982/31/ /

Transkriptio

1 JULKISEN TUTKIMUKSEN RAPORTTI Sivu 1 (5) Kyseessä on projektin väliraportti jaksorahoitusraportti loppuraportti PROJEKTIN TUNNISTETIEDOT Projektin nimi Lyhenne Nestemäisillä biopolttoain.toimiva mikrokaasuturbiinigen.veneilykäyttöön Diaarinumero Päätösnumero Raportointikauden alkamispäivä Päättymispäivä 982/31/ / Projektista vastaava organisaatio Lappeenrannan teknillinen yliopisto Projektin toteuttava tutkimusyksikkö LUT Energia, Virtaustekniikan vastuualue Yhteyshenkilö projektia koskevissa asioissa Puhelinnumero Jaakko Larjola RAPORTOINTIOHJE JULKISILLE TUTKIMUSLAITOKSILLE JA KORKEAKOULUILLE Tekes seuraa projektien edistymistä ja arvioi saavutettuja tuloksia. Seurantaa varten asiakkaan on laadittava projektia koskevassa päätöksessä mainitut väli-, jaksorahoitus- ja/tai loppuraportit ja toimitettava ne Tekesille päätöksessä olevan aikataulun mukaisesti. Raportit allekirjoittaa projektin vastuullinen johtaja. Raportit on toimitettava Tekesiin (Tekes, kirjaamo, Kyllikinportti 2, PL 69, Helsinki). Projektin raportoinnissa on käsiteltävä ainakin tässä lomakkeessa mainittuja asioita. Raporttilomakkeen liitteenä voi Tekesille toimittaa kehitystyön tuloksista kertovia erillisiä raportteja ja muuta projektin etenemistä kuvaavaa materiaalia kuten projektissa syntyneitä opinnäytetöitä tai tieteellisiä julkaisuja. Erillinen, laaja sisältöraportti tulee liittää ainakin jaksorahoitus- ja loppuraporttien yhteyteen. Tekes maksaa myöntämänsä rahoituksen saapuneiden raporttien ja kustannustilitysten sekä tapauskohtaisesti pyytämiensä lisäselvitysten perusteella. Samalle ajanjaksolle kohdistuva raportti ja kustannustilitys on toimitettava Tekesille samanaikaisesti. Rahoitus maksetaan vasta kaikkien maksupäätöksen edellyttämien dokumenttien saavuttua. TUTKIMUSYKSIKÖN TILANNE 1. Tutkimusyksikön tilannetta kuvaavat lisätiedot ja toimintaan merkittävästi vaikuttaneet muutokset. Esimerkiksi tiedot yksikköä koskevista ulkopuolisista arvioinneista sekä merkittävät muutokset tutkimusyksikön tilajärjestelyissä, tutkimuslaitteistoissa, organisaatiorakenteessa, tutkimusstrategiassa tai panostusten määrässä. Yksikön tilannetta ei tarvitse raportoida, ellei siinä ole tapahtunut oleellisia muutoksia hakemusvaiheeseen verrattuna

2 JULKISEN TUTKIMUKSEN RAPORTTI Sivu 2 (5) PROJEKTIN TOTEUTUS (tarvittaessa laajempi vapaamuotoinen kuvaus liitteeksi) 1. Projektin sisällön toteutuminen. Toteutetut työvaiheet ja saavutetut tulokset. Toteutuman vertailu suunnitelmaan. 2. Resurssien käyttö ja yhteistyö. Lyhyt selvitys johtoryhmän ja yhteistyöverkostojen toiminnasta sekä raportointikauden henkilöresursseista, alihankinnoista ja tärkeimmistä laite- ja tarvikehankinnoista. Toteutuman vertailu suunnitelmaan. 3. Mahdolliset ongelmat ja muutostarpeet alkuperäiseen suunnitelmaan. Projektissa mahdollisesti ilmenneet ongelmat sekä projektisuunnitelman, aikataulun tai kustannus- ja rahoitussuunnitelman muutostarpeet perusteluineen. 1. Projektin sisällön toteutuminen: Projektin alkuosa tutkittiin pulssipolttokaasuturbiinin toimintaa teoreettisesti ja kokeellisesti. Tämän vaiheen tulokset on dokumentoitu oheisissa liitteissä (referee-artikkeli JTS-lehteen ja esittelykuvasarja projektista). Vuonna 2010 päätetyn uudelleensuuntauksen mukaisesti on suunniteltu ja rakennettu valmiiseen kaasugeneraattoriin perustuva mikrokaasuturbiini. Suunniteltiin tarvittava voimaturbiini, generaattori ja kotelointi. Osat valmistettiin itse tai tilattiin alihankintana, kokoonpano tehtiin itse. Kaasuturbiinin koeajot aloitettiin ja sitä esiteltiin johtoryhmälle Kaasuturbiinin sähköteho syötettiin resistiiviseen kuormaan, jonka muodostaa joukko halogeenivalaisimia (ks. esittelykuvasarja projektista). 2. Resurssien käyttö ja yhteistyö Verkkotumissuunnitelman mukaisesti Antero Arkkio teki generaattorin sähköisen suunnittelun (LUT mekaanisen). Axco motors valmisti sähkökoneen. T-Turbine Oy on toimittanut mm. pulssikaasuturbiinin polttokammion alkuosan, Tesla-turbiinin pulssipolttokokeiluihin, konsultoinut kaasugeneraattorin valinnassa ja suunnitellut ja toimittanut elektroniikkaa. 3. Mahdolliset ongelmat ja muutostarpeet alkuperäiseen suunnitelmaan Uudelleensuuntaus: alkuperäisessä suunnitelmassa ilmenneiden teknisten ongelmien vuoksi johtoryhmässä syyskuun lopussa 2010 sovittiin yksimielisesti, että projekti uudelleensuunnataan niin, että prototyyppi tehdään käyttämällä valmista kaasugeneraattoria ja suunnittelemalla ja rakentamalla tähän voimaturbiini ja generaattori. Generaattorin sähkötehoksi laskettiin n. 6 kw ja sen laakereina ovat rasvavoidellut erikoiskuulalaakerit. Sen varmistamiseksi, että prototyyppi ehditään varmasti tehdä ja koeajaa, haettiin ja saatiin projektiin jatkoaikaa saakka. Koeajoissa kaasuturbiini toimi mekaanisesti hyvin; generaattori jäähtyi erittäin hyvin ja käämin lämpötilat pysyivät matalina. Runko pysyi myös tyydyttävän viileänä ja mitään värähtelyjä tai häiriöääniä ei voitu havaita. Koeajoissa kaasugeneraattorin pyörimisnopeus oli n rpm ja voimaturbiinin n rpm. Saatu sähkö tasasuunnattiin ja syötettiin valonheittimiin. Ongelma kuitenkin oli turbiinisuunnittelussa sattunut virhe luotaessa suunnitteluarvoja rakennesuunnittelijalle; staattorisiipihilan kurkun pinta-ala on huomattavasti liian suuri. Tätä virhettä ei valitettavasti huomattu tarkastuksessa. Tuloksia analysoidaan parhaillaan ja suunnitellaan korjaustoimia; yksinkertaisin korjaustoimi on siipikorkeuden madaltaminen koneistamalla. Aikaisemmin meillä suunnitellut vastaavanlaiset turbiinit ovat toimineet jopa laskettua korkeammalla hyötysuhteella. Seuraavalla sivulla leikkauskuva kaasuturbiinista ja kuvat roottorista ja generaattorista. Kuten edellä on mainittu, kaasuturbiini on tehoonsa nähden pieni ja kevyt (ks. tarkemmin liite). Nykytilanne: Johtoryhmän suositusten mukaisesti projektille on haettu jatkorahoitusta Kaakkois-Suomen osaamiskeskuksesta markkinaselvityksen teettämiseksi. Tämä rahoitus todennäköisesti saadaan. Lisäksi on tarkoitus markkinaselvityksen tekoaikana korjata prototyypin turbiini niin, että päästään nimellistehoon (tähän tarvittava verraten pieni rahoitus uskotaan myös saatavan). Markinaselvityksen ja korjatun prototyypin avulla on sitten tarkoitus lähestyä hankkeesta kiinnostuneita yrityksiä mahdollisen kaupallistamisprojektin käynnistämiseksi

