Mit Mikro-Dampfkraftwerk Abwärmepotenziale nutzen

Die Abwärmenutzung ist ein wichtiger Baustein zur Steigerung der Energieeffizienz in der Industrie und für eine erfolgreiche Energiewende. Allein in der deutschen Industrie werden jährlich etwa 80 TWh Abwärme > 140 °C abgeführt [1]. In Fällen, in denen die Abwärmetemperatur unter 300 bis 350 °C liegt, ist ein Organic-Rankine-Cycle (ORC)-System derzeit die bevorzugte Lösung zur Abwärmenutzung [2]. Allerdings sind die maximalen Prozesstemperaturen von ORC aufgrund der Gefahr der Degradation des Arbeitsmediums auf < 400 °C begrenzt. Dies begrenzt den maximal erreichbaren Prozesswirkungsgrad in Fällen, in denen höhere Abwärmetemperaturen zur Verfügung stehen, wie in der Glas-, Stahl- oder Zementindustrie oder nach einem Biogasmotor. Wasser als Arbeitsmedium hat diese Einschränkung nicht. Daher zielt das Forschungsprojekt, in dem die vorliegende Arbeit durchgeführt wurde, auf einen kleinen Clausius-Rankine-Kreisprozess mit etwa 50 kW(el.) unter Verwendung einer Mikroturbine als Expander [3]. Das Hauptziel des aktuellen Projekts ist die Reduzierung der spezifischen Kosten (€/kW(el.)) des bestehenden Wärmerückgewinnungs-Systems (Waste Heat Recovery, WHR) [4], das in der Hauptkläranlage von Nürnberg die Abwärme von Biogasmotoren nutzt.

Die Herausforderung bei der Auslegung von Wasserdampfturbinen für kleine Wellenleistungen (< 100 kW(el.)) ist darin begründet, dass isentrope Enthalpiegefälle wie in großen Maschinen umgesetzt werden müssen, die Massen- beziehungsweise Volumenströme aufgrund der geringen Leistung jedoch sehr klein sind. Dies führt zum einen zu sehr hohen notwendigen Drehzahlen (10⁴ bis 10⁵ rpm), zum anderen zu ungünstig kleinen Schaufelhöhen. Die Frischdampfparameter sind im aktuellen Projekt 400 °C/17,5 bar. Der Kondensationsdruck beträgt 0,2 bar (60 °C), der Dampfmassenstrom ergibt sich damit etwa zu 80 g/s. Das isentrope Enthalpiegefälle berechnet sich zu etwa 880 kJ/kg.

Schon als die Dampfturbine Ende des 19. Jahrhunderts begann die Kolbendampfmaschine zu verdrängen, gab es drei verschiedene Hauptturbinenkonzepte (Tabelle).

Zum einen die einfache Impulsturbine von de Laval [5]. Hier lässt sich leicht ableiten, dass das Stufenenthalpiegefälle in einer solchen Impulsstufe ohne Druckabfall über die Schaufeln 2 · u² beträgt [6]. Für die gegebenen Projektrandbedingungen beträgt daher die erforderliche Umfangsgeschwindigkeit 663 m/s im Vergleich zu 938 m/s der 50 %-Reaktionsturbine, die ursprünglich von Parsons [7] vorgestellt wurde und als zweites Hauptturbinenkonzept gilt. So hohe Umfangsgeschwindigkeiten sind aber mechanisch nicht darstellbar, auch wenn wie in der derzeit im Einsatz befindlichen Maschine ein Titanrotor verwendet wird [4].

Das dritte bekannte Turbinenkonzept ist die geschwindigkeitsgestufte Curtis-Stufe [8]. Die Düsen und das erste Rad können als identisch mit der beschriebenen Impulsstufe angesehen werden, der Hauptunterschied liegt jedoch in der erforderlichen Umfangsgeschwindigkeit u, die nur halb so groß ist wie die der Impulsstufe. So beträgt die erforderliche Umfangsgeschwindigkeit hier nur 331 m/s, was mit einem Rotor aus Stahl realisierbar ist. Deshalb wird auch für die neue Turbine eine zweikränzige Curtis-Turbine ausgelegt. Die mögliche Teilbeaufschlagung erlaubt es zudem, zu kleine Schaufelhöhen zu vermeiden.

