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Entl iiftungsgerät für Abdampfkondensatoren von Dampfturbinen" Die
Erfindung betrifft Entlüftungsgeräte für Abdampfkondensatoren von Dampfturbinen,
bestehend aus zwei hintereinandergeschalteten Pumpen -Derartige Geräte dienen dazu,
in Abdampfkondensatoren von Dampfturbinen den Kondensationsdruck niedrig zu halten,
um in der Turbine ein möglichst großes Druckgefälle ausnutzen zu können. Grenzen
sind gezogen durch die Temperatur des zur Verfügung stehenden Kühlmediums (Wasser
oder Luft), die wirtschaftlich ausführbaren Auspuffquerschnitte der Turbine und
die Größe der Kondensatoren. Im allgemeinen werden Turbinenanlagen für Kondensationsdrücke
von 0,02 bis 0,1 ata ausgelegt.
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Durch Undichtigkeiten an den Turbinenstopfbuchsen und über andere
Wege gelangen Luft aus der Atmosphäre und eventuell andere Gase in den Kondensator
und bauen dort einen ihrer Masse entsprechenden Partialdruck auf. Der resultierende
höhere Gesamtdruck vermindert das für die Turbine zur VerfUgung stehende Druck-
und Wärme ge fälle und führt somit zu einem Leistungsverlust der Turbine. Wenn mit
konstanter Leistung gefahren werden soll, bedingt das geringere Druckgefälle in
der Turbine einen höheren Dampfbedarf und einen höheren Wärmeinhalt des Dampfes
am Austritt der Turbine. Dies
wiederum bringt auch eine stärkere
Belastung des Kondensators mit sich, die sich in einer Vergrößerung der mittleren
Temperaturdifferenz im Kondensator ausdrückt. Der dadurch verursachte höhere Kondensationsdruck
ergibt dann mit dem Partialdruck der Luft und der Gase wiederum einen höheren Gesamtdruck
im Kondensator und führt zu einer weiteren Reduktion des für die Turbine zur Verfügung
stehenden Druckgefälles und damit zu weiterem Leistungsverlust in der Turbine.
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Es ist nach dem Vorstehenden ersichtlich, daß Abdampfkondensatoren
zunächst evakuiert werden müssen, um einen niedrigen Kondensationsdruck zu erhalten,
dann aber während des Betriebs weiterhin ein Entlüftungsgerät angeschlossen bleiben
muß, um den wegen eindringender Luft und Gase sonst im Laufe des Betriebs ansteigenden
Kondensationsdruck konstant auf einem niedrigen Niveau zu halten.
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Für den Einsatz als Kondensatorentlüftungsgeräte sind bisher ein-
und mehrstufige Dampfstrahlpumpen mit und ohne Zwischenkondensator, ein- und mehrstufige
Wasserstrahlpumpen, Drehkolbengebläse mit GasbaUastpumpe, Schraubenpumpen sowie
schließlich Wasserringpumpen mit vorgeschalteter Gasstrahlpumpe oder Dampf strahlpumpe,
im letzteren Fall auch mit wischenkondensator, bekannt.
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Die Wahl einer dieser Pumpen wird getroffen im wesentlichen unter
den Gesichtspunkten der Betriebssicherheit, , der Saugkapazität und des Arbeitsbereiches.
Dabei wird von einer in Abhängigkeit der zu kondensierenden Dampfmenge angenommenen
Masse eindringender Luft ausgegangen. Nach einer seit langem allgemein geübten Regel
gilt es dann, beständig ein so großes Volumen Dampf-Luft-Gemisch aus dem Kondensator
a«zusaugen,
daß der P-aitialdruck der Luft konstant auf dem Äquivalent von 3 oder 40 C Abkillilung
des Dampfes unter die dem Gesamtdruck entsprechende Sattdampftemperatur gehalten
wird. Hierfür lassen sich die oben angegebenen Pumpentypen in entsprechender Auslegung
mit bisher befriedigendem Ergebnis verwenden, wobei allerdings bisher niemand darüber
nachgedacht hat,-ob die gebräuchliche Faustregel auch den Wirkungsgrad der gesamten,
die Turbine einschließenden Einheit optimiert.
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Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein Entlüftungsgerät der
eingangs genannten Art zu schaffen, welches zwar eventuell für sich aufwentiger
ist als die bisher bekannten Geräte mit der üblichen Kapazität, im Zusammenhang
mit der Dampfturbine jedoch die technisch und wirtschaftlich optimale Einheit darstellt.
