STEAM CYCLE FOR A STEAM POWER PLANT

Abstract: 1. Double steam cycle for a steam power plant, with heat input for power production from high quality heat, in which case the two steam cycles are combined in the high temperature region and the full cycle mass flows are heated by external heat input, by guiding over heater surfaces, and said full mass flows are expanded in a high temperature steam turbine, providing thus useful power as driving power to an electric generator, at which part of the steam expanded in the high temperature turbine is further expanded in a condensing turbine from which steam is bled for feed heating, and the steam flow thus further expanded in the condensing turbine is condensed in a condenser and is thus liquified in giving up its latent heat to the cooling water or a heating wafer circle, in either case in the liquid condensate being brought to higher pressure by the condensate pump, now called feed water, and is heated by low pressure bled steam heaters to the higher temperature before it is fed to the deaerator for deaeration which serves also as a means for feed water storage and this deaerated feed water is pressurized by the feed pump to a specified high pressure and is further heated by bled steam from the condensing turbine in high pressure heaters characterized in that the fully cycle mass flows before being heated by external heat input are heated in a heat exchanger by heat exchange with the full cycle mass flows expanded in the high temperature steam turbine and flowing from the high temperature steam turbine to said heat exchanger where they are cooled, and that this part of the full cycle mass flows thus cooled in said heat exchanger which is not fed to the condensing turbine for further expansion, this other part is cooled by injection of feed water in an injection cooler, said feed water being pressurized by the feed pump and being feed heated by bled steam heater, said part of the full steam cycle mass flows being increased by the mass flow of the injected feed water is compressed in a steam compressor or a first stage group thereof, this steam compressor being driven by the high temperature steam turbine, after which a further injection and compression in a succeeding part of the steam compressor may follow, and that in consequence the full cycle mass flows being thus replenished and compressed are heated in the heat exchanger mentioned above.

Description: Patentbeschereibung : "Dampfkreislauf für Dampfkraftanlagen" Die Erfindung betrifft einen neuen Dampfkreislauf zur Verbesserung des thermischen Wirkungsgrades von Dampfkraftanlagen. Dieser Kreislauf ist für Kondensationskraftanlagen ebenso anwendbar wie für Gegendruckanlagen. Im ersteren wird der Absolutbetrag des erreichbaren thermischen Wirkungs- grades deutlich verbessert, während im let.zteren der Anteil der erzeugbaren elektrischen Energie gegen über dem Anteil der Wärmelieferung verbessert wird. Als Wärlnequellen kommen Wärmelieferanten aller Art in Frage, insbesondere kann die Wärmelieferung an den im folgenden ,tu schildernden Dampfkreislauf durch einen atmosphärisch gefeuerten Dampfkessel aber auch durch einen mittels Kompressoren und Gasturbinen aufgeladenen druckgefeuerten Kessel erfolgen. Zum Stand der Technik ist festzustellen. ]9er Hauptvol-teil des Dampfkreislaufes in seiner klassischen For nach Clausiu < und Rankine ist, daQ die Kompression in der flüssigen Phase des Kreislaufmediums vorgenommen wird und daher eine vergleichsweise sehr geringe Kompressionsarbeit erforderlich ist, die zudem in einer einfach zu konstruierenden Maschine, nämlich der Speisepumpe erfolgt, die bei relativ niedriger Temperatur arbeitet und daher einfach und betriebssicher zu konstruieren ist. Weiters, dass die daran folgende Verdampfung des Kreislaufmittels in der Heizfläche des Kessels eine gute Kühlung der Rohre bewirkt und daher für relativ niedrige thermisch Beanspruchung derselben sorgt. Das eigentliche technische Entwicklungsproblem war daher nur die Entwicklung einer geeigneten Expansionsmaschine, in der heutigen Form der Dampfturbine, einer Maschine von immer steigender technischer Komplexität, in der aber weltweit noch immer der weit überwiegende Anteil der elektrischen Energieerzeugung erfolgt Der Vorteil, die