie in Abbildung 3.16(a) dargestellt, radi-

(a) Brennstoffeindüsung

(b) Drallerzeuger

Abbildung 3.16: Schnittansichten des Brenners [24] al über den Drallerzeuger in den Brenner. Der Drallerzeuger besteht, wie in Abbildung 3.16(b) zu sehen, aus zwölf symmetrischen Kanälen, in denen sich die zwölf Hauptgasdüsen befinden. Beim Durchströmen des Drallerzeugers erhält das Arbeitsmittel eine tangentiale Geschwindig-

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Kapitel 3 Methodik keitskomponente. Nach [24] entsteht ein Drall mit einer Drallzahl von SN = 0,93. Daraus resultiert entsprechend [11] bei einer Drallzahl SN > 0,6 auf der Symmetrieachse des Brenners eine Rezirkulationszone, welche die Flamme durch das Rückführen heißer Abgase stabilisiert. Zum Zünden der Brennkammer kann zusätzlich sogenanntes Pilotgas über Pilotgasdüsen, die sich innerhalb des Drallerzeugers an der Rückwand des Brenners befinden, zugegeben werden. Dadurch wird das Gemisch in diesem Bereich angefettet. Auf den Drallerzeuger folgt der Brennkammerhals. Dieser ist in Abbildung 3.17 dargestellt

(a) Außenhals

(b) Brennerdüse

Abbildung 3.17: Brennerhals [48] und besteht aus einem Außenhals und einem Innenhals bzw. einer Brennerdüse. In Abbildung 3.16(a) ist er in eingebautem Zustand zu sehen. Dort ist auch zu erkennen, dass sich zwischen den beiden Bauteilen ein Ringspalt ergibt. Dieser dient der Kühlung des Brenners. Durch die im Außenhals eingebrachten Bohrungen, strömt ein Teil des Arbeitsmittels durch diesen Ringspalt und kühlt den Brenner. Der Massenstrom durch den Ringspalt beträgt laut [48] etwa 2,6 % des gesamten Arbeitsmittelmassenstroms. Das Arbeitsmittel aus dem Ringspalt gelangt am Ende des Brenners ebenfalls in das Flammrohr. In Abbildung 3.18 ist das Flammrohr der Brennkammer mit den Zugängen für die Messtechnik

Abbildung 3.18: Flammrohr der Brennkammer mit Zugängen für Messtechnik [25]

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3.3 Verbrennungsversuche dargestellt. Das Flammrohr ist aus Hastalloy X gefertigt und besitzt im Gegensatz zu Rohrbrennkammern einen achteckigen Querschnitt. Dieser dient dem einfacheren Zugang mit Messtechnik. In Abbildung 3.18 sind die Zugänge für die Temperatur- und Druckmessung dargestellt. Außerdem besitzt die Brennkammer zwölf verschließbare Zugänge durch die eine Abgasmesssonde zur Bestimmung der chemischen Zusammensetzung und der Temperatur eingeführt werden kann. Diese Zugänge wurden genutzt, um Axial- und Radialprofile der chemischen Zusammensetzung und der Temperatur in der Brennkammer zu erstellen. An das Flammrohr schließt sich noch die in Abbildung 3.15 dargestellte Abgasdüse an. Diese enthält acht Bohrungen für die Abgasmessung, von denen eine für die Messung der Abgaszusammensetzung und der Temperatur am Austritt aus der Brennkammer genutzt wurde. Brennstoffversorgung Da die Zusammensetzung des Erdgases schwankt und messtechnisch nicht erfasst werden konnte, wurde der Brennstoff mit einer Gasmischeinheit der Firma HovaGAS gemischt. Diese besteht aus acht thermischen Massendurchflussreglern und einer Steuereinheit. Von den acht Massendurchflussreglern wurden zwei genutzt, um das Arbeitsmittel aus Sauerstoff und Kohlenstoffdioxid zu mischen, und vier für den Brennstoff, der aus Methan, Propan, Stickstoff und Kohlenstoffdioxid gemischt wurde. Dazu wurden die Gase für den Brennstoff in Einzelflaschen oder Flaschenbündeln bereitgestellt. Das Gasgemisch wurde anschließend über einen beheizbaren Schlauch der Brennstoffeindüsung in der Brennkammer zugeführt. Für die Pilotgasdüsen wurde Erdgas aus dem Erdgasnetz genutzt, da diese nur zum Zünden der Brennkammer verwendet wurden und während des Messbetriebs abgeschaltet waren. Abgasabsaugung Die Verbrennungsabgase wurden etwa 0,3 m hinter der Brennkammer durch ein Rohr mit einem Durchmesser von etwa 1 m abgesaugt. Für den nötigen Unterdruck sorgt dabei ein Axialgebläse. Die Abgase werden dann über einen Kamin in die Umgebung abgegeben.

3.3.4 Messtechnik Für die Aufnahme von Messdaten, aber auch für den Betrieb und die Regelung des Versuchsstandes müssen verschiedene physikalische Größen gemessen werden. Für die Überwachung der Brennkammer wird an verschiedenen Stellen der Einlaufstelle, der Brennkammer und der Umgebung der Druck mit elektromechanischen Drucksensoren gemessen. Für die Messung der Temperatur kommen Thermoelemente zum Einsatz. Die Temperatur des Arbeitsmittels wird am Eintritt in die Brennkammer gemessen. Außerdem befinden sich im

55

Kapitel 3 Methodik Flammrohr, wie in Abbildung 3.18 dargestellt, zwei Zugänge zur Temperaturmessung, von denen der vordere genutzt wird. Am hinteren Ende der Brennkammer wird die Austrittstemperatur des Abgases mit der kombinierten Abgassonde gemessen. Diese wird ebenfalls genutzt, um die Zusammensetzung des Abgases mit einer Abgasmessanlage zu bestimmen. Außerdem wird die Abgasmessanlage bei den Versuchen unter Abgasrezirkulationsbedingungen genutzt, um die Zusammensetzung der Mischluft zu bestimmen. Neben diesen Größen müssen für die Durchführung der Versuche noch die Massenströme in die Brennkammer geregelt werden. Dazu werden die Massenströme mittels thermischen Massendurchflussmessern gemessen. Die einzelnen Messverfahren werden in den folgenden Abschnitten beschrieben. Druckmessung Für die Messung der Drücke werden zwei Arten von Drucksensoren der Firma Druck Limited eingesetzt. Für die Messung von Absolutdrücken, kommen Sensoren mit einem Druckanschluss zum Einsatz. In diesen wird durch den Druck eine Membran ausgelenkt und diese Auslenkung wird mittels eines Dehnungsmessstreifens in ein elektrisches Signal umgewandelt. Für die Messung von Differenzdrücken wird das gleiche Verfahren mit zwei Druckanschlüssen angewendet. Hier werden beide Seiten der Membran mit jeweils dem Druck eines Anschlusses beaufschlagt und es wird ebenfalls die Auslenkung der Membran mittels eines Dehnungsmessstreifens in ein elektrisches Signal umgewandelt. In beiden Fällen ist das elektrische Signal proportional zum Druck bzw. der Druckdifferenz. Das Messsignal wird über eine Wheatstone-Vollmessbrücke ausgewertet. Die Messgenauigkeit der eingesetzten Sensoren liegt bei ±0,04 % vom Messbereichsendwert [24]. Die eingesetzten Sensoren sind in Tabelle 3.6 mit Messbereich, Beaufschlagung und dem Einsatzort aufgelistet. Tabelle 3.6: Einsatz und Messbereich der verwendeten Drucksensoren Messbereichsendwert 1 bar 75 mbar 75 mbar 75 mbar 350 mbar

Beaufschlagung

Messstelle

Absolut Differenz zu Umgebung Differenz zu Umgebung Differenz zu Umgebung Differenz zu Umgebung

Umgebungsdruck Luftversorgung nach Lufterhitzer Drallerzeuger Flammrohr Luftversorgung vor Lufterhitzer

Temperaturmessung Für die Messung der Temperaturen des Arbeitsmittels und des Brennstoffs werden Thermoelemente des Typs K eingesetzt. Diese bestehen aus der Materialpaarung Nickel-Chrom/Nickel-

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3.3 Verbrennungsversuche Aluminium. Für die Messstelle im Flammrohr nahe dem Brennermund und für die Temperaturmessung in der Abgasmesssonde kommen aufgrund der höheren Temperaturen Thermoelemente des Typ S mit der Materialpaarung Platin-Rhodium/Platin zum Einsatz. Die Auswertung der Thermospannung, die Kompensation der Kaltstellen und die Linearisierung der Thermospannungen erfolgt im Messverstärker. Damit ergibt sich für die Thermoelemente des Typs K eine Messunsicherheit von maximal ±3 K und für die Thermoelemente des Typs S maximal ±5 K [24]. Massenstrommessung Zur Mischung und Regelung des Brennstoffes und des Arbeitsmittels werden Massendurchflussmesser und Massendurchflussregler eingesetzt. Diese funktionieren alle nach dem Prinzip der thermischen Durchflussmessung. Dabei wird mit einem Heizelement thermische Energie in das Fluid eingebracht und die dadurch entstehende Temperaturdifferenz zwischen zwei Temperaturmessstellen gemessen. Aus dieser Temperaturdifferenz wird dann der Massenstrom berechnet. Da der Zusammenhang zwischen Temperaturdifferenz und Massenstrom vom Fluid abhängig ist, sind die Massendurchflussmesser in der Regel für einen Stoff kalibriert. Für die Verwendung mit anderen Fluiden muss mit Korrekturfaktoren gerechnet werden. Für die Regelung der Massenströme im Gasmischer, mit dem der Brennstoff und das Arbeitsmittel im Oxyfuel-Betrieb gemischt werden, kommen Massendurchflussregler zum Einsatz. Diese bestehen aus den oben beschriebenen Massendurchflussmessern und einer Regeleinheit, die den gewünschten Massenstrom abhängig von einer Regelspannung mit einem verstellbaren Regelglied einstellt. Die Mess- und Regelbereiche der eingesetzten Massendurchflussregler sind in Tabelle 3.7 dargestellt. Tabelle 3.7: Einsatz und Messbereich der verwendeten Massendurchflussregler Stoff

Messbereich /

CO2 O2 CH4 C3 H8 CO2 N2

0 . . . 770 0 . . . 700 0 . . . 166 0...7 0 . . . 10 0 . . . 10

nl min

Einsatz Arbeitsmittel-Oxyfuel Arbeitsmittel-Oxyfuel Brennstoff Brennstoff Brennstoff Brennstoff

Bei den Versuchen unter Abgasrezirkulationsbedingungen wird der Arbeitsmittelmassenstrom wie in Abschnitt 3.3.3 beschrieben, mittels einer Klappenregelung und einem Seitenkanalverdichter eingestellt. Dazu ist nach dem Seitenkanalverdichter einer der oben beschriebenen Massendurchflussmesser eingebaut. Da die Zusammensetzung des Arbeitsmittels variiert, wird diese

57

Kapitel 3 Methodik beim Einstellen des Massenstroms mit der Abgasmessanlage, die im nächsten Abschnitt beschrieben wird, gemessen und daraus ein Korrekturfaktor für die Massenstrommessung berechnet. Das Verfahren ist in [24] detailliert beschrieben und führt zu einer maximalen Abweichung von 1,3 %. Konzentrationsmessung Für die Messung der Abgaszusammensetzung und der Zusammensetzung des Arbeitsmittels bei den Abgasrezirkulationsversuchen wird eine Abgasmessanlage des Typ AMA 1800 des Herstellers AVL mit beheizter Leitung eingesetzt. Diese saugt über eine beheizte Probengasleitung das Messgas an und leitet es zu den verschiedenen Analysatoren, mit welchen die Konzentration der verschiedenen Bestandteile gemessen wird. In Tabelle 3.8 sind die Messtechnisch erfassten StofTabelle 3.8: Messbereich und Messverfahren der AMA 1800 nl min

Verfahren

Sensortyp

Stoff

Messbereich /

UHC CO low CO high CO2 N Ox O2

0,3 . . . 10 000 ppm chemilumineszenz-Detektion CID1800HH (Pierburg) 0,3 . . . 3000 ppm nichtdispersive IR-Detektion Typ URAS (ABB) 1 . . . 12 % nichtdispersive IR-Detektion Typ URAS (ABB) 60 ppm . . . 16 % nichtdispersive IR-Detektion Typ URAS (ABB) 0,3 . . . 5000 ppm Flammenionisationsdetektion FID1800HH (Pierburg) 300 ppm . . . 25 % paramagnetische Detektion MAGNOS106 (ABB)

fe, die jeweiligen Messverfahren sowie der jeweilige Messbereich angegeben. Der Messfehler ist für alle Messwerte ≤ 2 % des Anzeigewertes [48].

3.3.5 Versuchsdurchführung Mithilfe der Verbrennungsversuche soll der Einfluss der Abgasrezirkulation und des OxyfuelBetriebs auf die Emissionen und die Stabilität der Verbrennung in einer typischen Gasturbinenbrennkammer untersucht werden. Dazu werden auf dem oben detailliert beschriebenen Versuchsstand atmosphärische Verbrennungsversuche unter Abgasrezirkulations- und Oxyfuel-Bedingungen durchgeführt. Abgasrezirkulation Um den Einfluss der Abgasrezirkulation zu bestimmen, wurden Verbrennungsversuche unter Variation der Abgasrezirkulationsrate durchgeführt. Dabei wurde der in [24] angepasste Nennbetriebspunkt entsprechend [48] verwendet. Dieser liegt für den Betrieb mit Luft und einer Eintrittstemperatur in die Brennkammer von 573 K bei einem Frischluftmassenstrom von m ˙ AM =

58

3.3 Verbrennungsversuche 0,0355 kgs . Von diesem Betriebspunkt aus wurde die Abgasrezirkulationsrate erhöht. Dabei wurde der Brennstoff so nachgeführt, dass die theoretisch berechnete adiabate Austrittstemperatur konstant bei Taus = 1350 ◦C lag. Oxyfuel-Versuche Bei den Experimenten unter Oxyfuel-Bedingungen wurden zunächst Versuche durchgeführt, um den Betriebsbereich unter diesen Bedingungen zu ermitteln. Anschließend wurden Versuche mit dem Verbrennungssauerstoffverhältnis λO2 als variabler Parameter durchgeführt. Da das Kohlenstoffdioxid und der Sauerstoff vor dem großvolumigen Lufterhitzer zusammengeführt wurden, dauerte es lange bis dieser und die Einlaufstrecke nach einer Änderung gespült waren und wieder ein stationärer Betriebszustand erreicht wurde. Aus diesem Grund wurde die Arbeitsmittelzusammensetzung und der Arbeitsmittelmassenstrom während einer Versuchsreihe konstant gehalten und der Brennstoffmassenstrom so geregelt, dass sich das gewünschte Sauerstoffverhältnis einstellte. Um zusätzlich die Turbineneintrittstemperatur konstant zu halten, hätte für jeden Betriebszustand eine andere Arbeitsmittelzusammensetzung generiert werden müssen. Ebenso wie unter Abgasrezirkulationsbedingungen wurde der in [24] angepasste Betriebspunkt verwendet. Der Arbeitsmittelmassenstrom betrug ebenfalls m ˙ AM = 0,0355 kgs und die Eintrittstemperatur wurde auf 573 K geregelt. Bei den einzelnen Versuchsreihen wurde jeweils mit einem Sauerstoffverhältnis von λO2 = 1,5 begonnen und dieses dann in kleinen Schritten reduziert, bis der Kohlenmonoxidanteil im Abgas stark anstieg, also die Löschgrenze erreicht wurde. Nach diesem Vorgehen wurden vier Messreihen mit einem Sauerstoffanteil im Arbeitsmittel von xO2 AM = 22,0 %, xO2 AM = 20,5 %, xO2 AM = 19,0 % und xO2 AM = 17,5 % durchgeführt.

59

Kapitel 4 Ergebnisse Die Auswirkungen der Änderung der Arbeitsmittelzusammensetzung auf den Betrieb einer Gasturbine mit zweistufiger Verbrennung werden in diesem Kapitel detailliert dargestellt. Dazu werden die in Kapitel 3 beschriebenen Hilfsmittel verwendet, um den Einfluss auf die verschiedenen Komponenten und den Gesamtprozess der Gasturbine zu untersuchen. Zunächst wird gezeigt, wie sich die unterschiedlichen Betriebsbedingungen grundsätzlich auf die thermodynamischen Eigenschaften des Arbeitsmittels auswirken. Zur Untersuchung des Einflusses auf die verschiedenen Gasturbinenkomponenten wurden mithilfe des Kreisprozessmodells die thermodynamischen Zustände berechnet, die an den Komponenten anliegen. Anschließend wurde dann, teilweise mit weiteren Hilfsmitteln, untersucht wie sich die Änderungen dieser Zustände auf die einzelnen Teile der Gasturbine auswirken. Der Einfluss auf die Leistung und die Wirkungsgrade der Gasturbine wird danach anhand des thermodynamischen Modells diskutiert. Wenn im Folgenden der Einfluss der Betriebsbedingungen auf bestimmte thermodynamische Größen dargestellt wird, so geschieht dies bei der Abgasrezirkulation meist in Abhängigkeit von der Abgasrezirkulationsrate F GR. Dabei entspricht eine Rezirkulationsrate von F GR = 0 einem Betrieb mit Luft, da hier kein Abgas rezirkuliert wird. Das andere Ende der dargestellten Rezirkulationsrate liegt bei F GR = 0,48, da bei größeren Rezirkulationsraten die Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel so weit sinkt, dass der Brennstoff in der SEV-Brennkammer nicht mehr vollständig verbrannt werden kann. Es käme also zu unterstöchiometrischen Verhältnissen und damit zu unverbranntem Brennstoff im Abgas. Im Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen kann die Menge des zugegebenen Sauerstoffs und damit das Verbrennungssauerstoffverhältnis λO2 einfach geregelt werden. Deshalb werden die thermodynamischen Größen in diesem Fall in Abhängigkeit von dem Sauerstoffverhältnis λO2 dargestellt. Dazu wird das Sauerstoffverhältnis der SEV-Brennkammer verwendet, weil von diesem abhängt, wie groß der Sauerstoffüberschuss und damit der Anteil des Sauerstoffs im Abgas ist. Wird der Sauerstoff direkt vor jeder der beiden Brennkammern zugegeben, wird jeweils die Menge Sauerstoff zugegeben, die nötig ist, damit in beiden Brennkammern das angegebene Sauerstoffverhältnis vorliegt.

