DE19900026A1

DE19900026A1 - Gas turbine with direct steam injection has compressor unit supplied with steam, water from waste heat steam generator, or fresh water from outside

Info

Publication number: DE19900026A1
Application number: DE19900026A
Authority: DE
Inventors: Hans Ulrich Frutschi
Original assignee: Asea Brown Boveri AG Switzerland; Asea Brown Boveri AB
Current assignee: Ansaldo Energia Switzerland AG
Priority date: 1999-01-02
Filing date: 1999-01-02
Publication date: 2000-07-06
Anticipated expiration: 2019-01-03
Also published as: DE19900026B4

Abstract

The gas turbine consists of compressor, combustion chamber, turbine, and generator, and a waste heat steam generator supplied by the turbine exhaust. The compressor unit (1) is supplied with a steam volume and/or hot water volume (24) directly or indirectly diverted from the waste heat steam generator and/or a fresh water volume (25) supplied from outside. A coolant volume (22,23) is extracted from the compressor unit to cool the thermally located appliances of the gas turbine. A steam volume (20) is extracted from the waste heat steam generator and injected into the gas turbine downstream of the compressor unit.

Description

Technical field

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Gasturbine mit Dampfeindüsung gemäss Oberbegriff des Anspruchs 1.The present invention relates to a gas turbine with steam injection according to Preamble of claim 1.

State of the art

Aus EP-0 770 771 A1 ist ein zwischengekühlter Verdichter im Zusammenhang mit einer offenen Gasturbine mit Abwärmerückgewinnung bekanntgeworden. Die aus dieser Druckschrift hervorgehende Schaltung besteht im wesentlichen aus einem axialdurchströmten, zweiteiligen Verdichter mit dazwischengeschalteten Kühler, einer Brennkammer, einer Turbine und einem Rekuperator. Der erste Verdichter teil ist mit einer Mehrzahl von Wassereinspritzungen versehen. Der zwischen den Verdichterteilen wirkende Kühler weist Mittel zur Wasserrekuperation auf, welche über eine Förderpumpe mit den Wassereinspritzungen verbunden sind. Dabei werden diese Wassereinspritzungen im Verdichter jeweils in der Ebene der Leit schaufeln angeordnet und sie erstrecken sich über der ganzen Höhe des durch strömten Verdichterkanals. Die Anlage wird dergestalt betrieben, dass über die Mehrzahl der Wassereinspritzungen jeweils soviel Wasser zugegeben wird, dass das entstehende Dampf/Luft-Gemisch während der Verdichtung die Wassersättigungslinie nicht unterschreitet, und dass im Endkühler die zwischenverdich tete Luft soweit hinuntergekühlt wird, dass zumindest annähernd alles einge spritzte Wasser auskondensiert und nach dessen Reinigung wiederum den Was sereinspritzungen zugeführt wird.EP-0 770 771 A1 describes an intercooled compressor in connection with an open gas turbine with waste heat recovery. From this printed circuit essentially consists of a axial flow, two-part compressor with interposed cooler, a combustion chamber, a turbine and a recuperator. The first compressor part is provided with a plurality of water injections. The between the Compressor parts acting cooler has means for water recuperation, which are connected to the water injections via a feed pump. Here these water injections in the compressor are each in the level of the guide shovels arranged and they extend through the entire height of the flowed compressor channel. The plant is operated in such a way that the Most of the water injections each add so much water that the resulting steam / air mixture during the compression the water saturation line not less, and that in the final cooler the intermediate compression air is cooled down so far that at least almost everything is turned on splashed condensed water and after cleaning it again what is injected.

Diese Schaltung weist indessen keine befriedigende Wirkungsgradssteigerung, weil der im Verdichter erzeugte Dampf in der Turbine keine Arbeit leistet.However, this circuit does not have a satisfactory increase in efficiency, because the steam generated in the compressor does no work in the turbine.

Presentation of the invention

Hier will die Erfindung Abhilfe schaffen. Der Erfindung, wie sie in den Ansprüchen gekennzeichnet ist, liegt die Aufgabe zugrunde bei einer Gasturbine der eingangs genannten Art deren Wirkungsgrad und spezifische Leistung kräftig zu steigern.The invention seeks to remedy this. The invention as set out in the claims is characterized, the task is based on a gas turbine of the beginning mentioned type to significantly increase their efficiency and specific performance.

