Institute for Thermal Turbomaschinery and Machine Dynamics
Graz University of TechnologyErzherzog-Johann-University
Gasturbine mit CO2-Rückhaltung – 500 MW (Oxyfuel-System Graz Cycle)
Herbert Jericha, Wolfgang Sanz und Emil GöttlichInstitut für Thermische Turbomaschinen und Maschinendynamik
Technische Universität GrazÖsterreich
5. VDI-Fachtagung:Stationäre Gasturbinen im Fokus von Wirtschaftlichkeit, Sicherheit und Klimaschutz
21. - 22. November 2006, Forum Leverkusen
Background (Zitat ASME 2006)
• Toronto Conference 1988, a Call for Action• Kyoto Protocol demands the reduction of greenhouse
gases, mainly CO2• In EU: strong pressure on utilities and companies to
reduce CO2 emissions• In 2005: emission allowances to about 10 000 companies
within the EU covering about 46 % of the overall EU CO2 emissions
• As emission allowances become scarce: CO2 generates costs (European Emission Allowances in March 2006: 27 €/ton CO2)
• CO2 and N2 from ASU can be utilized for Enhanced Oil Recovery (EOR)Return: 20 – 40 $/ton CO2
Oxy-Fuel Cycles (Zitat ASME 2006)
• Oxy-fuel cycles with internal combustion with pure oxygen are a very promising technology(Global Gas Turbine News 10/2005)
+ CO2 can be easily separated by condensation fromworking fluid consisting of CO2 and H2O, no need for very penalizing scrubbing
+ Very low NOx generation (fuel bound N2)
+ Flexibility regarding fuel: high CO2 content natural gas, syngas from coal, biomass or refinery res. gasification
- New equipment required
- Additional high costs of oxygen production
+ These new cycles show higher efficiencies than currentair-based combined cycles (Graz Cycle, Matiant cycle,Water cycle,...)
History of the Graz Cycle (Zitat ASME 2006)
• 1985: presentation of a power cycle without any emission (CIMAC Oslo)• H2/O2 internally fired steam cycle, as integration of top Brayton
steam cycle and bottom Rankine cycle • efficiency 6 % - points higher than state-of-the art CC plants
• 1995: Graz cycle adopted for the combustion of fossil fuels like methane (CH4) (CIMAC Interlaken & ASME Cogen Vienna)• cycle fluid is a mixture of H2O and CO2• thermal cycle efficiency: 64 %
• 2000: thermodynamically optimized cycle for syngas from coal gasification (VDI Essen – in German)
• 2002/2003: conceptual layout of prototype Graz Cycle power plant: detailed design of components (ASME Amsterdam, VDI Leverkusen, ASME Best Paper Award in Atlanta)
• 2004/2005: presentation of S-Graz Cycle with 69% thermal efficiency and 57 % net efficiency for syngas firing (ASME Vienna, ASME Reno)
Kreisprozess (Zitat ASME 2006)
Cycle Fluid
79 % H2O21 % CO2
H2O
CO2
water
C4
1.95 bar
C3
1.27 bar
0.75 bar
LPST Condenser
175 °C 0.021 bar180 bar550°C
HPT
Deaerator
C1/C2
580°C
Fuel(methane)
O2Combustor
steam
40 bar
HTT1400°C
HRSG
1bar573°C
180°C
water injectionfor cooling
Compressors C3 and C4 raisepartial steam pressure for condensation and deliver CO2
Heat Transfer in Condenser/Evaporator
0
50
100
150
200
0 20000 40000 60000 80000
Heat [kW]
Tem
pera
ture
[°C
]
Condenser/Evaporator 1
Preheater1+2
Condenser/Evaporator 2
water/steam
working fluid
1.27 bar1.95 bar
Separation of 63% of water content
• Constant re-evaporation pressure of 0.75 bar for the bottoming steam cycle
• LPST inlet temperature of 175 °C; expansion line crosses Wilson line at last blade inlet, thus low humidity losses
Ergebnisse der Kreisprozessrechnung
HTT Leistung [MW] 617.9 Netto-Wellenleistung ohne mechanische Verluste [MW]
504.7
HPT Leistung [MW] 49.9 Gesamte Wärmezufuhr [MW] 758.6
LPST Leistung [MW] 71.6 Thermischer Wirkungsgrad[%]
66.52
Gesamte Turbinenleistung [MW]
739.4 Elektrische Leistung inkl. aller Zusatz-Verluste [MW]
490.7
C1 Leistung [MW] 131.1 Netto-Prozesswirkungsgrad[%]
64.68
C2 Leistung [MW] 82.6 O2 Erzeugung & Verdichtung PO2 [MW]
74.7
C3 Leistung [MW] 8.9 Wirkungsgrad inkl. O2Bereitstellung [%]
54.83
C4 Leistung [MW] 6.6 CO2 Verdichtung auf 100 bar PCO2 [MW]