Kompression in der flüssigen Phase vornehmen zukönnen, bewirkt aber auch zugleich den grössten Nachteil des Dampfkreislaufes in seiner heutigen Form. Deshalb nämlich, da nach dem Ende der Kompression die Wärmezufuhr beginnen muss, um das Arbeitsmittel auf die Höchsttemperatur des Kreislaufes zu bringen. Dies bedeutet aber, dass ein Grossteil der Wärme im Damijupfkreislauf in seiner heutigen Form bei relativ niedrigen 'ACemperaturen zum Zwecke der Vorwärmung und der Verdampfi.ing dem Kreislaufmedfum zugeführt werden muss. Dies bedeutet aber, dass im Sinne der Exergie betrachtet, schon bei ber W ärmezufuhr in den Prozess ganz wesentliche Verluste an Temper aturdifferenz und damit Verluste an möglichen Wirkungsgradgewinnen eintreten. Durch Anwendung des Carnotschen Kreisprozesses für jeden einzelnen differentiellen Schritt der Wärrnezufuhr an das Kreislaufmedium ist dieser Vorgang leicht zu erklären. Versuche den einfachen Wasserdampfprozess, den Rankine Prozess@u verbesseZrn erfolgten schon sehr früh. Zur laufenden DrlJck- und Temperatursteigerung kain die Verbesserung durch immer weiter gehende Speisewasservorwärmung und durch Zwischenüberhitzung. Der Versuch: e den Prozess direkt zu verändern und anstelle der Speisepumpe einen Dampf kompressor zu verwenden wurde ebenfalls gemacht. (Siehe A.Stodola, Dampf- und Gasturbinen, Springer, 5. Auflage, 1922, Seite 1077). Die Verfahren von Thurston und Dolder versuchen dies, nach teilweiser Kondense.tion des Dampfes soll dieser auf das ursprür.gliche Druckniveau verdichtet werden. Auch das Verfahren von Lang GB-PS Nr. 1 4'70 527 versucht den Dampf nach der Expansion in die Turbine direkt wieder zu kompremieren und der Kesseltrommel zuzuführen, die beabsichtigte Verminderung der Abwiirme bewirkt jedoch bei sonst gleichen Bedingungen nach Carnot nur dann einen Wirkungsgradgewinn, wenn gleichzeitig die Temperatur der Wärmezufuhr gesteigert wird. Diese Temperatursteigerung tritt in einem kombiniert fprozess dadurch ein, dass die Wärme zunachst dem Gasprozess zugeführt und dessen Abwärme im Dampfprozess verarbeitet wird. Siehe F.PAUKER "Neuere Vorschläge zum Gas-Dampf-Verfahren", Div. Will, Paper 28 G 1/6, 5 th World Power Conference, Vienna 1956. Sowie öP 172. 202 und aus neuerer Zeit DE-OS 26 37 924 (Stal-Laval). Die genannten Verfahren betreffen offene Gasturbinenprozesse. Es sind aber auch Verfahren, die geschlossene Gasturbinenprozesse in einem kombinierten Gas-Dampf-Prozess verwenden bekannt geworden. Als Arbeitsgase wurden hiebei Luft, Kohlendioxyd und Helium verwendet bzw. vorgeschlagen. Siehe H. Bormann und J. Buxmann "Kombinierte Kraftwerksprozesse mit geschlossener Gas- und Dampfturbine", Brennst. -Wärme-Kraft 1981. Die Wärmezufuhr erfolgt hiebei an den geschlossenen Gaskreis, die Wärmeabfuhr aus demselben zum Teil an den nachgeschalteten Dampfkreis zum anderen Teil äussere Gaskühler, um die Temperatur des Gases vor der Kompression möglichst abzusenken. Es ist die Übertragung der Abwärme an den Dampfkreis nur durch eine metallische Heizfläche und infolge der Wasserverdampfung nur mit beträcntRichen Temperaturdifferenzen möglich. Weiters sind geschlossene Kreisläufe mit Kohlendioxyd als Arbeitsmittel bekannt geworden, die das Medium nach teilweiser Kondensation zur Wärmeabfuhr auch in Verzweigungen der Mengenströme gasförmig kompremieren. Siehe N. Gasparovic "Fluide und Kreisprozesse für Wärmekraftanlagen mit grossen Einheitenleistungen", , Brennst.-Wärme-Kraft 1969. Weiters ist ein Vorschlag bekannt geworden, einen Dampfkreislauf zur Gänze im überkritischem Gebiet ablaufen zu lassen. Siehe J.H.Potter "The Totally Supercritical STeam Cycle", Trans. ASME, Journal of Eng. for Power, 1969. Dieser Kreislauf bestehend aus Kompression, Wärmetausch, Wärmezufuhr, Expansion, Wärmetausch und Wärmeabfuhr wird in einer einfachen Schleife durchlaufen und liegt im T,s-Diagramm des Wasserdampfes oberhalb der Grenzkurve und die Kompression in allen Fällen links des kritischen Punktes, d.h. im Bereich von Entropien kleiner als die kritische Entropie. Dies bedeutet Wärmeabfuhr bei relativ hoher Temperatur und sehr hohe Drücke im gesamten Kreislauf, somit das Erfordernis von Turbinen und Kompressoren mit sehr hoher Gehäusewandstärke und hoher Stufenzahl. Es wurde auch der Weg der Übereinanderschaltung