DE1815969A1

DE1815969A1 - UEberkritischer Druckdampferzeuger mit einer Rezirkulationsschleife

Info

Publication number: DE1815969A1
Application number: DE19681815969
Authority: DE
Inventors: Garrett Jun Carlos Joseph
Original assignee: Combustion Engineering Inc
Current assignee: Combustion Engineering Inc
Priority date: 1967-12-26
Filing date: 1968-12-20
Publication date: 1969-07-10
Also published as: SE348043B; DE1815969B2; BE721177A; GB1230428A; NL6818636A; ES361833A1; FR1582462A; US3467069A

Description

zum Patentgesuch

der Pa. Combustion Engineering, Inc., Windsor, Conn., U.S.A.

betreffend:

"Überkritischer Druckdampferzeuger mit einer RezirkulationaEDhleife"

Die Erfindung betrifft einen überkritischen Druckdampferzeuger mit einer Rezirkulationsschleife und insbesondere die Rezirkulationspumpeinrichtung desselben.

Überkritische Druckdampferzeuger arbeiten nach dem Durchlaufprinzip, wobei eine Speisewasserpumpe Wasser in Serienschaltung durch rohrförmige beheizte Oberflächen fördert, die innerhalb des Dampferzeugers angeordnet sind, und danach den so erzeugten Dampf zu einer Dampfturbine oder einem anderen Dampfverbraucher. Das Wasser w±d zunächst im allgemeinen durch einen Vorwärmer fließen, dann durch die Kesselwandrohre und schließlich durch den Überhitzer. Bei diesen Dampferzeugern vom Rezirkulationstyp wird ein Anteil des Wassers stromabwärts von den Kesselrohren entnommen.und bis zu einem Punkt stromaufwärts der Kesselrohre zurückgeführt

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oder rezirkuliert. Dadurch ergeben sich höhere Durchflußraten durch die Kesselwandungsrohre während des Betriebes mit niedriger Belastung, als normalerweise zu erwarten wäre. Dieser größere Durchfluß verringert seinerseits die Temperatur des Metalls der Kesselrohre infolge des niedrigeren Widerstandes des Rohrwasserfilms gegen den Wärmeübergang. Gleichzeitig wird die Temperaturdifferenz des Fluids herabgesetzt, das durch die Kesselrohre fließt. Die Pumpeinrichtung, die diese Rezirkulation bewirkt, kann entweder in der Rezirkulationsschleife angeordnet sein oder in einem Teil der Durchflußleitung, in der diese Rezirkulation bewirkt wird. US-Patentschriften 3 Io5 252 und 3 1J55 249 beschreiben den Betrieb eines solchen Systems, bei dem die Zirkulationspumpeinrichtung auf dem Rezirkulationssystem "schwimmt".

Bei jeder Belastung des Dampfezeugers bleibt die Temperatur des Fluids, das die Kesselrohre verläßt, konstant, unabhängig von der Rezirkulationsmenge. Die Einlaßtemperatur in die Kesselwandungsrohre ändert sich mit der Durchflußmenge durch die Rohre. Wenn der Betrieb des Dampferzeugers mit Kaltwasser beginnt, befindet sich natürlich die gesamte Rezirkulationsschleife auf niedriger Temperatur. Die Anlage wird aufgeheizt, und ein geringer Durchfluß beginnt,bis zu einem Punkt, bei dem eine Temperatur in der Größenordnung von 425 C von dem Fluid erreicht wird, das die Kesselrohre verläßt. Ein großer Anteil dieses Fluids wiü rezirkuliert und mit dem mit niedriger Temperatur eintretenden Speisewasser gemischt, so daß die Temperatur des Fluids, das in die Kesselrohre eLntritt, nur geringfügig unter der ist, mit der die Kesselrohre verlassen werden. Wenn die Belastung des Dampferzeugers erhöht wird, erhöht sich auch der Durchfluß, während der Rezirkulationsfluß sich verringert, was dazu führt, daß mehr kaltes Wasser und weniger heißes Wasser zugemessen wird,

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wobei die Einlaßtemperatur in die Kesselrohrwandungen sich verringert, während die Auslaßtemperatur der Kesselrohrwandungen verhältnismäßig konstant auf dem gleichen Wert bleibt wie zuvor.

