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Luft- oder Dampf-Absaugeeinrichtung aus Anlagen mit unterschiedlich anfallenden Luft- oder Dampfmengen Die Erfindung bezieht sich auf eine Absaugeeinrichtung für Luft oder Dampf aus Anlagen, in denen unterschiedliche Mengen von abzusaugender Luft oder Dampf anfallen. Die Erfindung hat besondere Bedeutung für ein Absauge-Aggregat für Turbinenkondensatoren von Dampfkraftanlagen mit stark schwankender Belastung.
Lauftabsauge-Aggregate sind in ein- und mehr- #,tufiger Bauart bekannt. Im allgemeinen verwendet man ein Absauge-Aggregat, welches einen Dampfstrahler in der ersten Stufe enthält, an den sich ein Einspritz- oder Oberflächenkondensator anschliesst. Die Endstufe kann dabei durch eine mechanisch betriebene Verdrängerpumpe, z. B. eine Wasserringpumpe, gebildet sein. Man pflegt im allgemeinen ein solches Aggregat so zu bemessen, dass mit ausreichender Sicherheit die maximal anfallenden Mengen abgesaugt werden, wobei man dann bei geringeren anfallenden Mengen die Förderleistung der Pumpen herabsetzt.
Der Erfindung liegen folgende Überlegungen zugrunde: Geht man bei einem Dampfturbinenkonden- sator von einer Luftunterkühlung von beispielsweise 3 C beim Auslegungspunkt der Turbine aus, so ergibt sich auf Grund des Daltonschen Gesetzes bei einem Vakuum von 0,04 ata, dass jeweils für 1 kg Luft zusätzlich etwa 3,25 kg Dampf pro Stunde abgesaugt werden müssen. Dies ergibt eine Belastung der ersten Stufe von 3,25 + 1 = 4,25 kg pro Stunde Gemisch.
Bei Teillastbetrieb, z. B. Halblast, und unter Voraussetzung einer konstant bleibenden Kühlwassermenge verringert sich der Temperaturunterschied von Kühlwassereintritt und Kondensattemperatur auf etwa die Hälfte des entsprechenden Wertes beim Auslegungspunkt.
Die Grädigkeit des Kondensators folgt dabei dem Gesetz
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Hierin bedeutet 4t die Grädigkeit des Kondensa- tors als Temperaturdifferenz. 4i versinnbildlicht die abzuführende Wärmemenge, gewissermassen also die Verdampfungswärme, q bedeutet die Verhältniszahl von Kühlwassermenge zu Dampfmenge. e ist die Basis des natürlichen Logarithmus.
Dessen Exponent
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ist eine Kondensatorgrösse, wobei K die Wärmedurchgangszahl des Kondensators in kg-Kalo- rien pro m2 Kühlfläche und C pro Stunde, F die Kühlfläche und W die Wassergeschwindigkeit in Metern pro Sekunde bezeichnen. Nur so ist es möglich, dass der genannte Temperaturunterschied auf etwa die Hälfte absinkt.
Ähnlich liegen die Verhältnisse im Luftunterkühlungsbündel, so dass auch hier von einer Ausle- gungsgrädigkeit, z. B. einem Wert von 7 C, die Hälfte dieses Wertes entsteht und somit die Luftunterkühlung auf etwa 1,5 C zurückgeht. Dies bedeutet aber, dass bei niedrigerem Systemdruck die abzusaugende Gemischmenge sich so zusammensetzt, dass für jedes kg Luft pro Stunde nunmehr 6,25 kg Dampf pro Stunde, also insgesamt 7,25 kg Gemisch pro Stunde abzusaugen sind.
Berücksichtigt man das Verhältnis 7,25:4,25 und die Volumenzunahme auf Grund der Erniedrigung des absoluten Systemdruckes, dann ergibt sich
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volumenmässig betrachtet, dass bei Halblast etwa das 2,5fache Volumen abgesaugt werden muss. Dies bedeutet, dass die erste Stufe eines mehrstufigen Aggregates mindestens 21/2- bis 3fach überdimensioniert sein muss.
