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PATENTANSPRÜCHE
1. Abgasbeheizte Dampferzeugeranlage, insbesondere für eine kombinierte Gasturbinen-Dampfkraftanlage, mit einem
Niederdruck- und einem Hochdruck-Arbeitsmittelkreislauf, welche parallel an Dampfverbraucher anschliessbar sind und
Heizflächen aufweisen, wobei die einzelnen Heizflächen der beiden Kreisläufe im Abgasstrom hintereinander angeordnet sind, dadurch gekennzeichnet, dass der Hochdruck-Arbeitsmit telkreislauf zwei im Arbeitsmittelstrom hintereinandergeschal tete Economiserheizflächen (11, 14) aufweist,
von denen die in
Strömungsrichtung des Arbeitsmittels erste Economiserheizflä che (11) im Dampferzeuger (1) abgasseitig stromabwärts in bezug auf eine Niederdruck-Verdampferheizfläche (12) ange ordnet ist und die zweite Economiserheizfläche (14) im Dampf erzeuger (1) abgasseitig stromaufwärts in bezug auf Nieder druck-Verdampferheizfläche (12) angeordnet ist, und dass der
Niederdruck-Arbeitsmittelkreislauf keine eigenen Economiser heizflächen aufweist.
2. Dampferzeugeranlage nach Anspruch 1, dadurch gekenn zeichnet, dass die erste Economiserheizfläche (11) im Abgas strom die letzte Heizfläche des Dampferzeugers (1) ist.
3. Dampferzeugeranlage nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Niederdruck-Verdampferheizfläche (12) an eine vom Austritt der ersten Economiserheizfläche (11) abzweigende Leitung (71) angeschlossen ist, die ein Drosselor gan (72) enthält.
4. Dampferzeugeranlage nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Economiserheizfläche (14) im Dampferzeuger (1) stromaufwärts in bezug auf eine
Niederdruck-Überhitzerheizfläche (13) angeordnet ist.
5. Verwendung der Dampferzeugeranlage nach Anspruch 1 in einer Dampfkraftanlage, dadurch gekennzeichnet, dass der
Niederdruck- und der Hochdruck-Arbeitsmittelkreislauf an - eine gemeinsame Dampfturbine (35) angeschlossen sind.
Die Erfindung betrifft eine Dampferzeugeranlage nach dem
Oberbegriff des Anspruchs 1. Es sind solche Anlagen bekannt, bei denen im Abgasstrom zwei Arbeitsmittelkreisläufe in dem
Sinne hintereinander geschaltet sind, dass im Gegenstrom zum
Abgas eine Niederdruck-Economiserheizfläche, eine Nieder druck-Verdampferheizfläche, eine Hochdruck-Economiser heizfläche, eine Hochdruck-Verdampferheizfläche und schliess lich eine Hochdruck-Überhitzerheizfläche hintereinander ange ordnet sind, wobei das der Hochdruck-Economiserheizfläche zugeführte Speisewasser über eine Druckerhöhungspumpe dem
Niederdruck-Kreislauf nach der Niederdruck-Economiserheiz- fläche entnommen wird.
Eine solche Heizflächenschaltung verwertet die Gasturbi nen-Abwärme sehr gut, weil in jeder der Heizflächen die Wär meübertragung bei einer relativ kleinen Temperaturdifferenz zwischen dem zu beheizenden Arbeitsmittel und den heizenden
Abgasen stattfindet. Da diese kleinen Temperaturdifferenzen jedoch relativ grosse Heizflächen erfordern, können sich bei
Teillast der Anlage, wenn die Gastemperatur sinkt, wie das insbesondere bei kombinierten Gasturbinen-Dampfkraftanla gen der Fall ist, in der Niederdruck-Economiserheizfläche durch
Verdampfung des Speisewassers Schwierigkeiten ergeben.
Infolge der sinkenden Gastemperatur am Eintritt in den
Dampferzeuger wird nämlich die erzeugte Hochdruckdampf menge und damit die zugeführte Speisewassermenge stark redu ziert. Handelt es sich beim Abgaslieferanten um eine einwellige
Gasturbine, kann sogar der Fall eintreten, dass unterhalb einer gewissen Gasturbinen-Leistung die Erzeugung von Hochdruck dampf vollständig unterbleibt, da die Abgastemperatur die dem betreffenden Druck zugehörige Verdampfungstemperatur un terschreitet.
Für den Niederdruck-Kreislauf hingegen ändert sich die Temperatur der anströmenden Gase, verglichen mit Vollast, nicht stark. Die Niederdruck-Dampferzeugung bleibt daher etwa im gleichen Masse erhalten; es strömt jedoch durch die Niederdruck-Economiserheizfläche nur noch eine Wasser menge, die auf 1/3 bis ' /s der Vollast-Wassermenge vermindert ist, weil bei Vollast der Gasturbine die erzeugte Hochdruckdampfmenge doppelt bis 8 mal so gross ist wie die Niederdruckdampfmenge.