Bei niedrigen Belastungen, bei denen eine hohe Temperatur am Einlaß der Kesselrohre vorliegt, besitzt das Wasser ein hohes spezifisches Volumen. Deshalb ergibt sich trotz einer hohen volumetrischen Durchflußrate eine relativ niedrige Massendurchflußrate. Da aber die Massendurchflußrate der hauptsächlich bestimmende Faktor für den Widerstand zwischen dem auf der Innenseite des Rohrs befindlichen Film ge- (| gen den Wärmeübergang ist, führt diese niedrige Dichte zu relativ hohen Metallrohrtemperaturen. Eine Erhöhung der Massendurchflußrate würde natürlich Abhilfe schaffen.

Da die Kesselwandung aus einer großen Anzahl parallel geschalteter Rohre besteht, existiert ein Problem bezüglich der Verteilung des Durchflusses zwischen diesen vielen parallelen Rohren. Wenn eine Fehlverteilung des Durchflusses vorliegt, sind es diejenigen Rohre, die einen geringeren Anteil am Durchfluß aufweisen, bei denen die größeren Probleme bezüglich der Röhrtemperatür auftreten. Diese Stabilität von Rohr zu Rohr läßt sich verbessern, wenn die Dichteänderung des Fluids, das durch die Kesselrohrwandung geführt wird, " auf ein Minimum herabgesetzt wird. Deshalb läßt sich durch höhere Rezirkulationsraten, welche zu einer höheren Einlaßtemperatur führen, die Rohr-zu-Rohr-Stabilität verbessern. Wenn darüberhinaus ein ungenügender Druckabfall über den Kesselwandungskreisen vorliegt, ergeben sich manchmal Probleme bezüglich des Wassergewichts in den Rohren, die relativ wenig Hitze empfangen. Das Gewicht des Wassers in diesen Rohren wird herabgesetzt, wenn die Dichte mit zunehmender

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Temperatur abnimmt> und deshalb läßt sich auch dieses Problem vereinfachen durch eine erhöhte Rezirkulation.

Die geschilderten Probleme bezüglich niedrigen Massendurchflusses und ungünstiger Verteilung sind am unangenehmsten bei Belastungen in der Größenordnung von 2o# oder noch weniger der Vollast, wobei Fluid relativ hoher Temperatur und niedriger Dichte in die Kesselrohrwandungen eintritt. Eine höhere Rezirkulationsrate wäre gerade in diesem Fall vorteilhaft. Die Rezirkulationspumpeinrichtung ist normalerweise mit einer Ersatzpumpe ausgestattet, die parallelgeschaltet ist, und die beiden Pumpen werden im Parallelbetrieb angew%dt, um so eine Erhöhung der Durchflußrate anzustreben« Da jedoch die Temperatur des Mischfluids,das in die Kesselrohrwandungen eintritt, sich mit der Rezirkulation vergrößert, liegt die Massendurchflußzunahme, die durch Parallelbetrieb der beiden Pumper erreichbar ist, nur in der Größenordnung von 1 bis 2%,

Gemäß der Erfindung wM nun eine überkritischer Druckdampferzeuger mit einer Rezirkulationsschleife und einer Rezirkulationspumpeinrichtung vorgeschlagen, der dadurch gekennzeichnet ist, daß die Rezirkulationspumpeinrichtung eine erste und eine zweite in Serie schaltbare Zentrifugalpumpe aufweist.