Hier setzt nun die Erfindung ein. Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, aus dieser Erkenntnis heraus ein wirtschaftliches Arbeiten des AbsaugeAggregates bei allen Belastungszuständen weitgehend herbeizuführen. Dabei muss in erster Linie dem Hauptbetriebszustand, also dem Vollastbetrieb, Rechnung getragen werden, da ein unwirtschaftliches Arbeiten für diese Belastung, die die weitaus überwiegende Zeit des Betriebes vorhanden ist, sich beson- der ungünstig auswirken würde.
Demgemäss besteht die Erfindung darin, dass bei einer Absaugeeinrichtung der geschilderten Art zumindest für die erste Saugstufe mehrere Dampfstrahlpumpen unterschiedlicher Bemessung in Parallelschaltung angeordnet sind, die wahlweise einzeln oder zu mehreren in verschiedenen Parallelkombinationen betreibbar sind.
Es geht dabei darum, die einzelnen parallel geschalteten Strahlsauger wahlweise in ihrem normalen Betriebszustand voll beaufschlagt arbeiten zu lassen oder ganz stillzusetzen, sie aber nicht in irgendeinem Zwischenzustand zu betreiben. Man kann daher das An- und Abschalten derselben in ähnlicher Weise bewerkstelligen, wie beispielsweise bei Dampfturbinen die Einlassventile, welche üblicherweise nacheinander stufenweise geöffnet und geschlossen werden. Durch den wahlweisen Betrieb der einzelnen Strahlsauger und ihrer Kombinationen lassen sich bereits mit drei parallel zu schaltenden Strahlsaugern eine ganze Reihe von Möglichkeiten schaffen. Man kann z.
B. drei Strahlsauger im Verhältnis 3 : 4 : 5 bemessen und erhält dann nacheinander die Verhältnisstufen 3, 4, 5, 3 + 4 = 7, 3 + 5 = 8, 4 + 5 = 9, 3+4+5=l2.
Die Schaltung der einzelnen Kombinationen kann lastabhängig entweder von Hand oder selbsttätig gesteuert werden. Man kann also den Strahlsaugern einen Regler zuordnen, der beispielsweise vom Stufendruck der Turbine, vom Steueröldruck derselben, von der elektrischen Belastungsseite her oder auch vom Kessellastgeber geeignete Impulse erhält. Weiterhin kann man auch daran denken, zur Vereinfachung unmittelbar die Stellung der Turbinenventile zur Steuerung heranzuziehen. Schliesslich ist es auch denkbar, mehrere dieser Grössen zusammen anzuwenden. Gegebenenfalls können dabei noch Korrekturmöglichkeiten vorgesehen sein, so z.
B. temperaturimpulsgesteuerte Korrekturglieder, die gegebenenfalls auf die Grädigkeit ansprechen. Man kann dabei den Temperaturunterschied zwischen Kühlwasseraustritt und Kondensattemperatur mit heranziehen.
Der Dampfbedarf der Dampfstrahlpumpen ist an sich im Verhältnis zu den Dampfmengen des Dampfkraftwerkes gering und liegt z. B. bei etwa 50 bis 200 kg pro Stunde. Bei zahlreichen Kraftwerken, insbesondere bei Blockanlagen mit Gleitdruckbetrieb, steht kein konstantes Dampfnetz zur Verfügung. Es bereitet daher gewisse Schwierigkeiten, diese geringen Mengen aus einem schwankenden Netz zu entnehmen und zu reduzieren sowie auf konstantem Druck zu halten. Hierzu müssten Apparaturen mit entsprechend kompliziertem Aufbau verwendet werden, die hinsichtlich ihrer Erstellung und ihrer betrieblichen Überwachung häufig einen unerwünschten Aufwand darstellen.