Die Grundschaltung der Gasturbogruppe eignet sich sowohl für eine einfach be feuerte Gasturbine als auch für eine solche mit sequentieller Verbrennung. Die wesentlichen Aspekte der Erfindung sind darin zu sehen, dass bei einer Ga sturbine mit Dampfeinblasung die Verdichteraustrittstemperatur gesenkt werden kann, ohne dass der Wirkungsgrad durch einen Kühlluftkühler verschlechtert wird. Im ersten Teil der Verdichtung wird eine Verdampfungskühlung durch eine do sierte Wassereinspritzung bewerkstelligt. Dabei halten sich der Rückgang an Ver dichterleistungsbedarf und der Mehrbedarf an Brennstoff im Rahmen des Wir kungsgrades einer Gasturbine mit Dampfeinblasung etwa die Waage. Für mode rate Turbineneintriftstemperaturen von 1200-1300°C wird durch die Massnahme eine weitere Leistungserhöhung erzielt, ohne dass die Luftüberschusszahl in der Brennkammer zu niedrig wird. Allenfalls lässt sich durch eine Dampfbeimischung oder im Grenzfall durch reine Dampfkühlung mehr Brennluft über die Brenner füh ren.The basic circuit of the gas turbine group is suitable for both simple fired gas turbine as well as one with sequential combustion. The essential aspects of the invention can be seen in the fact that in a Ga turbine with steam injection, the compressor outlet temperature can be reduced can, without the efficiency being impaired by a cooling air cooler. In the first part of the compression process, evaporative cooling is carried out by a do water injection accomplished. The decline in Ver poet performance requirements and the additional need for fuel within the scope of the We efficiency of a gas turbine with steam injection, such as the scales. For fashion rate turbine inlet temperatures of 1200-1300 ° C is due to the measure achieved a further increase in performance without the excess air figure in the Combustion chamber becomes too low. At most, it can be mixed with steam or, in the limit case, feed more combustion air through the burners through pure steam cooling ren.

Die erfindungsgemässe Schaltung kommt deshalb ohne einen Kühlluftkühler aus, weil die Temperatur der Luft im Verdichter tief bleibt, somit ist diese Luft unmittel bar für den Einsatz als Kühlmedium tauglich.The circuit according to the invention therefore does not require a cooling air cooler, because the temperature of the air in the compressor remains low, this air is immediate bar suitable for use as a cooling medium.

Vorteilhafte und zweckmässige Weiterbildungen der erfindungsgemässen Aufga benlösung sind in den weiteren Ansprüchen gekennzeichnet.Advantageous and expedient developments of the task according to the invention Solution are characterized in the further claims.

Im folgenden werden anhand der Zeichnungen Ausführungsbeispiele der Erfin dung dargestellt und näher erläutert. Alle für das unmittelbare Verständnis der Er findung nicht erforderlichen Elemente sind fortgelassen. Die Strömungsrichtung der Medien ist mit Pfeilen angegeben. Gleiche Elemente sind in den verschiede nen Figuren mit den gleichen Bezugszeichen versehen.Exemplary embodiments of the invention are described below with reference to the drawings illustrated and explained in more detail. All for the immediate understanding of the Er elements not required are omitted. The flow direction the media is indicated by arrows. The same elements are in the different ones NEN figures with the same reference numerals.

Brief description of the drawings

Es zeigt:It shows:

Fig. 1 eine Schaltung einer Gasturbine mit direkter Dampfeinblasung, Fig. 1 shows a circuit of a gas turbine with direct steam injection,

Fig. 2 eine weitere Schaltung mit Hochdruckdampfeinblasung und Gegendruck turbine. Fig. 2 shows another circuit with high pressure steam injection and back pressure turbine.