Auf diese Weise läßt sich, wie später noch im einzelnen zu erläutern ist, eine Zunahme der Massendurchflußrate durch die Kesselrohrwandungen erreichen,die etwa lo# beträgt gegßnüber den nur 1 bis 2% bei der bisher Üblichen Paralleldurchflußanordnung beider Pumpen. Bei derAnordnung gemäß der Erfindung kann entweder die eine oder die andere der beiden Pumpen isoliert werden und allein in Betrieb sein,oder beide Pumpen können in Serienschaltung arbeiten. Damit ergibt sich der Vorteil, daß die Rezirkulation durch die Kesselrohrwandungen

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während der kritischen Betriebsperioden des Dampferzeugers auf ein Maximum gebracht wird, ohne daß eine zusätzliche Pumpenkapazität installiert werdenbüßte.

Die Erfindung soll nachstehend unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen im einzelnen erläutert wsden.

Fig. 1 zeigt schematisch einen Dampferzeuger mit den Rezirkulationspumpen in dem Teil des Durchflußsystems, der von dem Mischfluid durchströmt wird;

Fig. 2 zeigt die Beziehung zwischen der Widerstandskurve des Systems und den Pumpenkurven für Parlallel- und Serienschaltung der Rezirkulationspumpen;

Fig. 3 ist eine schematische Darstellung einer Anordnung der Rezirkulationspumpen,im allgemeinen ähnlich der Anordnung nach Fig. Ij

Fig. 4 zeigt eine Anordnung ähnlich wie Fig. J5 mit einer unterschiedlichen Ventilanordnung;

Fig, 5 zeigt schematisch eine Pumpenanordnung, bei

der weniger Ventile erforderlich sind, jedoch

der, Parallelbetrieb der beiden Pumpen unmöglich ist und

Fig· 6 zeigt in schematischer Form einen Dampferzeuger, bei dem die Rezirkulationspumpen in der Rezirkulationsschleife selbst angeordnet sind.

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Bei dem in Pig. I dargestellten Dampferzeuger fördert die Speisewasserpumpe das Speisewasser zum Dampferzeuger. Der Dampferzeuger umfaßt einen Vorwärmer 22, die Kesselwandungsflächen 23 und den Dampfüberhitzer 24, Das erhitzte Fluid, das durchströmt, wird dann der Dampfturbine 25 zugeführt und kondensiert sich im Kondensator 27· Die Kesselwandungsfläche 23 besteht aus parallelgeschalteten Rohren, welche die Wandungen des Feuerraums 28 auskleiden; der Kessel umfaßt ferner die Brenner 29, durch die Brennstoff in den Feuerraum eingeführt wird.

tk Eine Durchflußverteilung 23 ist vorgesehen, die z.B.

aus einer einfachen T-Schaltung von Rohren bestehen kann, und die Rezirkulationsschleife 32 enthält ein Rückschlagventil 33, derart angeordnet, daß das rezirkulierte Fluid zurück zum Mischkessel 3^ geführt wird. Für die Rezirkulation ist bei diesen System eine Rezirkulationspumpe 35 vorgesehen, die sich im Mischfluidabschnitt des Durchflußpfades befindet.

Die Systemwiderstandskurve 4o in Fig. 2 gibt den Gesamtwiderst and des Rezirkulationspfades wieder, wenn der Dampferzeuger mit 2o% Durchfluß betrieben wird. Dieser Systemwiderstand verläuft viel steiler als eine quadratische Kurve, und zwar aus verschiedenen Gründen. Das verbleibendejhydraulische w Differential zwischen dem absteigenden Abschnitt der Schleife und dem ansteigenden Abschnitt der Schleife ist so wirksam, daß eine Pumpwirkung innerhalb der Schleife erzeugt wird. Deshalb neigt die Systemwiderstandskurve dazu, einem Wert zuzustreben, der kleiner ist als Null bei Anstreben des Durchflusses Null. Die Kurve ist ferner steil, weil sie gegenüber der Kopfhöhe des Fluidees aufg€»ichnet warien muß, das von der Pumpe 35 gepumpt wird, um eine aussagefähige Kurve im Verhältnis zur Pumpenkurve zu erhalten. Da die Rezirkulation

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bei einer gegebenen Belastung ansteigt, nimmt auch die Temperatur des Mischwassers, das durch die Pumpe 25 fließt, zu. Die Dichte desselben nimmt deshalb ab, uönd irgendein gegebener Druckabfall wird umgerechnet in die Meter dieses Fluids, so daß man einen relativ hohen Wert für hohe Rezirkulationsraten erhält. Falls diese Messung der Kopfhöhe nicht angewandt würde, wäre der Vergleich der Pumpenkurve mit der Systemwiderstandskurve sehr schwierig, aber offensichtlich erhielte man am Ende das gleiche Ergebnis.