61

Kapitel 4 Ergebnisse Für die Angabe von Größen bei bestimmten Betriebszuständen werden im Folgenden diese sieben repräsentativen Betriebszustände verwendet: Luft oder FGR 0,00 entspricht dem konventionellen Betrieb der Gasturbine mit Luft ohne Abgasrezirkulation. FGR 0,24 stellt den Betrieb mit Abgasrezirkulation bei einer mittleren Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0,24 dar. FGR 0,48 stellt den Betrieb mit einer Abgasrezirkulation bei der maximalen Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0,48 dar. Eine höhere Abgasrezirkulationsrate würde zu unterstöchiometrischen Bedingungen in der zweiten Brennkammer führen. VerdO2 1,01 stellt den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit Zugabe des gesamten Sauerstoffs vor dem Eintritt in den Verdichter bei einem Sauerstoffverhältnis in der zweiten Brennkammer von λO2 = 1,01 dar. Das Sauerstoffverhältnis führt zu einem möglichst niedrigen Restsauerstoffgehalt im Abgas. Es wurde ein leicht überstöchiometrisches Verbrennungssauerstoffverhältnis gewählt, da es bei der iterativen Berechnung mit stöchiometrischen Bedingungen auch zu unterstöchiometrischen Zuständen kommen kann, die praktisch nicht sinnvoll und im Modell nicht implementiert sind. VerdO2 1,20 stellt ebenfalls den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit Zugabe des gesamten Sauerstoffs vor dem Eintritt in den Verdichter dar, aber bei einem Sauerstoffverhältnis in der zweiten Brennkammer von λO2 = 1,20. Damit liegt die Verbrennung in einem Bereich, in dem ein ausreichender Abstand zur Löschgrenze und damit niedrige Kohlenstoffmonoxidkonzentrationen erreicht werden. BKO2 1,01 stellt den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit Zugabe des für ein Sauerstoffverhältnis von λO2 = 1,01 nötigen Sauerstoffs direkt vor der jeweiligen Brennkammer dar. BKO2 1,20 stellt den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit Zugabe des für ein Sauerstoffverhältnis von λO2 = 1,20 nötigen Sauerstoffs direkt vor der jeweiligen Brennkammer dar. Dabei gelten für alle Betriebsbedingungen die Umgebungsbedingungen nach ISO 2314 [1] für Gasturbinenabnahmetests, die auch im Folgenden beibehalten werden: TUmg = 15 ◦C, pUmg = 1,013 bar und ϕrel Umg = 60 %. Des Weiteren gelten die Randbedingungen aus Tabelle 3.4.

4.1 Einfluss auf das Arbeitsmittel Der Betrieb unter Abgasrezirkulations- und Oxyfuel-Bedingungen wirkt sich zunächst auf die Zusammensetzung des Arbeitsmittels und damit auf dessen thermodynamische Eigenschaften aus.

62

4.1 Einfluss auf das Arbeitsmittel Diese Änderungen sollen hier dargestellt werden. Da die Änderung der Zusammensetzung durch die Verbrennung deutlich kleiner ist als die Änderung durch die verschiedenen Betriebszustände, ist in Abbildung 4.1 die Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter 100

xi /Vol.-%

80

O2 H2 O CO2 N2

60 40 20 0

4 8 0 1 1 0 ft Lu R 0.2 R 0.4 1.0 1.2 1.2 1.0 2 2 2 2 FG FG rdO rdO BKO BKO Ve Ve Abbildung 4.1: Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die Gasturbine für die sieben repräsentativen Betriebszustände dargestellt. Die Werte sind außerdem tabellarisch in Anhang A.1 aufgeführt. Als Referenz soll hier zunächst die Zusammensetzung der Luft dienen. Diese besteht zu etwa 78 Vol.-% aus Stickstoff und zu 21 Vol.-% aus Sauerstoff. Der Rest sind zum größten Teil Argon und Spuren anderer Gase. Wird Abgas rezirkuliert, führt das zu einer Anreicherung des Arbeitsmittels mit Kohlenstoffdioxid und Wasser, und einer Abnahme des Sauerstoffs. Der relative Anteil des Stickstoffs bleibt im Gegensatz dazu fast konstant. Für einen Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen ergibt sich für die Betriebszustände mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor dem Eintritt in den Verdichter ein Arbeitsmittel, das zu knapp 80 % aus Kohlenstoffdioxid besteht. Ebenfalls deutlich größer als bei Luft und der Abgasrezirkulation ist der Anteil des Wassers mit etwa 5 Vol.-%. Die Sauerstoffkonzentration liegt mit etwa 17 Vol.-% in der gleichen Größenordnung wie bei der Abgasrezirkulation mit F GR = 0,24. Für die Betriebszustände, bei denen der Sauerstoff erst vor den Brennkammern zugegeben wird, besteht das Arbeitsmittel vor den Brennkammern fast nur aus Kohlenstoffdioxid und Wasser. Am Eintritt in den Verdichter liegt nur der Sauerstoff vor, der über die Abgasrückführung mit dem Abgas zugeführt wird. Damit ergibt sich mit einem Sauerstoffverhältnis von λO2 = 1,01 ein fast sauerstofffreies Arbeitsmittel. Bei einem Sauerstoffüberschuss von λO2 = 1,20 beträgt der Sauerstoffanteil etwa 1,7 %. Die Kohlenstoffdioxidkonzentration im Arbeitsmittel ist in Abbildung 4.2 aufgetragen. In Abbildung 4.2(a) zeigt sich die Zunahme des Kohlenstoffdioxids mit zunehmender Abgasrezirkula-

63

Kapitel 4 Ergebnisse

xCO2 /Vol.-%

xCO2 /Vol.-%

O2 in Verd. O2 in BK

100

6 4 2 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

95 90 85 80 75 1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV

FGR (a) Abgasrezirkulation

(b) Oxyfuel

Abbildung 4.2: Konzentration des Kohlenstoffdioxids im Arbeitsmittel am Eintritt in den Verdichter tionsrate bis hin zu gut 6 %. In Abbildung 4.2(b) ist zu sehen, dass die Kohlenstoffdioxidkonzentrationen unter Oxyfuel-Bedingungen mit etwa 75 % bis 95 % in einer anderen Größenordnung liegen. In Tabelle 4.1 sind die wichtigsten Stoffwerte für die Moleküle aufgeführt, aus denen sich die Tabelle 4.1: Stoffwerte für Moleküle des Arbeitsmittels bei T0 = 298,15 K und p0 = 1 bar nach [9] Stoff

g Anzahl Atome M/ mol

O2 N2 CO2 H2 O

2 2 3 3

ρ/ mkg3

cp / kgkJK

31,9988 1,2908 0,9181 28,0134 1,1300 1,0396 44,010 1,7754 0,8438 18,0153 0,72673 1,8646

κ/1 1,3947 1,3996 1,2885 1,3289

Arbeitsmittel zusammensetzen. Es zeigt sich, dass die zweiatomigen Gase, aus denen die Luft fast ausschließlich besteht, unter Oxyfuel-Bedingungen zu einem sehr großen Anteil durch dreiatomige Gase ersetzt werden. Das beeinflusst die Gasstrahlung, da zweiatomige Gase im Gegensatz zu dreiatomigen Gasen kaum strahlen. Ein weiterer großer Unterschied tritt bei der Dichte auf. Kohlenstoffdioxid hat eine erheblich höhere Dichte als Stickstoff. Die Dichte des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter ist in Abbildung 4.3 dargestellt. Für einen Betrieb unter Abgasrezirkulationsbedingungen zeigt sich, dass die Dichte mit zunehmender Abgasrezirkulationsrate leicht abnimmt. Da im Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen Kohlenstoffdioxid den größten Teil des Arbeitsmittels ausmacht, hat das Arbeitsmittel wie Abbildung 4.3(b) zu entnehmen ist, eine deutlich höhere Dichte. Zusammenfassend lässt sich feststellen, dass die Abgasrezirkulation die thermodynamischen

64

4.2 Einfluss auf den Verdichter

1,60 ρ/ mkg3

ρ/ mkg3

1,60

1,40

1,40 O2 in Verd. O2 in BK

1,20

1,20 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.3: Dichte des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter Eigenschaften des Arbeitsmittels in einem geringen Maße beeinflusst. Die Zusammensetzung der Luft und die Zusammensetzung des Arbeitsmittels bei maximaler Abgasrezirkulation stimmen immer noch zu etwa 90 % überein. Im Gegensatz dazu haben Luft und das Arbeitsmittel unter Oxyfuel-Bedingungen nur den Sauerstoff gemeinsam. Damit ist der Einfluss hier deutlich größer.

4.2 Einfluss auf den Verdichter Die Aufgabe des Verdichters ist die Druckerhöhung des Arbeitsmittels. Diese Druckerhöhung erfolgt entlang einer polytropen Zustandsänderung. Diese Zustandsänderung hängt stark von den thermodynamischen Eigenschaften des Arbeitsmittels ab. Außerdem ist der thermodynamische Zustand am Austritt vom thermodynamischen Zustand am Eintritt abhängig. Aus diesem Grund wird hier zunächst auf den thermodynamischen Zustand am Eintritt und die dort vorliegenden thermodynamischen Eigenschaften eingegangen. Dazu werden die Werte mithilfe des thermodynamischen Modells berechnet, um anschließend deren Einfluss auf den Verdichter zu diskutieren.

4.2.1 Eintrittszustand Betreibt man die Gasturbine im konventionellen Betrieb mit Luft als Arbeitsmittel, kann diese einfach aus der Umgebung angesaugt werden und hat damit am Eintritt in den Verdichter die verwendeten Umgebungsbedingungen nach ISO 2314 [1]. Wird ein Teil des Abgases rezirkuliert, muss dieser vor dem Verdichter mit der Luft gemischt werden. Das Abgas hat bei der Mischung die Temperatur, mit der es den Kühler verlässt. In dieser Arbeit beträgt diese Austrittstemperatur TK = 40 ◦C. Daraus folgt eine Temperaturdifferenz von ∆T = 25 K zur Luft mit TUmg = 15 ◦C. Beim Betrieb der Gasturbine unter Oxyfuel-Bedingungen ist der Einfluss der Rezirkulation

65

Kapitel 4 Ergebnisse

320

320

310

310 T /K

T /K

noch größer, da der Arbeitsmittelmassensstrom hier nur aus rezirkuliertem Abgas und bei der Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdichter zusätzlich aus Sauerstoff besteht. Der Sauerstoff wird ebenfalls mit TO2 = 40 ◦C zugegeben. Die Temperatur im Eintritt des Verdichters ist in Abbildung 4.4 aufgetragen.

300

300 O2 in Verd. O2 in BK

290

290 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.4: Temperatur des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter Im Gegensatz zur Temperatur ist der Druck am Eintritt in den Verdichter für alle Betriebszustände gleich. Er entspricht dem Umgebungsdruck und beträgt pUmg = 1,013 bar.

4.2.2 Thermodynamische Eigenschaften des Arbeitsmittels Durch die Änderung der chemischen Zusammensetzung des Arbeitsmittels ändern sich auch dessen thermodynamische Eigenschaften. Dabei wird der Verdichter oder die ihm zugrunde liegende thermodynamische Zustandsänderung in erster Linie von der isobaren Wärmekapazität cp und dem von der Wärmekapazität abhängigen Isentropenexponenten κ beeinflusst. Die isobare Wärmekapazität ist in Abbildung 4.5 und der Isentropenexponent in Abbildung 4.6 aufgetragen. Dabei nimmt die isobare Wärmekapazität unter Abgasrezirkulationsbedingungen mit steigender Rezirkulationsrate leicht zu. Dieser Effekt ist nicht auf die ebenfalls steigende Arbeitsmitteltemperatur durch die höhere Temperatur des rezirkulierten Abgases und damit auf die Temperaturabhängigkeit zurückzuführen, sondern auf die höhere Wärmekapazität aufgrund der veränderten Arbeitsmittelzusammensetzung. Der Verlauf weicht bei einer Untersuchung mit konstanter Verdichtereintrittstemperatur kaum ab. Die Temperaturabhängigkeit beeinflusst die isobare Wärmekapazität aber dahingehend, dass diese mit zunehmender Temperatur im Verlauf der Verdichtung ebenfalls zunimmt. Unter Oxyfuel-Bedingungen ist die isobare Wärmekapazität am Eintritt in den Verdichter deutlich niedriger als bei Luft. Allerdings unterliegt die isobare Wärmekapazität des Arbeitsmittels

66

1050

1050

1000

1000 cp / kgkJK

cp / kgkJK

4.2 Einfluss auf den Verdichter

950

950 900

900 850

O2 in Verd. O2 in BK

850 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

λO2 SEV

FGR (a) Abgasrezirkulation

(b) Oxyfuel

Abbildung 4.5: Isobare Wärmekapazität des Arbeitsmittel am Eintritt in den Verdichter

O2 in Verd. O2 in BK

1,4

κ

κ

1,4

1,3

1,3

1,2

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

1,2 1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.6: Isentropenexponent des Arbeitsmittels am Eintritt in den Verdichter

67

Kapitel 4 Ergebnisse einer größeren Temperaturabhängigkeit, sodass die isobare Wärmekapazität am Austritt aus dem Verdichter unter Oxyfuel-Bedingungen deutlich größer ist als bei Luft. Der Isentropenexponent dagegen ist unter Oxyfuel-Bedingungen kleiner als bei Luft und bei Abgasrezirkulation.

4.2.3 Zustandsänderung und Austrittszustand

34

34

32

32 p/bar

p/bar

Wie in Kapitel 3.1.2 beschrieben, hängt der thermodynamische Zustand am Austritt aus dem Verdichter vom thermodynamischen Zustand am Eintritt und vom Polytropenexponenten ab, der wiederum durch den Isentropenexponenten und den festen polytropen Wirkungsgrad bestimmt wird. Mit der Randbedingung, dass die Geometrie des Verdichters beibehalten werden soll, ergibt sich der in Abbildung 4.7 dargestellte Druck am Austritt aus dem Verdichter. In Abbildung

30

30

28

28

26

26 0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

FGR (a) Abgasrezirkulation

0,5

O2 in Verd. O2 in BK

1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.7: Druck des Arbeitsmittels am Austritt aus dem Verdichter 4.7(a) sieht man, dass der Einfluss der Abgasrezirkulation auf den Austrittsdruck gering ist. Bei einer Rezirkulationsrate von F GR = 0,48 nimmt das Druckverhältnis gegenüber einer Rezirkulationsrate von F GR = 0,00 lediglich um etwa 3 % ab. Im Gegensatz dazu zeigt Abbildung 4.7(b) einen deutlichen Einfluss des Betriebs unter Oxyfuel-Bedingungen. Hier führt der kleinere Isentropenexponent zu einem deutlich niedrigeren Druckverhältnis. Auf den Verdichter folgt die Brennkammer, deren Eintrittstemperatur einen großen Einfluss auf den Gesamtprozess hat. Deshalb ist in Abbildung 4.8 die Temperatur am Austritt aus dem Verdichter, die der Eintrittstemperatur der EV-Brennkammer entspricht, dargestellt. Mit steigender Abgasrezirkulationsrate nimmt die Temperatur etwas zu. Diese Zunahme rührt zu etwas mehr als der Hälfte von der in Abbildung 4.4(a) dargestellten, ebenfalls zunehmenden Temperatur am Eintritt in den Verdichter her. Durch das deutlich niedrigere Druckverhältniss unter Oxyfuel-Bedingungen gegenüber einem Betrieb der Gasturbine mit Luft ist die Austrittstemperatur aus dem Verdichter, wie in Abbildung

68

4.3 Einfluss auf die Turbinen

900

900

800

800

T /K

T /K

O2 in Verd. O2 in BK

700

700

600

0,0

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

FGR (a) Abgasrezirkulation

600 1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.8: Temperatur des Arbeitsmittels am Austritt aus dem Verdichter

4.8(b) dargestellt, deutlich niedriger als bei einem Betrieb mit Luft. Auch dieser Einfluss ist auf den kleineren Isentropenexponenten zurückzuführen. Der Einfluss auf die Temperatur hat keinen Einfluss auf den Betrieb des Verdichters, aber auf das Sekundärluftsystem. So liegt auch an den Anzapfungen eine niedrigere Temperatur an, was einen Vorteil bei der Kühlung bieten würde. Da die hinteren beiden Anzapfungen, bei denen der Einfluss am größten ist, in jedem Fall gekühlt werden, wirkt sich dies nicht direkt auf die Turbine aus. Es wird bei der Kühlung jedoch weniger Wärme auf einem niedrigeren Temperaturniveau übertragen. Bei den vorderen Anzapfungen ist die Differenz dagegen noch klein und hat deshalb fast keinen Einfluss.

4.3 Einfluss auf die Turbinen In der Turbine wird die innere Energie des Arbeitsmittels in mechanische Energie umgewandelt. Ebenso wie beim Verdichter wird auch die Turbine durch eine polytrope Zustandsänderung unter Berücksichtigung der Kühlluft der Stufen abgebildet. Diese hängt damit ebenfalls stark von den thermodynamischen Eigenschaften des Arbeitsmittels ab. Die GT26 besitzt mit der zweistufigen Verbrennung auch zwei Turbinen, jeweils hinter den Brennkammern. Die einstufige Hochdruckturbine, die auf die EV-Brennkammer folgt, hat ein Druckverhältnis von πHDT = 2,0. Das bedeutet, dass hier bereits die Hälfte des Drucks abgebaut wird. Der verbleibende Druck wird dann in der Niederdruckturbine umgesetzt.

69

Kapitel 4 Ergebnisse

4.3.1 Eintrittszustand Hochdruckturbine Der thermodynamische Zustand am Eintritt in die Hochdruckturbine ergibt sich aus den Austrittsbedingungen der EV-Brennkammer. Wie in Abschnitt 3.1.2 beschrieben, wird die TIT nach ANSI B 133.1 [8] als feste Randbedingung für das thermodynamische Modell der Gasturbine verwendet. Das bedeutet, dass diese Temperatur nach der Zumischung der Kühlluft der ersten Leitreihe nach der Brennkammer für alle Betriebszustände gleich ist. Da der in der ersten Leitreihe zugemischte Kühlluftmassenstrom ein fester Anteil des Verdichtereintrittsmassenstroms ist, weichen die Turbineneintrittstemperaturen kaum voneinander ab. Die größte Abweichung beträgt 0,3 %. Der Druck am Eintritt in die Hochdruckturbine entspricht dem Austrittsdruck des Verdichters, der in Abbildung 4.7 dargestellt ist, abzüglich des Druckverlustes der Brennkammer. Das Arbeitsmittel enthält durch die Verbrennung in der EV-Brennkammer einen etwas größeren Anteil an Kohlenstoffdioxid und Wasser und einen etwas kleineren Anteil an Sauerstoff.

4.3.2 Zustandsänderung und Austrittszustand Hochdruckturbine Der thermodynamische Zustand am Austritt aus der Hochdruckturbine hängt vom Eintrittszustand, dem polytropen Wirkungsgrad und dem Polytropenexponenten ab, der wiederum durch den Isentropenexponenten bestimmt wird. Damit ergibt sich am Austritt aus der Hochdruckturbine der in Abbildung 4.9 dargestellte Druck. Der Druck ist ebenso wie am Austritt aus dem 18

18

16

16

p/bar

p/bar

O2 in Verd. O2 in BK

14

14

12

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

12 1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.9: Druck des Arbeitsmittels am Austritt aus der Hochdruckturbine Verdichter für einen Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen deutlich niedriger als bei Luft oder der Abgasrezirkulation. Eine weitere wichtige Größe ist die in Abbildung 4.10 dargestellte Austrittstemperatur, da diese wie in Abschnitt 4.6.2 genauer beschrieben, einen großen Einfluss auf den Betrieb der SEV-

70

1360

1360

1340

1340

T /K

T /K

4.3 Einfluss auf die Turbinen

1320

1320

1300

1300 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

1,00

O2 in Verd. O2 in BK 1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.10: Temperatur des Arbeitsmittels am Austritt aus der Hochdruckturbine Brennkammer hat. Der Einfluss der Abgasrezirkulation ist wiederum gering. Im Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen ist die Austrittstemperatur, durch den niedrigeren Isentropenexponenten, um etwa 50 K höher als im Referenzfall mit Luft.

4.3.3 Eintrittszustand Niederdruckturbine Für die Niederdruckturbine gilt wie für die Hochdruckturbine, dass die in Abschnitt 3.1.2 beschriebene TIT nach ANSI B 133.1 [8] als feste Randbedingung verwendet wird. Damit ergeben sich auch hier für die unterschiedlichen Betriebszustände Turbineneintrittstemperaturen vor Zumischung von Turbinenkühlluft, die maximal um 0,25 % voneinander abweichen. Das bedeutet, dass die Eintrittstemperatur durch die feste Turbineneintrittstemperatur vorgegeben ist und der Druck vom Druckverhältnis des Verdichters abhängt. Lediglich die Arbeitsmittelzusammensetzung hat sich in der SEV-Brennkammer durch die Verbrennung geringfügig geändert. Dies wird in Abschnitt 4.6.2 noch detailliert behandelt.