Methodik

1-D-Turbinen-Design-Tool

Um verschiedene Turbinenkonzepte umfassend und zuverlässig bewerten und vergleichen zu können, wurde für die folgenden betrachteten Turbinenkonzepte ein Berechnungswerkzeug entwickelt. Das Tool basiert auf einem 1-D-Modell mit einem eigens entwickelten, einfachen Verlustmodell, das in [9; 10] näher beschrieben wird. Das 1-D-Turbinen-Design-Tool (1DTDT) berechnet den Wirkungsgrad und die Leistungsabgabe. Das Verlustmodell für Düsen und Schaufeln ermöglicht die Vorhersage der statischen, thermodynamischen Bedingungen des Arbeitsfluids am Düsenquerschnitt, Düsenaustritt und am Beschaufelungsein- und -austritt durch Kopplung mit einer „Refprop“-Fluiddatenbank [11]. Damit können die Geschwindigkeitsdreiecke am mittleren Durchmesser und die erforderlichen Querschnitte in Form von Düsenwinkel, -höhe und -breite, Schaufelhöhe und dem Schaufelwinkel am Ein- und Austritt bestimmt werden. Anhand dieser wenigen Geometriespezifikationen ist ein erfahrener Konstrukteur in der Lage, das 3-D-Modell der Turbine im Computer Aided Design (CAD) aufzubauen. Mit dem vorliegenden 3-D-CAD-Modell der Turbine kann der nächste Auslegungsschritt, die Analyse und Optimierung der Turbinenströmung mittels Computational Fluid Dynamics (CFD), durchgeführt werden.

Parametrisiertes Design der Turbine

Um den Strömungskanal auszulegen, war es notwendig, die Turbine parametrisiert zu modellieren und die Informationen zwischen CAD und CFD iterativ auszutauschen. Die Schritte, die dafür notwendig waren, werden im Folgenden näher beschrieben.

Bild 1 zeigt den meridionalen Strömungskanal der Curtis-Turbine in der CAD-Software „Creo“ (oben) [12] und in IGG (Interactive Geometry Generator; unten) [13], dem Programm zur Vorbereitung der Geometrie und zur Erzeugung des Netzes für die CFD-Simulation. In Bild 1 (oben) sind der Meridionalkanal in blau und die Schaufeln in grau zu sehen. Die roten Kreuze markieren die Punkte, an denen der Kanal verändert werden kann. Die Höhe des Turbinenauslasses ändert sich entsprechend der Höhe am Auslass des letzten Laufkranzes. Der untere Teil von Bild 1 zeigt den meridionalen Kanal in blau und die Schaufeln in grau in der IGG-Umgebung. Der Kanal im IGG wird über Export/Import direkt aus der CAD-Software übernommen. Auf diese Weise ist es möglich, den Kanal im CAD anzupassen und mit den vorhandenen Schaufeln in IGG zu kombinieren. Diese Implementierung ermöglicht eine schnelle Geometrieanpassung, Netzgenerierung und damit einen schnellen Informationsgewinn. Nach der Analyse und Bewertung der Ergebnisse aus dieser CFD-Simulation konnte die Geometrie angepasst und der gesamte Prozess erneut gestartet werden. Die CFD-Simulation benötigte etwa 8 h, sodass die Gesamtdurchlaufzeit für eine Geometrieänderung etwa einen Arbeitstag betrug (inklusive der Nacht für die CFD-Berechnungen).

Es wurden 25 Geometrievarianten erstellt und mittels 3-D-CFD analysiert und optimiert, bis das finale Design, das den gewünschten axialen Druckverlauf zeigt, erreicht wurde. Bild 2 zeigt ein CAD-Bild der Version V25. Während dieses Auslegungsprozesses konnte der isentrope Wirkungsgrad der Turbine rechnerisch von 57,72 auf 61,54 % gesteigert werden. Das CFD-Design-Modell beinhaltet jedoch keine Schaufelspalte und die CFD-Simulation musste stationär durchgeführt werden, um eine Designvariante pro Tag untersuchen zu können. Deshalb liegt der tatsächliche Expansionswirkungsgrad sicherlich einige Prozentpunkte tiefer.

Ergebnisse

CFD-Strömungsfeld

Bild 3 zeigt die absolute Machzahlverteilung bei 36 000 rpm und dem Auslegungsdruckverhältnis auf 50 % Schaufelhöhe. Die Düsen beschleunigen kontinuierlich, mit geringer anisotroper Strömung am Austritt auf etwa Mach 2,5 bis 3. Die Strömung durchläuft den ersten Laufkranz mit Verdichtungsstößen, die wahrscheinlich durch die Vorderkanten der Rotorschaufeln induziert werden. An der Saugseite einiger Schaufeln kommt es zu einer Strömungsablösung, an der Druckseite bleibt die Strömung anliegen. Beim Statorkranz tritt die Strömung mit sub- bis transsonischer Strömung in den Kanal ein und beschleunigt stetig auf etwa Mach 1,5 bis 2,0. Die Strömung durchströmt dann den zweiten Laufkranz und verlässt die Turbine mit etwa Ma ≈ 0,7.

