DE19513285A1 - Turbinen-Antrieb für Kesselspeisepumpe / Speisewasser-Leitungssystem - Google Patents

Description

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf ein Dampfturbinen­ system und im Besonderen auf eine verbesserte Turbinenzyklus­ anordnung, in welcher eine Turbine zum Antrieb einer Kes­ selspeisewasserpumpe Anwendung findet.

In der Mitte der 50iger Jahre wurde vorgeschlagen, einen Tur­ binenantrieb mit einer einzigen Turbine für eine Kesselspei­ sewasserpumpe in einem Dampfturbinensystem zu verwenden, mit der Absicht, den Wirkungsgrad des Systems zu verbessern. Seit dieser Zeit wurden eine Vielzahl von Turbinenantrieben für Kesselspeisepumpen (BFPT, boiler feed pump turbine drive), und entsprechende Leitungssysteme (Feedwater Train Arrange­ ments) verwirklicht. Die Verwendung einer Dampfturbine zum Antrieb der Hauptspeisewasserpumpe verbessert den Zykluswir­ kungsgrad im Hinblick auf die Möglichkeit des Betriebes der Turbine unter veränderbaren Drehzahlen. Die anfänglich ver­ wirklichten Systeme auf der Basis von einfach nacherhitzenden überkritischen Anlagen verwendeten kalten, nacherhitzten Dampf zur Energieversorgung einer Nicht-Kondensations- Kesselspeisepumpen-Antriebsturbine (BFPT). Als dieses Konzept weiterentwickelt wurde, versorgte die Kesselspeisepumpenan­ triebsturbine einen oder mehrere Speisewassererhitzer und strömte gewöhnlicherweise in eine Entlüftungseinrichtung hin­ ein ab, wobei an dieser Stelle des weiteren eine Verbindung zu einem Zwischendruck (IP) Auslaß der Hauptturbineneinheit bestand. Fig. 1 verdeutlicht eine typische herkömmliche An­ ordnung einer Kesselspeisepumpenantriebsturbine BFPT 10 in einem Dampfturbinensystem 12. Das System 12 umfaßt eine Hoch­ druck (HP) Turbine 14 und eine Zwischendruck (IP) Turbine 16, welche mit einem Stromgenerator 18 in Antriebsverbindung ste­ hend gekoppelt ist. Eine Niederdruck (LP) Turbine 20 ist mit dem Antrieb eines weiteren Generators 22 gekoppelt. Ein Kes­ sel 24 liefert den Dampf zum Antrieb der Turbinen. Eine Viel­ zahl von Speisewassererhitzern 26A-26F verwendet den von den Turbinen abgezogenen Dampf, um das in einem Kondensator 28 gesammelte und zu dem Boiler 24 zurückgepumpte Wasser wieder zu erhitzen. Bei hoher Belastung der Haupteinheit tei­ len sich der Abdampf 30 der Kesselspeisewasserpumpenantriebs­ turbine und der Abdampf 32 der Haupteinheit IP den Dampfbe­ darf des Entlüfters 34. Bei niedrigerer Last versorgt der Ab­ dampf 30 der Kesselspeisewasserpumpe alleine den Entlüfter 34. Bei noch geringerer Last gab es einen Überschuß an Ab­ dampf aus der Kesselspeisewasserpumpenantriebsturbine und dieser versorgte nicht nur den Entlüfter, sondern der über­ schüssige Dampf wurde auch an den Haupteinheitsauslaß 32 zu­ rückgeleitet. Es besteht ein beträchtlicher Unterschied be­ züglich der Temperatur zwischen dem Abdampf der BFPT und dem Abdampf der IP. In einer typischen, in Fig. 1 dargestellten Ausführungsform beträgt der Unterschied bezüglich der Dampf­ temperatur in etwa 180°F bei maximaler Last und er wächst weiter an auf etwa 240°F bei 35% Last, wenn der BFPT-Dampf zu dem IP-Auslaß geführt wird.