4.3.4 Zustandsänderung und Austrittszustand Niederdruckturbine Am Austritt der Niederdruckturbine verlässt das Arbeitsmittel die Gasturbine und wird im Falle eines GuD-Betriebs dem folgenden Abhitzedampfprozess zugeführt. Dadurch hat der thermodynamische Zustand am Austritt aus der Niederdruckturbine einen großen Einfluss auf den Abhitzedampfprozess, mit dem die Restwärme im Gasturbinenabgas genutzt wird, und damit auch auf den gesamten GuD-Prozess. Dieser Einfluss wird in Abschnitt 4.7 noch detailliert beschrieben. Der Druck am Austritt aus der Niederdruckturbine ist durch den folgenden Abhitzedampferzeuger vorgegeben und liegt leicht über dem Umgebungsdruck. Damit resultiert das Druckver-

71

Kapitel 4 Ergebnisse hältnis für die Niederdruckturbine aus dem Austrittsdruck der Hochdruckturbine abzüglich des Druckverlustes in der SEV-Brennkammer. Aus diesem Druckverhältnis ergeben sich in Abhängigkeit vom polytropen Wirkungsgrad und vom Isentropenexponenten die in Abbildung 4.11 dargestellten Temperaturen am Austritt aus der

1100

T /K

T /K

1100

1000

1000 O2 in Verd. O2 in BK

900

900 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

1,00

FGR (a) Abgasrezirkulation

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.11: Temperatur des Arbeitsmittels am Austritt aus der Niederdruckturbine Niederdruckturbine. Der niedrigere Isentropenexponent des Arbeitsmittels beim Oxyfuel-Prozess führt auch hier zu einem kleineren Temperaturverhältnis und damit, wie in Abbildung 4.11(b) aufgezeigt, zu höheren Turbinenaustrittstemperaturen.

4.3.5 Einfluss auf den Arbeitsmittelmassenstrom Neben dem Druck und der Temperatur hängt der Arbeitsmittelmassenstrom von der Kapazität der Niederdruckturbine ab. Wie in Abschnitt 3.1.5 dargestellt, wird der Arbeitsmittelmassenstrom für unterschiedliche Betriebszustände durch das Sperren im Leitrad der ersten Niederdruckturbinenstufe begrenzt. Dies wird für den Betrieb mit verschiedenen Arbeitsmitteln durch die Machsche Ähnlichkeit abgebildet. Dadurch hängt der Volumenstrom des Arbeitsmittels im Leitrad, bei gleicher Geometrie, von der dort herrschenden, in Abbildung 4.12 dargestellten Schallgeschwindigkeit ab. Es ergeben sich an dieser Stelle die in Abbildung 4.13 dargestellten Volumenströme. Es zeigt sich, dass durch die niedrigere Schallgeschwindigkeit im Oxyfuel-Arbeitsmittel der Arbeitsmittelvolumenstrom, der durch die Turbine geht, deutlich kleiner ist. Interessanter als der Volumenstrom ist jedoch der Massenstrom des Arbeitsmittels, da von diesem die Leistung der Gasturbine abhängt. Das führt dazu, dass der in Abbildung 4.14 dargestellte Massenstrom des Arbeitsmittels unter Oxyfuel-Bedingungen um etwa ein sechstel niedriger ist als unter Abgasrezirkulationsbedingungen oder dem Betrieb mit Luft.

72

800

800

750

750

O2 in Verd. O2 in BK a/ ms

a/ ms

4.3 Einfluss auf die Turbinen

700

700 650

650

1,00

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV

FGR (a) Abgasrezirkulation

(b) Oxyfuel

180

180

160

160

O2 in Verd. O2 in BK 3 V˙ / ms

3 V˙ / ms

Abbildung 4.12: Schallgeschwindigkeit des Arbeitsmittels am Eintritt in die Niederdruckturbine

140

140 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.13: Volumenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die Niederdruckturbine

73

600

600

550

550

O2 in Verd. O2 in BK m/ ˙ kgs

m/ ˙ kgs

Kapitel 4 Ergebnisse

500

500 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

1,00

FGR (a) Abgasrezirkulation

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.14: Massenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die Niederdruckturbine

4.4 Einfluss auf das Sekundärluftsystem Das Sekundärluftsystem der GT26 ist mit vier Anzapfungen bei unterschiedlichen Drücken, von denen zwei zwischengekühlt werden, sehr komplex. Hinzu kommt, aufgrund der zweistufigen Verbrennung und damit einer Verbrennung in der SEV-Brennkammer bei sehr hohen Eintrittstemperaturen, noch die Kühlung der SEV-Brennkammer inklusive der Mantelluft für den Brennstoffstrom. In der Gasturbine treten hauptsächlich zwei Arten der Wärmeübertragung auf. Zum einen die Wärmestrahlung und zum anderen die konvektive Wärmeübertragung. Dabei hängt die Wärmeübertragung durch Strahlung vom Emissionskoeffizienten und von der Temperatur des Gases ab. Da die zweiatomigen Gase, aus denen die Luft besteht, kaum strahlen, Kohlenstoffdioxid und Wasser dagegen als dreiatomige Gase schon, führt der Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen zu einem deutlich höheren Emissionskoeffizienten des Arbeitsmittels. Der konvektive Wärmeübergang wird mithilfe der Nusselt-Zahl bewertet. Diese hängt von der Reynoldszahl und der Prandtl-Zahl ab, in welche wiederum die Strömungsgeschwindigkeit, die Wärmekapazität und die Dichte eingehen. In Abbildung 4.13 ist der Volumenstrom am Eintritt in die Niederdruckturbine dargestellt. Dieser ist bei fester Geometrie proportional zur Strömungsgeschwindigkeit. Die Wärmekapazität am Eintritt in die Hochdruckturbine ist in Abbildung 4.15 dargestellt. Die Änderung der beschriebenen Stoffwerte führt dazu, dass der Aufwand für die Kühlung der thermisch hoch belasteten Bauteile unter Abgasrezirkulationsbedingungen und im OxyfuelBetrieb zunimmt. Die theoretisch nötige Erhöhung der Kühlluftmassenströme für die EV-Brennkammer, das Leitrad der Hochdruckturbine, die SEV-Brennkammer und das Leitrad der Niederdruckturbine sind in Tabelle 3.5 dargestellt. Es zeigt sich, dass der Kühlluftmassenstrom bei

74

1500

1500

1450

1450 cp / kgJK

cp / kgJK

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer

1400

1350

1350 1300

1400

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

O2 in Verd. O2 in BK

1300 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20

FGR (a) Abgasrezirkulation

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.15: Wärmekapazität des Arbeitsmittels am Austritt aus der EV-Brennkammer der Abgasrezirkulation je nach Betriebspunkt und Bauteil um 18 % bis 28 % angehoben werden muss. Unter Oxyfuel-Bedingungen steigt der Kühlluftbedarf der Bauteile noch deutlich stärker, und zwar um 40 % bis 70 % [40].

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer In den Brennkammern der Gasturbine wird die im Brennstoff gebundene chemische Energie durch Oxidation mit Sauerstoff in thermische Energie umgewandelt. Die in dieser Arbeit betrachtete Gasturbine, die GT26, weist die Besonderheit der sequentiellen Verbrennung auf. Das bedeutet, dass nach der ersten Brennkammer, genannt EV-Brennkammer, und einer Hochdruckturbine mit einem Druckverhältnis von etwa 2, eine zweite Brennkammer folgt, die als SEVBrennkammer bezeichnet wird. In diesem Abschnitt soll der Einfluss des Betriebs der Gasturbine unter Abgasrezirkulationsund Oxyfuel-Bedingungen dargestellt werden. Dazu folgen, wie in den vorhergehenden Abschnitten, zunächst die veränderten Eintrittsbedingungen in die EV-Brennkammer. Anschließend wird detailliert darauf eingegangen, wie sich diese veränderten Eintrittsbedingungen auf die EVBrennkammer auswirken.

4.5.1 Eintrittsbedingungen Wird die Gasturbine unter Abgasrezirkulations- und Oxyfuel-Bedingungen betrieben, ergeben sich für die EV- und die SEV-Brennkammer Bedingungen, die, wie in Abschnitt 2.6.1 und Abschnitt 2.6.2 beschrieben, stark von den Bedingungen bei einem konventionellen Betrieb mit Luft

75

Kapitel 4 Ergebnisse abweichen. Die Auswirkung der Abgasrezirkulation und des Oxyfuel-Betriebs auf die Zusammensetzung des Arbeitsmittels nach Zugabe des Brennstoffs und des Sauerstoffs der EV-Brennkammer ist in Abbildung 4.16 für die sieben repräsentativen, zu Beginn dieses Kapitels ausgewählten BetriebsO2 H2 O CO2 N2 CX HY

100

x/Vol.-%

80 60 40 20

ft

Lu

4

FG

,2 R0

,48 ,01 ,20 ,20 ,01 0 1 1 1 1 2 2 2 2 R FG rdO rdO BKO BKO Ve Ve

Abbildung 4.16: Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die EV-Brennkammer nach Zugabe des Brennstoffs und des Sauerstoffs zustände dargestellt. Die Zusammensetzungen wurden mit dem in Unterkapitel 3.1 erläuterten thermodynamischen Kreisprozessmodell berechnet. Wird die Gasturbine unter Abgasrezirkulationsbedingungen betrieben, bleibt der Anteil des Stickstoffes nahezu konstant, da der Stickstoff als Inertgas bei der Verbrennung nur in vernachlässigbaren Mengen oxidiert wird. Im Gegensatz dazu nimmt die Kohlenstoffdioxidkonzentration durch Anreicherung mit zunehmender Abgasrezirkulationsrate zu. Ebenso nimmt auch das Wasser im Arbeitsmittel zu. Dieser Effekt wird etwas gedämpft, da das rezirkulierte Abgas, wie in Abschnitt 2.6.1 dargestellt, gekühlt wird. Dabei kondensiert ein Teil des Wassers und wird in flüssigem Zustand abgeleitet. Entsprechend der Zunahme an Kohlenstoffdioxid und Wasser nimmt die Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel ab. Beim Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen wird, wie oben beschrieben, der Stickstoff durch rezirkuliertes Abgas substituiert. Daraus folgt, dass der Hauptbestandteil des Arbeitsmittels jetzt Kohlenstoffdioxid ist. Dies hat wie im Unterkapitel 4.1 dargestellt, großen Einfluss auf die Stoffeigenschaften des Arbeitsmittels. Neben dem Kohlenstoffdioxid reichert sich durch die Rezirkulation ebenfalls Wasser im Arbeitsmittel an. Obwohl bei der Kühlung des rezirkulierten Abgases ein großer Teil des Wassers in flüssigem Zustand abgeschieden wird, ist die Wasserdampfkonzentration erheblich höher als beim reinen Abgasrezirkulationsbetrieb ohne Oxyfuel. Das hängt

76

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer

22 20 18 16 14 12 10

xO2 /Vol.-%

xO2 /Vol.-%

damit zusammen, dass hier mit etwa F GR ≈ 85 % erheblich höhere Rezirkulationsraten vorliegen als bei der Abgasrezirkulation mit F GR ≤ 48 %. In Abbildung 4.17(a) ist die Sauerstoffkonzentration für ein zunehmendes Abgasrezirkulationsverhältnis aufgetragen. Dabei entspricht eine Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0 dem Be-

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

22 20 18 16 14 12 10 1,00

O2 in Verd. O2 in BK

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.17: Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel am Eintritt in die EV-Brennkammer ohne Berücksichtigung des Brennstoffs trieb mit Luft. Da mit zunehmender Abgasrezirkulation die Kohlenstoffdioxidkonzentration im Arbeitsmittel zunimmt, sinkt im Gegenzug die Sauerstoffkonzentration. Die größtmögliche theoretische Abgasrezirkulationsrate ergibt sich aus dem Mindestsauerstoffbedarf der SEV-Brennkammer und liegt bei FGR = 0,48. Daraus ergibt sich eine minimale Sauerstoffkonzentration am Eintritt in die EV-Brennkammer von xO2 = 11,3 Vol.-%. Wird die Gasturbine unter Oxyfuel-Bedingungen betrieben, ergeben sich für die EV-Brennkammer unterschiedliche Sauerstoffkonzentrationen, je nachdem ob der Sauerstoff vor dem Verdichter oder erst direkt vor den Brennkammern zugegeben wird. In Abbildung 4.17(b) sind die Sauerstoffkonzentrationen am Eintritt in die EV-Brennkammer für den Oxyfuel-Betrieb über dem Verbrennungssauerstoffverhältnis der SEV-Brennkammer λO2 SEV dargestellt. Das Sauerstoffverhältnis der SEV-Brennkammer ist für die Abgaszusammensetzung entscheidend und wird deshalb auch hier bei der EV-Brennkammer zur Darstellung des Betriebszustandes verwendet. Wird der Sauerstoff direkt vor der Brennkammer zugegeben, wird vor der EV-Brennkammer die Menge Sauerstoff zugegeben, sodass sich hier das gleiche Sauerstoffverhältnis λO2 EV = λO2 SEV einstellt. Wird der Sauerstoff vor dem Verdichter zugemischt, gelangt ein Teil des Sauerstoffs für die SEV-Brennkammer über das Sekundärluftsystem an der ersten Brennkammer vorbei. Der größere Teil des Sauerstoffs für die SEV-Brennkammer passiert jedoch zunächst die EV-Brennkammer, ohne dort zu reagieren. Deshalb kommt es dort zu einem größeren Sauerstoffüberschuss und einer

77

Kapitel 4 Ergebnisse

900

900

850

850

800

800 T /K

T /K

höheren Sauerstoffkonzentration. Wird der Sauerstoff jeweils vor den Brennkammern zugegeben, liegt in der EV-Brennkammer nur der Sauerstoff vor, der dort für die Verbrennung mit dem jeweiligen Verbrennungssauerstoffverhältnis benötigt wird. Die Eintrittstemperatur des Arbeitsmittels in die Brennkammer hat ebenfalls einen großen Einfluss auf die Verbrennung. Aufgrund der sehr unterschiedlichen Zusammensetzung des Arbeitsmittels und damit auch anderer Stoffeigenschaften ergeben sich aus dem thermodynamischen Kreisprozessmodell für die verschiedenen Betriebszustände unterschiedliche Verdichterdruckverhältnisse und damit auch, wie in Abbildung 4.18 dargestellt, unterschiedliche Eintrittstem-

750

750

700

700

650

650

600

600 1,00

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

O2 in Verd. O2 in BK

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.18: Temperatur des Arbeitsmittels am Eintritt in die EV-Brennkammer nach Zugabe des Sauerstoffs peraturen in die EV-Brennkammer. Die niedrigere Temperatur im Oxyfuel-Betrieb mit Zugabe des Sauerstoffs direkt vor den Brennkammern, im Vergleich zu den Zuständen mit Zugabe vor dem Verdichter, ergibt sich aus der Zugabe des Sauerstoffes mit 40 ◦C. Wird der Sauerstoff vor dem Verdichter zugegeben, hat dieser dort auch eine Temperatur von 40 ◦C, allerdings nimmt die Temperatur im Verdichter zu, wenn der Sauerstoff in diesem als Teil des Arbeitsmittels mit verdichtet wird. Eine weitere wichtige Einflussgröße für die Verbrennungsreaktionen ist die Verweildauer oder Aufenthaltszeit in den verschiedenen Verbrennungszonen. Geht man für die betrachteten Betriebszustände von einer festen Geometrie mit gleichen Volumina aus, ist die Verweildauer reziprok proportional zum Volumenstrom. In Abbildung 4.19(a) ist der Volumenstrom am Eintritt für den Betrieb mit Luft und zunehmender Abgasrezirkulationsrate aufgetragen. Der Volumenstrom nimmt mit zunehmender Abgasrezirkulationsrate nur leicht zu. Im Gegensatz dazu sind die in Abbildung 4.19(b) dargestellten Volumenströme für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen deutlich niedriger. Außerdem zeigt sich hier, dass der Volumenstrom des Arbeitsmittels zusätzlich niedriger ist, wenn der Sauerstoff direkt vor den Brenn-

78

30

30

25

25

3 V˙ / ms

3 V˙ / ms

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer

20

20

15

15 1,00

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

O2 in Verd. O2 in EV-BK

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV

FGR (a) Abgasrezirkulation

(b) Oxyfuel

Abbildung 4.19: Volumenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die EV-Brennkammer kammern zugegeben wird. In diesem Fall muss der Sauerstoff für die SEV-Brennkammer die EV-Brennkammer nicht passieren. Da die Brennkammer für alle Betriebszustände das gleiche Volumen besitzt, nimmt mit abnehmendem Volumenstrom im Gegenzug die Aufenthaltszeit des Arbeitsmittels in der Brennkammer zu. Da keine Information über die Abmessungen der Brennkammern vorliegen, kann die Aufenthaltszeit nur relativ betrachtet werden. Dazu ist in Abbildung 4.20 die Aufenthaltszeit in der 2,0

τ τLuft

τ τLuft

2,0

1,5

1,0 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

1,5

1,0 1,00

O2 in Verd. O2 in EV-BK 1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.20: Relative Aufenthaltszeit des Arbeitsmittels in der EV-Brennkammer bezogen auf die Aufenthaltszeit bei einem Betrieb mit Luft EV-Brennkammer bezogen, auf die Aufenthaltszeit beim Betriebszustand mit Luft, aufgetragen. Es zeigt sich, dass der Einfluss der Abgasrezirkulation auf die Aufenthaltszeit gering ist. Im Gegensatz dazu nimmt die Aufenthaltszeit in der EV-Brennkammer unter Oxyfuel-Bedingungen um mehr als 60 % zu. Für den Fall, dass der Sauerstoff direkt vor der Brennkammer zugegeben wird,

79

Kapitel 4 Ergebnisse sogar um mehr als 70 %. Die Auswirkungen der hier dargestellten Veränderungen der Bedingungen in der EV-Brennkammer werden im folgenden Abschnitt detailliert dargestellt und diskutiert.