Die Kurve 4l zeigt die Pumpenkurve, welche die Charakteristik der Pumpe 35 darstellt. Wenn nur diese Pumpe arbeitet, beträgt der tatsächliche Durchfluß durch das System etwa 26oo<l/min, wie durch den Punkt 42 am Schnittpunkt der Pumpenkurve und der Systemwiderstandskurve erkennbar. Bei dieser Betriebsart müssen die Ventile 2 und 3 offen sein.

Bei konventionellem Parallelbetrieb der beiden Pumpen wird die Pumpe 43 der Pumpe 35 parallelgeschaltet, irv-dem die Ventile 1 und 5 zusätzlich geöffnet werden. Die zusammengesetzte Pumpenkurve beider Pumpen, wenn sie in Parallelschaltung arbeiten, ist durch die Kurve 44 wiedergegeben, welche die Systemwiderstandskrve am Punkt 45 schneidet. Man erkennt, daß die Durchflußerhöhung, welche erzielt ist, nur nominal ist, und wenn man diesen Wert für die herabgesetzte Dichte bei dieser höheren Durchflußrate korrigiert, beträgt die Zunahme des Massendurchflusses nur 1 bis 2 %,

Gemäß der Erfindung werden die Pumpen 35uid 45 in Reihenschaltung betrieben, indem das Ventil 4 geöffnet wird. Die Rückschlagventileigenschaft des Ventils 1 verhindert.

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den Rückfluß zur Saugseite der Pumpe 35* während die RUckschlagventileigenschaft des Ventil 2 dafür sorgt, daß kein Rückfluß zur Druckseite der Pumpet stattfindet. Die Arbeitweise dieser beiden in Serie geschalteten Pumpen ist durch die Pumpenkurve 46 wiedergegeben. Diese Kurve schneidet die Systemwiderstandskurve beim Punkt 47* bei dem sich ein Durchfluß von etwa £3 ooo l/min ergibt. Da die Fluiddichte ebenfalls niedriger ist, beträgt die resultierende Zunahme des Massendurchflusses ebenfalls nur größenordnungsmäßig lo#, doch ist dies wesentlich höher als die Zunahme, die ^ bei Parallelbetrieb beider Pumpen erreichbar ist.

Da der übergang vom Betrieb mit einer Pumpe zum Betrieb mit zwei Pumpen eine ehebliche zeitweise Störung des Dampferzeugers hervorrufen kann, sollten die beiden Pumpen zunächst in Parallelschaltung betrieben werden, wobei das Ventil 4 geschlossen bleibt. Das Ventil 4 kann dann stufenweise geöffnet werden, so daß der Übergang vom Parallelbetrieb zum Serienbetrieb ebenfalls stufenweise erfolgt, ohne daß eine plötzliche Störung im Betrieb des Dampferzeugersystems eintritt.

Pig. 3 illustriert die gleiche Ventilanordnung, wie ψ sie in Fig. 1 verwendet wird, wobei jedoch eine geringfügige Abwandlung vorgenommen worden ist. Man erkennt in beiden Figuren, daß die Pumpe 35 isoliafc werden kann, damit Wartungsarbeiten durchgeführt werden können, oder als zeitweiser Notbehelf, wenn ein Leck auftritt, indem die Ventile 3, 4 und geschlossen werden. Der gesamte Durchfluß strömt dann durch das Ventil 1, und die Rezirkulationspumpe 43. Alternativ kann die Pumpe 43 isoliert werden, indem die Ventile 1, 4 und 5 geschlossen werden und die Pumpe 35 arbeitet. Vielejftnlagen

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sind so aufgebaut, daß während des Vollastbetriebes die Rezirkulationspumpe nicht zu arbeiten braucht. Mit der Ventilanordnung nach Pig· lund 3 kann diese Betriebsweise dadurch eingestellt werden, daß die Ventile 3 und 5 geschlossen werden, wobei der Durchfluß an den Pumpen über die Ventile 1, 4 und 2 vorbeigeführt wird. Während dieser Betriebsweise kann weder die Pumpe 35 noch die Pumpe 43 isoliert werden.