Turbinen-Kennfelder mittels CFD erstellt

Die ausgelegte Curtis-Turbine wird in der WHR-Anlage nicht ständig unter Auslegungsbedingungen arbeiten. Der Kondensationsdruck und damit das Gesamtdruckverhältnis (PR) der Turbine variiert, zum Beispiel aufgrund der Jahreszeiten. Um Wirkungsgradverluste durch ein schwankendes Druckverhältnis zu vermindern, wird die Drehzahl der Turbine in der Regel angepasst. Deshalb werden mit dem beschriebenen CFD-Ansatz Wirkungsgradkennlinien der Turbine für variierende Drehzahl und variierenden Gegendruck erstellt.

Der isentrope Gesamtwirkungsgrad (total-statisch) in Abhängigkeit von der Drehzahl ist in Bild 4 dargestellt. Die maximale Drehzahl von 36 000 rpm im Auslegungspunkt wurde aufgrund von Einschränkungen der mechanischen Integrität und Lagerung gewählt. Generell zeigt der Wirkungsgrad ein nachvollziehbares Verhalten über den gesamten Drehzahlbereich. Der Wirkungsgrad der Turbine steigt mit den Drehzahlen – 63 % werden bei der höchsten betrachteten Drehzahl von 39 000 rpm erreicht, die im realen Betrieb nicht zulässig sind (Lagerung). Der gesamte Verlauf liegt auf einem zu hohen Wirkungsgradniveau von etwa 53 bis 62 %, da nicht alle physikalischen Effekte berücksichtigt werden. Die 360°-CFD-Simulation berücksichtigt zwar die Dampfleckagen am Anfang und am Ende des angeströmten Teils der Laufkränze (Teilbeaufschlagung), aber die dabei auftretenden instationäre Effekte werden nicht berücksichtigt. Außerdem werden die Spitzenspalte der Laufkränze und der Nabenspalt des Statorkranzes – wie in Bild 1 zu sehen – aus CFD-Leistungsgründen nicht modelliert.

Bild 5 zeigt den isentropen Gesamtwirkungsgrad als Funktion des Druckverhältnisses. Das Druckverhältnis wurde durch Anpassung des statischen Drucks am Austritt der Turbine eingestellt; der Eingangsdruck blieb konstant bei 17,5 bar. Mit steigendem Druckverhältnis steigt der Wirkungsgrad bis zum Auslegungsdruckverhältnis von 87,5 und nimmt dann wieder kontinuierlich ab. Bei Druckverhältnissen kleiner als 29 konvergiert die Simulation wegen der Strömungsablösungen nicht. Für diese hohen Austrittsdrücke erhöhte das zweite Rotorrad sogar die Gesamtenthalpie und arbeitete daher als Verdichter statt als Turbine. Der Wirkungsgradabfall bei höheren als den ausgelegten Druckverhältnissen lässt sich dadurch erklären, dass die Laval-Düsen nicht in der Lage sind, das vorhandene höhere Enthalpiegefälle in kinetische Energie umzuwandeln. Der Turbinenwirkungsgrad zeigt die erwartungsgemäße Abhängigkeit vom Druckverhältnis. Im erwarteten Betriebsbereich (0,15 bis 0,30 bar Gegendruck) wird ein akzeptables Niveau prognostiziert.

Zusammenfassung

Die physikalischen Herausforderungen bei der Auslegung kleiner Dampfturbine wurden rekapituliert. Dabei wurde deutlich, warum für die gegebene Entwurfsaufgabe eine zweikränzige geschwindigkeitsgestufte Curtis-Turbine gewählt wurde. Der angewandte Entwurfsansatz, bestehend aus einem selbst entwickelten 1-D-Turbinenentwurfswerkzeug und einem parametrisierten 3-D-CAD/CFD-Entwurf, wurde vorgestellt.

Der Wirkungsgrad der Ausgangsgeometrie basierend auf der 1-D-Auslegung betrug 57,5 % im 3-D-CFD. Durch Anpassung und Optimierung des meridionalen Strömungskanals direkt im 3-D-CFD konnte mit der finalen Geometrie die gewünschte axiale Druckverteilung erreicht werden. Die Machzahlkonturen am Auslegungspunkt zeigten das erwartete Muster. Der isentrope Wirkungsgrad beträgt schließlich 61,5 % in 3-D-CFD. Damit erwies sich die parametrische Auslegung direkt im 3-D-Raum als ein praktikables und sinnvolles Verfahren für die Turbinenentwicklung. Schließlich wurden die Wirkungsgradkennfelder des endgültigen Entwurfs vorgestellt und bewertet.