WAYS OF CARRYING OUT THE INVENTION, INDUSTRIAL APPLICABILITY

Fig. 1 zeigt eine Gasturbogruppe, welche mit einem Abhitzedampferzeuger 14 in Wirkverbindung steht, wobei der in diesem Abhitzedampferzeuger 14 bereitge stellte Dampf an geeigneter Stelle in die Gasturbogruppe eingeblasen wird. Die Gasturbogruppe als autonome Einheit besteht aus einem Verdichter 1, des weite ren aus einer dem Verdichter 1 nachgeschalteten ersten Brennkammer 4, einer dieser Brennkammer 4 nachgeschalteten ersten Turbine 7, einer dieser Turbine 7 nachgeschalteten zweiten Brennkammer 9 und einer dieser Brennkammer 9 nachgeschalteten zweiten Turbine 12. Die genannten Strömungsmaschinen 1, 7, 12 weisen eine einheitliche Rotorwelle 18 auf, welche durch eine nicht ersichtliche Kupplung mit der ebenfalls nicht ersichtlichen Welle eines Generators 19 gekop pelt ist. Diese Rotorwelle 18 ist vorzugsweise auf zwei nicht gezeigten Lagern gelagert, welche kopfseitig des Verdichters 1 und stromab der zweiten Turbine 12 plaziert sind. Die vorliegende Verdichterstufe ist zweigeteilt 1a, 1b, wobei hier auch der Einsatz eines radialen Verdichters möglich ist. Die angesaugte Luft 2 strömt nach deren Verdichtung vorzugsweise in ein nicht gezeigtes Gehäuse, das in sich den Verdichteraustritt und die erste Turbine 7 einschliesst. In diesem Ge häuse ist auch die erste Brennkammer 4 untergebracht, welche vorzugsweise als zusammenhängende Ringbrennkammer ausgebildet ist und worin die verdichtete Luft 3 einströmt. Die Ringbrennkammer 4 weist kopfseitig, auf den Umfang ver teilt, eine Anzahl von nicht näher dargestellten Brennern auf, welche die Verbren nung aufrechterhalten. An sich können hier auch Diffusionsbrenner zum Einsatz gelangen. Im Sinne einer Reduzierung der Schadstoff-Emissionen, insbesondere was die NOx-Emissionen betrifft, und zur Steigerung des Wirkungsgrades ist es vorteilhaft, eine Anordnung von Vormischbrennern gemäss EP-0 321 809 B1 vor zusehen, wobei der Patentgegenstand aus dieser Druckschrift einen integrieren den Bestandteil dieser Beschreibung bildet; darüber hinaus gilt dies auch hinsicht lich der dort beschriebenen Art der Brennstoffzuführung 5,10 und der Zusam mensetzung der Verbrennungsluft, welche beispielsweise mit einem rückgeführten Rauchgas angereichert werden kann. Bezüglich Art der Zuführung und der Zu sammensetzung der Verbrennungsluft gilt dies auch für die zweite Brennkammer 9. Was die Anordnung dieser Vormischbrenner in Umfangsrichtung der Ring brennkammer 4 betrifft, so kann eine solche bei Bedarf von der üblichen Konfigura tion gleicher Brenner abweichen, statt dessen können unterschiedlich grosse Vor mischbrenner zum Einsatz kommen. Selbstverständlich kann die Ringbrennkam mer 4 aus einer Anzahl einzelner autonomer rohrförmiger Brennräume bestehen, welche allenfalls schrägringförmig, bisweilen auch schraubenförmig, um die Roto rachse angeordnet sind. Diese Ringbrennkammer 4, unabhängig von ihrer Ausle gung, wird und kann geometrisch so angeordnet werden, dass sie auf die Rotor länge praktisch keinen Einfluss ausübt. Auf die daraus resultierenden Vorteile aus einer solchen Disposition, wird weiter unten näher eingegangen. Die Heissgase 6 aus dieser Ringbrennkammer 4 beaufschlagen die unmittelbar nachgeschaltete erste Turbine 7, deren kalorisch entspannende Wirkung auf die Heissgase 6 be wusst minimal gehalten wird, d. h. diese Turbine 7 wird demnach aus nicht mehr als eine bis zwei bis drei Laufschaufelreihen bestehen. Bei einer solchen Turbine 7 wird nötig sein, einen Druckausgleich an den Stirnflächen zwecks Stabilisierung des Axialschubes vorzusehen. Die in Turbine 7 teilentspannten heissen Abgase 8, welche unmittelbar in die zweite Brennkammer 9 strömen, weisen aus dargeleg ten Gründen eine recht hohe Temperatur auf, vorzugsweise ist sie betriebsspezi fisch so auszulegen, dass sie sicher noch um 1000°C beträgt. Diese zweite Brennkammer 9 hat im wesentlichen die Form eines zusammenhängenden ring förmigen axialen oder quasi-axialen Zylinders. Diese Brennkammer 9 kann selbst verständlich auch aus einer Anzahl axial, quasi-axial oder schraubenförmig ange ordneter und in sich abgeschlossener Brennräume bestehen. Was die Konfigura tion der ringförmigen, aus einem einzigen Brennraum bestehenden Brennkammer 9 betrifft, so sind in Umfangsrichtung dieses ringförmigen Zylinders mehrere Brennstofflanzen disponiert, welche in der Fig. 1 mit der Pos. 10 versinnbildlicht sind, wobei sie selbstverständlich über eine nicht gezeigte Ringleitung miteinander verbunden sein können. Diese Brennkammer 9 weist an sich keinen herkömmli chen Brenner auf: Die Verbrennung des in die aus der Turbine 7 kommenden hei ssen Abgase 8 eingedüsten Brennstoffes 10 geschieht hierdurch Selbstzündung, soweit freilich die vorherrschen Temperatur der teilentspannten Gase 8 eine sol che Betriebsart zulässt. Ausgehend davon, dass die Brennkammer 9 mit einem gasförmigen Brennstoff, also beispielsweise Erdgas, betrieben wird, muss für eine Selbstzündung eine Temperatur der heissen Abgase 8 aus der Turbine 7 um die 1000°C vorliegen, und dies selbstverständlich auch bei Teillastbetrieb, was für die Auslegung dieser Turbine 7 eine ursächliche Rolle spielt. Um die Betriebssicher heit und einen hohen Wirkungsgrad bei einer auf Selbstzündung ausgelegten Brennkammer zu gewährleisten, ist es eminent wichtig, dass die Flammenfront ortsmässig stabil bleibt. Zu diesem Zweck werden in dieser Brennkammer 9, vor zugsweise an der Innen- und Aussenwand, in Umfangsrichtung disponiert, eine Reihe von in der Figur nicht gezeigten Wirbel-Generatoren vorgesehen, welche in axialer Richtung vorzugsweise stromauf der Brennstofflanzen 10 plaziert sind. Die Aufgabe dieser Wirbel-Generatoren