Da nun aber die Niederdruck-Economiserheizfläche bei Teillast den gleichen Gastemperaturen und - bei einwelligen Gasturbinen - auch der selben Gasmenge ausgesetzt ist wie bei Vollast der Gasturbine, treten wegen der reduzierten Wasserströmung in der Niederdruck-Economiserheizfläche Verdampfungserscheinungen auf, die zu Instabilitäten und zu Druckstössen führen, die unzulässige Erschütterungen der Heizflächen zur Folge haben können.
Eine bekannte Lösung zum Vermeiden solcher Verdampfungserscheinungen besteht darin, den Speisewasserstrom durch die Niederdruck-Economiserheizfläche künstlich zu erhöhen und die überschüssige, für die Dampferzeugung nicht benötigte Speisewassermenge vor die Speisepumpe zurückzuführen. Bei der Entspannung der vor die Speisepumpe zurückzuführenden Wassermenge tritt aber unvermeidlich starke Verdampfung auf, so dass besondere Vorkehren getroffen werden müssen, um das Entspannungsventil vor Erosion zu schützen. Die ganze Einrichtung wird damit kompliziert und kostspielig, weshalb bei Gasturbinen-Abhitzedampferzeugern mit Zweidruck-Dampferzeugung die Niederdruck-Economiserheizfläche oft ganz weggelassen wird. Dies führt aber zu hohen Abgasverlusten und damit zu einer erheblichen Herabsetzung des Anlagewirkungsgrades.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die Dampferzeugeranlage der eingangs genannten Art so zu verbessern, dass der Anlagewirkungsgrad dadurch nicht merklich beeinträchtigt wird.
Diese Aufgabe wird durch die Merkmale im Kennzeichen des Anspruchs 1 erreicht. Obschon auch hier bei Teillast die Speisewassermenge in der ersten Hochdruck-Economiserheizfläche stark reduziert wird, gegebenenfalls in sogar noch stärkerem Masse als bei der bekannten Anlage, tritt wegen der neuartigen Anordnung der Hochdruck-Economiserheizflächen in diesen keine Verdampfung auf, weil der darin herrschende Druck höher ist als der Sattdampfdruck, der den im Bereich der Economiserheizflächen herrschenden Gastemperaturen entspricht. Auch bei vollständig fehlender Dampfproduktion im Hochdruck-Arbeitsmittelkreislauf findet somit in dessen Economiserheizflächen keine Verdampfung statt.
Zwei Ausführungsbeispiele der Erfindung werden in der folgenden Beschreibung anhand der Zeichnung näher erläutert.
Es zeigen:
Fig. 1 das vollständige Schema einer erfindungsgemässen Dampferzeugeranlage mit einer Gasturbinengruppe und
Fig. 2 das Schema eines Teils einer abgewandelten Dampferzeugeranlage.
Gemäss Fig. 1 ist ein Dampferzeuger 1 an eine Gasturbinengruppe 2 angeschlossen und wird mit deren Abgasen beheizt.
Die Gasturbinengruppe 2 besteht aus einem Verdichter 5, einer Brennkammer 6 und einer Gasturbine 7, wobei die Gasturbine 7 und der Verdichter 5 mit einem elektrischen Generator 8 zusammen auf einer gemeinsamen Welle 9 sitzen. Im Dampferzeuger 1 sind sechs Heizflächen im Gasstrom hintereinander angeordnet. In der dem Gasstrom entgegengesetzten Richtung folgen sich eine erste Hochdruck-Economiserheizfläche 11, eine Niederdruck-Verdampferheizfläche 12, eine Niederdruck Überhitzerheizfläche 13, eine zweite Hochdruck-Economiserheizfläche 14, eine Hochdruck-Verdampferheizfläche 15 und eine Hochdruck-Überhitzerheizfläche 16.
Im weiteren weist die Dampferzeugeranlage 1 ein Speise
wassergefäss 20, eine von diesem zur ersten Hochdruck-Economiserheizfläche 11 führende Leitung 21 mit Hochdruckspeisepumpe 22, eine vom Austritt der ersten Hochdruck-Economiserheizfläche 14 führende Leitung 23 und eine vom Austritt der zweiten Hochdruck-Economiserheizfläche 14 zu einer Hochdrucktrommel 25 führende Leitung 24 auf. Die Trommel 25 ist über eine Leitung 28 mit Umwälzpumpe 29 mit dem Eintritt der Hochdruck-Verdampferheizfläche 15 verbunden. Der Austritt der Hochdruck-Verdampferheizfläche 15 führt über eine Leitung 30 zur Trommel 25 zurück.
Eine Leitung 32 verbindet den Dampfraum der Trommel 25 mit dem Eintritt der Hochdruck-Überhitzerheizfläche 16, und von deren Austritt führt eine Frischdampfleitung 34 zu einer Dampfturbine 35, die einen elektrischen Generator 36 antreibt.