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Die Erfindungsaufgabe wird dadurch gelöst, daß die erste Phmpenstufe
des Entlüftungsgerätes durch einen Zentrifugalkompressor gebildet ist. Diese Konstruktion
hat den Vorteil, daß sie einen weitaus geringeren spezifischen Energiebedarf (KW/m3/min)
aufweist als die gegenwärtig bekannten Systeme und daß sie dann, wenn man die allgemein
übliche Faustregel für die Leistung der Kondensatorentlüftung verwirft und erstmals
von einer Minimierung der gesamten Leistungsverluste -der Turbine infolge höheren
Kondensationsdruckes und des Entlüftungsgeräts infolge seines Energiebedarfs - ausgeht,
den weitaus besten Gesamtwirkungsgrad zuläßt. Die Kapazität der bekannten Entlüftungsanlagen
müßte nämlich unter dem Zwang, nicht den Teil, sondern den Gesamtverlust möglichst
klein zu halten, derart vergrössert werden, daß nunmehr auch ihr Leistungsbedarf
wesentlich höher liegt als bei Entlüftungsgeräten mit einem Zentrifugalkompressor
in der ersten Stufe.
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Die Saugkapazität des erfindungsgemäß vorgeschlagenen Entlüftungsgerätes
sollte nach der nachfolgend entwickelten Formel bestimmt werden
Nach
dem Daltonschen-Gesetz ist der partiale Luftdruck im Kondensator: PL= ML# RL# TL
worin bedeuten: Mg = Masse der Luft VL in kg/Min RL = die Gaskonstante für Luft
in mkg/kg° = = Temperatur der Luft in kelvin VL = Volumen der Luft in m3/Min.
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Die jährlichen Kosten der Leistungsverluste der Turbine infolge des
Partialdrucks der Luft betragen: KV = #T # NT ML # RL # TL : xd (in DM/Jahr) VL
worin bedeuten: NT:die Turbinenleistung in kw #T = der spezifische Leistungsverlust
der Turbine in kw # m2/kg # kw xd=die spezifischen Leistungsverlustkosten in DM/kw
Jahr.
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Die Investitionskosten des Entlüftungsgerätes werden durch folgende
Formel beschrieben: IE = VL # f (in DM) mit f = zeitgemäßer Faktor für das Verhältnis
zwischen Kapazität und Anschaffungskosten in DM/m5/Min.
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Die jährlichen Kosten des Entlüftungsgerätes betragen KI = IE (a+w)
(in DM/Jahr) worin bedeuten: a = die Abschreibung in %/Jahr w = die Wartungskosten
in %/Jahr.
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Zu berücksichtigen sind ferner die Kosten des Energieverbrauchs des
Entlüftungsgerätes. Sie betragen KB = VL . #E Xe (in DM/Jahr) worin bedeuten: #E
= der spezifische Energieverbrauch/Volumeneinheit in kw/Min/m3, Xe = die spezifischen
Leistungsverlustkosten des Entlüftungsgerätes in DM/kw Jahr Die jährlichen Gesamtkosten
KT des Entlüftungsgerätes sind danach: KT = KI + KB = IE # (a + w) + VL # #E # xe
KT = Vt . f . (a + w) +9E JE Xe (in DM/Jahr) Die Saugkapazität des Entlüftungsgerätes
ist dann optimal gewählt, wenn die Summe von Kv + Km ein Minimum darstellt:
dK #T # NT # ML # RL # TL # xd = - + f ( a + w ) + #E # xe dVL VI2
K
ist ein Minimum bei 3 = 0 Damit ergibt sich die optimal gewahlte Saugkapazität des
Entlüftungsgerätes zu:
Diese Formel kann noch um ein Glied erweitert werden, um den Einfluß des Partialdrucks
der Luft auf die Leistung der Turbine infolge Vergrößerung der mittleren Temperaturdifferenz
im Kondensator zu erfassen.
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Wie sich aus der vorstehenden Rechnung ergibt, ist bei der optimalen
Auslegung einem niedrigeren spezifischen Leistungsbedarf çE eine größere Saugkapazität
zugeordnet, was nach dem zuerst genannten Dalton'schen Gesetz zu einem niedrigeren
partialen Luftdruck führt, so daß eine höhere Reduzlerung der Verlustleistung resultiert.
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Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der beiliegenden Zeichnung
dargestellt. Zur näheren Erläuterung wird nachfolgend darauf bezug genommen.