besteht darin, Wirbel zu erzeugen, welche weiter strömab eine Rückströmzone, analog derjenige aus den Vormischbrennern in der Ringbrennkammer 4, induzieren. Da es sich bei dieser Brennkammer 9, aufgrund ihrer axialen Anordnung und ihrer Baulänge, um eine Hochgeschwindig keitsbrennkammer handelt, deren mittlere Geschwindigkeit grösser ca. 60 m/s beträgt, müssen die wirbelerzeugenden Elemente entsprechend ausgebildet sein. Anströmungsseitig sollen diese vorzugsweise aus einer tetraederförmigen Form mit anströmungsschiefen Flächen bestehen. Diese wirbelerzeugenden Elemente können entweder an der Aussenfläche oder an der Innenfläche der Brennkammer 5 plaziert sein, oder beiderorts wirken. Die schiefen Flächen zwischen den au ssenliegenden und innenliegenden wirbelerzeugenden Elemente sind vorzugs weise spiegelbildlich angeordnet, dergestalt, dass im diesem Bereich an sich eine Verengung des Durchflussquerschnittes resultiert. Abströmungsseitig wird dann Brennstoff 10 in die Wirbel eingedüst, und weiter stromab findet eine Quer schnittserweiterung mit einem Conda-Effekt statt. In diesem Bereich wirkt die Flammenfront mit der sich dort einstellenden Rückströmzone. Selbstverständlich können die wirbelerzeugenden Elemente auch axial zueinander verschoben sein. Die abströmungsseitige Fläche der wirbelerzeugenden Elemente ist im wesentli chen radial ausgebildet. Hinsichtlich der spezifischen Ausgestaltung der Wirbel- Generatoren wird auf die Druckschrift EP-0 619 133 A1 verwiesen, welche einen integrierenden Bestandteil dieser Beschreibung bildet. Die Selbstzündung in der Brennkammer 9 muss indessen auch in den transienten Lastbereichen sowie im Teillastbereich der Gasturbogruppe gesichert bleiben, d. h. es müssen allenfalls Hilfsvorkehrungen vorgesehen werden, welche die Selbstzündung in der Brenn kammer 9 auch dann sicherstellen, wenn sich eine Flexion der Temperatur der heissen Abgase 8 im Bereich der Eindüsung des Brennstoffes 10 einstellen sollte. Durch die extrem kurze Baulänge dieser Brennkammer 9 ist die Verweilzeit des Brennstoffes im Bereich der heissen Flammenfront minimal. Eine unmittelbar ver brennungsspezifisch messbare Wirkung hieraus betrifft die NOx-Emissionen, wel che eine Minimierung erfahren, dergestalt, dass sie nunmehr kein Thema mehr bilden. Diese Ausgangslage ermöglicht ferner, den Ort der Verbrennung klar zu definieren, was sich auf eine optimierte Kühlung der Strukturen dieser Brenn kammer 9 niederschlägt. Die in der Brennkammer 9 aufbereiteten Heissgase 11 beaufschlagen anschliessend eine nachgeschaltete zweite Turbine 12. Die ther modynamischen Kennwerte der Gasturbogruppe können so ausgelegt werden, dass die Abgase 13 aus der zweiten Turbine 12 noch soviel kalorisches Potential aufweisen, um damit einen nachgeschalteten Abhitzedampferzeuger 14 zu betrei ben,auch zur Erzeugung eines hochqualitativen Dampfes. Anschliessend strömen diese Abgase als Rauchgase 15 ab. Dieser Abhitzedampferzeuger 14 wird über eine Förderpumpe 27 fortlaufend mit Frischwasser 26 gespeist, wobei im Abhitze dampferzeuger 14 grundsätzlich mehrere Dampf- und Wasserqualitäten bereitge stellt werden können. Vorliegend wird hochdruckseitig 14b eine überhitzte Dampfmenge 20 entnommen, welche der Verbrennungsluft vorzugsweise stromab der Verdichtereinheit 1 beigemischt wird und vornehmlich der spezifischen Lei stungssteigerung dient. Danebst wird vorzugsweise aus dem Economizer 14a ei ne Heisswassermenge 24, allenfalls Dampfmenge, entnommen, welche über ein Regelorgan 16 in den ersten Teil 1a der Verdichterstufe eingeleitet wird. Grund sätzlich lässt sich aus diesem Economizer 14a vorgewärmtes Wasser 24 zu jeder Druckstufe im Verdichter 1a und/oder 1b passender Temperatur entnehmen. Es ist auch möglich, dieses Wasser 24 dort in Abständen von mehreren Verdichter stufen einzudüsen. Dieses Wasser 24 kann dabei durch die Leitschaufeln des Verdichters geführt werden und durch radial verteilte Bohrungen oder Schlitze an der Hinterkante eingedüst werden. Wählt man eine direkte Einspritzung, so müs sen die axialen Stufenabstände entsprechend bemessen sein. Stromauf dieser Eindüsung oder an anderer Stelle wird in denselben Verdichterteil 1a, ebenfalls über ein Regelorgan 17, eine Wassermenge 25 eingeleitet. So gesehen arbeitet der zweite Teil 1b der Verdichtereinheit 1 ohne innere Kühlung, wobei eine solche Schaltung nicht unabdingbar ist. Damit ist es möglich, jene optimierte Dampf- oder Wasserqualität an geeigneten Stellen in den Verdichter resp. stromauf oder stromab dieses Verdichters einzubringen. Die Lufttemperatur in diesem Verdich ter, insbesondere im zweiten Teil 1b desselben, ist somit ideal geeignet, um als Kühlluft für die thermisch belasteten Komponenten der Gasturbogruppe zu die nen, womit die hier beschriebene Schaltung ohne Einsatz eines Kühlluftkühlers auskommt. Die Kühlung der thermisch belasteten Aggregate der Gasturbogruppe wird durch die Leitungen 22 und 23 erstellt, dergestalt, dass je nach vorherr schendem Druck in den einzelnen zu kühlenden Aggregaten eine entsprechende Anzapfstelle im Verdichter vorgesehen wird. Dies geht aus der Zeichnung hervor, wo beispielsweise für die Kühlung der mit höherem Druck betriebenen ersten Tur bine 7 eine Kühlluft 22 höheren Druckes eingesetzt wird. Diese Kühlluft 22 lässt sich dann wahlweise mit einer Dampfmenge 21 aus dem Abhitzedampferzeuger mischen. Fällt aus irgendeinem Grund die Kühlung durch Luft aus, so kann dieser Dampf 21 eingreifen. Die hier gezeigten Kühlluftstränge 21, 22, 23 erheben nicht Anspruch auf Abschliesslichkeit, sie sind nur unter einem qualitativen Aspekt zu verstehen. Diese Kühlstränge können darüber hinaus, je nach Bedarfsfall, in offe nen