13.0
Pumpenleistung [MW] 5.5 Nettoleistung [MW] 403.0
Gesamte Verdichterleistung [MW]
234.7 Nettowirkungsgrad [%] 53.12
Wellenkonfiguration - 490 MW
• Main gas turbine components on two shafts for 400 MW net output• Compression shaft of 8500 rpm: cycle compressors C1 and C2, driven
by first part of HTT, the compressor turbine HTTC• Power shaft of 3000/3600 rpm: power turbine HTTP as second part of
HTT drives the generatorFour-flow LPST at the opposite side of the generator
• Shafts on same spring foundationIntercooler between C1 and C2 on fixed foundation connected to HRSG
Seiten-Ansicht
Vertikaler Schnitt
Zwischen-kühler
vom HRSG
zum HRSG
Generator
4-flutige 3-stufige LPST
vom Kondensator/Verdampfer
C2C1
Schnelle Welle Langsame Welle
HTT
Federnd gelagerte Fundamentplatte
Schnittbild der schnellen Welle (8500 Upm)
• Besteht aus Verdichtern C1 und C2 für das Kreislaufmedium (79% H2O/ 21 % CO2) sowie HTTC
Hochtemperaturturbine HTT
• Kompressorturbine HTTC (8500 Upm) und Nutzleistungsturbine HTTP (3000 Upm)
• HTTC: eine transsonische Stufe• HTTP: 5 subsonische Stufen, Schubausgleich an Austrittsseite
Kühlungsdetails HTTC und C2
• Gemeinsame Welle mit Übergang in Scheibe gleicher Festigkeit• Scheibe beidseitig mit Kühldampf von 300°C beaufschlagt• Scheibe rechts: Kühldampf zum Ausgleich des Axialschubs• C2-Läufer: ebenfalls Kühlung zur Vermeidung von Kriechen
Dampfeinspritzungzur Verbesserung desmeridionalen Strömungsprofils
Kühldampf
Brennkammer (Zitat ASME 2006)• Design as presented at ASME 2003,
scaled up from 75 to 400 net power
• Stoichiometric combustion of fossil fuel and O2 at 40 bar
• Combustor exit temperature: 1400 °C
• Oxidizer is not cooling medium, thus risk of incomplete combustion. So fuel and O2 inflow have to be kept in close contact in burner vortex
• Cooling of burner by steam wrapping around burner head, limits flame temperature and prevents acoustic vibrations excitation
• Annular flame casing with 6 quadruples of burner tubes
• Cooling of annular flame cage by recompressed working fluid flow
• Tangential arrangement provides additional flow path length for better mixture and pre-swirl for first turbine stage
Festigkeit Welle C2-HTTC
• Analytische Lösungen für Scheibe gleicher Festigkeit (Traupel) und Scheibe konstanter Dicke
• Rotor auf 300°C gekühlt
Kompressor C1
• Verdichtung von 1 -> 13 bar, 106° -> 442°C • Drehzahl von 8500 Upm führt zu Eintrittsmachzahl an der Spitze von 1.33• 7 axiale und 1 radiale Stufe
Kompressor C1 - Details
• Erste axiale Stufe: Blisk aus Titanlegierung wegen hoher Fliehkraft• Letzte Stufe: Radialrad aus Nickellegierung• Aufnahme radialer Dehnungen durch elastische Ringe
Verwendung von Zweikeillagern• Zweikeillager: Patent Elin 1963• a) Lagerspielraum mit Gleichgewichtslinien für B/D=1, hier 120°-Linie • b) Dämpfungskräfte des Halbschalenlagers (B/D=1), Lagerkraft
abhängig von Zapfengeschwindigkeit; • c) Sommerfeldzahl der Dämpfung vs. relativer Zapfenauslenkung• Es ergeben sich daher große und wirksame Dämpfungen.
Rotordynamik C1
• 1. Eigenfrequenz: 0.622 x 8500 Upm, 2. Eigenfrequenz: 16 790 Upm• Selbstzentrierung der Welle führt zu kleinen Lagerkräften und geringen
Spaltänderungen
1. EF
2. EF
C1-Welle bei großer Unwucht
• starke Auslenkung an der Stelle der Unwucht• Rückhaltung durch Kreiselwirkung und Lagerkraft• Zentrierung durch Zweikeillager ergibt insgesamt zulässige Auslenkung
ohne Streifgefahr aller anderen Stufen.
Zusammenfassung
• Graz Cylce ist ein Kraftwerksprozess für die einfache Rückhaltung des bei der Verbrennung fossiler Brennstoffe entstehenden CO2 zum Schutz der Atmosphäre bei gleichzeitig hohem Wirkungsgrad
• In dieser Arbeit wurden die Turbomaschinen für ein Kraftwerk von 400 MW Nettoleistung vorgestellt und Konstruktionsdetails diskutiert.
• Überlegungen zur Materialauswahl, auftretenden Spannungen und Rotordynamik sowie Lagerausführung wurden vorgestellt.