4.5.2 Auswirkungen auf die Verbrennung in der EV-Brennkammer Bei der sequentiellen Verbrennung, wie sie in der GT26 realisiert ist, kommen in den beiden Brennkammern zwei grundsätzlich verschiedene Verbrennungskonzepte zum Einsatz. Die EVBrennkammer ist eine Ringbrennkammer mit 30 Brennern, die nach dem Prinzip der mageren vorgemischten Verbrennung [55] funktionieren. Um diese mageren Bedingungen zu erhalten, wird nahezu der gesamte Brennkammermassenstrom durch den Brenner geleitet und auf Kühlfilme an der Innen- und Außenwand, die sogenannten Inner- und Outerliner, verzichtet. Nur ein geringer Anteil wird zur Kühlung direkt in die Primärzone geleitet. Die dadurch erreichten mageren Bedingungen ermöglichen den Betrieb bei niedrigen Stickstoffoxidkonzentrationen. Abgasrezirkulation Die Abgasrezirkulation führt, wie bereits in Abbildung 4.16 dargestellt, zu einer Veränderung der Arbeitsmittelzusammensetzung. Dies hat auch Einfluss auf die Reaktionskinetik der Verbrennungsreaktionen. Anhand des Modells eines perfekt gemischten Rührkessels wurde die Zündverzugszeit für die Verbrennungsreaktion in Luft (F GR = 0,00), für eine Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0,24 und F GR = 0,48 ermittelt. Hier soll insbesondere der Einfluss der Arbeitsmittelzusammensetzung untersucht werden. Deshalb wurde für eine bessere Vergleichbarkeit die Initialtemperatur zum Zeitpunkt t = 0 s für die verschiedenen Arbeitsmittelzusammensetzungen konstant gehalten. In Abbildung 4.21 ist die Temperatur im Rührkessel über der Zeit aufgetragen. Es zeigt sich, dass die Zündverzugszeit leicht zunimmt. Damit lassen sich Probleme mit Selbstentzündung, also einem dadurch verursachten Rückschlagen der Flamme, ausschließen. Die maximale Zunahme der Zündverzugszeit für eine Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0,48 beträgt 10 %. Auf die Stabilität der Flamme in der EV-Brennkammer hat diese Zunahme keinen Einfluss, da diese nicht selbst zündet. Die Flamme in der EV-Brennkammer ist drallstabilisiert. Das heißt, es wird dem Arbeitsmittel eine tangentiale Geschwindigkeitskomponente aufgeprägt, durch die sich auf der Achse der Brennkammer eine Rezirkulationszone bildet. In dieser Rezirkulationszone wird heißes Abgas in die Nähe des Brenners zurückgeführt und zündet dort das Arbeitsmittel/Brennstoffgemisch. Damit ist eine Zündung des Gemisches auch unter diesen Bedingungen gewährleistet. Um die Reaktivität des Arbeitsmittel-/Brennstoffgemisches zu untersuchen, wurde mithilfe der Software CANTERA [27] und dem Reaktionsmechanismus GRI-Mech 3.0 [57] die laminare

80

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer

1600

F GR = 0,00 F GR = 0,24 F GR = 0,48

T /K

1400 1200 1000

0,10

0,15

0,20

0,25

0,30

0,35

t/s Abbildung 4.21: Temperatur über der Zeit für Luft und Abgasrezirkulation in der EVBrennkammer bei Tein = 873 K Flammengeschwindigkeit für verschiedene Rezirkulationsraten berechnet. Die Ergebnisse dieser Studie sind in Abbildung 4.22 dargestellt. Sie zeigt, dass die laminare Flammengeschwindigkeit und damit die Reaktivität des Gemisches mit steigender Rezirkulationsrate stark zurückgeht. Daraus folgt, dass sich die Verbrennungsreaktionen verlangsamen und die Flamme somit in die 3,0

FGR = 0,00 FGR = 0,10 FGR = 0,20 FGR = 0,30 FGR = 0,40 FGR = 0,48

SL / ms

2,0

1,0

0,0 0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

Φ Abbildung 4.22: Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation der Abgasrezirkulation bei Tein = 873 K Länge gezogen wird. Dieses Ergebnis wurde auch in [24] mithilfe von OH-ChemilumineszenzAufnahmen nachgewiesen. Das heißt, dass zum einen die Rückschlaggefahr abnimmt, zum anderen aber Probleme durch Abheben der Flamme auftreten können. Eine weitere Folge der niedrige-

81

Kapitel 4 Ergebnisse ren Reaktivität kann ein schlechterer Ausbrand sein, der zu höheren Kohlenstoffmonoxidkonzentrationen führen würde. Die im folgenden Abschnitt beschriebenen praktischen Verbrennungsexperimente in einer generischen Gasturbinenbrennkammer unter Abgasrezirkulationsbedingungen zeigen, dass die Kohlenstoffmonoxidkonzentration im Abgas mit steigender Abgasrezirkulationsrate zunimmt. Es zeigte sich aber zudem, dass trotz der zurückgehenden Reaktivität auch bei hohen Rezirkulationsraten eine stabile Verbrennung vorliegt. Um bei niedrigerer Reaktivität weiterhin einen guten Ausbrand zu erhalten, muss die Aufenthaltszeit in der Brennkammer verlängert werden. Dies ließe sich durch eine Vergrößerung des Brennkammervolumens erreichen. Experimentelle Emissionsuntersuchung mit Luft und Abgasrezirkulation Die Emissionen der Verbrennung in einer Gasturbinenbrennkammer lassen sich trotz immer besser werdender numerischer Modelle, besseren und größeren Reaktionsmechanismen und zunehmender Rechenleistung numerisch immer noch nicht zuverlässig vorhersagen, deshalb wurden praktische Versuche in einer generischen Gasturbinenbrennkammer mit einer teilvorgemischten Verbrennung durchgeführt. Der Versuchsaufbau und die Durchführung sind in Abschnitt 3.3 detailliert beschrieben. Es wurden Versuche mit Luft, unter Abgasrezirkulationsbedingungen und im Oxyfuel-Betrieb durchgeführt. Die Ergebnisse werden in den folgenden Abschnitten dargestellt und diskutiert. Abbildung 4.17(a) zeigt, dass mit zunehmender Rezirkulationsrate die Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel abnimmt und im Gegenzug das in Abbildung 4.23 dargestellte auf Luft bezoge-

0,80

Modell Experiment

φ

0,60 0,40 0,20 0,00

0,00

0,10

0,20

0,30

0,40

0,50

FGR Abbildung 4.23: Äquivalenzverhältnis in der EV-Brennkammer aus dem Kreisprozessmodell und bei den Experimenten gemessen ne Äquivalenzverhältnis der EV-Brennkammer aus dem Kreisprozessmodell und dem Verbrennungsexperiment ansteigt. Da die experimentellen Untersuchungen Aufschluss über die Stabilität

82

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer

10 xCO /ppm

xNOx /ppm

10 8 6 4

Experiment Gleichgewicht

5

0 0,00 0,10 0,20 0,30 0,40 0,50 FGR

0,00 0,10 0,20 0,30 0,40 FGR

(a) NOx -Emissionen

(b) CO-Emissionen

Abbildung 4.24: Experimentelle Untersuchung der Emissionen am Austritt einer generischen Gasturbinenbrennkammer mit m ˙ BS = 0,0355 kgs und Tad = 1350 ◦C der Brennkammer geben sollen, die durch die Verbrennung in der Primärzone bestimmt wird, werden die Versuche nicht mit dem theoretisch im Kreisprozessmodell berechneten Äquivalenzverhältnis am Austritt aus der Brennkammer durchgeführt, sondern mit dem üblichen Äquivalenzverhältnis der Primärzone von etwa 2,0. Da die Brenner der EV-Brennkammer gezielt als Magerbrenner entwickelt wurden, um die NOx -Emissionen niedrig zu halten, stellt sich die Frage, wie sich die Abgasrezirkulation auf die NOx -Emissionen auswirkt. Um diese Frage zu beantworten, wurden Verbrennungsversuche mit einer konstanten Feuerungswärmeleistung durchgeführt, bei denen die Rezirkulationsrate variiert wurde. Für die Auswertung der Emissionen wurden diese am Austritt aus der Brennkammer gemessen. Die Ergebnisse sind in Abbildung 4.24(a) dargestellt. Da die übliche Darstellung der NOx Emissionen bezogen auf einen Sauerstoffgehalt von 15 % allein durch die Reduktion des Sauerstoffs im Arbeitsmittel zu niedrigeren NOx -Emissionen führen würde [22], wird diese hier nicht verwendet. Durch die Rezirkulation kommt es zu einer Anreicherung des NOx im Arbeitsmittel. Um diesen Effekt zu berücksichtigen, sind hier die Netto-NOx -Emissionen dargestellt. Diese berechnen sich durch Subtraktion des Volumenanteils der Dotierung von der gemessenen Konzentration am Brennkammeraustritt: xNOx netto = xNOx Abg − xNOx Ein ·

MAbg . MEin

(4.1)

Es wird also nur das in der Brennkammer neu gebildete NOx berücksichtigt. Die NOx -Emissionen nehmen mit zunehmender Rezirkulationsrate zunächst ab. Dabei führt eine Rezirkulationsrate von F GR = 40 % zu einer Halbierung der Stickoxide gegenüber dem

83

Kapitel 4 Ergebnisse

10 xO2 /Vol.-%

xCO2 /Vol.-%

10 8 6

5

0 0,00 0,10 0,20 0,30 0,40 0,50

0,00 0,10 0,20 0,30 0,40 0,50

FGR

FGR

(a) CO2 -Konzentration

(b) O2 -Konzentration

Abbildung 4.25: Experimentelle Untersuchung der Kohlenstoffdioxid- und Sauerstoffkonzentrationen am Austritt einer generischen Gasturbinenbrennkammer

Betrieb mit Luft. Diese Werte stimmen gut mit den in [18] für eine magere vorgemischte Verbrennung gemessenen Werten überein. Die sinkenden NOx -Emissionen können auf einen Abfall der adiabaten Flammentemperatur zurückgeführt werden. Die adiabate Flammentemperatur sinkt infolge der Verringerung des Sauerstoffgehalts im Arbeitsmittel. Dadurch kommt es zu niedrigeren Spitzentemperaturen in den brennstoffreichen Regionen und es wird weniger thermisches NOx gebildet. Wird die Rezirkulationsrate weiter erhöht, nehmen die NOx -Emissionen wieder zu. Dieser Effekt wird auch in [29] beobachtet und kann durch einen Wechsel der dominierenden NOx Bildungsmechanismen begründet werden. Wie oben dargestellt, sinkt mit steigender Rezirkulationsrate die Bildung von thermischem NOx . Im Gegenzug führen höhere Rezirkulationsraten zu einer Zunahme des prompten NOx , das über den NNH- und den Fenimore-Mechanismus gebildet wird [24]. Dieses Verhalten wird durch die Ausdehnung der Reaktionszone aufgrund der niedrigeren Reaktivität bei höheren Rezirkulationsraten noch begünstigt. Die CO-Emissionen sind in Abbildung 4.24(b) aufgetragen und nehmen mit zunehmender Abgasrezirkulationsrate insbesondere im Bereich hoher Rezirkulationsraten stark zu. Dieses Verhalten kann darauf zurückgeführt werden, dass, wie in Abbildung 4.25(a) dargestellt, mit zunehmender Rezirkulationsrate die Kohlenstoffdioxidkonzentration im Gemisch steigt und die Sauerstoffkonzentration, dargestellt in Abbildung 4.25(b), im Gegenzug sinkt. Das entspricht dem in [65] beschriebenen Ergebnis, dass eine niedrigere Sauerstoffkonzentration zu einem späteren Ausbrand führt. Betrachtet man unter diesen Voraussetzungen die Bruttoreaktionsgleichung 2 CO + O2 * ) 2 CO2 ,

84

(4.2)

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer bei der es sich nicht um eine Elementargleichung handelt, sondern der ein komplexer Reaktionsmechanismus zugrunde liegt, und wendet darauf das Prinzip von Le Chatelier für Konzentrationen an, ergibt sich unter sonst gleichen Bedingungen mit zunehmender Rezirkulationsrate eine Verschiebung des Gleichgewichtes nach links, also hin zu höheren Kohlenmonoxidkonzentrationen. Dieser Zusammenhang wird auch in [18] festgestellt. Neben den gemessenen CO-Emissionen ist in Abbildung 4.24(b) auch die Gleichgewichtskonzentration des Kohlenstoffmonoxids bei Umgebungsdruck und der in der Brennkammer vorliegenden Temperatur aufgetragen. Es zeigt sich, dass im Bereich niedriger Rezirkulationsraten bis hin zu F GR = 40 % eine gute Übereinstimmung zwischen Gleichgewicht und Messung vorliegt. Das heißt, dass die Aufenthaltszeit in der Brennkammer bei der Messung unter den Versuchsbedingungen so groß ist, dass der CO-Gleichgewichtszustand erreicht wird. Der Einfluss der Aufenthaltszeit auf die Kohlenstoffmonoxidkonzentration bei unterschiedlicher Abgasrezirkulationsraten ist in Abbildung 4.26 dargestellt. Dazu wurde ein perfekter Rührkessel mit dem gleichen 1

·10−2 FGR = 0,00 FGR = 0,20 FGR = 0,40

0,8

xCO

0,6 0,4 0,2 0 0

1

2

3 t/s

4

5 ·10−3

Abbildung 4.26: CO-Konzentration über der Zeit für verschiedene Rezirkulationsraten bei einem Anfangszustand von p = 1,013 bar, T = 1273 ◦C und φ entsprechend Abbildung 4.23 Arbeitsmittel-/Brennstoffgemisch erstellt, wie es am Eintritt in die Brennkammer vorliegt. Da die Reaktionen für die Mischungen der verschiedenen Rezirkulationsraten zu unterschiedlichen Zeitpunkten selbst zünden, wurde in der Abbildung das Zünden als Startzeit t = 0 verwendet. In der realen Brennkammer ist die Flamme drallstabilisiert und wird durch rückströmendes Heißgas gezündet. Es zeigt sich, dass die Reaktion mit zunehmender Abgasrezirkulationsrate langsamer abläuft. Dieses Verhalten wurde auch schon in Abschnitt 4.5.2 festgestellt und entspricht dem in Abbil-

85

Kapitel 4 Ergebnisse dung 4.22 dargestellten Rückgang der Flammengeschwindigkeit und damit der Reaktivität. Es zeigt sich aber auch, dass selbst bei einer Rezirkulationsrate von F GR = 40 % nach etwa 4 ms der Gleichgewichtszustand erreicht wird. Die Reaktionszeit ist damit erheblich kürzer als die Aufenthaltszeit in der Brennkammer die bei allen Abgasrezirkulationsversuchen mehr als 40 ms beträgt. Bei einer Abgasrezirkulationsrate von F GR = 45 % liegt die gemessene Kohlenstoffmonoxidkonzentration deutlich über dem Gleichgewicht. In diesem Bereich befindet sich die Flamme nahe an der Löschgrenze und es konnte auch ein deutliches Abheben der Flamme vom Brennermund beobachtet werden. Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe vor Verdichter Bei der Oxyfuel-Verbrennung besteht das Arbeitsmittel, wie in Abbildung 4.16 dargestellt, zu einem großen Teil aus Kohlenstoffdioxid. Auch hier soll zunächst der Einfluss auf die Reaktionskinetik betrachtet werden. Dazu ist in Abbildung 4.27 wiederum die Auswertung der Temperatur

1600

T /K

1400 1200 Luft λO2 SEV = 1,01 λO2 SEV = 1,20

1000 800

0,1

0,15

0,2

0,25

0,3

0,35

t/s Abbildung 4.27: Zündverhalten für Luft und Oxyfuel-Bedingungen mit Sauerstoffzugabe vor Verdichter bei Eintrittstemperatur von Tein = 873 K in die EV-Brennkammer über der Zeit für einen perfekten Rührkessel dargestellt. Es zeigt sich, dass das Arbeitsmittel/Brennstoffgemisch eine geringere Zündverzugszeit hat als Luft unter gleichen Randbedingungen. Allerdings ist die Aufenthaltsdauer mit über 150 ms immer noch weit von der Aufenthaltszeit im Brenner entfernt, bei der die Gefahr der Selbstzündung besteht. Des Weiteren wurde die laminare Flammengeschwindigkeit für Arbeitsmittel mit verschiedenen Kohlenstoffdioxid-/Sauerstoff-Mischungsverhältnissen berechnet und die Ergebnisse in Abbildung 4.28 über dem Äquivalenzverhältnis aufgetragen. Dort zeigt sich, dass die lamina-

86

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer 1,0

xO 2 xO 2 xO 2 xO 2 xO 2 xO 2

SL / ms

0,8 0,6

= 25,6 Vol.-% = 23,2 Vol.-% = 20,8 Vol.-% = 18,3 Vol.-% = 15,8 Vol.-% = 13,3 Vol.-%

0,4 0,2 0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

Φ Abbildung 4.28: Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation des CO2 /O2 -Gemisches und einer Initialtemperatur von Tein = 873 K über dem Äquivalenzverhältnis re Flammengeschwindigkeit bereits für eine Sauerstoffkonzentration von 25,6 Vol.-% um etwa den Faktor drei kleiner ist als bei Luft (vgl. Abb. 4.22). Es konnte jedoch im Rahmen der Verbrennungsexperimente bei einer Verbrennung in einem Arbeitsmittel aus Sauerstoff und Kohlenstoffdioxid gezeigt werden, dass zumindest unter atmosphärischen Bedingungen bis zu einer Sauerstoffkonzentration von 17,3 Vol.-% eine stabile Verbrennung im leicht überstöchiometrischen Bereich möglich ist. Das liegt daran, dass hier auch schon bei einer Verbrennung mit Luft flammenstabilisierende Maßnahmen wie Rezirkulationsgebiete in der Brennkammer zum Einsatz kommen und die Flammenstabilisierung nicht direkt von der Flammengeschwindigkeit abhängt. Außerdem ist der Volumenstrom des Arbeitsmittels im Oxyfuel-Betrieb, wie Abbildung 4.19(b) zu entnehmen ist, erheblich niedriger als im Auslegungsfall mit Luft. Daraus ergibt sich, wie in Abbildung 4.20(b) dargestellt ist, eine Verlängerung der Aufenthaltszeit in der Brennkammer von über 60 %. So ist trotzdem ein vollständiger Ausbrand gewährleistet. Sollten Bedingungen auftreten, unter denen kein vollständiger Ausbrand mehr stattfindet, würden die restlichen unverbrannten Kohlenwasserstoffe in der zweiten Brennkammer wieder an der Verbrennung teilnehmen, da der gesamte Arbeitsmittelmassenstrom, der die EV-Brennkammer verlässt, an der Verbrennung in der SEV-Brennkammer teilnimmt.

Oxyfuel-Verbrennung mit Sauerstoffzugabe in den Brennkammern Wird der Sauerstoff für die Oxyfuel-Verbrennung nicht vor dem Verdichter, sondern jeweils vor den Brennkammern zugegeben, muss der Sauerstoff für die SEV-Brennkammer nicht zuerst die EV-Brennkammer passieren. Aus diesem Grund ist die Sauerstoffkonzentration in der EV-

87

Kapitel 4 Ergebnisse Brennkammer, wie in Abbildung 4.17(b) zu sehen ist, noch etwas niedriger als bei einer Zugabe vor dem Verdichter. Dadurch kommt es bei niedrigen Sauerstoffverhältnissen, also nahe stöchiometrischen Bedingungen, theoretisch zu sehr niedrigen Sauerstoffkonzentrationen von etwa 14 Vol.-%. Die Verbrennungsexperimente haben jedoch gezeigt, dass für eine stabile Verbrennung Sauerstoffkonzentrationen von mindestens 17 Vol.-% notwendig sind. Es muss also zusätzlicher Sauerstoff zugegeben werden. Da nach der EV-Brennkammer keine Anzapfungen mehr vorgenommen werden, gelangt der überschüssige Sauerstoff komplett in die SEV-Brennkammer. Enthält das Arbeitsmittel beim Eintritt in die SEV-Brennkammer bereits Sauerstoff, kann dort entsprechend weniger Sauerstoff zugegeben werden. Damit hat ein größeres Verbrennungssauerstoffverhältnis in der EV-Brennkammer keinen Einfluss auf die Abgaszusammensetzung der Maschine. Die Aufenthaltszeit und die adiabate Flammentemperatur sind unabhängig vom Ort der Sauerstoffzugabe. Sie stimmen mit dem in Abbildung 4.27 für eine Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdichter gezeigten nahezu überein. Eine Abweichung gibt es dagegen bei der in Abbildung 4.18(b) dargestellten Eintrittstemperatur in die Brennkammer. Diese ist nochmals etwa 50 K niedriger, als wenn der Sauerstoff vor dem Verdichter zugegeben wird. Das liegt an der erheblich niedrigeren Temperatur des zugeführten Sauerstoffs. Um die Abhängigkeit der Verbrennung von der Eintrittstemperatur zu untersuchen, ist in Abbildung 4.29 die laminare Flammengeschwindigkeit für verschiedene Eintrittstemperaturen aufgetragen. Dabei wurde ein SauerstoffTein Tein Tein Tein Tein

0,5

SL / ms

0,4 0,3

= 573 K = 673 K = 773 K = 873 K = 973 K

0,2 0,1 0,0 0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

Φ Abbildung 4.29: Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation der Eintrittstemperatur für ein CO2 /O2 -Gemische mit xO2 = 17,5 Vol.-% und pein = 1,013 bar über dem Äquivalenzverhältnis /Kohlenstoffdioxidgemisch mit einer Sauerstoffkonzentration von 17,5 Vol.-% angenommen. Die Abbildung zeigt, dass die laminare Flammengeschwindigkeit mit sinkender Eintrittstemperatur

88

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer abnimmt. Allerdings hat die vorliegende Temperaturdifferenz von etwa 50 K nur eine Abnahme der Flammengeschwindigkeit von etwa zur Folge. Diese wird längere Aufenthaltszeit gegenüber dem Betriebszustand mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdichter kompensiert.