oder geschlossenen Kühlpfäden gehalten werden. Beim offenen Kühlpfad ist es so, dass unmittelbar nach getaner Kühlvorgang die Kühlluft an geeigneter Stelle in den Kreislaufprozess der Gasturbogruppe eingeleitet wird. Bei einem ge schlossenen Kühlpfad wird die Kühlluft sequentiell eingesetzt, wobei diese Kühlluft schliesslich auch an geeigneter Stelle in den Kreislauf eingeleitet wird. Fig. 1 shows a gas turbine group which is in operative connection with a heat recovery steam generator 14 , the steam provided in this heat recovery steam generator 14 being blown into the gas turbine group at a suitable point. The gas turbine set as an autonomous unit consists of a compressor 1, the wide ren from a the compressor 1 connected downstream of first combustion chamber 4, one of these combustion chamber 4 downstream of the first turbine 7, one of these turbine 7 downstream second combustion chamber 9 and the combustion chamber 9 downstream of the second turbine 12 . The turbomachines 1 , 7 , 12 mentioned have a uniform rotor shaft 18 , which is coupled with a shaft 19 of a generator 19, which is also not shown, by means of a coupling which cannot be seen either. This rotor shaft 18 is preferably mounted on two bearings, not shown, which are placed on the head side of the compressor 1 and downstream of the second turbine 12 . The present compressor stage is divided into two parts 1a, 1b, with the use of a radial compressor also being possible here. After being compressed, the sucked-in air 2 preferably flows into a housing (not shown) which includes the compressor outlet and the first turbine 7 . In this Ge housing the first combustion chamber 4 is housed, which is preferably designed as a coherent annular combustion chamber and in which the compressed air 3 flows. The annular combustion chamber 4 has, on the head side, ver shares on the circumference, a number of burners, not shown, which maintain the combustion. Diffusion burners can also be used here. In order to reduce pollutant emissions, especially as far as NOx emissions are concerned, and to increase efficiency, it is advantageous to provide an arrangement of premix burners in accordance with EP-0 321 809 B1, the subject matter of which is an integral part of this document this description forms; In addition, this also applies to the type of fuel supply 5 , 10 described there and the composition of the combustion air, which can be enriched, for example, with a recirculated flue gas. With regard to the type of supply and the composition of the combustion air, this also applies to the second combustion chamber 9 . As far as the arrangement of this premix burner in the circumferential direction of the ring combustion chamber 4 is concerned, such a one can deviate from the usual configuration of the same burner if necessary, instead of different sizes before the mixing burner can be used. Of course, the Ringbrennkam mer 4 consist of a number of individual autonomous tubular combustion chambers, which are arranged at most obliquely, sometimes also helically, around the rotor axes. This annular combustion chamber 4 , regardless of its design, is and can be arranged geometrically so that it has practically no influence on the rotor length. The resulting advantages from such a disposition are discussed in more detail below. The hot gases 6 from this annular combustion chamber 4 act on the immediately downstream first turbine 7 , whose caloric relaxing effect on the hot gases 6 is deliberately kept to a minimum, ie this turbine 7 will therefore consist of no more than one to two or three rows of blades. In such a turbine 7 it will be necessary to provide pressure compensation on the end faces for the purpose of stabilizing the axial thrust. The partially exhausted hot exhaust gases 8 in turbine 7 , which flow directly into the second combustion chamber 9 , have a very high temperature for the sake of reasons, preferably it is to be designed to be specific to the operation so that it is still around 1000 ° C. This second combustion chamber 9 has essentially the shape of a coherent ring-shaped axial or quasi-axial cylinder. This combustion chamber 9 can of course also consist of a number of axially, quasi-axially or helically arranged and self-contained combustion chambers. As far as the configuration of the annular combustion chamber 9 consisting of a single combustion chamber is concerned, a plurality of fuel lances are arranged in the circumferential direction of this annular cylinder, which are symbolized in FIG. 1 with the item 10, whereby of course they are connected to one another via a ring line (not shown) can be connected. This combustion chamber 9 does not have a conventional burner itself: the combustion of the fuel 10 injected into the hot exhaust gases 8 coming from the turbine 7 occurs thereby auto-ignition, provided the prevailing temperature of the partially relaxed gases 8 permits such a mode of operation. Assuming that the combustion chamber 9 is operated with a gaseous fuel, for example natural gas, a temperature of the hot exhaust gases 8 from the turbine 7 must be around 1000.degree. C. for self-ignition, and of course also during part-load operation, which is important for the Design of this turbine 7 plays a causal role. In order to ensure operational reliability and high efficiency in a combustion chamber designed for self-ignition, it is extremely important that the flame front remains stable in place. For this purpose, a number of vortex generators, not shown in the figure, are provided in this combustion chamber 9 , preferably arranged in the circumferential direction on the inner and outer wall, which are preferably placed upstream of the fuel