von Satidampf- prozessen verschiedener Fluide beschritten, um die Temperatur der Wärmezufuhr anzuheben und die hohen Drücke des Wasserdampfes zu vermeiden. Stodola beschreibt in seinem Buch Seite 1090 die Übereinanderschaltung von Sattdampfprozessen für Quecksilber und Wasser. In neuerer Zeit wurde auch die Verwendung von Sattdampfprozessen mit Natrium oder Kalium und auch noch mit zwischengeschalteten organischen Fluiden vorgeschlagen. Neben der Tatsache, dass die thermodynamischen Eigenschaften dieser Fluide nicht immer völlig günstig sind ist für den Kraftwerksbetrieb der Zwang zur Verwendung mehrerer verschiedener Medien von Nachteil. Ausserdem muss die Wärme jeweils von einem Fluid zum anderen durch metallische Heizflächen geleitet werden. Es ist daher derzeit noch kein Verfahren bekannt, das nur unter Verwendung des ausserordentlich erprobten und erforschten Kreislaufmediums Wasser, eine wesentliche Wirkungsgradverbes serung von thermischen Kraftanlagen ermöglichen würde. Hier Abhilfe zu schaffen ist der Zweck der vorliegenden Erfindung. Es soll im Sinne Carnot's der Kreislauf des Wassers und des Wasserdampfes in einer Dampfkrafanlage so verändert werden, dass die heutigen Vorteile der Wärmeabfuhr bei niedriger Temperatur im Kondensator beibehalten werden, jedoch der entscheidende Nachteil der Wärmezufuhr zur Verdampfung bei mittlerer Temperatur beseitigt wird. Dies geschieht gemäss der vorliegenden Erfindung dadurch, dass an Stelle des einfachen Wasserdampfkreislaufes ein zweifacher Kreislauf verwendet wird, wobei diese beiden Kreisläufe im Sinne des Temperaturgefälles übereinander gelegt werden, sodass die Wärmezufuhr nur in den obersten Teil des oberen Kreislaufes und damit also zur Gänze bei einer Temperatur erfolgt, die wesentlich höher als die Verdampfungstemperatur ist und auch infolge zweckmässiger Konstruktionen höher gewählt werden kann als die heutigen Überhitzungs- und Zwischenüberhitzungs temperaturen liegen. Es geschieht dies durch einen Kreislauf von Wasserdampf zwischen einem oberen Druckniveau und einem unteren Druckniveau im oberen Kreislauf mit Hilfe eines Dampfkompressors und einer zugehörigen Dampfhoch temperaturturbine. in diesem Kreislauf ist ein Wärmetauscher angeordnet, der es ermöglicht die Expansionslinie der Hochtemperaturturbine im h,s-Diagramm so nach links zu verschieben, dass ein zweckmässiger Kondensationspunkt in der Nähe der Sattdampfkurve erhalten wird.Ausserdem dient dieser Wärmetauscher dazu, die Temperaturspanne der Wärmezufuhr weiter anzuheben, indem die Wärmezufuhr eben nicht unmittelbar nach dem Kompressor einsetzt, sondern erst nach der Aufwärmung im Wärmetauscher, sodass auch diese Massnahme beiträò, um die mittlere Temperatur der Wärmezufuhr in den Prozess wesentlich zu steigern. Zur Wärmabfuhr wird aus diesem Kreis ein Teil des Dampfes in die Kondensationsturbine abgezweigt, durchläuft in dieser einen Dampfkreislauf üblicher Art mit Kondensation und Anzapfspeisewasser-Vorwärmung, wobei jedoch nun das vorgewärmte Speisewasser so in den oberen Dampfkreislauf eingespritzt wird, dass die nötige Kühlung vor dem Dampfkompressor und in eventuellen Zwischenstufen innerhalb des Dampfkompressors erreicht wird. Dadurch ist der Mengenstrom geschlossen und auch der Wärmefluss von der Wärmezufuhr bei hoher Temperatur zur Wärmeabfuhr in die Leistungserzeugung und in die Kondensation bei tiefer Temperatur gegeben. Ein weiterer entscheidender Vorteil dieses Kreislaufes ist, dass die Notwendigkeit einer Höchstdruckdampfturbine, wie sie bei konventionellen Anlagen zur Wirkungsgradsteigerung erforderlich ist nicht mehr gegeben ist. Soll in einem konventionellen Prozess die Temperatur der Wärmezufuhr gesteigert werden, so kann dies nur dadurch geschehen, dass nach extremer Speisewasseranzapf-Vorwärmung, die jedoch mit der Annäherung an die Sattdampftemperatur begrenzt ist, die Sattdampftemperatur durch Drucksteigerung selbst angehoben wird, was jedoch nur bis zum kritischen Punkt möglich ist und hierauf eine möglichst hohe Überhitzung erfolgt. Dies erfordert jedoch, um eine Expansionslinie der Dampfturbine zu erhalten, die im feuchten Gebiet endet, einen ausserordentlich hohen Frischdampfdruck. Diese hohen Frischdampfdrücke, die zum Teil schon tiberk riti sch sind und den