Um eine an sich geringe, aber einen konstanten Druck aufweisende Dampfmenge für einen oder mehrere Dampfstrahlapparate bereitzustellen, kann daher als Treibmittel für eine oder mehrere Dampfstrahlpumpen ganz oder überwiegend Dampf aus einem Stopfbuchsen-Sperrdampfnetz herangezogen werden. Wenn man einen oder mehrere Dampfstrahler aus der Stopfbuchssammelleitung speist, so hat man dabei den Vorteil, dass der Druck dieses Dampfnetzes durch eine ohnehin vorhandene Stopfbuchsbedampfungs-Einrichtung im allgemeinen von sich aus bereits konstant gehalten wird. Die Abgabe der zum Betrieb der Dampfstrahler benötigten geringen Dampfmenge erfordert also keine Zusatzeinrichtungen.
Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass zum Betrieb des Dampfstrahlers ein Teil der meist vorhandenen überschussdampfmenge ausgenutzt wird, die sonst ungenutzt in einen Kondensator oder Vorwärmer abströmt.
Wenn es beispielsweise gilt, unterschiedliche Druckverhältnisse im Kondensator zu berücksichtigen, wie sie beispielsweise jahreszeitlich bedingt sind oder auch unter bestimmten Betriebsbedingungen auftreten, so kann eine Umschaltmöglichkeit auf mehrstufigen Betrieb mit in Reihe geschalteten Dampfstrahlsaugern vorgesehen werden, wobei die Dampfstrahlsauger wahlweise in verschiedenen Kombinationen betreibbar sind.
Hierdurch kann beispielsweise bei Anwendung eines zweistufigen Dampfstrahlers durch Anhebung des Zwischendruckes vor der Wasserringpumpe der Leistungsbedarf sowohl des Dampfstrahlaggregates wie auch der Verdrängerpumpe herabgesetzt werden. Weiterhin lässt sich durch Zu- und Abschalten der ersten Dampfstrahlstufe eine leistungssparende Anpassung für variablen Druck im Kondensator erreichen, wie sie sich z. B. beim Winterbetrieb gegen- über der in den Sommermonaten auftretenden Arbeitsweise ergibt.
Zur vollen Rückgewinnung der Wärme gibt die Einschaltung eines Oberflächenkondensators als Zwischenkühler unter Umständen eine vorteilhaftere Anordnung gegenüber der Verwendung eines Einspritzkühlers. Die Rückgewinnung der Wärme bei einem Einspritzkühler würde nämlich die Anordnung einer Kondensatpumpe erfordern, die bei geringen Mengen für eine grosse Förderhöhe ausgelegt werden müsste.
An Hand der Zeichnung soll die Erfindung näher erläutert werden. Die Figuren zeigen Ausführungs-
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Beispiele in ihren für die Erfindung wesentlichen Teilen in stark vereinfachter schematischer Darstellung. Gleiche oder einander entsprechende Teile sind in den Figuren mit gleichen Bezugszeichen versehen.
Von einer Dampfkraftanlage ist bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel der Turbinenkondensator 1 mit Kondensatbehälter 2 und Kon- densatpumpe 3 dargestellt, von wo aus das flüssige Arbeitsmittel über die Leitung 4 dem Kessel zugeführt wird. Im Dampfraum des Kondensators 1 erfolgt eine Absaugung des Luft-Dampf-Gemisches über die Rohrleitung 5, an welche über Ventile 6, 7 und 8 die Dampfstrahlapparate 9, 10 und 11 angeschlossen sind. Als Treibmittel wird Dampf von im wesentlichen konstantem Druck herangezogen, der über die Leitung 12 und die Ventile 13, 14 und 15 zu den Strahlapparaten gelangt.
Falls man keinen hochgespannten Frischdampf oder Entnahmedampf verwenden will, der über Dampfumformeinrichtun- gen zu reduzieren ist und auf konstantem Druck gehalten werden muss, kann man unter Umständen auch Stopfbuchsendampf heranziehen, der im allgemeinen einen konstanten Druck auch bei Belastungsschwankungen aufweist.
An den Ausgang der Strahler 9, 10 und 11 ist ein Kondensator angeschlossen, von welchem ein Saugtopf 16 veranschaulicht ist. Er steht über die Kondensatleitung 17 mit dem Kondensator 1 in Verbindung. Schliesslich ist über die Rohrleitung 18 eine Verdrängerpumpe 19 angeschlossen, wie dies an sich gebräuchlich ist.