lances 10 in the axial direction. The task of these vortex generators is to generate vortices which further downstream induce a backflow zone, analogously to that from the premix burners in the annular combustion chamber 4 . Since this combustion chamber 9 , due to its axial arrangement and its overall length, is a high-speed combustion chamber whose average speed is greater than approximately 60 m / s, the vortex-generating elements must be designed accordingly. On the inflow side, these should preferably consist of a tetrahedral shape with inclined surfaces. These vortex-generating elements can either be placed on the outer surface or on the inner surface of the combustion chamber 5 , or act in both places. The inclined surfaces between the outside and inside vortex-generating elements are preferably arranged in mirror image, in such a way that the flow cross section is narrowed in this area. On the outflow side, fuel 10 is then injected into the vortex, and further downstream there is a cross-sectional expansion with a conda effect. In this area, the flame front acts with the return flow zone that arises there. Of course, the vortex-generating elements can also be axially displaced from one another. The outflow-side surface of the vortex-generating elements is essentially radial. With regard to the specific design of the vortex generators, reference is made to the document EP-0 619 133 A1, which forms an integral part of this description. The auto-ignition in the combustion chamber 9 must also remain secured in the transient load ranges and in the partial-load range of the gas turbine group, ie auxiliary measures must be provided to ensure the auto-ignition in the combustion chamber 9 even if the temperature of the hot exhaust gases flexes 8 should set in the area of fuel injection 10 . Due to the extremely short overall length of this combustion chamber 9 , the residence time of the fuel in the area of the hot flame front is minimal. An effect that can be measured directly in terms of combustion relates to NOx emissions, which are minimized in such a way that they are no longer an issue. This starting position also allows the location of the combustion to be clearly defined, which is reflected in an optimized cooling of the structures of this combustion chamber 9 . The hot gases 11 prepared in the combustion chamber 9 then act on a downstream second turbine 12 . The thermodynamic characteristics of the gas turbine group can be designed so that the exhaust gases 13 from the second turbine 12 still have enough calorific potential to operate a downstream waste heat steam generator 14 , also for generating a high-quality steam. Then these exhaust gases flow out as flue gases 15 . This waste heat steam generator 14 is continuously fed with fresh water 26 via a feed pump 27 , wherein in the waste heat steam generator 14 basically several steam and water qualities can be provided. In the present case, on the high-pressure side 14 b, an overheated amount of steam 20 is removed, which is preferably added to the combustion air downstream of the compressor unit 1 and primarily serves to increase the specific performance. In addition, preferably from the economizer 14 a egg ne amount of hot water 24 , at most steam amount, which is introduced via a control element 16 in the first part 1 a of the compressor stage. Basically, from this economizer 14 a, preheated water 24 can be taken for the appropriate temperature for each pressure stage in the compressor 1 a and / or 1 b. It is also possible to inject this water 24 there at intervals of several compressors. This water 24 can be guided through the guide vanes of the compressor and injected through radially distributed bores or slots on the rear edge. If you choose direct injection, the axial step spacing must be dimensioned accordingly. Upstream of this injection or at another point, a quantity of water 25 is introduced into the same compressor part 1 a, likewise via a control element 17 . Seen in this way, the second part 1 b of the compressor unit 1 works without internal cooling, such a circuit not being indispensable. This makes it possible to optimize that steam or water quality at suitable points in the compressor. upstream or downstream of this compressor. The air temperature in this compressor ter, in particular in the second part 1 b of the same, is thus ideally suited to serve as cooling air for the thermally stressed components of the gas turbine group, so that the circuit described here does not require a cooling air cooler. The cooling of the thermally loaded units of the gas turbine group is created by lines 22 and 23 in such a way that, depending on the prevailing pressure in the individual units to be cooled, a corresponding tap in the compressor is provided. This can be seen from the drawing, where, for example, cooling air 22 of higher pressure is used for cooling the first turbine 7 operated at higher pressure. This cooling air 22 can then optionally be mixed with a quantity of steam 21 from the waste heat steam generator. If for some reason the cooling by air fails, this steam 21 can intervene. The cooling air lines 21 , 22 , 23 shown here do not claim to be definitive, they are only to be understood from a qualitative point of view. These cooling lines can also be kept in open or closed cooling paths, as required. When the cooling path is open, the cooling air is introduced into the cycle process of the gas turbine group at a suitable point immediately after the cooling process has been carried out. With a closed cooling path, the cooling air is used sequentially, this cooling air finally being introduced into the circuit at a suitable point.