In anderen Ausführungsformen von Kesselspeisewasserpumpenan­ triebsturbinen ist der Hauptturbinen-IP-Auslaß und der Auslaß der BFPT mit einem gemeinsamen Erhitzer an einer stromauf­ wärts liegenden Stelle in dem System verbunden. In diesem Beispiel "schwimmen" der BFPT-Auslaß und der ihm zugeordnete Erhitzer. In Fig. 2 erfolgt z. B. der Zusammenschluß mit dem Haupteinheitsabdampf bei dem Erhitzer 26 E. Die Kesselspeise­ wasserpumpenantriebsturbine versorgt alleine die Erhitzer 26 D und 26 F. Die Differenz in der Dampftemperatur zwischen den beiden Quellen für den Erhitzer 26 E liegt in etwa bei 290°F bei maximaler Last und wächst auf etwa 350°F bei 50% Last an.

Verschiedenste Ausführungsformen von Kesselspeisepumpenan­ triebsturbinen wurden untersucht einschließlich Anordnungen mit einer zweifach zwischenerhitzten Turbine, in welcher die drei Erhitzer mit dem niedrigsten Druck d.i. die Erhitzer 26A, 26B und 26C von Fig. 3 ihren Dampf von der BFPT erhal­ ten. In einer solchen Ausführungsform ist der Erhitzer 26C sowohl mit dem zweiten Laufradgruppenauslaß der LP-Turbine als auch mit der Hochdruckzwischendampfentnahme der BFPT 10 verbunden. In weiteren Systemen wurden Nichtkondensations- BFPT-Anordnungen durch Anordnungen ersetzt, in welchen eine direkte Kondensationskesselspeisepumpenantriebsturbine Anwen­ dung fand. In diesen Systemen versorgt die Kesselspeisepum­ penantriebsturbine keine der Speisewassererhitzer und bezieht ihren Dampf von der Querleitung zu der LP-Turbine. Ein Anwen­ dungsbeispiel für eine Kesselspeisepumpenantriebsturbine in Kondensationsbauform ist in Fig. 4 dargestellt. Die BFPT 10 bezieht ihren Dampf aus dem IP-Turbinenauslaß und gibt ihren Dampf an den Kondensator 28 ab. Durch die Anwendung von zwei­ fach zwischenüberhitzenden Zyklen und Nacherhitzungstempera­ turen oberhalb 1000°F wuchs der Unterschied zwischen der Zwi­ schendampftemperatur und der Sättigungstemperatur in dem Speisewassererhitzer beträchtlich an, wie dies in dem Dia­ gramm nach Fig. 5 gezeigt ist. Da die Temperaturdifferenz an­ wächst, kommt es zu einem Anstieg der Verluste der verfügba­ ren Energie während des Wärmeübergangsprozesses eines Kreis­ laufs, in welchem eine Kondensationskesselspeisewasserpumpen­ antriebsturbine Anwendung findet. Von besonderer Bedeutung ist die hohe Dampftemperatur an dem ersten Ablaß nach der zweiten kalten Nacherhitzung. Während Untersuchungen bezüg­ lich der Kreislaufoptimierung einer 1000 Megawatt zweifach zwischenerhitzten Turbine (Dampfkonditionen von 4500 psig, 1100°F/1100°/1100°F), betrug die Dampftemperatur 955°F für den Erhitzer, die von dem ersten Abzweigpunkt in der IP- Turbine (nach dem zweiten Zwischenüberhitzen) geliefert wur­ de. Diese ist etwa 30°F höher als die Temperatur in der Maxi­ mallastreaktionskammer (ersten Stufenauslaß in der HP- Turbine) mit typischen 2400 psig, 1100°F und 3500 psig und 1000°F Hauptdampfzustand. Zusätzlich lägen die Dampftempera­ turen an den nächsten beiden Abzweigungspunkten mit 760°F und 615°F beachtlich oberhalb der Temperatur, bei welcher Kohlen­ stoffstahl-Abzweigungsröhren verwendet werden könnten. So müßten zumindest zwei und möglicherweise noch weitere Abzwei­ gungsdampflinien und deren entsprechende Erhitzer (deren Au­ ßenummantelung, Röhren und weitere Innenkomponenten) aus le­ giertem Material gefertigt sein. Die Gestaltung der Verroh­ rung müßte zur Vermeidung von übermäßigen Gegenwirkungen ebenfalls erheblich komplizierter und teurer ausgeführt wer­ den.