Bereich von 300 bar erreicht haben, bedingen jedoch ausserordentlich schwierige, teure und zum Teil auch betriebsunsichere Konstruktionen der Höchstdruck dampfturbinen. Ausserdem kann auch durch diese Massnahme des überkritischen Druckes, wie der Verlauf der Erwärmung im T,s-Diagramm des Wasserdampfes zeigt, die mittlere Temperatur der Wärmezufuhr in keiner Weise derart angehoben werden, wie nach der vorliegenden Erfindung. In der Konstruktion ergibt sich für die hier nötige Hochtemperaturdampfturbine der Vorteil, dass deren Betriebs druck vergleichsweise niedrig ist und etwa dem Druck einer Zwischen überhitzungsturbine einer konventionellen Dampfturbine entspricht, sodass in diesem Fall die Maschine mit einem Gehäuse wesentlich geringerer Wandstärke ausgeführt werden kann. Dies, sowie die Tatsache, dass die Sattdampftemperatur des zugehörigen Druckes von etwa 50 bar sehr niedrig liegt, bietet die Möglichkeit eine derartige Maschine mit innerer Isolation im Sinne der Konstruktion von Gasturbinen zu gestalten. Hiezu ist eine Isolation nötig, die im Dampfbereich arbeitet und die Temperaturdifferenz von der Höchsttemperatur des Prozesses auf die Sattdampftemperatur dieses höchsten Druckes im Bereich von 50 bar überwindet. Bei Auswahl geeigneter keramischer und mineralischer Materialien und entsprechender Festigung eines I solationskörpers durch metallische Verstärkungen ist es ohne weiteres möglich eine derartige innenliegende Isolation betriebssicher zu konstruieren. Durch Anzapfung und Entwässerung des Gehäuses im Innenbereich und unter voller Wirkung der Isolation wird dann erreicht, dass an der Innenseite des Dampfgehäuses der Sattdampfzustand der Höchsttemperatur-Dampfturbine erreicht wird. Dies ist jedoch eine vergleichsweise niedrige Temperatur im Bereich von 200 bis 250 OC, sodass ein derartiges Gehäuse nicht nur aus niedrig legierten Materialien und durch Schweisskonstruktion gefertigt werden kann, sondern ausserdem durch die nledrzçe Temperatur und die mocllche hohe Leitlahigkeit des zu verwendenden Stahles einen sehr geringen Wärmeverzug aufweisen wird, was der Betriebsfähigkeit und Anstreifsicherheit dieser Turbine zugute kommt. Zusammen mit der Tatsache, dass der Mengenstrom gegenüber einer konventionellen Dampfturbine wesentlich erhöht ist, ergibt sich somit, dass hier eine Turbine nut weniger Stufe:'. aber grösserer C,chauJe';äncen und geringf r: Spalten vorliegen kann. Dies bedeutet andererseits, dass der Strömungswirkungsgrad einer derartigen Maschine deutlich höher sein wird, als der einer konventionellen Höchstdruckturbine. Auch diese Tatsache kommt dem Gesamtwirkungsgrad des Kreislaufes zugute. Der Dampfkompressor arbeitet im Bereich mittleren Druckes und niedriger Temperatur und ist daher als konventionelle Strömungsmaschine ausführbar. Die ins Auge gefasste Wassereinspritzung vor dem Dampfkompressor soll Feuchtigkeiten im Bereich von 5 bis 12 % ergeben. Nach den Betriebserfahrungen mit Sattdampfturbinen, die in diesem Feuchtigkeitsbereich einwandfrei arbeiten, erscheint es keinerlei Problem zu bieten einen Dampfkompressor, insbesondere auch z. B. einen solchen mit Ra dialausführung mit einer derartigen Eintrittsfeuchtigkeit zu beaufschlagen. Der Einspritzkühler erfordert eine Zerstäubung des aufgewärmten Kondensates durch entsprechende Einspritzdüsen, die in der nötigen Feinheit durch eine leichte Steigerung des Druckes der von der Speisepumpe erzeugt wird, erreicht werden kann. Die in den Dampfstrom des Hauptstroms eingespritzten Tröpfchen werden von diesem weitergetragen und durch Wärmezufuhr aus dem Überhitzungsbereich verdampft, sodass entsprechend der gewählten Einspritztropfengrösse eine genügend feine Verteilung der Tröpfchen im Sattdampfbereich entsteht. Diese stellen für den Dampfkompressor, wie oben geschildert, UeLne bnuztsngsgefahr dar. Der Dampfwärmetauscher überträgt Wärme vom Dampf niedrigen Druckes und höherer Temperatur auf den Dampfstrom höheren Druckes und niedriger Temperatur. Sein Temperaturbereich ist im allgemeinen so wählbar, dass hiezu lediglich konventionelle Kesselbaustähle Verwendung finden müssen . Es ist daher möglich ein derartiges Gerät mit genügendem Querschnitt und in preiswerter Weise so zu bauten, dass geringe Druckverluste auf beiden Seiten entstehen. Die