Die einzelnen Ventile 6, 7 und 8 werden jeweils gleichzeitig mit den Ventilen 13, 14 und 15 wahlweise in der oben geschilderten Art betätigt. Geeignete Steheinrichtungen 20 erlauben in der geschilderten Weise die Einstellung von sieben verschiedenen Stufen. Ein Regler 21 kann für sich allein oder gemeinsam mehreren Einflüssen unterstellt sein. So kann mit 22 eine Steuerung von Hand (h), mit 23 eine von der elektrischen Seite (e) und mit 24 eine vom Steueröldruck abhängige Einflussgrösse (ö) wirksam sein. Wie bereits erwähnt, kann der Stufendruck in einem Gehäuseabschnitt der Turbine herangezogen werden oder auch der Kessellastgeber (KL). Die Impulsleitung 25 zeigt die Möglichkeit, von der Stellung der Turbinenventile (TV) aus eine Beeinflussung vorzunehmen.
Wie die gestrichelte Impulslinie 26 versinnbildlicht, kann unter Umgehung des Reglers 21 diese Grösse auch unmittelbar auf das Stellglied 20 gegeben werden. Schliesslich ist es noch möglich, lastmässig, z. B. in Abhängigkeit der geförderten Kondensatmenge, einen Impuls dadurch herzuleiten, dass mit einer geeigneten Messblende 27 in der Kondensatleitung eine Einflussgrösse über die Impulsleitung 28 dem Regler 21 zugeführt wird. Mit 29 ist ein Korrekturglied bezeichnet, welches lemperaturimpulsgesteuert ist. Man kann hier von der Grädigkeit ausgehen und die Temperaturdifferenz des Kühlwasseraustrittes und des Kondensats heranziehen.
In Fig. 2 ist eine Umschaltmöglichkeit auf mehrstufigen Betrieb mit in Reihe geschalteten einzelnen oder Gruppen von Dampfstrahlsaugern dargestellt. So sind drei Strahlsauger 31, 32 und 33 vorgesehen, die den Strahlsaugern 9, 10 und 11 als zweite Stufe nachgeschaltet werden können. An ihren Einlass- leitungen liegen die Ventile 34, 35 und 36, die an die Leitung 37 angeschlossen sind. Der Saugtopf 16 enthält mehrere Kammern, von denen die Kammer 38 an die von den Strahlsaugern 9, 10 und 11 kommende Leitung 39 angeschlossen ist, und von der die Ansaugleitung 37 für die Strahler 31, 32 und 33 abzweigt.
Eine von der Kammer 38 abzweigende Leitung 40 dient dem Kondensatablauf.
Als Treibmittel für die Strahler 31, 32 und 33 wird ebenfalls Dampf verwendet, der bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel ebenso wie der Treib- dampf für die Strahler 9, 10 und 11 aus der Dampfleitung 12 entnommen wird. Die entsprechenden Ventile sind mit 41, 42 und 43 bezeichnet. Die einzelnen Ventile 6, 7 und 8 sowie 34, 35 und 36 werden jeweils gleichzeitig mit den entsprechenden Ventilen 13, 14 und 15 sowie 41, 42 und 43 wahlweise in der oben geschilderten Weise betätigt. Bei einstufigem Betrieb der Dampfstrahlsauger muss naturgemäss dafür gesorgt werden, dass ein Dampfdurchgang in der stillgesetzten Stufe gewährleistet ist.
In der stillzusetzenden Stufe bleiben dann die Ventile 13, 14, 15 bzw. 41, 42 und 43 in der Dampfleitung geschlossen. Die entsprechenden Ventile in der Absaugleitung sind aber zu öffnen. Geeignete Steheinrichtungen 20 erlauben nicht nur die in Fig. 1 veranschaulichten Einstellungsmöglichkeiten von sieben verschiedenen Stufen, sondern darüber hinaus kann ein zweistufiger Betrieb bewerkstelligt werden, wobei wiederum entsprechend beliebigem Zu- und Abschalten der einzelnen Strahler verschiedene Betriebsweisen und Förderleistungen ausgewählt werden können.