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Gemäß der zeichnerischen Darstellung strömt der Abdampf einer Dampfturbine
zu einem Kondensator 1 , aus dem das Kondensat abgeleitet wird. Um den Partialdruck
von in den Kondensator eingedrungener Luft und Gasen auf dem rechnerisch ermittelten
niedrigen Niveau zu halten, wird über einen Tropfenabscheider 2 Dampf/Iuftgemisch
von einem Zentrifugalkompressor 3 aus dem Kondensator abgesaugt, verdichtet und
in einen Zwischenkühler 6 gefordert. D.r Zentrifugalkompressor 3 Wird im
Beispielsfall
durch einen Elektromotor 5 über ein Getriebe 4 angetrieben.
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Im Zwischenkühler 6 wird das abgesaugte Dampf- Luftgemisch, welches
infolge der Kompression überhitzt ist, gekühlt, wobei ein großer Teil des Wasserdampfes
kondensiert, so daß sich das Volumen stark verringert. Nun braucht nur noch dieses
verhältnismäßig kleine Volumen durch die zweite Pumpenstufe, die im Ausführungsbeispiel
aus der Kombination eines Luft strahlers 7 mit einer Wasserringpumpe 8 besteht,
abgesaugt und auf Atmosphärendruck verdichtet zu werden. Es sei an dieser Stelle
hervorgehoben, daß Zwischenkondensatoren bisher nur bei Entlüftungsgeräten mit einer
Dampf strahlpumpe in der ersten Stufe bekannt sind. Dort haben sie den Zweck, den
als Treibmittel benutzten Dampf zu kondensieren. Im vorliegenden Fall wird jedoch
der aus d'em Kondensator 1 abgesaugte Dampf weitgehend kondensiert, so daß die Kapazität
der zweiten Pumpenstufe entsprechend klein gehalten werden kann.
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An die Wasserringpumpe 8 ist ein Wasserabscheider 9 angeschlossen,
in welchem sich die abgesaugte Luft von dem Dichtwasser der Wasserringpumpe trennt
und in die Atmosphäre entweicht.
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Das Kondensat aus dem Zwischenkühler 6 wird über ein baro-6a metrisches
Fallrohrvabgesaugt und von der Wasserringpumpe 8 zusammen mit dem Kondensat des
Dampfes, der über den Luft strahler 7 in die Wasserringpumpe gelangt, in den Wasserabscheider
9 gefördert und dort durch einen Überlauf abgeschienen.
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Als Kühlwasser für den Zwischenkühler 6 und einen weiteren Kühler
10 für das Dichtwasser der.Wasserringpumpe 8 wird zweckmäßigerweise Kondensat aus
dem Turbinenkondensator 1
verwendet, welches mittels einer Zentrifugalpumpe
21 den beiden Kühlern zugeführt wird. Es läßt sich auf diese' Weise ein Teil der
Wärme zurückgewinnen.
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Der erfindungsgemäß vorgesehene Zentrifugalkompressor 3 ist mit einem
Saugdruck-Regelsystem ausgerüstet, das aus einem Leistungsaufnahme-Ferngeber 12,
einem Leistungsaufnahme-Regler 13 und einem Leistungsaufnahme-Regelventil 14 besteht.
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Dadurch läßt sich der Saugdruck des Zentrifugalkompressors 3 so regeln,
daß die maximal zulässige Leistungsaufnahme seines Antriebsmotors 5 auch bei höheren
Drücken im Kondensator 1 nicht überschritten wird.
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Der Zentrifugalkompressor 3 ist außerdem mit einem Bypass-Regelsystem
ausgerüstet, welches aus einem Saugdruck-Ferngeber 15, einem Förderdruck-Ferngeber
16, einem Verhältnisrechner 17, einem Bypassregler 18 (Sollwerteingabe) und in Sequenz
arbeitenden Ventilen, nämlich einem Bypass-Regelventil 19 und einem Zwischendruckregelventil
20 besteht.
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Dieser Regelkreis dient dazu, das Druckverhältnis zwischen Eingangs-
und Ausgangsdruck des Zentrifugalkompressors 3 konstant zu halten, wobei Regelventil
19 die Rückleitung komprimierten Dampf-Luftgemisches von der Auslaß- auf die Einlaßseite
des Zentrifugalkompressors 3 und das Regelventil 20 den Kühlmittelkreislauf durch
den Zwischenkühler 6 und die Kühlmittelleitungen 6b und 6c regelt und tsomit über
die Kühlung auf den auslaßseitigen Druck Einfluß nimmt.
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Zwischen dem Kondensator 1 und dem Tröpfchenabscheider 2 wurde eine
leitungvangeordnet, durch welche die abgeschiedene Flüssigkeit in den Kondensator
1 zurückfließen kann.