3 JULKISEN TUTKIMUKSEN RAPORTTI Sivu 3 (5) Generaattorin roottori Protyyppikaasuturbiinin rakenne ja pääosat. Generaattorin ja voimaturbiiniroottorin rakenne. Tehoonsa nähden varsin pieni; generaattorin roottorissa 12 kpl Neorem-kestomagneetteja, joiden päällä erikoisluja hiilikuitupanta (hyvin tiukka ahdistussovite; asennettu jäähdyttämällä roottori hiilihappojäällä). Generaattorin sähköinen hyötysuhde on 97%

4 JULKISEN TUTKIMUKSEN RAPORTTI Sivu 4 (5) PROJEKTIN TULOSTEN HYÖDYNTÄMISNÄKYMÄT JA MUUT VAIKUTUKSET 1. Teknologisen ja muun osaamisen kehittyminen ja leviäminen raportointijakson aikana. Raportoitavalla kaudella syntynyt uusi tieto tai muu etu lähtötilanteeseen verrattuna. Syntyneet julkaisut, raportit ja opinnäytetyöt (luettelo) sekä muu tutkimustuloksista tiedottaminen. Projektissa mahdollisesti syntyneiden teollisoikeuksien käsittelytapa. 2. Tulosten hyödyntämisnäkymät. Tulosten hyödyntämisnäkymät verrattuna ajankohtaan, jolloin projekti päätettiin käynnistää. Hyödyntämisnäkymiin mahdollisesti vaikuttava kehitys markkinoissa, teknologiassa ja yhteistyöverkostoissa. Mahdolliset muutokset yritysten sitoutumisessa tutkimustyöhön. 3. Projektin välilliset vaikutukset muissa organisaatioissa ja/tai yhteiskunnalliset vaikutukset. 1. Teknologisen ja muun osaamisen kehittyminen ja leviäminen raportointijakson aikana Aluksi tutkittiin perusteellisesti pulssipolttokaasuturbiia, ja dokumentoitiin siitä saadut tulokset tieteelliseen lehtiartikkeliin Feasibility of pulse combustion in micro gas turbines. Tämän jälkeen tutkittiin jonkin verran syrjäytyskompressorilla varustettua mikrokaasuturbiinia, ja projektin loppuosa käytettiin kaupalliseen kaasugeneraattoriin perustuvan mikrokaasuturbiinin suunnitteluun, rakentamiseen ja testaamiseen. Tästä myös tiedotettiin potentiaalisille asiakasryhmille; näistä armeijan edustaja osallistui myös esittelyajoon. Nykyisestä prototyypistä ja sen suunnitteluprosessista on tarkoitus tehdä vuoden 2012 aikana em. lisäksi toinen artikkeli tieteelliseen lehteen. 2. Tulosten hyödyntämisnäkymät Projektille on haettu jatkorahoitusta Kaakkois-Suomen osaamiskeskuksesta markkinaselvityksen teettämiseksi. Tämä rahoitus todennäköisesti saadaan. Lisäksi on tarkoitus markkinaselvityksen tekoaikana korjata prototyypin turbiini niin, että päästään nimellistehoon (tähän tarvittava verraten pieni rahoitus uskotaan myös saatavan). Markkinaselvityksen ja korjatun prototyypin avulla on sitten tarkoitus lähestyä hankkeesta kiinnostuneita yrityksiä mahdollisen kaupallistamisprojektin käynnistämiseksi. Kaupallistamisen toteuttamiseksi tarvitaan vakavarainen veturiyritys. Osallistuneet yritykset voivat toimia alihankkijoina / hanketta tukevina. Alkutuntuman perusteella markkinanäkymät ovat hyvät (ks. liite). 3. Projektin välilliset vaikutukset muissa organisaatioissa ja / tai yhteiskunnalliset vaikutukset Projektissa rakennettava prototyyppi työllisti paikallisia alihankkijoita (mm. Imatran Kone), moottorin teko Axco-mootorssia ja sähkökoneen suunnittelu Arkkion laboratoriota Aalto-yliopistossa. PÄÄTÖKSEN ERITYISEHTOJEN TOTEUTUMINEN Mikäli Tekes on päätöksessä asettanut rahoitukselle erityisehtoja, niiden toteutuman tilanteesta on esitettävä yhteenveto. PROJEKTIN VASTUULLISEN JOHTAJAN ALLEKIRJOITUS Vakuutan, että raportin tiedot ovat oikeita. Lappeenranta Paikka ja aika Allekirjoittajan asema: Professori, vastuullinen johtaja Allekirjoitus Nimenselvennys: Jaakko Larjola