Man könnte darüber hinaus naturgemäss an Stelle von zwei hintereinandergeschalteten Gruppen von Strahlsaugern auch deren mehrere vorsehen.
Die Auslassleitung der Strahlsauger 31, 32 und 33, die mit 44 bezeichnet ist, mündet in die Kammer 45 des Kondensator-Saugtopfes 16, von wo, wie bereits oben erwähnt, die Rohrleitung 18 zur Ver- drängerpumpe 19 führt. Von der Kammer 45 zweigt eine Kondensatablaufleitung 46 ab.
Beim zweistufigen Dampfstrahlerbetrieb kann durch Anhebung des Zwischendruckes vor der Wasserringpumpe der Leistungsbedarf sowohl des Dampfstrahlaggregates wie auch der Wasserring pumpe herabgesetzt werden. Durch Zu- und Abschalten der ersten Dampfstrahlerstufe wird eine leistungssparende Anpassung für variablen Druck im Kondensator bewirkt, wie er sich z. B. beim. Winterbetrieb gegenüber der Arbeitsweise im Sommer ergibt.
Gegenüber der Verwendung eines Einspritz- kühlers kann man einen Oberflächenkondensator als Zwischenkühler zur möglichst vollständigen Rück-
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gewinnung der Wärme heranziehen. Die volle Rückgewinnung der Wärme bei einem Einspritzkühler erfordert nämlich die Anordnung einer Kondensatpumpe, die bei geringer Menge für eine hohe Förder- höhe ausgelegt werden müsste. Mit 47 ist die Leitung bezeichnet, welche von der Kondensatpumpe herangeführt ist, die Leitung 48 führt zum Vorwärmer.
Fig. 3 zeigt ein Beispiel für eine Möglichkeit der Herleitung des Dampfbedarfs für Dampfstrahler von Turbinen-Stopfbuchsen-Dampfnetz aus. Das zur Entlüftung des Kondensators 1 einer Dampfturbine 52 dienende, mit 53 bezeichnete Aggregat ist der über- sichtlicheren Darstellung halber als einzelner Dampfstrahler gezeichnet. Die Turbine 52 wird über die Dampfleitung 54 gespeist, die eine Frischdampfleitung - oder bei Anwendung einer ein- oder mehrfachen Zwischenüberhitzung eine Zwischendampfleitung - sein kann. Die auf der Hochdruckseite befindlichen Stopfbuchsen sind mit 56, die auf der Niederdruckseite liegenden Stopfbuchsen mit 57 bezeichnet.
Bei zweiflutigem symmetrischem Aufbau des Niederdruckteils sind ausschliesslich Stopfbuchsen im Gebiet höheren Druckes vorhanden.
Mit 58 ist die Stopfbuchssammelleitung bezeichnet, die über die Verbindungsleitungen 59 und 60 mit den Stopfbuchsen verbunden ist. Von dieser Sammelleitung aus erfolgt nun über die Leitung 12 die Speisung eines oder mehrerer Dampfstrahler.
In an sich gebräuchlicher Weise kann über eine Leitung 62 eine Fremdbedampfung vorgenommen werden, insbesondere bei An- und Abfahrvorgängen oder bei besonderen Betriebszuständen. In Abhängigkeit des an der Stelle 63 gemessenen Druckes in der Stoffbuchssammelleitung wird dann ein Ventil 64 in öffnendem oder schliessendem Sinne verstellt, wobei ein sich zweckmässig gegensinnig verstellendes Ventil 65 für eine Abgabe des überschüssigen Dampfes über die Leitung 66 in den Turbinenkondensator 1 sorgt. Je nach dem Dampfbedarf der Dampfstrahlapparate 53 kann nun ein mehr oder weniger grosser Teil der meist anfallenden überschussdampfmenge ausgenutzt werden,
die sonst ungenutzt in den Kondensator oder einen Vorwärmer abströmt.