Fig. 2 unterscheidet sich gegenüber Fig. 1 dadurch, dass die Gasturbogruppe mit einer Gegendruckturbine 28 gekoppelt ist, welche mit einer Dampfmenge 20 aus dem Economizer 14b betrieben wird, und welche unter anderen der Leistungs steigerung dient. Der hieraus abströmende Dampf 29 wird dann stromauf der er sten Brennkammer 4 an geeigneter Stelle in den Kreislauf eingeleitet. Von diesem Dampf 29 lässt sich stromauf seiner Einleitung in den Kreislaufprozess eine Dampfmenge abzweigen, welche in die Kühlluft 22 eingemischt wird, im Sinne ei ner optimierten Kühlluftbereitstellung, was Masse, Druck und Temperatur für die jeweils zu kühlenden Aggregaten betrifft. Die restlichen Kühlluftprozesse entspre chen den unter Fig. 1 bereits erläuterten Vorkehrungen und Vorgängen. Fig. 2 differs from Fig. 1 in that the gas turbine group is coupled to a counter-pressure turbine 28 , which is operated with a quantity of steam 20 from the economizer 14 b, and which among other things serves to increase performance. The resulting steam 29 is then introduced upstream of the most combustion chamber 4 at a suitable point in the circuit. From this steam 29 , upstream of its introduction into the cycle process, a quantity of steam can be branched off, which is mixed into the cooling air 22 , in the sense of an optimized provision of cooling air in terms of mass, pressure and temperature for the units to be cooled in each case. The remaining cooling air processes correspond to the precautions and processes already explained in FIG. 1.