5 JULKISEN TUTKIMUKSEN RAPORTTI Sivu 5 (5) Tämä sivu täytetään vain projektin LOPPURAPORTIN YHTEYDESSÄ YHTEENVETO PROJEKTIN TULOKSISTA JA VAIKUTUKSISTA Mitä on valmiina projektin päätyttyä? Saavutettiinko projektin alussa asetetut tekniset ja tutkimukselliset tavoitteet? Tärkeimmät syyt, joiden vuoksi projekti mahdollisesti onnistui ennakoitua paremmin/heikommin? Valmiina on: 1) Tieteellinen referee-artikkeli pulssipolttokaasuturbiinista 2) Toimiva prototyyppi mikrokaasuturbiinista Projekti uudelleensuunnattiin sen jälkeen kun oli havaittu, että pulssipolttokaasuturbiinista ei saada alkuperäisten tavoitteiden mukaista voimalaitetta. Tehdyn työn perusteella laadittiin tieteellinen artikkeli kansainväliseen tiedelehteen. Projektin loppuosa käytettiin kaupalliseen kaasugeneraattoriin perustuvan mikrokaasuturbiinin suunnitteluun ja tekemiseen, joka koeajettiin marraskuussa Ko. prototyyppi vastaa suunnilleen projektin alkuperäistä tavoitetta. Johtoryhmän suositusten mukaisesti projektille on haettu jatkorahoitusta Kaakkois-Suomen osaamiskeskuksesta markkinaselvityksen teettämiseksi. Tämä rahoitus todennäköisesti saadaan. Lisäksi on tarkoitus markkinaselvityksen tekoaikana korjata prototyypin turbiini niin, että päästään nimellistehoon (tähän tarvittava verraten pieni rahoitus uskotaan myös saatavan). Markkinaselvityksen ja korjatun prototyypin avulla on sitten tarkoitus lähestyä hankkeesta kiinnostuneita yrityksiä mahdollisen kaupallistamisprojektin käynnistämiseksi. SEURANTAKYSYMYKSET Mitä projektin tuloksena syntyi? Uusi aineellinen tuote Uusi tuotantoprosessi Uusi palvelutuote Entisen korvaava aineellinen tuote Entisen korvaava tuotantoprosessi Missä muodossa tulokset hyödynnetään? Osallistuvat yritykset hyödyntävät nimetyissä tuotteissa Osallistuvat yritykset hyöd. myöh. päätettävällä tavalla Muut yritykset hyödyntävät Valtion organisaatiot hyödyntävät Entisen korvaava palvelutuote Menetelmä tai ohjelmisto omaan käyttöön Teknologia, jolla on useita sovelluksia Perusosaamista projektin tutkimusalueelta Muu Projektissa syntyneiden patenttien, julkaisujen ja opinnäytetöiden lukumäärä (kpl) Kunnat hyödyntävät Hyödynnetään tutkimuksessa Hyödynnetään tuotteistettuna tutkimuspalveluna On liian aikaista ottaa kantaa hyödyntämiseen Väitöskirjat (Esa Saaren väitöskirja osittain) 0,5 Muut teollisoikeuksien suojat kuin patentit Muut akateemiset opinnäytetyöt (DI-työ alussa) 1 Kansainväliset tieteelliset julkaisut 1 Muut opinnäytetyöt Tieteelliset raportit, ammattilehtien artikkelit tms. Patentit (+ pat.hakem. ja patentoitavat keksinnöt) 1 (*) Teknologiaa/tiedettä käsittelevät muut lehtiartikkelit Miten projekti on vaikuttanut tutkimusryhmää? Strategian muutos Lisääntyneet yhteydet yrityksiin Lisääntyneet yhteydet kotimaisiin tutkimusryhmiin Lisääntyneet yhteydet ulkomaisiin tutkimusryhmiin Tutkimusryhmä on ottanut haltuun uuden teknologian Muu vaikutus Ei vaikutusta Ennakoimaton, vahingollinen vaikutus Miten projekti on muuttanut tutkimusryhmän teknologista asemaa suhteessa kansainväliseen huippututkimukseen? Parantuu selvästi Parantuu jonkin verran Pysyy ennallaan Miten projektissa tehty työ jatkuu? Projektikokonaisuus päättyy Projekti jatkuu uutena tutkimusprojektina Projekti jatkuu yrityksen tuotekehitystyönä *) keksintöilmoitus jäähdytysjärjestelyistä tekeillä Heikentyy jonkin verran Heikentyy selvästi Tuotekehityksen tulokset pyritään tuotteistamaan Projekti jatkuu muussa muodossa LIITTEET: Feasibility of pulse combustion in micro gas turbines lehtiartikkeli (JTS) Mikrokaasuturbiini-aggregaatti Kehityshanke kuvasarja