Oxyfuel-Verbrennungsversuche Für Versuche unter Oxyfuel-Bedingungen wird ein Arbeitsmittel ohne Stickstoff benötigt. Aus diesem Grund musste der Versuchsstand, wie in Abschnitt 3.3.2 beschrieben, so umgebaut werden, dass das gesamte Arbeitsmittel aus Tanks und Gasflaschen bereitgestellt werden konnte. Aufgrund des großen anlagentechnischen Aufwands wurde das Arbeitsmittel nur aus den beiden Hauptbestandteilen Kohlenstoffdioxid und Sauerstoff gemischt. Die verwendeten Randbedingungen sind in Abschnitt 3.3.5 dargestellt. Da die beiden Fluide vor dem Lufterhitzer, der ein Volumen von über 1,5 m3 besitzt, gemischt wurden, dauerte es lange, bis sich eine Änderung der Zusammensetzung des Arbeitsmittels tatsächlich in der Brennkammer eingestellt hat und wieder ein stationärer Betriebszustand erreicht wurde. Im Gegensatz dazu stellte sich nach Anpassung des Brennstoffmassenstroms bereits nach einigen Sekunden wieder ein stationärer Betriebszustand ein. Deshalb wurden die Arbeitsmittelzusammensetzung und der Arbeitsmittelmassenstrom während einer Versuchsreihe konstant gehalten und es wurde der Brennstoffmassenstrom variiert. Dabei wurde mit einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 = 1,5 begonnen und dieses dann schrittweise verringert, bis die Verbrennung instabil wurde. Aus diesem Grund ist hier, entgegen dem Vorgehen in der übrigen Dissertation, das Sauerstoffverhältnis auf der x-Achse hin zu kleineren Werten aufgetragen. Damit sinkt, ebenso wie bei der Darstellung der Ergebnisse unter Abgasrezirkulationsbedingungen, der Sauerstoffgehalt im Arbeitsmittel von links nach rechts. Das Ziel beim Oxyfuel-Betrieb der Gasturbine besteht darin, eine möglichst hohe Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas zu erreichen und möglichst wenig aufwendig bereitgestellten Sauerstoff einzusetzen. Daher ist man bestrebt, die Brennkammern mit möglichst niedrigem Sauerstoffüberschuss, also möglichst kleinem Sauerstoffverhältnis λO2 zu betreiben. In Abbildung 4.30 ist die gemessene Sauerstoff- und Kohlenstoffmonoxidkonzentration im Abgas für vier verschiedene Arbeitsmittelzusammensetzungen über dem Sauerstoffverhältnis aufgetragen. Neben der gemessenen Kohlenstoffmonoxidkonzentration wurde die Kohlenstoffmonoxidkonzentration im Gleichgewichtszustand (GGW) berechnet und ebenfalls mit aufgetragen. Für die Berechnung wurde ein Arbeitsmittel-/Brennstoffgemisch entsprechend dem Gemisch in der Brennkammer verwendet. Feste Parameter waren hierbei die gemessene Abgastemperatur und der gemessene Umgebungsdruck. Es zeigt sich, dass die gemessenen CO-Emissionen im Bereich höherer Verbrennungssauerstoffverhältnisse sehr gut mit den berechneten Gleichgewichtskonzentrationen übereinstimmen.

89

Kapitel 4 Ergebnisse

400

8

6

300

4

200

2

100

0

0 1,4

1,3

1,2

1,1

300

4

200

2

100

0

0

1

1,5 1,4 1,3 1,2 1,1

(b) xO2 AM = 19,0 Vol.-% 10

400

8

6

300

4

200

2

100

0

0 1

λO2 SEV (c) xO2 AM = 20,5 Vol.-%

xO2 / Vol.-%

500 xCO / ppm

xO2 / Vol.-%

O2 CO GGW

1,5 1,4 1,3 1,2 1,1

1

λO2 SEV

(a) xO2 AM = 17,5 Vol.-%

8

400

6

λO2 SEV

10

500

O2 CO GGW

xCO / ppm

10

500

O2 CO GGW

400

6

300

4

200

2

100

0

0 1,5 1,4 1,3 1,2 1,1

xCO / ppm

8

500 xO2 / Vol.-%

O2 CO GGW

xCO / ppm

xO2 / Vol.-%

10

1

λO2 SEV (d) xO2 AM = 22,0 Vol.-%

Abbildung 4.30: Konzentration von O2 und CO über dem Verbrennungssauerstoffverhältnis λO2 für verschiedene Arbeitsmittelzusammensetzungen

90

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer Erst im Bereich niedriger Verbrennungssauerstoffverhältnisse, also in der Nähe der Stöchiometrie, sind die gemessenen Emissionen deutlich höher. Dies wird als Erreichen der Löschgrenze interpretiert. Dieser Zusammenhang entspricht den Beobachtungen bei den Abgasrezirkulationsversuchen. Um den Einfluss der Aufenthaltszeit zu untersuchen, wurden den Randbedingungen der Versuche entsprechende perfekte Rührkesselmodelle gerechnet. Dabei zeigte sich, dass das CO-Gleichgewicht bei der langsamsten Reaktion nach weniger als 14 ms und damit deutlich innerhalb der Aufenthaltszeit von über 60 ms erreicht wurde. Das heißt, es war bei allen Versuchen ein vollständiger Ausbrand möglich. Das Abweichen der CO-Messwerte von den Gleichgewichtswerten bei niedrigen Verbrennungssauerstoffverhältnissen wird, wie auch bei den Abgasrezirkulationsversuchen, als Erreichen der Löschgrenze interpretiert. Die Verbrennungssauerstoffverhältnisse, ab denen die gemessenen CO-Emissionen deutlich von den Gleichgewichtswerten abweichen, sind in Tabelle 4.2 für die verschiedenen Arbeitsmittelzusammensetzungen gemeinsam mit dem an diesem Punkt erreichbaren Restsauerstoffgehalten dargestellt. Es lassen sich mit allen Arbeitsmitteln RestsauerstoffTabelle 4.2: Sauerstoffverhältnis und Restsauerstoffgehalt bei Erreichen der Löschgrenze für verschiedene Oxyfuel-Arbeitsmittel xO2 AM

λO2

xO2 R

17,5 Vol.-% 1,11 2,27 Vol.-% 19,0 Vol.-% 1,13 2,35 Vol.-% 20,5 Vol.-% 1,14 2,39 Vol.-% 22,0 Vol.-% 1,15 2,86 Vol.-% gehalte von unter xO2 R = 3 Vol.-% erreichen. Dabei zeigte sich die Tendenz, dass mit steigendem Sauerstoffgehalt im Arbeitsmittel auch der Restsauerstoffgehalt, der bei einer stabilen Verbrennung erreicht werden kann, leicht zunimmt. Die Versuche haben aber auch gezeigt, dass bei kleineren Sauerstoffverhältnissen und damit kleineren Restsauerstoffgehalten noch eine stabile Verbrennung möglich war. So lag auch bei CO-Emissionen von 200 ppm < xCO < 300 ppm noch eine stabile Verbrennung vor. Dort liegen die Restsauerstoffgehalte bei allen vier Arbeitsmitteln bei etwa xO2 R = 1,5 Vol.-%. Betrachtet man nur die CO-Emissionen und den Restsauerstoffgehalt, sieht man, dass für die Emissionen aller vier Arbeitsmittel die gleiche Abhängigkeit vom Restsauerstoffgehalt gilt. Der Zusammenhang zwischen CO-Emissionen und Restsauerstoffgehalt ist in Abbildung 4.31 dargestellt. Es entspricht auch dem in [65] für die Abgasrezirkulation dargestellten Zusammenhang. Die Reaktionen, an denen das Kohlenstoffmonoxid beteiligt ist, weisen nach dem Gesetz des kleinsten Zwanges eine starke Druckabhängigkeit auf. Damit hängt das CO-Gleichgewicht neben den Konzentrationen der beteiligten Spezies auch vom Druck ab. Diese Abhängigkeit ist in Ab-

91

Kapitel 4 Ergebnisse

xO2 xO2 xO2 xO2

xCO /ppm

103

= 17,5 Vol.-% = 19,0 Vol.-% = 20,5 Vol.-% = 22,0 Vol.-%

102

101

9

8

7

6

5 4 xO2 /Vol.-%

3

2

1

0

Abbildung 4.31: CO-Konzentration über dem Restsauerstoffgehalt bildung 4.32 für eine typische Oxyfuel-Reaktion mit einem Sauerstoffverhältnis von λO2 = 1,2

xCO /ppm

80

60

40

20 0

5

10

15

20 25 p/bar

30

35

40

45

Abbildung 4.32: Kohlenmonoxidkonzentration im Gleichgewicht für das Brennstoff-/Oxyfuelarbeitsmittelgemisch bei Tad = 1600 K dargestellt. Es zeigt sich eine deutliche Druckabhängigkeit. So ist die Kohlenstoffmonoxidkonzentration im Gleichgewicht bei einem Druck von 1 bar mehr als sechsmal so hoch wie bei 34 bar und immer noch über viermal so hoch wie bei 15 bar. Dieser Zusammenhang gilt so ebenfalls für Luft und die untersuchten Abgasrezirkulationsraten, allerdings auf einem erheblich niedrigeren Niveau, bei Luft zwischen xCO (p = 1 bar) = 2,24 ppm und xCO (p = 34 bar) = 0,37 ppm. Das heißt, die CO-Emissionen gehen mit steigendem Druck stark zurück und die Kohlenstoffmonoxidkonzentration im Abgas der realen Gasturbine fällt deutlich niedriger aus.

92

4.5 Einfluss auf die EV-Brennkammer Neben einer Druckabhängigkeit ist das CO-Gleichgewicht stark temperaturabhängig. Deshalb wurde auch bei den gemessenen CO-Emissionen eine Temperaturabhängigkeit vermutet. Um diese zu analysieren, ist in Abbildung 4.33 die gemessenen Kohlenstoffmonoxidkonzentration über

CO / ppm

5

= 22,0 Vol.-% = 20,5 Vol.-% = 19,0 Vol.-% = 17,5 Vol.-%

1.

07 9 1. 0 1. 11 1. 3 1 1. 5 1 1. 8 07 1 1. 1. 9 09 .1 1. 11 1 1. 23 13 1. 5 1. 1 05 1. 7 1. 07 1 1. .09 1. 9 1.26 1 1 11 1. 1. 2 13 1. 5 1.2 .29 03 1 1 05 1. 1. 7 .26 1. 7 0 1 1. 1. 19 4 09 1 . .3 1. 11 1 21 2 1. 1. 49 15 26.3.3 1. 71.11 1 1. .19 1.21.93.494 1 1 22 4 9 1. 16.13..44 21 1. .29 99 1 3.4.34 1.1.139 4 1 4 1. 49

102

0 1.

xO 2 xO 2 xO 2 xO 2

103

101 1300

1350

1400

1450

1500

1550

T /K Abbildung 4.33: Gemessene Kohlenstoffmonoxidkonzentration logarithmisch aufgetragen über der Temperatur im Austritt der Brennkammer mit Angabe des Sauerstoffverhältnisses λO2 der Temperatur im Austritt aus der Brennkammer aufgetragen. Dort lässt sich erkennen, dass ebenfalls ein Zusammenhang zwischen Temperatur und Kohlenstoffmonoxidkonzentration besteht. Betrachtet man Punkte mit gleichem Verbrennungssauerstoffverhältnis, lässt sich deutlich ein Anstieg der CO-Emissionen mit ansteigender Temperatur erkennen. Es kann festgehalten werden, dass bei einem Betrieb unter Abgasrezirkulationsbedingungen die Kohlenstoffmonoxid-Emissionen ansteigen. Allerdings bleiben diese lange auf einem niedrigen Niveau und steigen dann ab einem bestimmten Restsauerstoffgehalt stark an. Das gleiche Phänomen lässt sich beim Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen beobachten. Hier ist das niedrigste Niveau jedoch deutlich höher. Letztlich muss ein Kompromiss zwischen möglichst niedrigem Restsauerstoffgehalt und möglichst niedrigen Kohlenmonoxid-Emissionen gefunden werden. Dabei ist zu beachten, dass die Versuche unter atmosphärischen Bedingungen durchgeführt wurden und eine große Druckabhängigkeit besteht. So wird davon ausgegangen, dass sich das Verhältnis bei höheren Drücken

93

Kapitel 4 Ergebnisse zugunsten des Restsauerstoffgehaltes verschiebt. Stickoxid-Emissionen sind unter Oxyfuel-Bedingungen fast nicht vorhanden, da das Arbeitsmittel keinen Stickstoff enthält. Die gemessenen Emissionen lagen außerhalb des Messbereiches von 0,3 ppm.

4.6 Einfluss auf die SEV-Brennkammer Die SEV-Brennkammer folgt im Gegensatz zur EV-Brennkammer nicht auf einen Verdichter, sondern auf eine Turbine. Außerdem hat das Arbeitsmittel, wenn es die SEV-Brennkammer erreicht, bereits an einer Verbrennung teilgenommen.

4.6.1 Eintrittsbedingungen Auch hier liegen für den Betrieb unter Abgasrezirkulations- und Oxyfuel-Bedingungen von dem Betrieb mit Luft stark abweichende Arbeitsmittelzusammensetzungen vor. Wie in Abschnitt 4.5.1 soll auch hier zunächst die Zusammensetzung des Arbeitsmittels bei den sieben repräsentativen Betriebszuständen betrachtet werden. Dazu ist die Zusammensetzung des Arbeitsmittels nach Mischung mit Sauerstoff und Brennstoff, wie sie sich aus dem Kreisprozessmodell ergibt, in Abbildung 4.34 dargestellt. O2 H2 O CO2 N2 CX HY

100

x/Vol.-%

80 60 40 20 0

Lu

ft

8 1 0 0 1 ,24 0,4 1,0 1,2 1,2 1,0 2 2 2 2 R FG rdO rdO BKO BKO Ve Ve

F

0 GR

Abbildung 4.34: Zusammensetzung des Arbeitsmittels am Eintritt in die SEV-Brennkammer nach Zugabe des Brennstoffs und des Sauerstoffs Für den konventionellen Betrieb der Gasturbine mit Luft weicht die Zusammensetzung Diese liegen nun bereits im Eintritt vor. Mit zunehmender Rezirkulationsrate nimmt dieser Effekt noch deutlich zu. Die im Arbeitsmittel verbleibende Sauerstoffkonzentration sinkt.

94

4.6 Einfluss auf die SEV-Brennkammer

15

15

13

13

xO2 /Vol.-%

xO2 /Vol.-%

Bei einem Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen besteht das Arbeitsmittel, wie oben bereits erläutert, zum größten Teil aus Kohlenstoffdioxid. Durch die Verbrennung mit Erdgas in der EVBrennkammer liegt auch hier bereits ein größerer Anteil Wasser vor. Außerdem ist der Sauerstoffanteil in beiden dargestellten Oxyfuel-Betriebszuständen so hoch, dass in der SEV-Brennkammer gerade das vorgegebene Sauerstoffverhältnis λO2 SEV erreicht wird. In Abbildung 4.35 ist die Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel für die verschiedenen Be-

11 9

11 9

7

7

5

5 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

O2 in Verd. O2 in BK

1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.35: Sauerstoffkonzentration im Arbeitsmittel am Eintritt in die SEV-Brennkammer nach Zugabe des Sauerstoffs triebszustände aufgetragen. Bei dem Betrieb mit Luft (F GR = 0) und unter Abgasrezirkulationsbedingungen in Abbildung 4.35(a) ist zu sehen, dass schon eine deutlich reduzierte Sauerstoffkonzentration zur Verfügung steht. Mit zunehmender Rezirkulationsrate nimmt der Sauerstoff, der für die Verbrennung in der SEV-Brennkammer zur Verfügung steht, weiter ab. Bei der maximalen Rezirkulationsrate von F GR = 0,48 steht dann mit xO2 = 5,43 Vol.-% theoretisch gerade noch genügend Sauerstoff für eine vollständige Oxidation des Brennstoffes zur Verfügung. Für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen nimmt, wie in Abbildung 4.35(b) dargestellt, die Sauerstoffkonzentration mit zunehmendem Sauerstoffverhältnis leicht zu, da ein größeres Sauerstoffverhältnis zu einem größeren Sauerstoffüberschuss führt. Die etwas höhere Sauerstoffkonzentration bei der Zugabe des Sauerstoffs direkt vor der Brennkammer resultiert aus einem geringfügig kleineren Arbeitsmittelmassenstrom. Die sich aus dem Kreisprozessmodell ergebenden Eintrittstemperaturen in die SEV-Brennkammer sind in Abbildung 4.36 dargestellt. In der linken Abbildung 4.36(a) zeigt sich, dass die Eintrittstemperatur mit zunehmender Abgasrezirkulationsrate leicht zunimmt. Eine im Gegensatz dazu deutlich höhere Temperatur ist bei dem Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen in Abbildung 4.36(b) zu erkennen. Der Volumenstrom als Indikator für die Strömungsgeschwindigkeit bzw. die Aufenthaltszeit

95

Kapitel 4 Ergebnisse

1220 T /K

T /K

1220

1200

1200 O2 in Verd. O2 in BK

1180

1180

1,00

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV

FGR (a) Abgasrezirkulation

(b) Oxyfuel

120

120

110

110 3 V˙ / ms

3 V˙ / ms

Abbildung 4.36: Temperatur des Arbeitsmittels am Eintritt in die SEV-Brennkammer

100

100 90

90 80

O2 in Verd. O2 in BK

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

80 1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.37: Volumenstrom des Arbeitsmittels am Eintritt in die SEV-Brennkammer

in der Brennkammer ist in Abbildung 4.37 für die verschiedenen Betriebszustände aufgetragen. Er spielt bei der SEV-Brennkammer eine besondere Rolle, da die Flamme hier durch Selbstzündung und einen Querschnittssprung stabilisiert wird. Da das Brennstoff-/Luftgemisch jedoch nicht zu früh zünden soll, muss der Einfluss der Strömungsgeschwindigkeit und der Aufenthaltszeit genauer betrachtet werden. Dazu ist in Abbildung 4.38 zusätzlich die relative Aufenthaltszeit bezogen auf die Aufenthaltszeit beim Betrieb mit Luft aufgetragen. Der Einfluss der hier dargestellten Größen auf die SEV-Brennkammer wird im folgenden Abschnitt diskutiert.