In einer Computersimulation wurde ein System mit einer zwei­ fach zwischenerhitzten Kondensationsturbine zur Verwendung einer Nichtkondensations-BFPT-Turbine 10A in einer Weise, wie diese in Fig. 4A gezeigt ist, modifiziert. Verglichen mit Fig. 3 sind zwei Erhitzer 26E, 26F, die durch die IP (zweite zwischenerhitzte)-Turbine 16 versorgt wurden, nunmehr mit der BFPT 10A gekoppelt. Die BFPT 10A ist ebenfalls zur Versorgung der Erhitzer 26D mit diesen gekoppelt, die von der LP-Turbine 20 versorgt wurden und strömt nunmehr in den nächstniedrigeren Druckerhitzer 26C ab, welcher ebenfalls mit einem Abzweigungspunkt der LP-Turbine 20 gekoppelt ist. Der BFPT-Auslaßvolumenstrom war größer, als daß dieser von dem niedrigerem Druckerhitzer 26C kondensiert werden konnte, so daß der Überschuß zu dem ersten Gruppenauslaß der LP- Turbine 20 zurückgeführt wurde. Die Temperatur des BFPT- Abströmdampfes betrug 285°F währen die LP-Turbinendampf­ temperatur 450°F betrug oder eine Differenz von 165°F aus­ machte. Das ergab im Vergleich zum Kondensations-BFPT-Zyklus eine Verbesserung der Wärmebilanz um 12% bei Verwendung der Nichtkondensations-BFPT. Dieser Unterschied beinhaltete eben­ falls eine Verminderung in dem BFPT-Schaufelwirkungsgrad im Vergleich zum Kondensationsantrieb. Auch wenn es hier keine Wärmebilanzverbesserung gäbe, würde die Kostenersparnis be­ züglich der Abzweigverrohrung und der Speisewassererhitzer erheblich das in die Anlage zu investierende Kapital reduzie­ ren. Zusätzlich könnte die Größe des zweiten Nacherhitzers und die Nacherhitzerverrohrung verringert werden aufgrund des verringerten Nacherhitzermassenstromes. Auch mit der vorste­ hend beschriebenen Modifikation besteht jedoch Besorgnis be­ züglich der 165°F Temperaturdifferenz zwischen dem Dampf in den LP-Turbinen und dem Dampf der von dem BFPT-Auslaß und dem Erhitzer zurückströmt. Des weiteren würde dieser Temperaturun­ terschied noch weiter ansteigen, wenn die Belastung der Haupteinheit verringert würde. Demgemäß erscheint es als wün­ schenswert, ein System zu schaffen, in welchem kalter Dampf der BFPT nicht mit den heißen LP-Turbinenteilen in Kontakt tritt.

Es ist Aufgabe der vorliegenden Erfindung, ein verbessertes Dampfturbinensystem unter Verwendung einer Kesselspeisepum­ penantriebsturbine zu schaffen, in welchem kalter Dampf von der Speisewasserpumpenturbine von den heißeren Abschnitten des Hauptdampfturbinensystems isoliert ist. Gemäß einer er­ sten Ausführungsform der vorliegenden Erfindung wird ein Dampfturbinensystem einer Hauptleistungserzeugungsturbine mit wenigstens einer Hochdruck(HP)- und einer Niederdruck(LP)- Turbinenstufe mit einer Kesselspeisepumpenantriebsturbine (BFPT) der Kondensationsbauart bereitgestellt. Der Dampf wird zu der BFPT entweder von einem Auslaß der ersten nacherhitz­ ten Turbine im Falle eines zweifach nacherhitzten Systems oder von dem Auslaß der HP-Turbine im Falle einer einfach nacherhitzten Turbine geliefert. Die BFPT ist an einem Zwi­ schenabzweigungspunkt mit einer zweiten und einem dritten Niedrigsttemperaturspeisewassererhitzer gekoppelt; jedoch ist der Auslaß der BFPT in einen Systemkondensator geführt. Bei dieser Anordnung besteht keine direkte Verbindung zwischen jeglichem Dampf der BFPT und irgendeinem Teil der Hauptturbi­ nen.