6 Journal of Thermal Science Vol.18, No.2 12 DOI: /s xx-2 Article ID: (2009) Feasibility of pulse combustion in micro gas turbines Juha Honkatukia a, Esa Saari a, Timo Knuuttila b, Jaakko Larjola a, Jari Backman a a Lappeenranta University of Technology, P.O. Box 20, Lappeenranta, Finland b T-Turbine Oy, Rakentajainkuja 4 B, Espoo, Finland In gas turbines, a fast decrease of efficiency appears when the output decreases; the efficiency of a large gas turbine (20 30 MW) is in the order of 40 %, the efficiency of a 30 kw gas turbine with a recuperator in the order of 25 %, but the efficiency of a very small gas turbine (2 6 kw) in the order of 4 6 % (or 8 12 % with an optimal recuperator). This is mainly a result of the efficiency decrease in kinetic compressors, due to the Reynolds number effect. Losses in decelerating flow in a flow passage are sensitive to the Reynolds number effects. In contrary to the compression, the efficiency of expansion in turbines is not so sensitive to the Reynolds number; very small turbines are made with rather good efficiency because the flow acceleration stabilizes the boundary layer. This study presents a system where the kinetic compressor of a gas turbine is replaced with a pulse combustor. The combustor is filled with a combustible gas mixture, ignited, and the generated high pressure gas is expanded in the turbine. The process is repeated frequently, thus producing a pulsating flow to the turbine; or almost a uniform flow, if several parallel combustors are used and triggered alternately in a proper way. Almost all the compression work is made by the temperature increase from the combustion. This gas turbine type is investigated theoretically and its combustor also experimentally with the conclusion that in a 2 kw power size, the pulse flow gas turbine is not as attractive as expected due to the big size and weight of parallel combustors and due to the efficiency being in the order of 8 % to 10 %. However, in special applications having a very low power demand, below 1000 W, this solution has better properties when compared to the conventional gas turbine and it could be worth of a more detailed investigation. Keywords: Gas turbine, pulse combustion, micro size, low Reynolds number Introduction Gas turbines are widely used in power generation due to their small size, light weight, comparatively good efficiency, and low demand of service. However, in gas turbines, a fast decrease of efficiency appears when the output decreases; the efficiency of a large gas turbine (20 30 MW) is in the order of 40 % (ranges presented Received: October 2008 Juha Honkatukia: Lic. Tech.

7 2 Journal of Thermal Science, Vol.18, No.2, 2009 in reference [1]), the efficiency of a 30 kw gas turbine provided with an optimal recuperator is in the order of 25 % (references [2] and [3]), but the efficiency of a very small gas turbine (2 6 kw) is in the order of 4 6 % (or 8 12 % with an optimal recuperator). This is mainly a result of an efficiency decrease in the compressor, due to the Reynolds number effect. The gas pressure increase in these compressors is based on the several times repeated deceleration of gas flow (axial compressors) or the combination of this deceleration and centrifugal force (radial compressors). Losses in decelerating flow in a flow passage are sensitive to the Reynolds number effects. If the Reynolds number is low, the relative thickness of the boundary layers is big and they are sensitive to separation. Also, viscous effects and skin friction start to play a bigger role. Thus, it is common to present the maximum obtainable efficiency of kinetic compressors as a function of the Reynolds number. In contrary to the compression, the efficiency of expansion in turbines is not so sensitive to the Reynolds number; very small turbines (output below 300 W) are made with rather good efficiency. This is because the flow acceleration, which always appears in turbines, stabilizes the boundary layer and often results to a low relative thickness of boundary layers. Thus, it should be possible to make a gas turbine having a very low power output and still an acceptable efficiency, if it could be made without the kinetic compressor. The target of this study is to consider a system where the kinetic compressor of a gas turbine is replaced with a pulse combustor. The combustor is filled with a combustible gas mixture, ignited, and the generated high pressure gas is allowed to expand in a turbine. The process is repeated frequently, thus producing a pulsating flow to the turbine; or almost a uniform flow, if several parallel combustors are used, trigged alternately in a proper way. The combustor is charged with a small power low pressure fan during the low pressure phase. Thus, almost all the compression work in this system is made by the temperature increase due to the combustion. There are several different types of pulse combustors, and they have been considered for various applications. Examples of industrial application areas of pulse combustion are mentioned in paper [4] including heating, drying, calcinating, gasification, and waste incineration. From the point of view of gas turbine applications, Lampinen et al. (1992) have described a special construction of a pulsating self-compressing combustion system and its use in connection with gas turbines [5]. Pulse combustors can be mechanically or aerodynamically valved [6]. In aviation and in military applications, the pulse combustion using stagnation pressure created by the flying velocity has been used in the past (e.g. V-1 buzz bomb in the Second World War [7]). Pulse combustors are one example of unsteady-flow devices where the basic concept is the transfer of energy by pressure waves [8]. Other examples of unsteady-flow devices are shock tubes, shock tunnels, pulse detonation engines, and wave rotors. Utilizing wave rotors represents a promising technology, and it has been studied at Michigan State University to improve the performance of Ultra Micro Gas Turbines [9]. The scope of this study is limited to a gas turbine system of mechanically valved pulse combustors based on theoretical simulations and results from test runs performed with an experimental apparatus of a mechanically valved pulse combustor. A pulse combustor can be thought of consisting of the inlet section, the combustion chamber, and the exhaust section, as described in reference [10]. In this case, the inlet section contains the air and fuel valves that are open when the combustion chamber is filled with a combustible gas mixture. After filling the combustion chamber, the gas mixture is ignited with a spark plug which causes a sudden combustion and pressure rise. During the combustion the valves are closed, and the high pressure exhaust gas exits the combustion chamber through the exhaust section containing a nozzle that produces a gas jet to the turbine impeller. These operations are repeated periodically thus causing the pulsating combustion in the combustion chamber. The principle of the pulse combustion micro gas turbine concept considered in this paper is shown in Fig. 1. The target is to have sufficient long pressure and flow pulse durations. The main idea is to use several combustors containing exhaust gas nozzles acting as a stator of the turbine. As mentioned above, the operation of a single combustor is periodical, producing a pulsating gas flow to the turbine impeller. Using several combustors feeding sequentially the turbine impeller, a more uniform flow can be achieved compared to the use of only one combustor. The pulse combustor was studied both experimentally and theoretically. The computer applications to examine the combustor pressure, temperature, and mass flow as a function of time were developed for design and testing purposes, as well as for theoretical simulations. The applications included also the estimation of the power and the efficiency of the combination of combustors and a turbine. The pulse combustion was experimented with a single combustor, and the results obtained from the test runs were analyzed. The test results and the simulation model developed were utilized in the combustor design. At first, the calculated studies included dynamic simulations of the combustor and turbine, based on the measured combustor pressures obtained in the test run. After that the operation of a pulse combustion micro gas turbine using realistic suppositions was simulated and the performance