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Die erfindungsgemäß vorgeschlagene Entlüftungsanlage kann vorzugsweise
auch zur Vorevakuierung des Kondensators 1, nämlich der Entlüftung vom Atmosphärendruck
auf den Betriebsdruck vor der Inbetriebnahme der Turbine, herangezogen werden, wobei
vor dem Einschalten des Zentrifugalkompressors s mit Hilfe des Kompressors der zweiten
Pumpenstufe der Druck
zunächst auf den maximal zulässigen Ansaugdruck
des Zentrifugalkompressors gebracht wird.
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Zur Verkürzung der für das Vorevakuieren benötigten Zeit ist bei dem
als Ausführungsbeispiel gezeigten System eine Hilf spumpe 11 vorgesehen. Sie arbeitet
parallel zutun Kompressor der zweiten Stufe und wird nach Erreichen des Betriebsdrucks
im Kondensator 1 abgeschaltet. Als solche Hilfspumpen können Wasserringpumpen, Wasserstrahlpumpen,
Dampfstrahlpumpen etc.
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eingesetzt werden.
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Eine zeitliche Abkürzung des Vorevakuierens kann mit einem Entlüftungsgerät
gemäß der Erfindung auch ohne Verwendung einer Hilfspumpe erzielt werden, wenn der
Zentrifugalkom pressor einschließlich Getriebe und Motor für eine größere Leistung
als für den Normalbetrieb erforderlich gewählt werden, so daß der Zentrifugalkompressor
einstufig, also ohne Einsatz der zweiten Pumpenstufe, auf Atmosphärendruck fördern
kann. Hierbei stellt das Saugdruck-Regelsystem den Druck am Eintritt des Kompressors
auf einen Wert ein, der sich zwangsläufig aus dem Förderdruck (= Atmosphärendruck)
und dem Kompressionsverhältnis ergibt (bei einem KomDressionsverhältnis von 1:3
beträgt der Saugdruck 760/3 = 255Torr).
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Dieser Saugdruck entspricht auch dem maximal einstufig erreichbaren
Druck im Kondensator. Vor Erreichen dieses Drucks wird die zweite Pumpenstufe mit
eingeschaltet. ts Bei dem letztgeschilderten System ist die Anordnung eines nicht
gezeigten Ventils am Auspuff des Zentrifugalkompressors erforderlich, das die geförderte
Luft in die Atmosphäre entweichen läßt. Nach Einschalten der zweiten Stufe wird
dieses Ventil geschlossen. Das Bzpass-Regelsystem hät das erforderliche Druckverhältnis
aufrecht.
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Um bei geöffnetem Bypass-Ventil unzulässig hohe Temperaturen durch
Rückführung der geförderten und erwärmten Luft an den
Eintritt
des Zentrifugalkompressors zu vermeiden, kann abweichend von dem gezeichneten Ausführungsbeispiel
die Luft über das Bypass-Regelventil in den Kondensator 1 (nicht in die Verbindungsleitung
zwischen Kondensator 1 und Tropfenabscheider 2) zurückgeführt werden, so daß sie
dort abkühlen kann.
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Abschließend sei ein Rechenbeispiel gegeben, welches veranschaulicht,
wie gering die Kapazität der zweiten Pumpenstufe bei der erfindungsgemäßen Anlage
bemessen sein kann: Es wird ausgegangen von einem Dampf-Luftgemisch von 100kg/h
Dampf und 2,5kg/h Luft, das bei einem Gesamtdruck von 300kg/m2 und 23° C Temperatur
am Eintritt des Zentrifugalkompressors ein Volumen aufweist von: MD # RD # T ML
# RL # T VG= + PG PG 100 # 42,06 # 296 2,5 # 29,27 # 296 = = 78,5 m3/Min, 60 # 300
60 # 300 Die in der allgemeinen Formel gebrauchten Indizes bedeuten dabei: G = gesamt
D = Dampf L = Luft Im Zentrifugalkompressor soll dann eine Kompression im Verhältnis
1:3 stattfinden bei anschließender Kühlung im Zwischenkühler auf 300 C. Der Gesamtdruck
PG beträgt dann im Zwischenkühler PG = 3 # 300 = 900kg/m
und der
Partialdruck der Luft PL berechnet sich als Differenz zu PL = PG - PD300 C PL =
900 - 430 = 470kg/m2.
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Damit wird das über den Luftanteil berechnete Gesamtvolumen, welches
tom Zwischenkühler 6 zur zweiten Pumpenstufe strömt VG = ML . RL . U = 2,5 @ 29,27
@ 303 = 0,8 m@/Min.
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PL 60 # 470 Aufgrund dieser beträchtlichen Volumenreduktion (von
78,5 auf 0,8 m3/Min) kann der Kompressor der zweiten Stufe klein und damit e'nergiesparend
gewählt werden.
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Ansprüche /