Aufwärmung im Dampferhitzer (der Ausdruck Überhitzer ist hier nicht ganz angebracht, da schon der Vorwärmer einen Teil der Uberhitzung besorgt). Diese Heizfläche stellt die einzige wärmeaufnehmende Heizfläche des im folgenden zu schildernden Kessels dar. In ihr hat die Aufwärmung des Dampfes auf die Höchsttemperatur des Prozesses zu erfolgen. Bei einem Druck der nach heutigen konventionellen Begriffen als mittlerer Druck anzusprechen ist. Wird die Temperatur hier hoch und über den heute üblichen Spitzenwert hinaus gesteigert, so sind hier höherwertige Materialien für die entsprechenden Rohre einzusetzen. Dies kann jedoch durch Wahl von austenitischen Rohrmaterialien bzw. auch Nickelbasis Rohrmaterialien in geeigneter Weise geschehen. Die Kondensationsdampfturbine und der Kondensator sowie das Anzapf-Vorwärm-System sei in völlig konventioneller Weise ausgeführt. Ebenso die Speisepumpe und ihr Antrieb, lediglich mit der Vorsorge die Druckdifferenz zur Zerstäubung des Einspritzwassers ebenfalls aufbringen zu müssen. Zum Kessel ist festzustellen, dass dieser als atmosphärisch gefeuerter Kessel mit beliebigen Brennstoffen ausgestaltet werden kann. Es ist lediglich notwendig die Abgase des Kessels und die angesaugte Luft in einem Wärmetauscher so aneinander anzupassen, dass im Feuerraum des Kessels eine Temperatur entsteht, die mit genügender Temperaturdifferenz über der Temperatur llec,l. die der Dampferhit;er aufweist. Unter Berücksichi igu'g der Talsnche, dass die spezifischen Warmen des l.esselat ces und der angesaugten Luft infolge des Verbrennungsvorganges und des Brenrlstoffanteiles verschieden sind, jedoch auch unter Berücksichtigung der Tatsache, dass die Luft kälter angesaugt wird als das Rauchgas in den Schornstein abgegeben wird ist dies ohne weiteres möglich. Es muss die Luft auf etwa 500 C vorgewärmt werden und die Wärme durch Abtausch aus dem Kesselabgas hiezu entnommen werden. Es is; t möglich einen Kessel in der geschildericn Art mit lediglich atmosphärischer Feuerung mit Zufuhr der Luft durch ein Unterwindgebläse bzw.Abfuhr des Rauchgases durch ein Saug-Zug-Gebläse zu versorgen. Es ist aber auch möglich einen Teil dieser Temperaturdifferenz zur Aufwärmung der Luft nicht über den Wärmetauscher, sondern mittels Aufladung durch einen Kompressor zu bewirken und damit gleichzeitig den Druck im Wärmetauscher und in der Brennkammer des Kessels entsprechend zu steigern und den Wärme übergang an den Dampferhitzer entsprechend zu verbessern. Dies kann soweit gehen, dass der Rauchgas-Wärmetauscher völlig entfallen kann und lediglich die Aufladung durch Kompressor und die Entspannung durch die entsprechende Gasturbine der Luft bzw. des Rauchgases im Kesseldurchsatz erfolgt, wie dies die DE-OS 22 62 305 (Brown Boveri) lehrt. Im einzelnen wird die Erfindung wie folet beschrieben: Die Schaltung einer derartigen Anlage sei durch das folgende Schema Fig. 1 gegeben. Dabei bedeute 1 das Unterwindgebläse, das den Kessel mit Luft versorgt. 2 seinen elektrischen Antrieb. 3 ein eventuell vorhandenes Saug-Zug-Gebläse. Siehe 4 einen Rauchgas-Wärmetauscher mit der luftseitigen Heizfläche 5 und der gasseitigen Heizfläche 6 . 7 die Brennstoffzufuhr in der Brennkammer 8 des Kessels in der in diesem Falle eine atmosphärische Verbrennung stattfindet. Handelt es sich um einen aufgeladenen Kessel, dann mögen die Grössen 1,2 und 3 den Kompressor, die elektrische An- und Abtriebs maschine, sowie die Gasturbine eines Ladetrxebwerkes fur einen druckgefeuerten Kessel bedeuten. Im übrigen ist die Schaltung in diesem Falle unverändert. In die Brennkammer des Kessels erfolgt über die Leitung 9 die Zufuhr des im Dampfwärmetauscher vorgewärmten Dampfes in den Dampferhitzer 10, in dem die entsprechende Erwärmung durch die Rauchgase erfolgt. Von dort aus wird der Dampf der Hoch -Temperatur-Dampfturbine 13 zugleitet. Die Linie 13.1 bedeutet dabei die Kühldampfführun± vom Kompressor in den 3tcicr der oc-Tenp. Dampfturbine, die zur Kühlung desselben erforderlich ist. Nach dem Austritt aus der Hochtemperatur-Dampfturbine erfolgt Kühlung des Dampfes im Dampfwärmetauscher 14 , worauf am Verzweigungsknoten 15 der Dampfstrom zur Kondensations-Dampfturbine 16 abgezweigt wird. In dieser erfolgt die Expansion und hierauf die Kondensation im Kondensator 17, worauf