8 Honkatukia et al. Feasibility of pulse combustion in micro gas turbines 3 was estimated computationally. Finally, pulse combustion micro gas turbines were assessed against other electricity production techniques and conclusions were made. Fig. 1 Principle of the pulse combustion micro gas turbine concept. Nomenclature Greek letters A area (m 2 ) combustor net heat rate (W) c p specific heat at constant pressure (J/kgK) ratio of specific heats, c p /c v c v specific heat at constant volume (J/kgK) pressure ratio h specific enthalpy (J/kg) density (kg/m 3 ) p absolute pressure (Pa) temperature ratio q m mass flow (kg/s) R gas constant (J/kgK) Subscripts T temperature (K) cycle operating cycle t time (s) in combustor inlet (inflow) V volume (m 3 ) m mean W work (J) out combustor outlet (outflow) w velocity (m/s) s isentropic th nozzle throat 0 ambient Theoretical background of simulation of the pulse combustion micro gas turbine Simulation model For the purpose of design improvement and simulations, as well as test result analysis, a thermodynamic model was developed at Lappeenranta University of Technology (LUT) for a tubular combustor. The model was implemented with computer software to investigate the main parameters of the combustor during the combustion pulse. The pressure and temperature of gas in the combustion chamber as well as gas flow in the turbine nozzle were analyzed as time dependent variables. The computation model was further expanded to include the transient and mean power calculations of the turbine. Combustor The control volume of the combustion chamber was modelled as a container. The change of state of the compressible gas in the container with mass flow inputs, outputs, and heat development can be described combining the continuity and energy equations. The applied equations can be described in the following form [11]

9 4 Journal of Thermal Science, Vol.18, No.2, 2009 dp dt dt dt RT c p 1 qm in qm out V ( c p R) c p T RT 1 dp qm in hin h pc V dt p q m in h in h (1) (2) The temperature, pressure, and nozzle mass flow calculation assumes that the inlet mass flow of the gas, q m in, is zero as the combustor inlet air and gas valves are closed at that time. Eq. (1) and Eq. (2) are discretised using the Euler method [12]. The computation application defines the pressure and temperature of gas in the combustion chamber, gas mass flow in the nozzle, and the transient power of the turbine at every moment using a suitable time step in the simulation. As the changes are fairly fast, the dynamic simulations were performed with the time step of ms. Turbine nozzle The mass flow of gas leaving the combustion chamber through the turbine nozzle is q mout w A (3) th th th where the subscript th refers to the values of the throat of the nozzle. The velocity of the gas, w th, in the nozzle is calculated from Eq. (4) which was derived based on the theory presented in reference [13]. In Eq. (4), T is the gas temperature in the combustion chamber and T th is the static temperature of the gas flow in the throat of the nozzle. It can be seen that the velocity of the gas, w th, is dependent on the temperature difference between the combustion chamber and the nozzle throat (T T th ). th 2 R( T Tth) 1 w (4) If the pressure ratio of the nozzle is supercritical, the static pressure in the nozzle throat is p th p (5) cr Otherwise, the pressure in the throat equals the pressure at the outlet of the nozzle. In Eq. (5), p is the gas pressure in the combustion chamber. The critical pressure ratio cr is defined as [13] cr (6) In order to define the density th, one needs to define the static pressure p th as well as the static temperature T th of the gas in the throat of the nozzle. The static temperature can be retrieved using the temperature ratio as follows T T th (7) where p p th Turbine 1 The transient isentropic power of the turbine is R p c p 0 P s qmout cp T 1 (9) p where T is the gas temperature and p is the gas pressure in the combustion chamber, and p 0 is the ambient pressure at the outlet of the turbine. The transient power of the turbine P is retrieved by multiplying Eq. (9) with the efficiency. The work of the turbine during one cycle is defined with t cycle (8) W P dt (10) 0 which is used to calculate the mean power of the turbine during one cycle. W Pm (11) t cycle The work of the turbine was determined by discretising Eq. (10). The time dependent transient power curve was divided into several parts with a time span t, and the products of transient powers and time spans were accumulated. Combustor; optimization and testing In the beginning, the research was centered to the design and testing of the single combustor.

10 Honkatukia et al. Feasibility of pulse combustion in micro gas turbines 5 The first design was a simple tubular combustor. The design was further developed using the test results and the simulation model. The focal issues were the length, diameter and volume of the combustion chamber, as well as the suitable size of the nozzle. Additionally, the burning time and the duration of the pressure pulse were desired to be extended as much as possible. However, the diameter of the combustion chamber needs to be large enough to enable the flame front to propagate to the reverse direction of flow for a complete combustion. The optimization resulted in a variable diameter combustor with a volume of 2.1 dm 3 and length of about 0.77 m. In the experiments, air (0 C atmospheric air) and propane were fed through an antechamber to the actual combustion chamber which was then completely filled with the combustible mixture. The air-fuel mixture in the combustor was ignited with a spark plug. The pressures of the combustion chamber were measured with an optical pressure sensor, and the pressure pulses were recorded using a digital oscilloscope. The nozzle diameters in the experiments were 5 mm, 7 mm, and 10 mm. Also, the location of the spark plug was varied. As a summary of different nozzles and ignition locations, the following can be noted. The most significant pressure increases were observed when the ignition was located at the end of the combustion chamber. The elementary hypothesis was that the duration of the pressure pulse would increase with the relative increase of the size of the combustion chamber compared to the nozzle size. In these tests, 7 mm was found to be the suitable nozzle size. The test result with a 7 mm nozzle is shown in Fig. 2, and thus, the attained maximum absolute pressure is 6.8 bar. The maximum pressure depends on the combustion completeness which is influenced by the air-fuel mixing ratio, gas mixing and the turbulence of the combustion, as well as the flame front propagation in the combustion chamber. p, bar t, ms Fig. 2 Pressure pulse in the combustor measured in the test run with a 7 mm nozzle. The ignition location was at the end of the combustion chamber. The duration of the pulse is c. 100 ms. The time-dependent curves of the combustor temperature and heat rate were determined computationally based on the measured pressure curve (Fig. 2). The calculated results are shown in Fig. 3 and 4. The calculation procedure used in this computational analysis is based on Eq. (1) Eq. (8) presented above. The values to be calculated are time dependent and need to be defined at each time. It is characteristic to the calculation that the values are defined iteratively. E.g. the combustor temperature interacts with the mass flow exiting the combustor and therefore on the unknown quantities that are solved from Eq. (1) and Eq. (2). In the experiments the combustor was not thermally insulated in order to assure sufficient cooling. Thus, the combustor heat losses and the heat capacity of combustor walls affect the results shown in Fig. 2, 3, and 4. Especially in Fig. 4, it can be seen that the negative heat rates are mainly caused by the heat accumulated by combustor walls. T, C t, ms Fig. 3 Computationally evaluated temperature in the combustor based on the measured combustor pressure shown in Fig. 2., kw t, ms Fig. 4 Computationally evaluated heat rate of the combustor based on the measured combustor pressure shown in Fig. 2. Results of combustor pressure and turbine power simulation