Zum besseren Verständnis der vorliegenden Erfindung kann Be­ zugnahme auf die folgende detaillierte Beschreibung in Ver­ bindung mit den beigefügten Zeichnungen genommen werden, in welchen:

Fig. 1 eine vereinfachte Funktionsdarstellung einer herkömm­ lichen Dampfturbinenzyklusanordnung unter Verwendung einer Nichtkondensations-BFPT ist;

Fig. 2 eine vereinfachte Funktionsdarstellung einer weiteren herkömmlichen Dampfturbinenzyklusanordnung unter Ver­ wendung einer Nichtkondensations-BFPT ist;

Fig. 3 eine vereinfachte Funktionsdarstellung einer weiteren herkömmlichen Dampfturbinenzyklusanordnung unter Ver­ wendung einer Nichtkondensations-BFPT ist;

Fig. 4 eine vereinfachte Funktionsdarstellung einer weiteren herkömmlichen Dampfturbinenzyklusanordnung unter Ver­ wendung einer Kondensations-BFPT ist;

Fig 4A eine modifizierte Form eines zweifach zwischenüber­ hitzten Systems, in welchem eine Kondensations-BFPT durch eine Nichtkondensations-BFPT ersetzt wurde, ist;

Fig. 5 eine graphische Darstellung der Abzweigdampftempera­ tur als Funktion der Dampfsättigungstemperatur ist; und

Fig. 6 eine Funktionsdarstellung einer Dampfturbinenzyklus­ anordnung in Übereinstimmung mit der vorliegenden Er­ findung ist.

Unter Bezugnahme auf Fig. 6 wird ein Dampfturbinensystem 40 gezeigt, in welchem die Lehre gemäß der vorliegenden Erfin­ dung beinhaltet ist. Das System 40 ist ein zweifach nacher­ hitztes System mit einer ersten Primärturbine 42, welche mit einem ersten Stromgenerator 44 antriebsverbunden ist und eine zweite Primärturbine 46 in Antriebsverbindung mit einem zwei­ ten Elektrogenerator 48 steht. Die Turbine 42 umfaßt eine HP- Turbine 42 A, eine erste Nacherhitzungsturbine 42 B und eine zweite Nacherhitzungs- oder IP-Turbine 42C. Die Turbine 46 umfaßt ein Paar von LP-Turbinen 46A und 46B. Ein Dampfer­ zeuger oder Kessel 50 einer vorgeschalteten Dampfkonditionie­ rungsanlage liefert Dampf unter einem ersten Druck und einer Temperatur beispielsweise 4515 psia und 1100°F an die HP- Turbine 42 A, sowie unter einem zweiten Druck und einer zwei­ ten Temperatur, beispielsweise 1335 psia und 1100°F, an die erste nacherhitzte Turbine 42B und unter einem dritten Druck und einer dritten Temperatur, beispielsweise 387 psia und 1100°F an eine zweite Nacherhitzungsturbine 42C. Der Ab­ strömdampf der Turbine 42C ist mit den LP-Turbinen 46A und 46B gekoppelt, um den Betrieb der Turbine 46 zu beeinflus­ sen.

Der Auslaßdampf der Turbine 46 wird in einen Kondensator 52 geleitet und das Kondensat am Auslaß des Kondensators 52 wird vermittels Pumpen 54A-B durch eine Serie von Speisewasserer­ hitzern 56A-H zurück zum Kessel 50 gepumpt. Jeder der Spei­ sewassererhitzer verwendet Dampf, der von den Turbinen abge­ zweigt bzw. ausgestoßen wird in dem System, um die Kondensat- oder Speisewassertemperatur anzuheben, bevor dieses in den Boiler 50 zurückgeführt wird.