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Air or steam extraction device from systems with different amounts of air or steam. The invention relates to an extraction device for air or steam from systems in which different amounts of air or steam to be extracted arise. The invention is of particular importance for a suction unit for turbine condensers of steam power plants with strongly fluctuating loads.
Running suction units are known in single and multi-stage designs. In general, a suction unit is used which contains a steam jet in the first stage, to which an injection or surface condenser is connected. The output stage can be driven by a mechanically operated positive displacement pump, e.g. B. a water ring pump formed. It is generally customary to dimension such a unit in such a way that the maximum quantities that occur are sucked off with sufficient reliability, and the delivery rate of the pumps is then reduced in the case of smaller quantities.
The invention is based on the following considerations: If one assumes an air subcooling of, for example, 3 C at the design point of the turbine in a steam turbine condenser, then based on Dalton's law at a vacuum of 0.04 ata results in each case for 1 kg of air an additional 3.25 kg of steam per hour must be extracted. This results in a load in the first stage of 3.25 + 1 = 4.25 kg per hour of mixture.
During partial load operation, e.g. B. half load, and assuming a constant amount of cooling water, the temperature difference between cooling water inlet and condensate temperature is reduced to about half the corresponding value at the design point.
The gradient of the capacitor follows the law
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Here, 4t means the gradient of the capacitor as a temperature difference. 4i symbolizes the amount of heat to be dissipated, to a certain extent the heat of evaporation, q means the ratio of the amount of cooling water to the amount of steam. e is the base of the natural logarithm.
Its exponent
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is a condenser size, where K denotes the heat transfer coefficient of the condenser in kg calories per m2 of cooling surface and C per hour, F the cooling surface and W the water speed in meters per second. Only in this way is it possible for the temperature difference mentioned to drop to around half.
The conditions in the air subcooling bundle are similar, so that here too there is a degree of design, e.g. B. a value of 7 C, half of this value arises and thus the air subcooling is reduced to about 1.5 C. However, this means that at a lower system pressure, the amount of mixture to be extracted is composed in such a way that for every kg of air per hour 6.25 kg of steam per hour, i.e. a total of 7.25 kg of mixture per hour, are to be extracted.
If one takes into account the ratio 7.25: 4.25 and the increase in volume due to the decrease in the absolute system pressure, then this results
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In terms of volume, that means that at half load, around 2.5 times the volume must be extracted. This means that the first stage of a multi-stage unit must be at least 21/2 to 3 times oversized.
This is where the invention comes in. The invention is based on the object of using this knowledge to largely bring about economical operation of the suction unit under all load conditions. The main operating state, i.e. full load operation, must be taken into account, since uneconomical work would have a particularly unfavorable effect on this load, which is present for the greater part of the operation.
Accordingly, the invention consists in that, in a suction device of the type described, several steam jet pumps of different dimensions are arranged in parallel at least for the first suction stage and can be operated either individually or in groups in different parallel combinations.
It is a matter of either allowing the individual jet suction devices connected in parallel to work fully loaded in their normal operating state or to shut them down completely, but not to operate them in any intermediate state. It is therefore possible to switch the same on and off in a similar manner to, for example, the inlet valves in steam turbines, which are usually opened and closed in stages one after the other. Through the optional operation of the individual ejectors and their combinations, a whole range of possibilities can be created with just three ejectors connected in parallel. You can z.
B. three ejectors in the ratio 3: 4: 5 and then receives the ratio levels 3, 4, 5, 3 + 4 = 7, 3 + 5 = 8, 4 + 5 = 9, 3 + 4 + 5 = l2 one after the other.
The switching of the individual combinations can be controlled either manually or automatically, depending on the load. One can therefore assign a regulator to the jet suction devices, which receives suitable pulses, for example, from the stage pressure of the turbine, from the control oil pressure of the same, from the electrical load side or from the boiler load transducer. Furthermore, one can also think of using the position of the turbine valves for control directly for simplification. Finally, it is also conceivable to use several of these quantities together. If necessary, correction options can also be provided, e.g.