96

4.6 Einfluss auf die SEV-Brennkammer

1,2 τ τLuft

τ τLuft

1,2

1,1

1,1 O2 in Verd. O2 in BK

1,0

1,0 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.38: Relative Aufenthaltszeit des Arbeitsmittels in der SEV-Brennkammer bezogen auf die Aufenthaltszeit bei einem Betrieb mit Luft

4.6.2 Auswirkungen auf Verbrennung in der SEV-Brennkammer

Die SEV-Brennkammer funktioniert nach dem Prinzip der Selbstzündung [36]. Erwärmt man ein zündfähiges Gemisch, setzt ab einer bestimmten Temperatur die Selbstzündung ein. Das heißt, das Gemisch entzündet sich selbst, ohne dass eine weitere Zündquelle nötig ist. Die Dauer zwischen dem Zeitpunkt, zu dem ein zündfähiges Gemisch vorliegt, und dem Entstehen der ersten Flamme wird Zündverzugszeit genannt. Um niedrige Stickoxidemissionen zu erreichen, ist es nötig, den Brennstoff und die Luft vor der Zündung gut zu durchmischen, um brennstoffreiche Bereiche und damit Bereiche mit hohen Temperaturen zu vermeiden. Da die Zündverzugszeit bei den Eintrittstemperaturen der SEVBrennkammer für eine ausreichende Durchmischung zu kurz ist, muss der Brennstoffstrahl, durch den Einsatz von Mantelluft, gekühlt werden. Dabei handelt es sich um rückgekühlte Hochdruckluft aus dem Verdichter, die der Brennkammer mit dem Brennstoff zugeführt wird und diesen umschließt. Das schafft die Zeit, die für eine gute Durchmischung benötigt wird. Eine weitere wichtige Einflussgröße ist die gegenüber konventionellen Brennkammern deutlich höhere Eintrittstemperatur, da darüber die Zündverzugszeit und damit die Position der Flamme gezielt beeinflusst werden können. Um eine sehr schnelle Durchmischung zu erreichen, werden Vortex-Generatoren in Form von Deltaflügeln eingesetzt. An diesen bilden sich Wirbel die für eine schnelle Durchmischung sorgen und gleichzeitig die Flamme positionieren.

97

Kapitel 4 Ergebnisse Abgasrezirkulation Die veränderte Zusammensetzung des Arbeitsmittels durch die Abgasrezirkulation, wie in Abbildung 4.34 dargestellt, hat einen großen Einfluss auf die Reaktionskinetik der Verbrennung. Die reaktionskinetische Berechnung des perfekt gemischten Rührkesselmodells zeigt, wie in Abbildung 4.39 zu sehen, dass sich die Zündverzugszeit mit zunehmender Rezirkulationsrate von 1700 FGR = 0,00 FGR = 0,24 FGR = 0,48

1600

T /K

1500 1400 1300 1200 1

1,5

2

2,5

3 t/s

3,5

4

4,5

5 ·10−3

Abbildung 4.39: Temperatur über der Zeit für Luft und Abgasrezirkulation bei einer Eintrittstemperatur in die SEV-Brennkammer von 1173 K 2,24 ms auf 4,12 ms erhöht. Das heißt, dass sich die Abgasrezirkulation in der SEV-Brennkammer stabilisierend auswirkt, indem die Gefahr der Selbstzündung im Brenner abnimmt. Die in Abbildung 4.40 dargestellte laminare Flammengeschwindigkeit nimmt, wie bereits bei der EV-Brennkammer beobachtet, mit steigender Rezirkulationsrate bei einer Abgasrezirkulationsrate von 0,24 um ca. ab. Diese Abnahme der laminaren Flammengeschwindigkeit verringert die Rückschlaggefahr in dem Brenner erheblich. Aufgrund des Querschnittssprungs am Brenneraustritt mit der dortigen Stabilisierung führt die Geschwindigkeitsabnahme innerhalb der Brennkammer nicht zu einer Destabilisierung. Oxyfuel-Verbrennung Unter Oxyfuel-Bedingungen liegt vor der SEV-Brennkammer genau so viel Sauerstoff im Arbeitsmittel vor, wie für das gewünschte Verbrennungssauerstoffverhältnis benötigt wird. Dabei sind die Unterschiede zwischen einer Sauerstoffzugabe vor dem Verdichter und vor der Brennkammer sehr gering. Deshalb werden hier beide Fälle gemeinsam behandelt. Untersucht wird auch hier zunächst die Zündverzugszeit anhand des Temperaturverlaufes über der Zeit. In Abbildung 4.41 ist der Temperaturverlauf abgebildet, dabei werden die Initialtempe-

98

4.6 Einfluss auf die SEV-Brennkammer 6

F GR = 0 F GR = 10 F GR = 20 F GR = 30 F GR = 40

SL / ms

5 4 3 2 0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

1,6

Φ Abbildung 4.40: Laminare Flammengeschwindigkeit bei Variation der Abgasrezirkulation von Luft bei Tein = 1173 K Luft λO2 SEV = 1,01 λO2 SEV = 1,20

1600

T /K

1500 1400 1300 1200 1100

1

1,5

2

2,5

3 t/s

3,5

4

4,5

5 ·10−3

Abbildung 4.41: Vergleich der Zündverzugszeit beim Betrieb mit Luft und unter Oxyfuel-Bedingungen anhand des Temperaturverlaufes für die Eintrittsbedingungen der SEV-Brennkammer, wie sie sich aus dem Kreisprozessmodell ergeben

ratur und der Initialdruck für das Modell des perfekt gemischten Rührkessels mit dem thermodynamischen Kreisprozessmodell für den jeweiligen Betriebszustand berechnet. Als feste Randbedingung wurde die Gesamtenthalpie gewählt, sodass sich nach der Reaktion die adiabate Flammentemperatur einstellt. Es zeigt sich, dass die Zündverzugszeit beim Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen gegenüber einem Betrieb mit Luft zurückgeht. Dabei ist die Abnahme der Zündverzugszeit bei einem Ver-

99

Kapitel 4 Ergebnisse brennungssauerstoffverhältnis von λO2 SEV = 1,20 mit 22,8 % am größten. Die Zündverzugszeit der Eintrittstemperatur in die SEV-Brennkammer Bei gleicher Eintrittstemperatur nimmt die 1700 λO2 SEV λO2 SEV

1600

Luft = 1,01 = 1,20

T /K

1500 1400 1300 1200 1

1,5

2

2,5

3 t/s

3,5

4

4,5

5 ·10−3

Abbildung 4.42: Temperatur über der Zeit für Luft und Oxyfuel-Verbrennung für die SEVBrennkammer bei gleicher Eintrittstemperatur Tein = 1173 K mit Druck und Zusammensetzung aus Kreisprozessmodell Zündverzugszeit für λO2 SEV = 1,01 um 45,4 % zu, das Gemisch würde deutlich später zünden. Die Zündverzugszeit hängt also viel stärker von der Eintrittstemperatur in die Brennkammer als von der Arbeitsmittelzusammensetzung ab. Die Abbildung 4.28 zeigt, dass die laminare Flammengeschwindigkeit und damit die Reaktivität des Arbeitsmittel-/Brennstoffgemisches bei niedrigeren Sauerstoffkonzentrationen zurückgeht. Dem wirkt in der SEV-Brennkammer jedoch die hohe Eintrittstemperatur entgegen. In Abbildung 4.43 ist die Flammengeschwindigkeit bei Luft für verschiedene Anfangstemperaturen aufgetragen. Hier zeigt sich, dass mit steigender Anfangstemperatur die laminare Flammengeschwindigkeit stark zunimmt. Ein weiterer Punkt, der die Reaktivität des Gemisches begünstigt, ist der bereits in der Hochdruckturbine abgebaute Druck. Ein geringerer Druck führt zu höheren Flammengeschwindigkeiten und damit zu einer höheren Reaktivität [35]. Im Gegensatz zur drallstabilisierten Flamme in der EV-Brennkammer kommt es in der SEVBrennkammer zu einer spontanen Selbstzündung ohne fremde Zündquellen. Dort hat die Zündverzugszeit eine sehr viel größere Bedeutung, da von ihr die Position der Flamme abhängt. Eine kürzere Zündverzugszeit bedeutet, dass sich die Flamme weiter stromauf in Brennernähe positioniert. Dabei muss eine Zündung des Arbeitsmittel-/Brennstoffgemisches im Brenner verhindert werden. Nach [30] hängt die Position der Flamme in erster Linie von der Eintrittstemperatur und der Brennstoffzusammensetzung ab und lässt sich damit über die Eintrittstemperatur des Arbeitsmit-

100

4.7 Einfluss auf das Gesamtsystem Gasturbine 8

273 K 473 K 673 K 873 K 1073 K 1273 K

SL in

m s

6 4 2 0 0,6

0,7

0,8

0,9

1,0

1,1

1,2

1,3

1,4

Φ Abbildung 4.43: Flammengeschwindigkeit Temperaturvariation für Luft tels in die SEV-Brennkammer beeinflussen. Die Eintrittstemperatur selbst beruht ihrerseits nur auf der Turbineneintrittstemperatur der Hochdruckturbine sowie dem Druckverhältnis und damit der Austrittstemperatur der EV-Brennkammer. Diese wiederum resultiert aus dem Brennstoffmassenstrom der ersten Brennkammer. Das bedeutet, dass sich die Position der Flamme in der SEV-Brennkammer über den Brennstoffmassenstrom in der EV-Brennkammer steuern lässt.

4.7 Einfluss auf das Gesamtsystem Gasturbine Nachdem in den vorhergehenden Abschnitten der Einfluss des Betriebes einer zweistufigen Gasturbine auf die einzelnen Komponenten detailliert dargestellt wurde, liegt der Fokus in diesem Abschnitt auf dem Einfluss auf das Gesamtsystem der Gasturbine. Dabei werden in erster Linie die über die in Abbildung 4.44 dargestellte Systemgrenze der Gasturbine übertragene Arbeit und die übertragenen Stoffströme untersucht. Außerdem wird ausgewertet, wie sich die verschiedenen Betriebsweisen der Gasturbine auf den Gesamtwirkungsgrad und die Leistung der Gasturbine auswirken.

4.7.1 Elektrische Leistung In Abbildung 4.45 ist der Betrag der abgegebenen elektrischen Leistung aufgetragen. Im Abgasrezirkulationsbetrieb sinkt diese aufgrund der steigenden Eintrittstemperatur im Verdichter. Im Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen ist die abgegebene elektrische Leistung deutlich niedriger. Das hängt in erster Linie mit dem bereits diskutierten erheblich niedrigeren Arbeitsmittelmassenstrom zusammen. Die etwas höhere elektrische Leistung im Betrieb mit einer Zugabe

101

Kapitel 4 Ergebnisse

G AHDE CCS

Luft

O2

O2 Brennstoff Rezirkuliertes Abgas

H 2O

300

300

250

250

O2 in Verd. O2 in BK Pel /MW

Pel /MW

Abbildung 4.44: Systemgrenze um die Gasturbine

200

150

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

200

150 1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.45: Elektrische Nettoleistung der Gasturbine

des Sauerstoffs vor dem Verdichter gegenüber dem Betrieb mit Zugabe des Sauerstoffs vor den Brennkammern liegt daran, dass die erforderliche Leistung für die Verdichtung des Sauerstoffs hier größer ist als bei einer Verdichtung des Sauerstoffs gemeinsam mit dem Arbeitsmittel im Verdichter. Bei der Zugabe des Sauerstoffs vor den Brennkammern muss dieser separat verdichtet werden. Dies führt zu einem höheren Energieaufwand, da davon ausgegangen wird, dass der Sauerstoff für die Zuführung und Vermischung mit dem Arbeitsmittel einen höheren Druck als dieses benötigt. Deshalb wird von einer Verdichtung des Sauerstoffs auf den Druck des Brennstoffs ausgegangen. Es ist jedoch zu beachten, dass sich die Bereitstellung und die Verdichtung des Sauerstoffs nicht klar trennen lassen und dass diese auf unterschiedliche Weise in den Gesamtprozess einschließlich der Abwärmenutzung eingebunden werden können. Daher ist für eine

102

4.7 Einfluss auf das Gesamtsystem Gasturbine konkrete Aussage die Betrachtung und Auswertung des Gesamtprozesses notwendig. Darüber hinaus ist es wichtig zu beachten, dass von der Gasturbine nicht nur elektrische Leistung abgegeben wird, sondern, wie in Abschnitt 4.7.3 dargestellt, auch Energie in Form von Wärme an den Abhitzedampfprozess übertragen wird.

4.7.2 Nettowirkungsgrad

100

100

90

90

ηn /% ηn Luft

ηn /% ηn Luft

Neben der elektrischen Leistung, die vom Generator der Gasturbine abgegeben wird, ist der Nettowirkungsgrad der Gasturbine ein wichtiges Bewertungskriterium. Wie in Abschnitt 3.1.4 dargestellt ist, fällt der berechnete Nettowirkungsgrad gegenüber den Literaturwerten zu niedrig aus. Relative Betrachtungen, also Änderungen des Wirkungsgrades, dagegen können trotzdem verlässlich bestimmt werden. Aus diesem Grund wird hier der relative Nettowirkungsgrad bezogen auf den Nettowirkungsgrad beim Betrieb mit Luft verwendet. Dieser ist in Abbildung 4.46 dargestellt. Bei dem Betrieb unter Abgasrezirkulationsbedingungen sinkt der Wirkungsgrad um

80

O2 in Verd. O2 in BK

80 70

70 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

1,00

1,05

1,15

1,20

λO2 SEV

FGR (a) Abgasrezirkulation

1,10

(b) Oxyfuel

Abbildung 4.46: Relativer Nettowirkungsgrad der Gasturbine bezogen auf den Betrieb bei Luft bis zu 4 % bei der maximalen Abgasrezirkulationsrate. Erheblich schlechter ist der Wirkungsgrad unter Oxyfuel-Bedingungen. Der Unterschied zwischen den beiden Oxyfuel-Betriebszuständen beträgt etwa 10 % und ist wie bei der elektrischen Leistung darauf zurückzuführen, dass die Verdichtung des Sauerstoffs für die Zuführung in die Brennkammern mehr Energie benötigt, als wenn dessen Druck gemeinsam mit dem Arbeitsmittel im Verdichter erhöht wird.

4.7.3 Auswirkungen auf den Abhitzedampfkraftprozess Das Abgas der Gasturbine, also das Arbeitsmittel, das die Niederdruckturbine verlässt, beeinflusst sowohl den folgenden Abhitzedampferzeuger, mit dem die Wärme im Abgas genutzt wird, als

103

Kapitel 4 Ergebnisse auch die Abtrennung des Kohlenstoffdioxids zur Speicherung.

700

700

650

650 m/ ˙ kgs

m/ ˙ kgs

Für den Abhitzedampferzeuger sind insbesondere die in Abbildung 4.11 dargestellte Temperatur und der in Abbildung 4.47 dargestellte Massenstrom des Abgases von Bedeutung, da von

600

600 550

550 500

O2 in Verd. O2 in BK

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5

500 1,00

1,05

1,15

1,20

λO2 SEV

FGR (a) Abgasrezirkulation

1,10

(b) Oxyfuel

Abbildung 4.47: Massenstrom des Arbeitsmittels am Austritt aus der Gasturbine

ihnen abhängt, wie viel Wärme im Dampfprozess zur Verfügung steht. Für die Abgasrezirkulation zeigt sich mit zunehmendem Abgasrezirkulationsverhältnis eine Temperaturzunahme um etwa 24 K für das maximale Abgasrezirkulationsverhältnis. Außerdem sinkt der Arbeitsmittelmassenstrom durch die niedrigere Dichte des Arbeitsmittels. Das heißt, es wird mit zunehmendem Abgasrezirkulationsverhältnis etwas mehr Energie an den Abhitzedampferzeuger übertragen. Unter Oxyfuel-Bedingungen fallen die Veränderungen im Gegensatz zur Abgasrezirkulation deutlich größer aus. So ist die Austrittstemperatur am Austritt aus der Niederdruckturbine um über 220 K höher als im Referenzfall mit Luft. In entgegengesetzter Richtung wirkt sich aus, dass der Massenstrom, aufgrund der geringeren Dichte, um etwa ein Fünftel kleiner ist als bei Luft. Trotzdem wird insgesamt deutlich mehr Wärme auf einem wesentlich höheren Temperaturniveau übertragen. Die von der Gasturbine mit dem Abgas an den Abhitzedampferzeuger übertragene Leistung ist das Produkt aus der spezifischen Enthalpie und dem Massenstrom am Austritt aus der Gasturbine. Diese Größe wird hier als Enthalpiestrom H˙ bezeichnet und ist in Abbildung 4.48 dargestellt. Als Bezugspunkt für die Enthalpiedifferenz ∆H˙ wurde die Enthalpie im Betrieb mit Luft gewählt, sodass die angegebenen Werte die Differenz zum Referenzfall darstellen. Es zeigt sich, dass die übertragene Leistung bei der Abgasrezirkulation leicht zunimmt und im Oxyfuelbetrieb um etwa 170 MW größer ist. Das heißt, dass für den Abhitzedampfprozess erheblich mehr Energie

104

4.7 Einfluss auf das Gesamtsystem Gasturbine

170 ˙ ∆H/MW

15 ˙ ∆H/MW

O2 in Verd. O2 in BK

10 5

168 166

0 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.48: Enthalpiestrom, der am Austritt der Gasturbine mit dem Abgas an den Abhitzedampfprozess übertragen wird, bezogen auf den Betrieb mit Luft

4.7.4 Einfluss auf die CCS Anlage Für den Transport und die Speicherung des Kohlenstoffdioxids müssen die anderen Bestandteile, die noch im Abgas vorhanden sind, wie in Abschnitt 2.6 dargestellt, zum größten Teil abgeschieden werden. Dies geschieht in einer CCS Anlage, deren Abmessung und Wirkungsgrad stark von der erreichten Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas abhängt. In Abbildung 4.49 ist die 100

x/Vol.-%

80

O2 H2 O CO2 N2

60 40 20 0

4 8 1 0 1 0 ft Lu R 0.2 R 0.4 1.0 1.2 1.0 1.2 2 2 2 2 FG FG rdO rdO BKO BKO Ve Ve Abbildung 4.49: Zusammensetzung des Abgases am Austritt aus der Gasturbine volumetrische Zusammensetzung am Austritt aus der Gasturbine für die sieben ausgewählten repräsentativen Betriebszustände festgehalten. Dabei fällt, wie auch am Eintritt in die Gasturbine, der große Stickstoffanteil unter Abgasrezirkulationsbedingungen auf. Da bei der Abgasrezirkula-

105

Kapitel 4 Ergebnisse tion trotz der Rückführung des Abgases kontinuierlich Luft aus der Umgebung angesaugt wird, sinkt der Anteil des Stickstoffes kaum. Die Anreicherung mit Kohlenstoffdioxid bis hin zu fast 11 Vol.-% geschieht zum Großteil auf Kosten des Sauerstoffs, dessen Anteil bis auf 1,27 Vol.-% sinkt. Neben der Anreicherung mit Kohlenstoffdioxid wird das Abgas auch mit Wasser angereichert. Dieses lässt sich jedoch durch Auskondensieren leicht flüssig abführen. Unter Oxyfuel-Bedingungen lassen sich sehr viel höhere Kohlenstoffdioxidkonzentrationen erreichen, da hier keine Luft aus der Umgebung in den Kreislauf gelangt. Damit enthält das Abgas auch keinen Stickstoff. Es muss allerdings beachtet werden, dass hier von einem Betrieb mit reinem Sauerstoff ausgegangen wird. In der Praxis würde man keinen 100 % reinen Sauerstoff verwenden, sondern einen wirtschaftlichen Kompromiss eingehen. Der Einfluss der Reinheit des Sauerstoffs auf die Zusammensetzung des Abgases, wird im folgenden Abschnitt näher erläutert. Das Abgas wird vor der Zuführung zur CCS-Anlage getrocknet. Dazu wird das enthaltene Wasser auskondensiert und in flüssigem Zustand abgeschieden. Daraus ergeben sich die in Abbildung 4.50 dargestellten maximalen Kohlenstoffdioxidkonzentrationen im Abgas, wiederum unter der 100