Fig. 4 zeigt eine andere Ventilanordnung, wobei das Ventil 11 ein einfaches Rückschlagventil ist anstelle des Absperr-Rückschlagventils 1, und das Ventil 12 ist ein ein- i faches Rückschlagventil anstelle des Absperr-Rückschlagventils 2. Das Absperrventil 6 wird hinzugefügt auf der Druckseite der Pumpe 35» während das Absperrventil "( an der Saugseite der Pumpe 43 zugefügt ist. Bei dieser Anordnung können beide Pumpen überbrückt werden, indem die Ventile 6 und 7 geschlossen werden, wobei eine Isolation einer oder beider der Rezirkulationspumpen erreichbar ist. Bei einer solchen Ventilanordnung kann die Pumpe 35 isoliert werden, indem nur die Ventile 3 und 6 geschlossen werden, während die Pumpe 43 isoliert werden kann durch Schließen der Ventile 5 und 7·

Pig. 5 zeigt eine weitere Ventilanordnung, die einfacher und weniger kostspielig ist als die Anordnungen nach ' Figuren 3 und 4. Wdjiderum kann die Pumpe 35 durch Schließen der Ventile 3 und 6 isoliert werden, während die Pumpe 43 isoliert werden kann, indem die Ventile 5 und 7 geschlossen werden. Die Anlage kann betrieben werden, indem der Durchfluß an beiden Pumpen vorbeigeführt wird mittels der Ventile 11 und 12, falls erwünscht. Eine der Pumpen kann allein arbeiten, oder beide können in Reihenschaltung arbeiten. Bei dieser Ventilanordnung ist jedoch der Parallelbetrieb der beiden

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- Io Rezirkulationspumpen nicht möglich.

Pig. 6 zeigt einen Dampferzeuger ähnlich dem in Pig. Der einzige Unterschied liegt in der Anordnung der Rezirkulationspumpen, die sich hier in der Rezirkulationsschleife 32 befinden, anstatt im Durchflußpfad. Die Pumpen- und Ventilanordnung entspricht der in Pig. 4. Da die Rohrwandungsauslaßtemperatur sich mit der Rezirkulation nicht ändert, ist die Temperatur des Fluids, das den Pumpen zugeführt wird,und damit deren Dichte bei jeder Belastung konstant. Da der Dampferzeuger im allgemeinen über einen erheblichen Ψ Belastungsbereich gefahren wird, bei dem die Kesselauslaßtemperatur etwa konstant ist, findet auch nur eine geringe Änderung der Dichte währen-d des Starts statt, da diese Pumpen anfänglich kalt arbeiten und am Ende eine Betriebstemperatur von 425^3' Dampf erreichen.

Wenn die Belastung des Dampferzeugers erhöht wird, erhöht sich der Druckabfall zwischen dem Mischkessel jj4 und dem T-Rohr Jo erheblich. Da die Pumpe nun Fluid mit sehr geringer Dichte pumpt, ist es sehr schwierig für die Pumpe, eine genügende Kopfhöhe zu erzeugen, um das Druekdifferential über dem Rezirkulationsabschnitt des Durchflußfc pfades zu überwinden. Die Pumpe könnte natürlich für eine sehr große Kopfhöhe ausgebildet sein. Da die Pumpe während des Starts aber mit Kaltwasser arbeiten muß und mit der gleichen Kopfhöhe, würden die Motorleistungsarfbrderungen erheblich sein. Durch die Anordnung der Pumpen gemäß der Erfindung können diese in Serie betrieben werden, wenn es erforderlich ist, eine erhebliche Rezirkulation bei hohen Belastungen des Dampferzeugers zu erreichen, weil die Pumpenkopfhöhen sich zueinander addieren, anstatt die Pumpendurchflußmengen, wie in Fig. 2 allgemein angedeutet.