Die Boilerspeisewasserpumpe 54A wird durch unmittelbare Ver­ bindung mit einer Kesselspeisepumpenturbine BFPT 58 angetrie­ ben; die BFPT 58 ist in der dargestellten Ausführungsform so geschaltet, daß diese ihre Dampfversorgung über eine Leitung 59 von dem Auslaß der ersten nacherhitzten Turbine 42B er­ hält, obgleich es klar ist, daß die BFPT 58 auch so ausgelegt sein kann, daß diese ihre Dampfversorgung aus anderen Quellen erhält einschließlich direkter Abstiche von den kalten nacherhitzten Leitungen zu dem Kessel 50. Der Auslaßdampf der BFPT 58 wird direkt vermittels einer Leitung 60 in einen Kon­ densator 52 abgelassen und diese arbeitet als Kondensations­ turbine, d. h. der Auslaß liegt unterhalb atmosphärischen Druckes.

Wie vorstehend erläutert wurde, liegt der vorliegenden Erfin­ dung die Absicht zugrunde, den Eintritt des Auslaßdampfes der BFPT 58 in die LP-Turbine 46 zu verhindern und die negativen Auswirkungen, die mit der Vermischung von Dampf mit erheblich unterschiedlicher Temperatur verbunden sind, zu vermindern sowie die Temperaturdifferenz zwischen dem Abzweigdampf und dem Speisewasser in einem Erhitzer zu reduzieren. Die vorlie­ gende Erfindung erreicht diese bedeutsamen Merkmale durch Veränderung der Turbinenzyklusauslegung derart, daß der Aus­ laß und Abzweigungsdampf der BFPT 58 sich nicht mit dem Dampf unterschiedlicher Temperatur der Primärturbine LP 46 mischt. Zusätzlich wird, um den Abdampf der BFPT in den Kondensator 52 zu leiten, Dampf eines Zwischenzustandes (und Temperatur) aus der BFPT 58 abgezweigt und vermittels Leitungen 62, 64, 66 zu entsprechenden Speisewassererhitzern wie jene Erhitzer 56D, 56E und 56F geleitet. Es ist anzumerken, daß diese Erhitzer ihren Nacherhitzungsdampf ausschließlich aus der BFPT 58 erhalten, so daß hierbei keine Mischung von Dampfun­ terschiedlicher Temperatur aus der LP-Turbine 46 auftritt.

Die Temperatur des Dampfes, der aus einem Zwischenablaßpunkt der BFPT 58 aus dieser abgezweigt wurde, liegt zwischen der Temperatur des ersten Abzweigungspunktes der zweiten Nacher­ hitzungsturbine 46 gemäß Fig. 3 und der Temperatur an dem zweiten Abzweigungspunkt der LP-Turbine 46, wobei die Tempe­ ratur an dem ersten Abzweigungspunkt der LP-Turbine 46 heißer ist als die Temperatur an dem Abzweigungspunkt der BFPT 58. Die Speisewassertemperaturen steigen fortschreitend vom Er­ hitzer 56A zum Erhitzer 56H. Dampf des letzten Abzweigungs­ punktes der LP-Turbine 46 wird auf den Erhitzer 56A gelei­ tet. Dampf der von den beiden anderen Zwischenpunkten abge­ zweigt wird, wird auf die Erhitzer 56B und 56C entsprechend geleitet. Dampf aus der BFPT 58 wird auf die nächsten drei Erhitzer 56D, 56E und 56F angelegt. Die Erhitzer 56G und 56A sind derart angeschaltet, daß diese den Abdampf der Pri­ märturbinen 42A und 42B wie dargestellt aufnehmen.

Die Zyklusanordnung, wie sie in Fig. 6 dargestellt ist, bie­ tet eine kleine Wärmebilanzverbesserung unter Beibehaltung vieler der Vorteile der direkt-Kondensations-BFPT (Fig. 4) sowie die Vorteile der Nichtkondensations-BFPT (Fig. 4 A), welche den Dampf für die Speisewassererhitzer liefert. Zu­ sätzlich kann herkömmlicher Kohlenstoffstahl für alle Ab­ zweigsleitungen verwendet werden im Vergleich zu den aus Le­ gierungen zu fertigenden Leitungen für den Kondensations­ zyklus gemäß Fig. 4 und den Nichtkondensationszyklus gemäß Fig. 3. Die Anordnung vereinfacht ebenfalls die Verrohrung und die Auslegung der Erhitzer, da die Temperaturen der abge­ zweigten Dämpfe reduziert werden und der günstigste Tempera­ turgradient in den Erhitzern vorliegt. Noch bedeutender je­ doch ist, daß die neue Auslegungsweise gewährleistet, daß kalter Dampf nicht mit den heißeren Turbinenteilen, wie dies bei den Nichtkondensationsausführungsformen gemäß Fig. 1, 2 und 3 sowie Fig. 4A der Fall ist, in Kontakt tritt.