das Kondensat durch die Kondensatpumpe i8 über die Niederdruck-Vorwärmer 19 zum Speisewasser-Entgaser 20 nebst Speisewasserbehälter. Von dort zur Speisepumpe 21 und über die Hochdruck-Vorwärmer 22 zum Einspritzkühler 23 fliesst, in dem die Mischung zum Eintritt in den Niederdruck-Kompressor erfolgt. Durch einen weiteren Hochdruck-Vorwärmer könnte das Kondensat zur Zwischeneinspritzung 24 weiter vorgewärmt werden, wodurch die Einstellung der richtigen Mischung für den Hochdruck-Kompressor 12 erfolgt ist. Aus diesem erfolgt die Weiterleitung des Dampfes wieder in den Dampf-Wärmetauscher 14 und über die Leitung 9 in den Dampf Erhitzer, womit der Dampfkreis geschlossen ist. Die Abfuhr der Leistung erfolgt vom Dampfsatz, der auf einer Welle angeordnet werden kann, an den Elektrogenerator 25 Die Schilderung des Kreislaufes im T,s-Diagramm erfolgt unter der Voraussetzung, dass die Zustandsgrössen entsprechend der Definition des T,s-Diagrammes verwendet werden. Es ist also beim Vergleich der Vorgänge zu berücksichtigen, dass die Massenströme, entsprechend den einzelnen Zustand anderunctlinlen verschieden rcin können. D0e t)itäitirungen zm 7vklus werden, da sie mll den Nummerierungen nicht identisch sein konnen, mit den Helerlhnur,Ben C bezeichnet. Es bedeutet also C 1 den Punkt der höchsten Temperatur und Druckes vor der Höchst-Temperatur-Dampfturbine. C 2 den Zustand nach der Expansion in derselben. C 3 den Zustand des Dampfes nach der Abkühlung im Dampf Wärmetauscher und am Eintritt in die Kondensationsturbine. Die Zustände C 3,L,5,6,7 die Expansion und die Anzapfung in der Kondensationsturbine und schliesslich die Kondensation im Kondensator. Die Zustände C 15 und C 16 bedeuten die Förderung in die Kondensatpumpe, C 17 den Zustand nach den Niederdruck-Vorwärmer, C 18 den Zustand nach dem Speisewasserentgaser und -Vorwärmer, C 19 den Zustand nach der Speisepumpe und C 20 den Zustand des Einspritzwassers nach Aufwärmung im Hochdruck-Vorwärmer, vor der Einspritzung in den Einspritzkühlern 23 und 24. ln diesen laufen die Zustände des oberen Dampfkreises C 3 - C 8 entsprechend der Kühlung im Überhitzungsbereich und C 8, C 9 zur Herstellung der gewunschten Feuchigkeit vor dem Niederdruck-Kompressor ab. Völlig analog der Zustandsverlauf im Zwischenkühler 24 entsprechend den Zustandspunkten C 10 bis C 11 bis C 12. Die Kompression in den beiden Kompressoren sind durch die Zustandsverläufe C 9 bis C 10 und C 12 bis C 13 beschrieben. Die Temperaturdifferenzen entsprechend den Zustandspunkten C 3 gegenüber C 13 und C 2 gegenüber C 14 dienen zur Übertragung der Wärme im Wärmetauscher, in dem der Dampf bis in den Zustandspunkt C 14 vorgewärmt wird. Der Zustandsverlauf C 14 bis C 1 kennzeichnet die Wärmezufuhr im Dampferhitzer 10 Weiters werden in Fig. 3 konstruktive Details einer solchen Hochtemperatur-Dampfturbine und des Dampfkomporessors beschrieben. Es bedeutet 3,1 die Hochtemperatur-Dampfturbine (13 in Fig:1) In Zwei-Wellenausführung mit schnellaufender Kompressorantriebsturbine 3,11 und mit auf Netzfrequenz laufender Generatorantriebsturbine 3,12, auch Nutzturbine genannt, weiters eine mittlere und die Hochdruckstufe des Kompressors, hier gezeigt, in der Ausführung als schnellaufende Radialkompressoren, diese werden mit 3,2 als schnellzufender Mittel- und Hochdruckkompressor bezeichnet (12 in Fig. 1). Der Isolationskörper, der mit Füll- stücken und stagniertem Dampf erfüllt wird mit 3,3 die ihn zusammenhaltenden Le tbleche mit Druckausgleichrbohrungen und siebartige Bleche werden mit 3,4 bezeichnet. Der Spalt zwischen Isolationskörper und Gehäuseinnseite sei mit 3,5, seine Entwässerung mit 3,6 bezeichnet. (Die Entwasserung ist am Gehäuse unten angeordnet: in Fig. 3 verdreht gezeichnet). Die Potor- kühlung wird für die Kompressorturbine mit 3,7 und mit 3,8 für die Nutzturbine bezeichnet. Die Anspeisung erfolgt nach Fig. 1 über die Leitung 13,1 vom Kompressor her, die Kühlkanale in den Rotoren selbst können etwa nach ÖP 290 927 oder ÖP 958 337 ausgestaltet sein. Im übrigen bezeichnet 3,91 den Dampfstrorn vom Niederdruckkompressor, 3,92 den Dampfstrom zum Hochdruckkompressor, 3,93 den Heissdampfstrom vom Dampferhitzer, 3,94 den Dampfaustritt zum Wärmetauscher und 3,95 die Versorgung des Zwischenlagers mit Öl und Kühlmittel.