B. temperature pulse-controlled correction elements, which may respond to the gravity. You can use the temperature difference between the cooling water outlet and the condensate temperature.
The steam requirement of the steam jet pumps is low in relation to the steam volume of the steam power plant and is z. B. at about 50 to 200 kg per hour. In numerous power plants, especially in block systems with sliding pressure operation, there is no constant steam network available. It therefore presents certain difficulties in removing these small amounts from a fluctuating network and reducing them and keeping them at constant pressure. Apparatus with a correspondingly complicated structure would have to be used for this, which often represent an undesirable expense in terms of their creation and operational monitoring.
In order to provide a small amount of steam, which is at a constant pressure, for one or more steam jet devices, steam from a stuffing box sealing steam network can therefore be used as a propellant for one or more steam jet pumps. If you feed one or more steam ejectors from the stuffing box collecting line, you have the advantage that the pressure of this steam network is generally already kept constant by an already existing stuffing box steaming device. The delivery of the small amount of steam required to operate the steam jet does not require any additional equipment.
Another advantage is that to operate the steam jet, part of the excess steam that is usually present is used, which otherwise flows unused into a condenser or preheater.
If, for example, different pressure conditions in the condenser need to be taken into account, such as those that are seasonal or occur under certain operating conditions, then a switch to multi-stage operation with steam ejectors connected in series can be provided, with the steam ejectors optionally being operated in various combinations.
In this way, for example when using a two-stage steam jet, the power requirement of both the steam jet unit and the displacement pump can be reduced by increasing the intermediate pressure upstream of the water ring pump. Furthermore, by switching the first steam jet stage on and off, a power-saving adjustment for variable pressure in the condenser can be achieved, as can be seen in e.g. B. in winter operation compared to the operation occurring in the summer months.
For full heat recovery, the inclusion of a surface condenser as an intercooler may be a more advantageous arrangement than the use of an injection cooler. The recovery of the heat in an injection cooler would require the arrangement of a condensate pump which, in the case of small quantities, would have to be designed for a large delivery head.
The invention is to be explained in more detail using the drawing. The figures show execution
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Examples in their essential parts for the invention in a greatly simplified schematic representation. Identical or corresponding parts are provided with the same reference symbols in the figures.
In the exemplary embodiment shown in FIG. 1, the turbine condenser 1 of a steam power plant with condensate container 2 and condensate pump 3 is shown, from where the liquid working medium is fed to the boiler via line 4. In the steam space of the condenser 1, the air-steam mixture is sucked off via the pipe 5, to which the steam jet devices 9, 10 and 11 are connected via valves 6, 7 and 8. The propellant used is steam of essentially constant pressure, which reaches the jet devices via line 12 and valves 13, 14 and 15.
If you do not want to use high-pressure live steam or extraction steam, which can be reduced via steam converting devices and must be kept at constant pressure, you can also use stuffing box steam, which generally has a constant pressure even with load fluctuations.
A capacitor, of which a suction cup 16 is illustrated, is connected to the output of the radiators 9, 10 and 11. It is connected to the condenser 1 via the condensate line 17. Finally, a displacement pump 19 is connected via the pipeline 18, as is customary per se.
The individual valves 6, 7 and 8 are each operated simultaneously with the valves 13, 14 and 15 optionally in the manner described above. Suitable standing devices 20 allow the setting of seven different levels in the manner described. A controller 21 can be subject to several influences either alone or jointly. Thus with 22 a manual control (h), with 23 one from the electrical side (e) and with 24 an influencing variable (ö) dependent on the control oil pressure can be effective. As already mentioned, the stage pressure in a housing section of the turbine or the boiler load transmitter (KL) can be used. The impulse line 25 shows the possibility of influencing the position of the turbine valves (TV).
As symbolized by the dashed pulse line 26, this variable can also be given directly to the actuator 20 by bypassing the controller 21. Finally, it is still possible, in terms of load, e.g. B. depending on the amount of condensate conveyed, to derive a pulse that an influencing variable is fed to the controller 21 via the pulse line 28 with a suitable measuring orifice 27 in the condensate line. With a correction element 29 is designated, which is temperature pulse controlled. You can start from the degree of temperature and use the temperature difference between the cooling water outlet and the condensate.