Claims (3)

1. Kreislauf-Gestaltung für ein Dampfturbinensystem (40), ge­ kennzeichnet durch: eine Kesselspeisepumpe (54), eine Hilfsturbine (58) zum Antrieb der Kesselspeisepumpe (54), ei­ ne Primärturbine (42, 46) mit einem Hochdruck (HP)-Abschnitt (42) und einem Niederdruck(LP)-Abschnitt (46), einem Kessel (50) zur Bereitstellung von Dampf zum Antrieb der Primär- und Hilfsturbinen, einen Kondensator (52) zur Rückgewinnung des Abdampfes des LP-Abschnittes (46), eine Anzahl von Speisewas­ sererhitzern (56) zur Vorerhitzung des in dem Kondensator (52) gesammelten und zu dem Kessel (50) durch die Speisewas­ serpumpe gepumpte Kondensates, eine Einrichtung (59) zum Ab­ zweig von Dampf aus dem Hochdruckturbinenabschnitt (42) und Zuleitung des abgezweigten Dampfes zu der Hilfsturbine (58) zur Bewirkung des Betriebes der Hilfsturbineturbine (58), Einrichtungen (62, 64, 66) zur Trennung des in der Zusatzturbi­ ne (58) verwendeten Dampf es von der Primärturbine (42, 46), wobei diese wenigstens einen Speisewassererhitzer (56C) um­ fassen, der in Wärmetauschbeziehung mit Dampf steht, der ein­ zig von einem entsprechenden Abzweigungspunkt der Zusatztur­ bine geliefert wird; und Einrichtungen (60) zur Aufleitung von Abdampf von der Zusatzturbine (58) direkt zu dem Konden­ sator (52).

2. Kreislauf-Gestaltung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich­ net, daß die Hilfsturbine (58) eine Anzahl von Abzweigungs­ punkten aufweist und eine entsprechende Anzahl von Speisewas­ sererhitzern (56D, 56E, 56F) vorgesehen ist, welche jeweils ausschließlich mit entsprechenden der Abzweigungspunkte zur Aufnahme ausschließlich des Dampfes von der Hilfsturbine (58) gekoppelt sind.

3. Dampf-Zyklus-Verfahren für ein Dampfturbinensystem (40), in welchem eine Hilfsturbine (58) zum Antrieb einer Kes­ selspeisewasserpumpe (54) Anwendung findet, wobei das Turbi­ nensystem eine Primärturbine (42, 46) umfaßt, welche zum An­ trieb wenigstens eines Generators (44, 48) mit diesem gekop­ pelt ist, die Primärturbine einen Hochdruck(HP)-Abschnitt (42) und einen Niederdruck(LP)-Abschnitt (46) aufweist, einen Kessel (50) zur Erzeugung von Dampf zum Antrieb der Primär- und Zusatzturbinen, einen Kondensator (52) zur Umwandlung von Abdampf aus dem LP-Abschnitt und einer Anzahl von Speisewas­ sererhitzern (56) zur Vorwärmung des in dem Kondensator ge­ sammelten und in den Kessel (50) zurückgepumpten Kondensates, welches die folgenden Schritte umfaßt:
Kopplung der Hilfsturbine (58) in das System in einen Kon­ densationszyklus, wobei der Zusatzturbinenauslaß direkt mit dem Kondensator (52) gekoppelt ist;
Trennung jedes Zwischenabzweigungspunktes der Zusatzturbine von den Dampfwegen zu jedem der Abschnitte der Primärturbine (42, 26), und
Kopplung entsprechender Speisewassererhitzer (56) aus­ schließlich zur Aufnahme von Dampf von den getrennten Abzwei­ gungspunkten der Hilfsturbine (58).