Claims: Ansprüche Anspruch 1 : Dampfkreislauf für ein Dampfkraftwerk mit Wärmezufuhr an denselben durch einen atmosphärisch- oder druckgefeuerten Dampfkessel oder einen Abhitzekessel oder durch einen Hochtemperaturreaktor cer durch eine Solaranlage oder durch irgendeine andere Wärmequelle, dadurch oekennieichnet , daJs ein donpeler Kreislauf des I;relclauf- Ntilums Was3trdampf bzw. Wasser im Sinne einer synchron durchlaufenen doppelten Schleife ähnlich einer Ziffer 8 erfolgt, wobei die beiden Schleifen in Bezug auf die Temperatur des Kreislaufmediums übereinander angeordnet sind und in der Hochtemperaturschleife ausgehend vom Verzweigungspunkt (15, C3) der in die Hochtemperaturschleife eintretende Teil des Dampfstromes durch einen Einspritzkühler (23, C3 bis C8 bis C9) gekühlt und durch die entsprechende Menge eingespritzten Speisewassers (C20) vermehrt wird, und darauf dem ersten Teil bzw. Stufengruppe des Dampfkompressors (12, C9 bis C10)zugeführt und in diesem verdichtet wird, worauf eine Zwischeneinspritzung im Einspritzkühler (24, C10 bis C11 bis C12) erfolgen kann worauf die weitere Verdichtung in einem weiteren Dampfkompressorteil bzw. Stufengruppe der nunmehr wieder um die Einspritz Speisewassermenge vermehrten Dampfmenge erfolgt, wobei aber der Einspritzkühler (2L) oder ein weiterer auch nach der letzten Kompressorstufe angeordnet sein kann, wobei nunmehr die volle Kreislaufmenge der Hochtemperaturschleife der Hochdruckseite des Dampfwärmetauschers (lL, C13 bis C1l) zugeführt und in diesem erwärmt wird und in der Folge dem Dampferhitzer und der mit äusserer Wärmezufuhr beaufschlagten Heizfläche (10, Cl4 bis C1) zugeleitet wird, in der die Erwärmung auf die Höchsttemperatur erfolgt, worauf der Dampfstrom der Hochtemperaturschleife in der Hochtemperaturdampfturbine (13 Cl bis C2) expandiert, wobei die Antriebsleistung der Dampfkompressoren erzeugt und der Überschuss als Nutzleistung an den Generator (25) abgegeben wird und in der Folge der Dampfstrom der Niederdruckseite des Dampfwärmetauschers (14, C2 bis C3) zugeleitet und entsprechend abgekühlt wird, wodurch die Hochtemperaturschleife geschlossen und der Verzweigungspunkt (15) erreicht ist, wobei in diesem die untere Schleife mit der Expansion in der Kondensationsturbine (16, C3 bis CÄ bis C5 bis C6 bis C7) über diverse Anzapfstellen bis zum Kondensationspunkt (C7) führt wobei der Dampfstrom im Kondensator (17, C7 bis C15) unter Wärmeabgabe an das Kühlwasser verflüssigt und von der Kondensatpumpe (18, C15 bis C16) den Niederdruckvorwärmern zugeführt wird (19, C16 bis C17) sowie dem Entgaser (20, C17 bis C18) der zugleich Speisewasserbehälter ist, von diesem, die Kondensatmenge der unteren Schleife, der Speisepumpe (21, C18 bis C19) zuläuft, in dieser auf den erforderlichen Druck zur Einspritzung in die Einspritzkühler gebracht und noch durch weitere Hochdruckvorwärmer (22, C19 bis C20) erwärmt, wobei nach Einspritzung der Speisewassermenge in den Kühlern (23, 2L C20), die untere Schleife und damit der gesamte Kreislauf geschlossen wird. Anspruch 2 Dampfkreislauf nach Anspruch 1 dadurch gekennzeichnet, dass in der unteren Schleife eine Gegendruckturbine anstelle der Kondensationsturbine (16) verwendet wird und der Kondensationspunkt (C7) bei entsprechend höherem Druck und Temperatur liegt und dass bei technologischen Anlagen das Kondensat aus der zu heizenden Anlage rückläuft oder dass neuaufbereitetes Frischwasser vorgewärmt und in den Einspritzkühleren (23, 24) eingespritzt wird, wenn der Abdampf zu technologischen Zwecken benötigt wird. Anspruch 3 Kreislauf für eine