- Patentaasprüche 909828/0335

Claims

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Patentansprüche

Iy Überkritischer Druckdampferzeuger mit einer Rezirkulationsschleife und einer Rezirkulationspumpeinrichtung, dadurch gekennzeichnet, daß die Rezirkyllationspumpeinrichtung eine erste (35) und eine zweite (43) in Serie geschaltbare Zentrifugalpumpe aufweist.
2. Überkritischer Druckdampferzeuger nach Anspruch 1,

dadurch gekennzeichnet, daß jeder Zentrifugalpumpe (35> 43) g eine Bypaßleitung zugeordnet ist genügender Größe für mindestens die Durchflußmenge einer Pumpe und daß die der ersten Pumpe (35) zugeordnete Bypaßleitung eine erste Ventileinrichtung (l)(11) und die der zweiten Pumpe zugeordnete Bypaßleitung eine zweite Ventileinrichtung (2)(12) aufweist.
3. Überkritischer Druckdampferzeuger nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die erste und die zweite Ventileinrichtung jeweils ein Rückschlagventil (11,12) umfaßt.
4. Überkritischer Druckdampferzeuger nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß eine dritte Ventileinrichtung (3) stromaufwärts der ersten Pumpe (35) angeordnet ist, daß eine ( vierte Ventileinrichtung (4) stromabwärts der ersten Pumpe

(35) und stromaufwärts der zweiten Pumpe (43) angeordnet ist, daß die dep,ersten Pumpe (35) zugeordnete Bypaßleitung auch die dritte und vierte (4) Ventileinrichtung überbrückt, daß eine fünfte Ventileinrichtung (5) stromabwärts der zweiten Pumpe (43) angeordnet ist, und daß die der zweiten Pumpe (43) zugeordnete Bypaßleitung auch die vierte (4) und fünfte (5) Ventileinrichtung überbrückt.

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5. Überkritischer Druckdampferzeuger'nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die dritte (3), vierte (4) und fünfte (5) Ventileinriohtung jeweils ein Absperrventil umfassen und daß die ersten (l) und zweiten (2) Ventileinrichtungen jeweils ein Absperr/RUckschlagventil umfassen.
6. Überkritischer Druckdampferzeuger nach Anspruch 4, gekennzeichnet durch eine sechste Ventileinrichtung (6) unmittelbar stromabwärts der ersten Pumpe und stromaufwärts der der zweiten Pumpe zugeordneten Bypaßleitung sowie durch eine siebente Ventileinrichtung (7) unmittelbar stromaufwärts der zweiten Pumpe und stromabwärts der der erfeten Pumpe zugeordneten Bypaßleitung.
7. überkritischer Druckdampferzeuger nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die ersten (11) und zweiten (12) Ventileinrichtungen Rückschlagventile umfassen.
8. überkritischer Druckdampferzeuger nach Anspruch 3* dadurch gekennzeichnet, daß jeder der Pumpen (35» 43) stromaufwärts und stromabwärts eine Ventileinrichtung zugeordnet ist, und daß die Bypaßleitungen die der jeweiligen Pumpe zugeordneten Ventileinrichtungen mit überbrücken.
9. Überkritischer Druckdampferzeuger nach Anspruch 3 oder 7* mit Anordnung der Rezirkulationspumpeinrichtung in der Leitungsstrecke zwischen einem Rezlrkulationsmischer und den Dampferzeuger-Kesselrohren, dadurch gekennzeichnet, daß die Bypaßleitungen für die Dampferzeugerdurchflußmenge bei Volllast dimensioniert sind.
10. Überkritischer Druckdampferzeuger nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Rezirkulationspumpeinrichtung in der Rezirkulationsschleife angeordnet ist.

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ORIGINAL INSPECTED

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