O2 in Verd. O2 in BK

xCO2 /Vol.-%

xCO2 /Vol.-%

12 10 8 6 0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

99 98 97 96 1,00

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.50: Kohlenstoffdioxidkonzentration im trockenen Abgas Annahme, dass der Oxyfuel-Prozess mit reinem Sauerstoff versorgt wird. So ist der linken Abbildung 4.50(a) zu entnehmen, dass mit der Abgasrezirkulation Kohlenstoffdioxidkonzentrationen bis zu 12 Vol.-% im trocknen Abgas erreicht werden können. Beim Oxyfuel-Betrieb mit reinem Sauerstoff besteht das Abgas nach Abtrennung des Wassers nur noch aus Sauerstoff und Kohlenstoffdioxid. Wie in Abbildung 4.50(b) zu erkennen ist, macht es für die Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas einen großen Unterschied, an welcher Stelle der Gasturbine der Sauerstoff zugegeben wird. Wird der Sauerstoff vor dem Verdichter zugegeben, gelangt ein Teil des Sauerstoffs über das Sekundärluftsystem mit der Kühlluft in die Niederdruckturbine und kann deshalb nicht an der Verbrennung teilnehmen. Das heißt, dass in diesem Fall selbst für ein theoretisches Sauerstoffverhältnis von λO2 SEV = 1,0 in den Brenn-

106

4.7 Einfluss auf das Gesamtsystem Gasturbine

12 10 8 6 4 2 0

xO2 /Vol.-%

xO2 /Vol.-%

kammern am Austritt aus der Gasturbine immer noch etwa 2 Vol.-% Sauerstoff im Abgas wären. Wird der Sauerstoff direkt vor oder in den Brennkammern zugegeben, kann dieser nicht über das Sekundärluftsystem an den Brennkammern vorbeigeleitet werden. Das heißt, dass hier für ein Sauerstoffverhältnis von λO2 SEV = 1,0 in der SEV-Brennkammer kein Sauerstoff im Abgas wäre. Des Weiteren hängt die Sauerstoffkonzentration und damit die Kohlenstoffdioxidkonzentration vom Sauerstoffüberschuss in der zweiten Brennkammer ab, da der überschüssige Sauerstoff im Arbeitsmittel verbleibt und damit im Abgas landet. Daher ist man bestrebt, das Sauerstoffverhältnis λO2 und damit den Sauerstoffüberschuss so gering wie möglich zu halten. Die Sauerstoffkonzentration im Abgas ist in Abbildung 4.51 dargestellt. Deutlich wird, dass

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

12 10 8 6 4 2 0 1,00

O2 in Verd. O2 in BK

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.51: Sauerstoffkonzentration im trockenen Abgas sich auch unter Abgasrezirkulationsbedingungen nur Sauerstoffkonzentrationen bis ca. 2 Vol.-% erreichen lassen. Dabei handelt es sich ebenfalls um den Sauerstoff, der bei einem Sauerstoffverhältnis von λO2 SEV = 1,0 in der SEV-Brennkammer über das Sekundärluftsystem an den Brennkammern vorbeigeleitet wird. Die Verläufe unter Oxyfuel-Bedingungen ergeben sich aus der Kohlenstoffdioxidkonzentration, da das Abgas theoretisch nur aus Sauerstoff und Kohlenstoffdioxid besteht. Neben der Kohlenstoffdioxidkonzentration hat auch der Massenstrom, aus dem das Kohlenstoffdioxid abgeschieden werden muss, einen großen Einfluss auf die CCS-Anlage. Der Massenstrom des trockenen Abgases nach Entnahme des Massenstroms zur Rezirkulation ist in Abbildung 4.52 dargestellt. Für den Betrieb unter Abgasrezirkulationsbedingungen hängt der Massenstrom direkt von der Rezirkulationsrate ab. Im Vergleich zur Abgasrezirkulation sind die theoretischen Rezirkulationsraten unter Oxyfuel-Bedingungen deutlich höher. Geht man von einem stationären Betrieb der Gasturbine aus, so ergibt sich aus der Massenbilanz, dass der Massenstrom zur CCS-Anlage genauso groß sein muss, wie die Summe der Massenströme des zuge-

107

700 600 500 400 300 200 100 0

m/ ˙ kgs

m/ ˙ kgs

Kapitel 4 Ergebnisse

0,0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 FGR (a) Abgasrezirkulation

700 600 500 400 300 200 100 0 1,00

O2 in Verd. O2 in BK

1,05

1,10

1,15

1,20

λO2 SEV (b) Oxyfuel

Abbildung 4.52: Massenstrom des Arbeitsmittels zur Kohlendioxidabtrennung führten Sauerstoffs und Brennstoffs abzüglich des kondensierten Wassers aus dem Kühler der Rezirkulation.

4.7.5 Einfluss der Sauerstoffreinheit Der Aufwand für die Bereitstellung des Sauerstoffs steigt mit der geforderten Reinheit überproportional an. Aus diesem Grund soll an dieser Stelle der Einfluss der Reinheit des Sauerstoffs auf die Zusammensetzung des Abgases unter Oxyfuel-Bedingungen dargestellt werden. Der zugeführte Massenstrom der Verunreinigung ist direkt abhängig vom Massenstrom des Sauerstoffs. Da der zugeführte Sauerstoffmassenstrom für beide untersuchten Oxyfuel-Betriebsarten fast gleich groß ist, werden hier nur die Ergebnisse für den Betrieb mit Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdichter dargestellt. Um den Einfluss der Reinheit des Sauerstoffs zu untersuchen, wurde anstelle des Sauerstoffs ein Gemisch aus Sauerstoff und Argon verwendet. Argon wurde gewählt, da es als Inertgas nicht an der Verbrennungsreaktion teilnimmt. Es wurden zunächst eine Reinheit von 1.5, das bedeutet xO2 = 95 Vol.-%, und eine Reinheit von 2.5, das bedeutet xO2 = 99,5 Vol.-%, untersucht. Die Ergebnisse sind in Abbildung 4.53 aufgeführt. In Abbildung 4.53(a) wird die Kohlenstoffdioxidkonzentration des Abgases für die verschiedenen Reinheiten gezeigt. Auf der rechten Seite, in Abbildung 4.53(b) ist die Konzentration der Verunreinigung, hier Argon, dargestellt. Es zeigt sich, dass die Verunreinigung im Abgas kaum vom Sauerstoffverhältnis λO2 abhängt. Bei einem größeren Sauerstoffverhältnis λO2 wird der Gasturbine mehr Sauerstoff und damit auch mehr Argon zugeführt, dabei steigt aber in gleichem Maße der Massenstrom zur CCS-Anlage. Um den Einfluss auch für andere Reinheiten zu untersuchen, wurde eine Variation der Reinheit von xO2 = 95 Vol.-% bis xO2 = 100 Vol.-% durchgeführt. Da der Einfluss des Sauerstoff-

108

4.7 Einfluss auf das Gesamtsystem Gasturbine

100

10 xO2 = 100 Vol.-% xO2 = 99,5 Vol.-% xO2 = 95,0 Vol.-%

95

xAR /Vol.-%

xCO2 /Vol.-%

105

5

90 0 1,00 1,05 1,10 1,15 1,20

1,00 1,05 1,10 1,15 1,20

λO2 SEV

λO2 SEV

(a) Kohlenstoffdioxidkonzentration

(b) Argonkonzentration

Abbildung 4.53: Auswirkungen der Sauerstoffreinheit auf die Konzentration von Kohlenstoffdioxid im Abgas verhältnisses, wie oben beschrieben, vernachlässigbar ist, wurde dafür der Betriebszustand mit λO2 = 1,2 gewählt. Abbildung 4.54 zeigt das Ergebnis. Auf der linken Seite ist die Argonkon-

xCO2 /Vol.-%

xAR /Vol.-%

8 6 4 2 0 100 99

98 97 96 xO2 /Vol.-%

(a) Argonkonzentration

95

100 98 96 94 92 90 88

λO2 BK = 1.01 λO2 Verd = 1.20

100 99

98 97 96 xO2 /Vol.-%

95

(b) Kohlenstoffdioxidkonzentration

Abbildung 4.54: Auswirkungen der Variation der Sauerstoffreinheit auf die Zusammensetzung des trockenen Abgases zentration im Abgas dargestellt. Es zeigt sich wie erwartet ein linearer Zusammenhang zwischen dem Grad der Verunreinigung und der Konzentration im Abgas. Dabei führt eine Verunreinigung des Sauerstoffs mit 5 Vol.-% Argon, durch Anreicherung bei der Rezirkulation aufgrund der Wasserabscheidung im Kühler, zu einer Argonkonzentration im Abgas von etwas mehr als 8 Vol.-%. Wie in Abbildung 4.50(b) dargestellt ist, wird im Oxyfuel-Betrieb mit Zugabe des Sauerstoffs vor den Brennkammern und einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 = 1,01 die maximale Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas erreicht. Die niedrigste Konzentration un-

109

Kapitel 4 Ergebnisse ter den berechneten Oxyfuel-Betriebszuständen wird dagegen bei einer Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdichter mit einem Sauerstoffverhältnis von λO2 = 1,20 erreicht. Für diese beiden Betriebszustände ist in Abbildung 4.54(b) der Einfluss der Sauerstoffreinheit auf die Kohlenstoffdioxidkonzentration im trockenen Abgas dargestellt.

110

Kapitel 5 Zusammenfassung und Ausblick Diese Arbeit hat den Einfluss der Abgasrezirkulation und des Oxyfuel-Prozesses auf den Betrieb einer am Markt erhältlichen Gasturbine mit sequentieller Verbrennung zum Thema. Der Schwerpunkt der Arbeit liegt dabei auf der Verbrennung in den beiden Brennkammern. Durch die beiden untersuchten Prozesse ändern sich die Zusammensetzung und die thermodynamischen Eigenschaften des Arbeitsmittels signifikant. Auch die thermodynamischen Zustandsänderungen, aus denen sich der Kreisprozess zusammensetzt werden hierdurch beeinflusst. Dabei kann grundsätzlich festgehalten werden, dass die Änderungen bei beiden Prozessen in die gleiche Richtung weisen, die Änderungen beim Oxyfuel-Prozess jedoch erheblich stärker ausfallen als bei der Abgasrezirkulation. Die Änderung der Wärmekapazität und damit des Isentropenexponenten beeinflusst die polytrope Zustandsänderung im Verdichter und den Turbinen. So sind die Temperaturverhältnisse beim Oxyfuel-Prozess im Vergleich zu einem Betrieb mit Luft deutlich niedriger. Das führt zu einer niedrigeren Verdichtereintrittstemperatur und höheren Turbinenaustrittstemperaturen. Darüber hinaus nimmt das Verdichterdruckverhältnis stark ab. Das Ziel der beiden Prozesse besteht in einer möglichst hohen Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas. Um diese zu erhöhen, wird ein möglichst niedriger Sauerstoffüberschuss in den Brennkammern angestrebt. Durch im Rahmen dieser Arbeit durchgeführte reaktionskinetische Studien wird gezeigt, dass der Einfluss auf die laminare Flammengeschwindigkeit und die Zündverzugszeiten die Verbrennung in den Brennkammern nicht beeinträchtigt. Die experimentellen Untersuchungen an einer generischen Gasturbinenbrennkammer haben ergeben, dass sich bei einer stabilen Verbrennung ein Restsauerstoffgehalt von 5,0 Vol.-% bei der Abgasrezirkulation und 2,3 Vol.-% beim Oxyfuel-Prozess erreichen lassen. Eine weitere durch die Verbrennungsversuche gewonnene Erkenntnis ist, dass die Stickoxidemissionen mit zunehmender Abgasrezirkulationsrate zunächst bis zu einer Abgasrezirkulationsrate von 40 % abnehmen, um dann mit zunehmender Abgasrezirkulationsrate wieder anzusteigen. Beim Oxyfuel-Prozess treten keine messbaren Stickoxidemissionen auf, da im Arbeitsmittel kein Stickstoff vorliegt. Allerdings ist die Kohlenstoffmonoxidkonzentration im Abgas des Oxyfuel-

111

Kapitel 5 Zusammenfassung und Ausblick Prozesses um den Faktor 10 größer als bei einem Betrieb mit Luft. Im Vergleich zur Leistung beim Betrieb mit Luft ist die abgegebene Leistung der Gasturbine beim Oxyfuel-Prozess insgesamt niedriger, was an den niedrigeren Druckverhältnissen und der damit einhergehenden niedrigeren Dichte sowie einem kleineren Massenstrom liegt. Bei Abgasrezirkulation ist die Leistung dagegen fast gleich wie im Betrieb mit Luft. Trotzdem wird durch die höhere Austrittstemperatur deutlich mehr Wärme an den Abhitzeprozess übertragen. Der Nettowirkungsgrad sinkt dagegen bei der Abgasrezirkulation leicht und beim Oxyfuel-Prozess deutlich. Mit der Abgasrezirkulation lassen sich theoretisch Kohlenstoffdioxidkonzentrationen von bis zu 11 Vol.-%und mit dem Oxyfuel-Prozess von fast 100 Vol.-% erreichen. Dafür würde jedoch reiner Sauerstoff benötigt, der in der Praxis aus wirtschaftlichen Gründen nicht zur Verfügung steht. Bei einer Reinheit des Sauerstoffs von 2,5, also 99,5 Vol.-% Sauerstoff, wird theoretisch eine Kohlenstoffdioxidkonzentration von über 98 Vol.-% möglich. Dazu ist allerdings eine Zugabe des Sauerstoffs direkt vor den Brennkammern nötig, was einen größeren Aufwand bedeutet als die Zugabe vor dem Verdichter. Um den apparativen und steuerungstechnischen Aufwand etwas zu reduzieren, ist es möglich, den gesamten Sauerstoff vor der ersten, der EV-Brennkammer, zuzugeben. Dadurch wird verhindert, dass Sauerstoff über das Sekundärluftsystem ins Abgas gelangt, da nach der EV-Brennkammer keine Kühlluft mehr entnommen wird. Zusammenfassend lässt sich sagen, dass sich die Kohlenstoffdioxidkonzentration im Abgas mit der Abgasrezirkulation deutlich erhöhen lässt, wodurch eine folgende Rauchgaswäsche erheblich effizienter wird. Mit dem Oxyfuel-Prozess lassen sich Kohlenstoffdioxidkonzentrationen erreichen, bei welchen das Abgas nach Auskondensieren des Wassers direkt einer Speicherung zugeführt werden kann.

112

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114

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117

Anhang A A.1 Thermodynamische Zustände aus dem Kreisprozessmodell Hier werden im Folgenden die thermodynamischen Zustände aus der Gasturbine für die zu Beginn von Kapitel 4 ausgewählten repräsentativen Betriebszustände, dargestellt. Diese wurden mit dem in Unterkapitel 3.1 dargestellten Kreisprozessmodell berechnet. Dabei sind die Zustände über die Temperatur, den Druck, den Massenstrom und die Zusammensetzung wie in Abschnitt 2.3.1 dargestellt eindeutig definiert. Alle weiteren Werte lassen sich über die angegebenen Größen berechnen. Die dargestellten Zustände sind: Einlass ist der Zustand vor Eintritt in die Gasturbine und vor der Zuführung des rezirkulierten Abgases. Eintritt Verdichter ist der Zustand am Eintritt in den Verdichter nach Zuführung des rezirkulierten Abgases. Zapfluft 11 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung des Leitrades der dritten Stufe der Niederdruckturbine. Zapfluft 12 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung des Laufrades der dritten Stufe der Niederdruckturbine. Zapfluft 21 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung des Leitrades der zweiten Stufe der Niederdruckturbine. Zapfluft 22 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung des Laufrades der zweiten Stufe der Niederdruckturbine. Zapfluft 31 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung der SEV-Brennkammer. Zapfluft 321 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung des Leitrades der ersten Stufe der Niederdruckturbine. Zapfluft 322 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung des Laufrades der ersten Stufe der Niederdruckturbine. Zapfluft 411 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung des Leitrades der Hochdruckturbine. Zapfluft 412 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung des Laufrades der Hochdruckturbine.

119

Anhang A Zapfluft 42 ist der Zustand der Zapfluft für die Kühlung über die Brennstofflanze der SEVBrennkammer. Zapfluft Kalt # ist der Zustand der gekühlten Zapfluft mit der entsprechenden Nummer. Bei den Oxyfuel-Betriebszuständen wurde auf die Darstellung der gekühlten Zapfluft aus Platzgründen verzichtet. Austritt Verdichter ist der Zustand am Austritt aus dem Verdichter. Dieser entspricht dem Eintritt in die EV-Brennkammer. Eintritt EV-BK ist der Zustand am Eintritt in die EV-Brennkammer vor Zugabe des Brennstoffs. Austritt EV-BK ist der Zustand am Austritt aus der EV-Brennkammer vor der Zugabe jeglicher Kühlluft. Eintritt HPT n. KL ist der Zustand ist der Zustand am Eintritt in die Hochdruckturbine nach Zugabe der Kühlluft des Hochdruckturbinenleitrades. Damit entspricht die Temperatur hier der Turbineneintrittstemperatur nach ANSI B 1978 [8]. Eintritt SEV-BK ist der Zustand am Austritt aus der Hochdruckturbine und damit auch am Eintritt in die SEV-Brennkammer vor Zugabe von Brennkammerkühlluft oder Brennstoff. Nach BS-Lanze ist der Zustand nach Zugabe der Kühlluft über die Brennstofflanze der SEVBrennkammer. Nach BK-Kuehlluft ist der Zustand nach Zugabe der Brennkammerkühlluft der SEV-Brennkammer, die im Gegenstrom geführt und am Eintritt in die Brennkammer zugeführt wird. Austritt SEV-BK ist der Zustand am Austritt aus der SEV-Brennkammer vor Zugabe von Turbinenkühlluft. Eintritt LPT 1 n. KL ist der Zustand nach Zugabe der Kühlluft des ersten Leitreihe der Niederdruckturbine. Austritt LPT 1 ist der Zustand zwischen der ersten und der zweiten Stufe der Niederdruckturbine. Austritt LPT 2 ist der Zustand zwischen der zweiten und der dritten Stufe der Niederdruckturbine. Austritt LPT 3 ist der Zustand zwischen der dritten und der vierten Stufe der Niederdruckturbine. Austritt Turbine ist der Zustand am Austritt aus der Niederdruckturbine. Rezirkulation ist der Zustand des zur Rezirkulation entnommenen Abgasstroms. Rezirkulation Kalt ist der Zustand des gekühlten rezirkulierten Abgasstroms. Zur CCS ist der Zustand des Abgasstroms nach Entnahme der Rezirkulation und damit der Abgasstrom der der CCS-Anlage zugeführt wird.

120

A.1 Thermodynamische Zustände aus dem Kreisprozessmodell Zur CCS trocken ist der Zustand des trockenen Abgasstroms, nach Abscheidung des Wassers, der der CCS-Anlage zugeführt wird. Brennstoff EV-BK ist der Zustand des Brennstoffes für die EV-Brennkammer. Brennstoff SEV-BK ist der Zustand des Brennstoffes für die SEV-Brennkammer.