In Fig. 2, a switch to multi-stage operation with series-connected individual or groups of steam ejectors is shown. So three ejectors 31, 32 and 33 are provided, which can be connected downstream of the ejectors 9, 10 and 11 as a second stage. The valves 34, 35 and 36, which are connected to the line 37, are located on their inlet lines. The suction cup 16 contains several chambers, of which the chamber 38 is connected to the line 39 coming from the jet suction devices 9, 10 and 11, and from which the suction line 37 for the emitters 31, 32 and 33 branches off.
A line 40 branching off from the chamber 38 serves to drain the condensate.
Steam is also used as the propellant for the radiators 31, 32 and 33, and in the exemplary embodiment shown, like the motive steam for the radiators 9, 10 and 11, is taken from the steam line 12. The corresponding valves are labeled 41, 42 and 43. The individual valves 6, 7 and 8 as well as 34, 35 and 36 are each operated simultaneously with the corresponding valves 13, 14 and 15 and 41, 42 and 43 optionally in the manner described above. With single-stage operation of the steam ejector, it must of course be ensured that steam can pass through in the shutdown stage.
In the stage to be shut down, the valves 13, 14, 15 or 41, 42 and 43 in the steam line then remain closed. However, the corresponding valves in the suction line must be opened. Suitable standing devices 20 not only allow the setting options of seven different levels illustrated in FIG. 1, but also a two-level operation can be achieved, whereby again different modes of operation and delivery rates can be selected according to any switching on and off of the individual radiators.
In addition, instead of two series-connected groups of jet suction devices, several could also be provided.
The outlet line of the ejectors 31, 32 and 33, which is denoted by 44, opens into the chamber 45 of the condenser suction cup 16, from where, as already mentioned above, the pipeline 18 leads to the displacement pump 19. A condensate drain line 46 branches off from the chamber 45.
With two-stage steam jet operation, the power requirement of both the steam jet unit and the water ring pump can be reduced by increasing the intermediate pressure in front of the water ring pump. By switching the first steam jet stage on and off, a power-saving adjustment for variable pressure in the condenser is effected, as it is, for. B. at. Winter operation compared to the working method in summer.
In contrast to the use of an injection cooler, a surface condenser can be used as an intercooler for the most complete possible return
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use the extraction of heat. The full recovery of the heat in an injection cooler requires the arrangement of a condensate pump, which would have to be designed for a high delivery head in the case of small quantities. With 47 the line is referred to, which is brought from the condensate pump, the line 48 leads to the preheater.
Fig. 3 shows an example of a possibility of deriving the steam requirement for steam ejectors from the turbine stuffing box steam network. For the sake of clarity, the unit designated 53 and used for venting the condenser 1 of a steam turbine 52 is shown as a single steam jet. The turbine 52 is fed via the steam line 54, which can be a live steam line or, if single or multiple reheating is used, an intermediate steam line. The stuffing boxes located on the high pressure side are labeled 56, those located on the low pressure side are labeled 57.
In the case of a double-flow, symmetrical design of the low-pressure part, only stuffing boxes are available in the area of higher pressure.
The stuffing box collecting line is denoted by 58 and is connected to the stuffing boxes via the connecting lines 59 and 60. From this collecting line, one or more steam ejectors are now fed via line 12.
In a manner customary per se, external vapor deposition can be carried out via a line 62, in particular during start-up and shutdown processes or in special operating states. Depending on the pressure measured at point 63 in the material box collecting line, a valve 64 is then adjusted in an opening or closing direction, with a valve 65, which is expediently adjusted in the opposite direction, ensures that the excess steam is released via line 66 into the turbine condenser 1. Depending on the steam requirement of the steam jet apparatus 53, a more or less large part of the excess steam that usually arises can now be used,
which otherwise flows unused into the condenser or a preheater.