11 6 Journal of Thermal Science, Vol.18, No.2, 2009 The operation of the combustor was simulated and the turbine average power was determined during one operating cycle of the combustor by using the developed computer application based on the theory including Eq. (1) (11) presented above. The cycle duration was 972 milliseconds and the fuel was ignited 90 ms after the start of the simulation. Cycle duration of 972 ms was selected in order to minimize the scavenging fan power; the cycle duration does not influence the calculated efficiency. As the temperature and pressure increase, the exhaust gas starts to flow through the nozzle to the rotor of the turbine. The fuel is propane with a lower heat value of 46 MJ/kg. The top value of the pressure peak is dependent on the air-fuel ratio and flame propagation velocity. The simulation parameters were selected in such a way that the height of the pressure peak and the rate of the pressure increase during the combustion approximately correspond those obtained in the test run (Fig. 2). The calculation is simplified by assuming the heat transfer to be negligible from the combustor walls to the environment, in order to obtain a theoretical maximum limit of performance. In addition, the combustor wall heat capacity was neglected as well. The simulation results are shown in Fig. 5 Fig. 8. The results include the curves of combustor pressure and temperature, as well as the curves of turbine nozzle mass flow and turbine power transients plotted against time. By comparing Fig. 5 and Fig. 2 it can be noticed that the height of the pressure peak (6.8 bar) obtained from the simulation is the same as obtained in the experiment. It can also be seen that the form of the pressure peak is coarsely similar when compared to the experiment, but the most notable difference is in the descending part of the pressure curve. The reason for this is mainly that the combustor wall heat capacity and heat losses were neglected in the simulation which affects the pressure decrease and the duration of the pressure peak. These can be seen in the simulation results where the pressure decrease is not as steep as found in the experiment, and the duration of the simulated pressure peak (Fig. 5) is greater than that of the measured one (Fig, 2). The corresponding differences can also be observed in combustor temperatures when the temperature curves shown in Fig. (3) and Fig. (6) are compared. p, bar T, C q m. g/s P, kw t, ms Fig. 5 Simulated pressure of the combustor t, ms Fig. 6 Simulated temperature of the combustor t, ms Fig. 7 Simulated turbine nozzle mass flow rate. Isentropic power Actual power t, ms Fig. 8 Simulated turbine power transients based on one operat-

12 Honkatukia et al. Feasibility of pulse combustion in micro gas turbines 7 ing cycle of the combustor. The turbine power is determined based on the areas of simulated transient power curves shown in Fig. 8. The average fuel power is determined in an analogous way as the average (mean) power of the turbine. The turbine isentropic efficiency was estimated to be 70 %. When the cycle duration is 972 ms, the average power of the turbine is 802 W. As the simulated fuel power is 4432 W, the simulation results indicate an efficiency of 18 %. It should be noted that these calculations are based on the theoretical simulation of one operating cycle of the combustor where the combustor wall heat capacity and heat losses were neglected (well thermally insulated combustion chamber and long duration of operation assumed). Also, the average turbine inlet temperature of about 1440 o C that was obtained from the simulation is too high for an uncooled turbine. This simulation contains several simplifications. Thus, in the following, a pulse combustion micro gas turbine is simulated based on more realistic suppositions. Performance evaluation of pulse combustion micro gas turbine To study the performance of a pulse combustion micro gas turbine, the performance of a multiple pulse combustor system is estimated. The power of the turbine using parallel combustors is scaled to a net electric power level of c. 2 kw. The simulation model used in the performance calculation is trimmed according to the measurements (e.g. flame propagation velocity) in such a way that the rate of the pressure increase during the combustion approximately corresponds that obtained in the test run (Fig. 2). To find out the real obtainable efficiency of a pulse gas turbine, the heat input is trimmed to give a reasonable average temperature of about 1200 K [14] for an uncooled turbine. The greatest difference between the simulation and the test run is caused by the heat sink created by combustor walls and heat losses. In the simulation the heat capacity of combustor walls and heat losses were neglected in order to obtain a theoretical maximum for the efficiency of the pulse combustion micro gas turbine. An experiment corresponding fully the simulation would require a very well thermally insulated combustion chamber having a very low heat capacity of walls which can be difficult to realize in practice. However, the experiments verify that the simulated case is realistic, and possible shape differences between the curves obtained from the measurements and the simulations do not influence significantly the calculated performance., kw t, ms Fig. 9 Heat release caused by the burning of fuel used in the computational model. Heat capacity of the combustor walls and heat losses were neglected in the simulation. The heat release curve shown in Fig. 9 was used in the simulation which gave an average temperature of 926 o C (= 1199 K) for the exhaust gas flowing to the turbine nozzle. This also gave a lower pressure peak, 4.74 bar, compared to Fig. 5. In addition to this, it is assumed that the sharpest peak of pressure and temperature cannot be exploited by the turbine, and they are cut when computing the turbine power. Also, only the time interval from 92 ms to 200 ms was used in the power computation and a very low pressure ratio flow is expected to be lost. This pressure pulse used in the power computation is shown in Fig.10. p, bar 4,5 4,0 3,5 3,0 2,5 2,0 1,5 1,0 0,5 0, t, ms Fig. 10 Simulated pressure of the combustor usable for the expansion in the turbine. Next, the simulated performance of parallel combustors feeding one impulse turbine (as shown in the schematics in Fig. 1) is presented. The simulations indicate that nine parallel combustors are needed to give the net electric power of about 2 kw and with a proper timing of the combustion chamber ignition the turbine shaft power according to Fig. 11 is obtained. The average shaft power is 3257 W when assuming the average turbine efficiency of 70 %. To obtain the net power output, we must take into account shaft mechanical losses (3 6 %), generator losses (3 5 %), inverter losses (3...4 %), and losses