Reference list

11

Verdichter
compressor

11

a Verdichterteil
a compressor part

11

b Verdichterteil
b compressor part

22nd

Angesaugte Luft
Air sucked in

33rd

Verdichtete Luft
Compressed air

44th

Erste Brennkammer
First combustion chamber

55

Brennstoff, Brennstoffzuführung, Brennstofflanze
Fuel, fuel supply, fuel lance

66

Heissgase
Hot gases

77

Erste Turbine
First turbine

88th

Teilentspannte Heissgase
Partly relaxed hot gases

99

Zweite Brennkammer
Second combustion chamber

1010th

Brennstoff, Brennstoffzuführung, Brennstofflanze
Fuel, fuel supply, fuel lance

1111

Heissgase
Hot gases

1212th

Zweite Turbine
Second turbine

1313

Abgase
Exhaust gases

1414

Abhitzedampferzeuger
Heat recovery steam generator

1414

a Economizer
a economizer

1414

b Hochdruckstufe
b High pressure stage

1515

Rauchgase
Flue gases

1616

Regelorgan
Governing body

1717th

Regelorgan
Governing body

1818th

Welle
wave

1919th

Generator
generator

2020th

Überhitzter Dampf
Superheated steam

2121

Dampfmenge zur Beimischung
Amount of steam to add

2222

Kühlluft
Cooling air

2323

Kühlluft
Cooling air

2424th

Heisswassermenge aus dem Economizer
Hot water volume from the economizer

2525th

Wasser
water

2626

Frischwasser
Fresh water

2727

Förderpumpe
Feed pump

2828

Gegendruckturbine
Back pressure turbine

2929

Dampf aus der Gegendruckturbine
Steam from the back pressure turbine

3030th

Abzweigung einer Dampfmenge aus Branch of an amount of steam

2929

Claims

1. Gas turbine with steam injection, the gas turbine consisting essentially of a compressor unit, at least one combustion chamber, at least one turbine and a generator, and wherein the exhaust gases - from the turbine act on a heat recovery steam generator, characterized in that at least one from the Heat recovery steam generator ( 14 ) indirectly or directly derived amount of steam and / or amount of hot water ( 24 ), and / or an amount of fresh water ( 25 ) supplied from outside can be introduced into the compressor unit ( 1 ), and that from the compressor unit ( 1 ) at a suitable point With regard to pressure and temperature, at least one quantity of cooling air ( 22 , 23 ) for cooling the thermally loaded units of the gas turbine can be removed.

2. Gas turbine according to claim 1, characterized in that the compaction tereinheit (1) of at least two compressor elements (1 a, 1 b), and in that the second compressor part (1 b) operates in the direction of flow without internal Küh lung.

3. Gas turbine according to claim 1, characterized in that a quantity of steam ( 20 ) from the heat recovery steam generator ( 14 ) can be introduced into the cycle process of the gas turbine.

4. Gas turbine according to claim 3, characterized in that the amount of steam ( 20 ) can be injected directly downstream of the compressor unit ( 1 ).

5. Gas turbine according to claims 1 and 3, characterized in that the amount of steam ( 20 ) acts on a counter-pressure turbine ( 28 ), and then can be introduced into the cycle process of the gas turbine.

6. Gas turbine according to claim 1, characterized in that in an economizer ( 14 a) belonging to the heat recovery steam generator ( 14 a) preheated water (24) for each pressure stage in the compressor unit ( 1 ) can be found the appropriate temperature.

7. Gas turbine according to claims 1 and 6, characterized in that in an economizer ( 14 a) belonging to the heat recovery steam generator ( 14 ) before heated water ( 24 ) can be injected at intervals of several compressor stages.

8. Gas turbine according to claim 1, characterized in that a quantity of steam ( 21 , 30 ) of the cooling air ( 22 , 23 ) can be mixed.

9. Gas turbine according to claim 8, characterized in that the amount of steam ( 21 , 22 ) acts as a cooling medium.

10. Gas turbine according to claim 1, characterized in that the gas turbine ne is based on sequential firing.