Bei der neuen Turbine kann auf Titan für den Rotor verzichtet werden und damit können die Material- und die Fertigungskosten wesentlich reduziert werden. Die Turbine befindet sich derzeit in der Fertigung und wird im Frühjahr 2022 in der Versuchsanlage in Nürnberg installiert und getestet werden.

Literatur

1. Pehnt, D.; Bödeker, J.; Arens, M.; Jochem, D.; Idrissova, F.: Die Nutzung industrieller Abwärme – technisch-wirtschaftliche Potenziale und energiepolitische Umsetzung: Bericht im Rahmen des Vorhabens „Wissenschaftliche Begleitforschung zu übergreifenden technischen, ökologischen, ökonomischen und strategischen Aspekten des nationalen Teils der Klimaschutzinitiative“. Heidelberg, Karlsruhe, 2010.
2. Macchi, E.; Astolfi, M. (Hrsg.): Organic rankine cycle (ORC) power systems: Technologies and applications. Duxford, UK, Amsterdam, Boston, Heidelberg, London, New York, Oxford, Paris, San Diego, San Francisco, Singapore, Sydney, Tokyo: Woodhead Publishing is an imprint of Elsevier; Elsevier, 2017.
3. Klein, H.; Opferkuch, F.; Raab, F.: Dezentrale Verstromung von Abwärme. BWK Energie., Bd. 73 (2021) Nr. 3/4, S. 39–42. https://doi.org/10.37544/1618-193X-2021-3-4-39.
4. Kraus, M. H.; Deichsel, M.; Opferkuch, F.; Hirsch, P.; Heckel, C.: Hermetic 40-kW-Class Steam Turbine System for the Bottoming Cycle of Internal Combustion Engines. ASME Turbo Expo 2016: Turbomachinery Technical Conference and Exposition, June 13-17, Seoul, South Korea. New York, N.Y.: ASME, 2016. https://doi.org/10.1115/GT2016-57805.
5. De Laval CGP. Steam Turbine: Patent (522,066); 1889.
6. Weiß, A. P.: Volumetric expander versus turbine – which is the better choice for small ORC plants? Competence Center for CHP Systems, University of Applied Sciences Amberg-Weiden. 3rd International Seminar on ORC Power Systems, October 12-14, 2015, Brussels, Belgium. http://asme-orc2015.fyper.com/online/proceedings/documents/22.pdf (zuletzt abgerufen am 24.1.22).
7. Harris, F. R.: The Parsons Centenary—a Hundred Years of Steam Turbines. Proceedings of the Institution of Mechanical Engineers, Part A: Power and Process Engineering, 198(3), pp. 183–224. https://doi.org/10.1243/PIME_PROC_1984_198_024_02.
8. Somerscales, E. F. C.: The Vertical Curtis Steam Turbine. Transactions of the Newcomen Society, 62:1, 1990, 157-158. https://doi.org/10.1179/tns.1990.008.
9. Weiß, A. P.; Novotný, V.; Popp, T.; Zinn, G.; Kolovratník, M.: Customized Small-Scale ORC Turbogenerators- Combining a 1D-Design Tool, a Micro-Turbine-Generator-construction-kit and Potentials of 3D-Printing. 5th International Seminar on ORC Power Systems, September 9 -11, 2019, Athens, Greece. https://www.orc2019.com/online/proceedings/documents/9.pdf (zuletzt abgerufen am 24.2.22).
10. Weiß, A. P.; Novotný, V.; Popp, T.; Streit, P.; Špale, J.; Zinn, G.; Kolovratník, M.: Customized ORC micro turbo-expanders – From 1D design to modular construction kit and prospects of additive manufacturing. Energy 209 (2020), 118407. https://doi.org/10.1016/j.energy.2020.118407.
11. Lemmon, E. W.; Bell, I. H.; Huber, M. L.; McLinden, M. O.: NIST Standard Reference Database 23: Reference Fluid Thermodynamic and Transport Properties-REFPROP, Version 10.0, National Institute of Standards and Technology, Standard Reference Data Program, Gaithersburg, 2018. https://doi.org/10.18434/T4/1502528.
12. PTC Creo Parametric: https://www.pdsvision.com/de/ptc-creo (zuletzt abgerufen am 24.1.22).
13. NUMECA International – FINE™/Turbo. https://www.numeca.com/home (zuletzt abgerufen am 10.2.22).