Dampfkraftanlage nach Anspruch 1) und 2). Dadurch gekennzeichnet, dass die Hochtemperaturschleife im Gebiet des überhitzten Dampfes über der Grenzkurve in deren rechten Ast, also bei Entropien grösser als der kritischen Entropie abläuft, wobei lediglich in den Bereichen der Einspritzkühler und am jeweiligen Eintritt zu einer Kompressorstufe oder Stufengruppe die Grenzkurve unterschritten werden kann, und wobei däs Druckvêrhältnis der Hochdruck schleife (Druck in C1 zu C2) im Bereich von 3 bis 6 mit einem Optimalwert bei etwa 5 gewählt wird, wobei ein Höchstdruck des Kreislaufes im Bereich von 20 bis 60 bar und ein Mitteldruck des Kreislaufes im Bereich von 3 bis 20 bar gewählt wird, und dass die Lage des Verzweigungspunktes (15, C3) zwischen oberer unterer Schleife so gewählt wird, dass bei dem nun herrschenden mittleren Druck (3 bis 20 bar) in diesem Verzweigungspunkt (15 C3) ein Expansionsendpunkt der Kondensationsturbine (16, C7) unter Berücksichtigung der verlustbehafteten Expansion in derselben erhalten wird, der bei den gegebenen Kühlbedingungen des Kühlwassers einer Dampffeuchtigkeit von 0 bis 12 % (C7) entspricht, sowie dass die relative Einspritzmenge des Speisewassers vor den einzelnen Stufen bzw. Stufengruppen des Dampfkompressors 0 bis 12 % Feuchigkeit C9, C12) am jeweiligen Eintritt nicht überschreitet und die Kompression in jeder Stufengruppe des Dampfkompressors, in der letzten, unter Berücksichtigung einer eventuell nachfolgenden Einspritzung, einen Zustand im Überhitzungsbereich (C10,C13) in der Nähe der Sattdampflinie ergibt, weiters dass die Wahl von Höchsttemperatur am Eintritt in die Hochtemperaturturbine (Cl) Druckverhältnis der Hochtemperaturschleife, Austrittstemperatur aus der Hochtemperaturturbine (C2) der Kompressionstemperatur (C13) und er Vorwärmung sowie die Wahl des Verzweigungspunktes (15, C3) so getroffen wird, dass nicht zu unterschiedliche Temperaturdifferenzen der Mengenströme am Ein- und Austritt des Wärmetauschers (14) entstehen. Anspruch 4. Hochtemperatur-Dampfturbine (Fig.l bezeichnet mit 13, Fig.3 bezeichnet mit 3,1) und Hochtemperatur-Dampfkompressor (Fig. 1 bezeichnet mit 12, Fig. 3 bezeichnet mit 3,2) zur Durchführung des Dampfkreislaufes nach Anspruch 1 bis 3, mit innerer Isolation des Gehäuses, dadurch gekennzeichnet, dass im inneren dieses Gehäuses ein dampferfüllter lsolationskörper (3,3) hergestellt aus mineralischen oder keramischen Stoffen und mit entsprechenden Halterungsmassnahmen der Fasern, Füllstücke usw. durch Drähte, Siebe Bleche und dergleichen mit entsprechenden Spalten zum Druckausgleich innerhalb der ganzen Isolation und mit einem Spalt zwischen dem Isolationskörper und der Innenseite des Gehäuses, wobei dieser entsprechend entwässert ist (Spalt 3,5 Entwässerung 3,6-), wobei bei den Dampfdrücken nach Anspruch 3 Sattdampftemperaturen kleiner 300 OC an der Innenseite des Gehäuses entstehen, was die Verwendung niedriglegierten Stahles als Gehäusematerial ermöglicht. Anspruch 5 Hochtemperatur-Dampfturbine und Kompressor nach Anspruch 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass am Austritt des Dampfkompressors 12 bzw. an geeigneter Stelle davor Kühldampf (Leitung 13,1) zur Einspeisung in die Hochtemperatur-Dampfturbine (13) zur Kühlung des Rotors und zur Kühlung der Schaufeln und zur Kühlung des Gehäuses durch Einspeisung in den Spalt (3,5) zwischen Gehäuse und 1 solationskörper entnommen wird

Inventors: JERICHA HERBERT, JERICHA, HERBERT DIPL.-ING. DR. UNIV. PROF.
Applicants: JERICHA HERBERT
Application year: 1985
Main classification: F01K7
IPC codes: F01K19, F01K7