121

Anhang A

Tabelle A.1: Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für Luft aus der Umgebung bei ISO2314-Standardbedingungen [1] als Arbeitsmittel Zustand

T K

Eintritt Verdichter 288.15 Zapfluft 11 449.68 Zapfluft 12 449.68 Zapfluft 21 606.70 Zapfluft 22 606.70 Zapfluft 31 733.11 Zapfluft Kalt 31 573.15 Zapfluft 321 733.11 Zapfluft Kalt 321 573.15 Zapfluft 322 733.11 Zapfluft Kalt 322 573.15 Zapfluft 411 855.61 Zapfluft Kalt 411 573.15 Zapfluft 412 855.61 Zapfluft Kalt 412 573.15 Zapfluft 42 855.61 Zapfluft Kalt 42 573.15 Austritt Verdichter 855.61 Austritt EV-BK 1559.99 Eintritt HPT n. KL 1521.70 Eintritt SEV-BK 1306.34 Nach BS-Lanze 1288.48 Nach BK-Kühlluft 1176.14 Austritt SEV-BK 1645.05 Eintritt LPT1 n. KL 1615.30 Austritt LPT 1 1426.52 Austritt LPT 2 1237.59 Austritt LPT 3 1057.12 Austritt Turbine 892.61 Zur CCS 892.61 Zur CCS trocken 313.15 Gas EV-BK 523.15 Gas SEV-BK 523.15

122

p bar

m ˙ kg s

xN2 Vol.-%

xO2 Vol.-%

xCO2 Vol.-%

xH2O Vol.-%

1.013 4.284 4.284 11.304 11.304 20.870 20.870 20.870 20.870 20.870 20.870 34.429 34.429 34.429 34.429 34.429 34.429 34.429 33.224 33.224 17.215 17.215 17.215 16.354 16.354 9.529 5.029 2.343 1.040 1.040 1.040 55.000 55.000

626.09 3.19 3.19 9.58 9.58 97.92 97.92 19.16 19.16 19.16 19.16 19.16 19.16 19.16 19.16 12.77 12.77 413.22 421.91 441.06 460.22 472.99 570.92 579.53 598.69 617.85 637.01 643.39 643.39 643.39 602.41 8.68 8.61

77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 77.18 74.53 74.65 74.75 74.81 75.22 73.36 73.48 73.60 73.70 73.74 73.74 73.74 81.95 0.00 0.00

20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 20.72 12.85 13.19 13.50 13.69 14.88 9.38 9.74 10.07 10.38 10.48 10.48 10.48 11.65 0.00 0.00

0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 0.91 4.61 4.45 4.30 4.21 3.65 6.24 6.07 5.91 5.76 5.72 5.72 5.72 6.35 0.00 0.00

1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 1.15 7.97 7.68 7.41 7.25 6.21 10.98 10.67 10.38 10.11 10.02 10.02 10.02 0.00 0.00 0.00

A.1 Thermodynamische Zustände aus dem Kreisprozessmodell

Tabelle A.2: Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine für den Betrieb bei einer Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0,24 Zustand

T K

Eintritt Verdichter 294.42 Zapfluft 11 456.55 Zapfluft 12 456.55 Zapfluft 21 613.79 Zapfluft 22 613.79 Zapfluft 31 740.23 Zapfluft Kalt 31 573.15 Zapfluft 321 740.23 Zapfluft Kalt 321 573.15 Zapfluft 322 740.23 Zapfluft Kalt 322 573.15 Zapfluft 411 862.70 Zapfluft Kalt 411 573.15 Zapfluft 412 862.70 Zapfluft Kalt 412 573.15 Zapfluft 42 862.70 Zapfluft Kalt 42 573.15 Austritt Verdichter 862.70 Austritt EV-BK 1559.97 Eintritt HPT n. KL 1521.70 Eintritt SEV-BK 1308.50 Nach BS-Lanze 1290.60 Nach BK-Kühlluft 1178.02 Austritt SEV-BK 1645.03 Eintritt LPT1 n. KL 1615.30 Austritt LPT 1 1428.57 Austritt LPT 2 1241.89 Austritt LPT 3 1063.60 Austritt Turbine 901.06 Rezirkulation 901.06 Rezirkulation Kalt 313.15 Zur CCS 901.06 Zur CCS trocken 313.15 Gas EV-BK 523.15 Gas SEV-BK 523.15

p bar

m ˙ kg s

xN2 Vol.-%

xO2 Vol.-%

xCO2 Vol.-%

xH2O Vol.-%

1.013 4.251 4.251 11.188 11.188 20.640 20.640 20.640 20.640 20.640 20.640 34.049 34.049 34.049 34.049 34.049 34.049 34.049 32.857 32.857 17.024 17.024 17.024 16.173 16.173 9.427 4.983 2.330 1.040 1.040 1.040 1.040 1.040 55.000 55.000

618.16 3.15 3.15 9.46 9.46 96.68 96.68 18.92 18.92 18.92 18.92 18.92 18.92 18.92 18.92 12.61 12.61 407.98 416.58 435.50 454.41 467.02 563.70 572.28 591.19 610.11 629.02 635.33 635.33 157.72 152.48 477.60 443.49 8.60 8.58

77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 77.43 74.77 74.88 74.99 75.05 75.46 73.59 73.71 73.82 73.93 73.96 73.96 73.96 78.22 73.96 83.33 0.00 0.00

17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 17.54 9.76 10.09 10.40 10.59 11.77 6.30 6.65 6.98 7.29 7.39 7.39 7.39 7.82 7.39 8.33 0.00 0.00

2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 2.60 6.25 6.10 5.95 5.86 5.31 7.88 7.71 7.55 7.41 7.36 7.36 7.36 7.79 7.36 8.29 0.00 0.00

2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 2.38 9.18 8.89 8.62 8.45 7.42 12.20 11.90 11.61 11.33 11.25 11.25 11.25 6.14 11.25 0.00 0.00 0.00

123

Anhang A

Tabelle A.3: Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine für den Betrieb bei einer Abgasrezirkulationsrate von F GR = 0,48 Zustand

T K

Eintritt Verdichter 300.62 Zapfluft 11 461.18 Zapfluft 12 461.18 Zapfluft 21 616.38 Zapfluft 22 616.38 Zapfluft 31 741.04 Zapfluft Kalt 31 573.15 Zapfluft 321 741.04 Zapfluft Kalt 321 573.15 Zapfluft 322 741.04 Zapfluft Kalt 322 573.15 Zapfluft 411 861.69 Zapfluft Kalt 411 573.15 Zapfluft 412 861.69 Zapfluft Kalt 412 573.15 Zapfluft 42 861.69 Zapfluft Kalt 42 573.15 Austritt Verdichter 861.69 Austritt EV-BK 1559.88 Eintritt HPT n. KL 1521.70 Eintritt SEV-BK 1312.40 Nach BS-Lanze 1294.44 Nach BK-Kühlluft 1181.49 Austritt SEV-BK 1644.97 Eintritt LPT1 n. KL 1615.30 Austritt LPT 1 1432.21 Austritt LPT 2 1249.27 Austritt LPT 3 1074.85 Austritt Turbine 916.02 Rezirkulation 916.02 Rezirkulation Kalt 313.15 Zur CCS 916.02 Zur CCS trocken 313.15 Gas EV-BK 523.15 Gas SEV-BK 523.15

124

p bar

m ˙ kg s

xN2 Vol.-%

xO2 Vol.-%

xCO2 Vol.-%

xH2O Vol.-%

1.013 4.193 4.193 10.981 10.981 20.236 20.236 20.236 20.236 20.236 20.236 33.386 33.386 33.386 33.386 33.386 33.386 33.386 32.217 32.217 16.693 16.693 16.693 15.858 15.858 9.248 4.900 2.305 1.040 1.040 1.040 1.040 1.040 55.000 55.000

605.86 3.09 3.09 9.27 9.27 94.76 94.76 18.54 18.54 18.54 18.54 18.54 18.54 18.54 18.54 12.36 12.36 399.87 408.44 426.98 445.52 457.88 552.64 561.12 579.66 598.20 616.74 622.92 622.92 312.01 299.00 310.91 286.23 8.57 8.49

79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 79.04 76.26 76.38 76.49 76.56 76.98 75.04 75.16 75.28 75.39 75.43 75.43 75.43 80.98 75.43 86.28 0.00 0.00

11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 11.14 3.40 3.73 4.04 4.23 5.40 0.00 0.35 0.68 0.99 1.09 1.09 1.09 1.17 1.09 1.24 0.00 0.00

6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 6.18 9.79 9.63 9.49 9.40 8.86 11.37 11.21 11.06 10.91 10.87 10.87 10.87 11.67 10.87 12.43 0.00 0.00

3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 3.59 10.51 10.22 9.94 9.77 8.73 13.55 13.24 12.94 12.67 12.58 12.58 12.58 6.14 12.58 0.00 0.00 0.00

A.1 Thermodynamische Zustände aus dem Kreisprozessmodell

Tabelle A.4: Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdicher und einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 SEV = 1,01 Zustand

T K

Sauerstoff 313.15 Eintritt Verdichter 313.15 Zapfluft 11 424.63 Zapfluft 12 424.63 Zapfluft 21 527.73 Zapfluft 22 527.73 Zapfluft 31 609.15 Zapfluft 321 609.15 Zapfluft 322 609.15 Zapfluft 411 687.43 Zapfluft 412 687.43 Zapfluft 42 687.43 Austritt Verdichter 687.43 Eintritt EV-BK 687.43 Austritt EV-BK 1558.89 Eintritt LPT1 n. KL 1521.70 Eintritt SEV-BK 1359.64 Nach BS-Lanze 1341.00 Nach BK-Kühlluft 1223.65 Austritt SEV-BK 1644.48 Eintritt LPT1 n. KL 1615.30 Austritt LPT 1 1480.35 Austritt LPT 2 1344.75 Austritt LPT 3 1222.74 Austritt Turbine 1117.62 Rezirkulation 1117.62 Zur CCS 1117.62 Zur CCS trocken 313.15 Gas EV-BK 523.15 Gas SEV-BK 523.15

p bar

m ˙ kg s

xN2 Vol.-%

xO2 Vol.-%

xCO2 Vol.-%

xH2O Vol.-%

1.013 1.040 3.664 3.664 9.001 9.001 16.293 16.293 16.293 26.859 26.859 26.859 26.859 26.859 25.919 25.919 13.081 13.081 13.081 12.427 12.427 7.271 3.970 2.014 1.040 1.040 1.040 1.040 55.000 55.000

66.54 531.00 2.71 2.71 8.12 8.12 83.05 16.25 16.25 16.25 16.25 10.83 350.46 350.46 360.11 376.36 392.61 403.44 486.49 493.67 509.92 526.17 542.42 547.84 547.84 438.49 109.34 99.83 9.65 7.19

0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00

100.00 17.56 17.56 17.56 17.56 17.56 17.56 17.56 17.56 17.56 17.56 17.56 17.56 17.56 3.68 4.26 4.79 5.13 7.19 0.07 0.60 1.10 1.58 1.73 1.73 1.73 1.73 2.13 0.00 0.00

0.00 77.27 77.27 77.27 77.27 77.27 77.27 77.27 77.27 77.27 77.27 77.27 77.27 77.27 79.20 79.12 79.05 79.00 78.71 79.70 79.63 79.56 79.49 79.47 79.47 79.47 79.47 97.87 0.00 0.00

0.00 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 17.11 16.62 16.16 15.87 14.09 20.23 19.77 19.34 18.93 18.80 18.80 18.80 18.80 0.00 0.00 0.00

125

Anhang A

Tabelle A.5: Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor dem Verdicher und einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 SEV = 1,20 Zustand

T K

Sauerstoff 313.15 Eintritt Verdichter 313.15 Zapfluft 11 425.19 Zapfluft 12 425.19 Zapfluft 21 528.83 Zapfluft 22 528.83 Zapfluft 31 610.69 Zapfluft 321 610.69 Zapfluft 322 610.69 Zapfluft 411 689.39 Zapfluft 412 689.39 Zapfluft 42 689.39 Austritt Verdichter 689.39 Eintritt EV-BK 689.39 Austritt EV-BK 1558.90 Eintritt LPT1 n. KL 1521.70 Eintritt SEV-BK 1359.01 Nach BS-Lanze 1340.38 Nach BK-Kühlluft 1223.08 Austritt SEV-BK 1644.49 Eintritt LPT1 n. KL 1615.30 Austritt LPT 1 1479.79 Austritt LPT 2 1343.66 Austritt LPT 3 1221.06 Austritt Turbine 1115.38 Rezirkulation 1115.38 Zur CCS 1115.38 Zur CCS trocken 313.15 Gas EV-BK 523.15 Gas SEV-BK 523.15

126

p bar

m ˙ kg s

xN2 Vol.-%

xO2 Vol.-%

xCO2 Vol.-%

xH2O Vol.-%

1.013 1.040 3.671 3.671 9.024 9.024 16.335 16.335 16.335 26.927 26.927 26.927 26.927 26.927 25.984 25.984 13.114 13.114 13.114 12.458 12.458 7.289 3.978 2.016 1.040 1.040 1.040 1.040 55.000 55.000

67.07 531.67 2.71 2.71 8.13 8.13 83.15 16.27 16.27 16.27 16.27 10.85 350.91 350.91 360.53 376.80 393.07 403.92 487.07 494.27 510.53 526.80 543.07 548.50 548.50 438.69 109.81 100.26 9.63 7.19

0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00

100.00 18.87 18.87 18.87 18.87 18.87 18.87 18.87 18.87 18.87 18.87 18.87 18.87 18.87 5.01 5.59 6.12 6.45 8.51 1.37 1.91 2.41 2.88 3.03 3.03 3.03 3.03 3.73 0.00 0.00

0.00 75.97 75.97 75.97 75.97 75.97 75.97 75.97 75.97 75.97 75.97 75.97 75.97 75.97 77.96 77.88 77.80 77.75 77.46 78.48 78.41 78.34 78.27 78.25 78.25 78.25 78.25 96.27 0.00 0.00

0.00 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 5.16 17.03 16.54 16.08 15.80 14.03 20.14 19.69 19.26 18.85 18.72 18.72 18.72 18.72 0.00 0.00 0.00

A.1 Thermodynamische Zustände aus dem Kreisprozessmodell

Tabelle A.6: Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor den Brennkammern und einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 = 1,01 Zustand

T K

Eintritt Verdichter 313.15 Zapfluft 11 419.49 Zapfluft 12 419.49 Zapfluft 21 517.52 Zapfluft 22 517.52 Zapfluft 31 594.85 Zapfluft 321 594.85 Zapfluft 322 594.85 Zapfluft 411 669.13 Zapfluft 412 669.13 Zapfluft 42 669.13 Austritt Verdichter 669.13 Eintritt EV-BK 633.00 Sauerstoff EV-BK 313.15 Austritt EV-BK 1555.04 Eintritt LPT1 n. KL 1521.70 Eintritt SEV-BK 1364.25 Nach BS-Lanze 1347.28 Nach BK-Kühlluft 1194.97 Sauerstoff SEV-BK 313.15 Austritt SEV-BK 1640.74 Eintritt LPT1 n. KL 1615.30 Austritt LPT 1 1483.51 Austritt LPT 2 1350.74 Austritt LPT 3 1229.94 Austritt Turbine 1123.64 Rezirkulation 1123.64 Zur CCS 1123.64 Zur CCS trocken 313.15 Gas EV-BK 523.15 Gas SEV-BK 523.15

p bar

m ˙ kg s

xN2 Vol.-%

xO2 Vol.-%

xCO2 Vol.-%

xH2O Vol.-%

1.040 3.636 3.636 8.936 8.936 16.220 16.220 16.220 26.844 26.844 26.844 26.844 26.844 55.000 25.904 25.904 13.073 13.073 13.073 55.000 12.420 12.420 7.268 3.980 2.029 1.040 1.040 1.040 1.040 55.000 55.000

456.15 2.33 2.33 6.98 6.98 71.34 13.96 13.96 13.96 13.96 9.31 301.06 339.74 38.68 349.59 363.55 377.51 386.81 487.70 29.54 495.30 509.25 523.21 537.17 541.82 541.82 429.47 112.36 102.26 9.85 7.60

0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00

0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 0.09 14.62 100.00 0.14 0.13 0.13 0.13 7.58 100.00 0.07 0.07 0.07 0.07 0.07 0.07 0.07 0.07 0.09 0.00 0.00

93.78 93.78 93.78 93.78 93.78 93.78 93.78 93.78 93.78 93.78 93.78 93.78 80.13 0.00 81.99 82.41 82.80 83.05 78.31 0.00 79.36 79.72 80.07 80.39 80.50 80.50 80.50 80.50 99.91 0.00 0.00

6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 5.24 0.00 17.88 17.46 17.07 16.82 14.11 0.00 20.57 20.20 19.86 19.53 19.43 19.43 19.43 19.43 0.00 0.00 0.00

127

Anhang A

Tabelle A.7: Zustandswerte der thermodynamischen Zustände in der Gasturbine berechnet mit dem Kreisprozessmodell für den Betrieb unter Oxyfuel-Bedingungen mit einer Zugabe des Sauerstoffs vor den Brennkammern und einem Verbrennungssauerstoffverhältnis von λO2 = 1,20 Zustand

T K

Eintritt Verdichter 313.15 Zapfluft 11 420.07 Zapfluft 12 420.07 Zapfluft 21 518.66 Zapfluft 22 518.66 Zapfluft 31 596.44 Zapfluft 321 596.44 Zapfluft 322 596.44 Zapfluft 411 671.15 Zapfluft 412 671.15 Zapfluft 42 671.15 Austritt Verdichter 671.15 Eintritt EV-BK 631.32 Sauerstoff EV-BK 313.15 Austritt EV-BK 1554.69 Eintritt LPT1 n. KL 1521.70 Eintritt SEV-BK 1363.37 Nach BS-Lanze 1346.58 Nach BK-Kühlluft 1200.40 Sauerstoff SEV-BK 313.15 Austritt SEV-BK 1640.70 Eintritt LPT1 n. KL 1615.30 Austritt LPT 1 1482.96 Austritt LPT 2 1349.65 Austritt LPT 3 1228.26 Austritt Turbine 1121.32 Rezirkulation 1121.32 Zur CCS 1121.32 Zur CCS trocken 313.15 Gas EV-BK 523.15 Gas SEV-BK 523.15

128

p bar

m ˙ kg s

xN2 Vol.-%

xO2 Vol.-%

xCO2 Vol.-%

xH2O Vol.-%

1.040 3.643 3.643 8.959 8.959 16.265 16.265 16.265 26.915 26.915 26.915 26.915 26.915 55.000 25.973 25.973 13.108 13.108 13.108 55.000 12.453 12.453 7.286 3.989 2.032 1.040 1.040 1.040 1.040 55.000 55.000

456.07 2.33 2.33 6.98 6.98 71.33 13.96 13.96 13.96 13.96 9.30 301.01 343.83 42.83 353.78 367.74 381.69 391.00 488.40 26.07 495.91 509.87 523.82 537.78 542.43 542.43 429.41 113.02 102.85 9.95 7.51

0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00 0.00

1.68 1.68 1.68 1.68 1.68 1.68 1.68 1.68 1.68 1.68 1.68 1.68 17.22 100.00 2.69 2.65 2.62 2.60 8.85 100.00 1.43 1.43 1.44 1.44 1.45 1.45 1.45 1.45 1.79 0.00 0.00

92.18 92.18 92.18 92.18 92.18 92.18 92.18 92.18 92.18 92.18 92.18 92.18 77.61 0.00 79.61 80.06 80.47 80.73 77.00 0.00 78.08 78.43 78.77 79.09 79.19 79.19 79.19 79.19 98.21 0.00 0.00

6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 6.14 5.17 0.00 17.70 17.29 16.91 16.68 14.15 0.00 20.50 20.14 19.80 19.47 19.37 19.37 19.37 19.37 0.00 0.00 0.00