13 8 Journal of Thermal Science, Vol.18, No.2, 2009 created by partial admission of flow to the turbine (10 20 %, estimation based on references [15] and [16]). From the net power we must subtract the scavenging fan power which is calculated to be 217 W. Thus, the average net electric output is from 2017 to 2458 W, giving a net efficiency from 8 to 10 % with calculated average fuel power input of W. A 2 kw machinery would require 9 combustors to give sufficient scavenging time for each combustor. The weight-to-power ratio was estimated to be 23 kg/kw which is based on the size of the pulse combustor test equipment used in the experiments, as well as the pulse gas turbine concept design made in the study. P, kw t, ms Fig. 11 Computationally evaluated turbine power transients with several parallel combustors (ignition interval 108 ms, cycle duration 972 ms). General discussion and comparison to conventional micro turbines This study shows that the pulse combustion machinery is possible in theory. It is still challenging to get the pulse combustor to work reliably because the scavenging needs to be efficient and the air-fuel ratio control should be precise in order to have reliable ignition during each cycle. Furthermore, the length of the combustor in the experiments was long; hence the machinery needs much room and would be heavy. By optimizing the structure it would be possible to decrease the volume and weight. One alternative to be considered is the use of aerodynamically valved pulse combustors to decrease the weight and simplify the system. Aspects associated to the wave rotor technology are also promising. The results can be compared to very small micro turbines based on conventional continuous combustion. Small jet engines available for model planes can be made to produce electricity by replacing the jet nozzle with a power turbine and a high-speed generator. In this way a 6 kw micro turbine with 6 % electrical efficiency can be made with a relatively small weight-to-power ratio, 4 kg/kw. The estimated minimum electric power with this kind of construction is around 2 kw with a slightly decreased efficiency of 4 %. In conventional micro turbines the efficiency can be almost doubled with a recuperator [2], but the recuperator will increase the weight-to-power ratio. It should be noted that in a pulse gas turbine, a recuperator does not improve the efficiency in the similar manner as in a conventional gas turbine because the pressure peak is created with the temperature increase caused by the combustion. Thus, the temperature increase of the inlet air entering the combustion chamber does not decrease the fuel flow if the target is to keep the pressure ratio unchanged. The problem with small jet engines is the very short maintenance interval. To increase the interval for reliable power production, the currently used ball bearings should be replaced by for example gas bearings. This work would require further research in bearing technology as the rotational speed of the gas generator is in the order of rpm. In contrary to the conventional micro gas turbines, the rotational speed of the pulse gas turbine shaft is rather low, in the order of rpm in 2 kw size. A challenge to the technical operation life is valve wear. It is however many times better than with conventional micro gas turbines below 10 kw, if they use ball bearings. The impression of the authors is that this technology could be suitable for small size power production where the nominal power can be as low as 100 W because the efficiency of the turbine is not sensitive to the Reynolds number. Conclusions In this study the feasibility of the pulse combustion in micro gas turbines was evaluated. The pulse combustion was studied experimentally with a single combustor and theoretically by using the simulation model developed at Lappeenranta University of Technology (LUT). The performance of the system containing pulse combustors and a turbine was computationally evaluated. The efficiency of the evaluated equipment turned out to be in the order of 8 10 % when all losses are included. The turbine was evaluated computationally, and thus, the efficiency of a complete prototype is not known. Based on this study a 2 kw machinery would require 9 combustors. The weight-to-power ratio was estimated to be 23 kg/kw which is significantly greater than that of a small micro gas turbine based on conventional continuous combustion. The specific price is currently difficult to estimate, but the complicated valve system with many combustors increases the costs. By optimizing the structure it would be possible to decrease the volume and weight, and ideas associated to other technologies can be

14 Honkatukia et al. Feasibility of pulse combustion in micro gas turbines 9 considered as well. For example, aerodynamically valved pulse combustors and aspects associated to the wave rotor technology can give ideas to decrease the weight and simplify the system. It can be estimated that the efficiency and the specific weight of a well-designed pulse gas turbine system of 2 kw may be in the same order as with a 2 kw conventional gas turbine provided with an efficient recuperator. The main idea of the pulse combustion micro gas turbine system considered in this study is that almost all the compression work is made by the temperature increase due to the combustion. Thus, in a 2 kw machinery the disadvantages of poor compressor efficiencies related to very small gas turbines can be avoided. In addition, the pulse combustion micro gas turbine has some practical advantages. The pulse combustor can be started with a small power using a scavenging fan. The rotational speed of the pulse gas turbine is much lower compared to conventional micro gas turbines, which may give benefits in technical lifetime, but combustor valves may require service. Based on this study, it can be concluded that the pulse combustion machinery is possible in theory. However, there are still challenges in practical realization of the pulse combustion micro gas turbine, such as the weight-to-power ratio, costs, as well as the performance and reliability of the combustion system. Acknowledgements The authors would like to thank the Finnish Funding Agency for Technology and Innovation (Tekes), T-Turbine Oy, AXCO-Motors Oy and Veneveistämö Pauniaho Oy for supporting this work. References [1] Schmalzer B Gas turbines: Moving to prime time. Turbomachinery International Vol. 51, No. 6, 2010, Handbook [2] Soares C Microturbines. Applications for distributed energy systems. Elsevier Inc [3] Rabou L.P.L.M, Grift J.M., Conradie R.E., Fransen S., Verhoeff F Micro Gas Turbine Operation with Biomass Producer Gas. Contribution to the 15th European Biomass Conference, Berlin, May ECN-M [4] van Heerbeek P.A., van Gijzen M.B., Vuik C., de la Fonteijne M.R Numerical Modelling of a Pulse Combustion Burner: Limiting Conditions of Stable Operation. A.D. Fitt et al. (eds.), Progress in Industrial Mathematics at ECMI 2008, Mathematics in Industry 15, DOI / _140, Cop. Springer-Verlag Berlin, Heidelberg [5] Lampinen M. J., Turunen R., Köykkä M Thermodynamic analysis of a pulse combustion system and its application to gas turbines. International Journal of Energy Research, Vol 16., , [6] van Heerbeek P. A Mathematical Modeling of a Pulse Combustor of the Helmholtz-type. Interim Report. Delft University of Technology. February [7] Fry R. S A Century of Ramjet Propulsion Technology Evolution. Johns Hopkins University, Columbia, Maryland Journal of Propulsion and Power. Vol. 20, No. 1, January February [8] Akbari P., Nalim R., Müller N A Review of Wave Rotor Technology and Its Applications. Journal of Engineering for Gas Turbines and Power, October 2006, Vol [9] Iancu F., Piechna J., Dempsey E., Müller N The Ultra-micro Wave Rotor Research at Michigan State University. The 2nd International Symposium on Innovative Aerial/Space Flyer Systems (Dec. 2-3, 2005, The University of Tokyo). [10] Plavnik G Pulse Combustion Technology. 14th North American Waste to Energy Conference, May 1-3, 2006, Tampa, Florida, USA, NAWTEC [11] Larjola J. Transient simulation of gas turbines including the effects of heat capacity of the solid parts. Diss. Helsinki University of Technology, [12] Press W. H., Teukolsky S. A., Vetterling W. T., Flannery B. P Numerical Recipes in Fortran. The Art of Scientific Computing. Second Edition. The Press Syndicate of the University of Cambridge [13] Anderson J. D. Jr Modern Compressible Flow With Historical Perspective. Second Edition. McGraw-Hill Publishing Company [14] Saravanamuttoo H. I. H., Rogers G. F. C., Cohen H Gas turbine theory. 5th edition. Pearson Education Limited [15] Traupel W Thermische Turbomaschinen. Erster Band. Thermodynamisch-strömungstechnische Berechnung. Zweite neuarbeitete und erweiterte Auflage. Springer-Verlag, 1966 (in German). [16] Kohl R. C., Herzig H. Z., Whitney W. J Effects of partial admission on performance of a gas turbine. National Advisory Committee for Aeronautics. Technical Note No Lewis Flight Propulsion Laboratory, Cleveland, Ohio. Washington, February 1949.

15 Mikrokaasuturbiini-aggregaatti Kehityshanke Tekes Vene-ohjelma Jaakko Larjola Esa Saari Juha Honkatukia Aki Grönman

16 Projektin yhteistyöpartnerit Tekes Vene-ohjelma (pääasiallinen rahoitus) LUT Energia Virtaustekniikka (projektin toteutus) Timo Knuuttila T-Turbine Oy (idea, konsepti, polttokammio) Antero Arkkio (generaattorisuunnittelu) Aalto-yliopisto Asko Parviainen AXCO-Motors Oy (generaattorin valmistus) Petteri Pauniaho (venekäytöt) Veneveistämö Pauniaho Oy

17 Alkuperäinen tavoite: pulssipolttokaasuturbiini Mikrokokoluokan kaasuturbiinien ongelma on kompressorin huono hyötysuhde => johtuu alhaisesta Reynoldsin luvusta Tämä voidaan kiertää korvaamalla kompressori pulssimaisesti toimivilla polttokammioilla, joissa paineen nousu perustuu palotapahtumaan Projektin alkuosa käsitti tämän konseptin tutkimisen teoreettisesti ja kokeellisesti (alla polttokammion ns. tilavuusmalli)

18 Pulssipoltossa saavutettiin n. 7 bar painepiikki

19 Usealla vaiheistetulla, rinnakkaisella polttokammiolla saavutetaan turbiinin kannalta kyllin jatkuva virtaus

20 Projektin uudelleen suuntaus Vaikka näyttikin, että pulssikaasuturbiini olisi saatu toimimaan, ongelmaksi muodostui sen matala hyötysuhde 8. 10% (laskettu arvo) ja suhteellisen suuri tehopaino (luokkaa kg/kw) ja koko. Siksi projekti päätettiin uudelleen suunnata. Pulssikaasuturbiinitutkimus dokumentoitiin kirjoittamalla siitä tieteellinen artikkeli JTS-lehteen Uudelleen suuntauksen lopputulos oli, että päätettiin rakentaa 6 kw tehoinen mikrokaasuturbiini, jossa käytetään kaasugeneraattorina valmiina saatavaa mikro-suihkumoottoria, ja voimaturbiini ja generaattori rakennetaan itse (suihkumoottorista siis poistetaan suihkusuutin ja korvataan se voimaturbiinilla). Kyseinen prototyyppi on nyt valmis; koeajot sillä aloitettiin Prototyypin tehopaino on n. 4,8 kg/kw ja hyötysuhde ilman rekuperaattoria n. 6,5 % (rekuperaattori yli kaksinkertaistaisi hyötysuhteen, mutta lisäisi painon moninkertaiseksi; kompromissi olisi matalan rekuperaatioasteen rekuperaattori, jota tutkitaan mahdollisessa jatkohankkeessa).

21 Protyyppiaggregaatin rakenne Pakokanava Generaattori Ilman tulo Turbiini Kaasugeneraattori (modifioitu mikrosuihkumoottorista)

22 Maailman pienin (?) kaasuturbiiniaggregaatti. Tavoitteena on 6 kw kaasuturbiiniaggregaatti, joka on perinteisiin polttomoottori-aggregaatteihin verrattuna hyvin kevyt ja helposti yhden ihmisen kannettavissa. Prototyypin (kuvassa) mitat ovat 68 cm x 36 cm x 31 cm ja paino n. 30 kg. Kokoa kasvattavat lähinnä väljät ilmakanavat (imuilmavirtaus jäähdyttää generaattorin ja laakerit). Vastaava kaupallinen malli on tehtävissä tilavuudeltaan n. 40% pienemmäksi, ja paino on pudotettavissa n. 18 kg:aan. Vastaavan tehoinen polttomoottoriaggregaatti painaa kg mallista riippuen.

23 Turbiinin ja generaattorin suunnittelu Voimaturbiinin optimoinnissa päädyttiin aksiaaliturbiiniin, jonka reaktioaste on 50% ja siivet ilman kiertoa. Turbiinin valmisti Imatran Kone erikoisteräksestä 5-akseli jyrsinkoneella. Generaattori on nelinapainen kestomagneettikone, jossa erikoisrakenne mahdollistaa suuren pyörimisnopeuden