Am Austritt der Dampfturbine 35 ist ein Kondensator 38 angeordnet, dessen Austritt über eine Kondensatleitung 40 mit Kondensatpumpe 41 in einen Entgaseraufsatz 50 des Speisewassergefässes 20 mündet. Am Speisewassergefäss 20 ist ferner eine Leitung 53 mit Niederdruckspeisepumpe 54 angeschlossen, deren Austritt mit einer Niederdrucktrommel 55 verbunden ist.
Von dieser Trommel führt eine Leitung 56 über eine Umwälzpumpe 57 zur Niederdruck-Verdampferheizfläche 12, deren Austritt über eine Leitung 58 mit der Niederdrucktrommel 55 verbunden ist. Vom Dampfraum der Niederdrucktrommel 55 führt eine Leitung 60 zur Niederdruck-Überhitzerheizfläche 13.
An deren Austritt ist eine Dampfleitung 62 angeschlossen, die in den Niederdruckteil der Dampfturbine 35 mündet. Von der Leitung 60 zweigt an der Stelle 65 eine Leitung 66 ab, die über ein Drosselorgan 67 in den Entgaseraufsatz 50 mündet und dort die für die Entgasung nötige Wärme einbringt.
In der Anlage nach Fig. 1 herrschen beispielsweise in der Niederdrucktrommel 55 ein Druck von 3,8 bar und in der Hochdrucktrommel 25 ein Druck von 50 bar. Dementsprechend findet die Verdampfung in der Niederdruck-Verdampferheizfläche 12 bei etwa 142" C und in der Hochdruck-Verdampferheizfläche 15 bei etwa 264 C statt. Während bei Vollast die Gastemperatur am Eintritt in den Dampferzeuger 1 bei etwa 490" C liegt, so dass die Überhitzung des Dampfes in der Hochdruck-Überhitzerheizfläche 16 auf z.B. 440" C getrieben werden kann, sinkt bei 30%-Teillast die Gastemperatur am Dampferzeugereintritt auf beispielsweise 300 C.
Damit wird in der Hochdruck-Verdampferheizfläche 15 nur noch ca. 15% der Vollastdampfmenge erzeugt, die anschliessend in der Hoch druck-0berhitzerheizfläche 16 noch schwach überhitzt wird, nämlich etwa 285 C.
In Strömungsrichtung des Abgases vor der zweiten Hochtemperatur-Economiserheizfläche 14 beträgt bei der erwähnten Teillast die Gastemperatur noch 266 C, wodurch bereits in dieser Economiserheizfläche eine gewisse, allerdings geringe Verdampfungsgefahr entsteht, die durch relativ einfache Massnahmen vermieden werden kann. Vor der Niederdruck-Verdampferheizfläche 12 beträgt dann die Gastemperatur ca.
257 C, da in der zweiten Hochdruck-Economiserheizfläche 14 bei der kleinen Durchflussmenge nur eine geringe Wärmemenge aufgenommen werden kann. Dementsprechend steigt die in der Niederdruck-Verdampferheizfläche 12 erzeugte Dampfmenge auf ca. 140% der Vollast-Dampfmenge. Am Austritt dieser Verdampferheizfläche 12 herrscht dabei eine Gastemperatur von ca. 167" C. Bei dieser Gastemperatur würde in der ersten Hochdruck-Economiserheizfläche 11 eine erhebliche Verdampfung auftreten, wenn - der üblichen Schaltung entsprechend - das in dieser Economiserheizfläche fliessende Speisewasser dem Druck von lediglich 3,8 bar ausgesetzt wäre (Verdampfungstemperatur 142" C).
Mit der erfindungsgemässen Heizflächenschaltung ist eine solche Verdampfung aber ganz unmöglich, da sie erst bei 264 C auftreten könnte. Ein Nachteil dieser Schaltung ist allerdings, dass bei diesem Teillastpunkt die Abgase in der ersten Hochdruck-Economiserheizfläche 11 nur bis auf ca. 163" C heruntergekühlt werden, wodurch der Abgasverlust erhöht wird.
Um diesen Nachteil, der nur bei häufigem Teillastbetrieb ins Gewicht fällt, zu vermeiden, kann die Schaltung verbessert werden, wie dies in Fig. 2 gezeigt ist. Gemäss Fig. 2 zweigt an einer Stelle 70 der Leitung 23 eine Leitung 71 ab, die ein Speiseventil 72 aufweist und zur Niederdrucktrommel 55 führt; die in Fig. 1 gezeigte Speiseleitung 53 mit der Niederdruckspeisepumpe 54 entfällt hier. Die Schaltung nach Fig. 2 führt zu einem grösseren Durchfluss durch die erste Hochdruck-Economiserheizfläche 11, was - insbesondere bei Teillast - zu einer Herabsetzung der Abgasaustrittsverluste führt. Für den Fall der beispielsweise erwähnten 30%-Teillast ergibt sich eine Abgasaustrittstemperatur aus der ersten Hochdruck-Economiserheizfläche 11 von 152" C statt wie erwähnt 163 C.
Die Erfindung beschränkt sich nicht auf die beiden beschriebenen Ausführungsformen. So können beispielsweise die beiden Arbeitsmittelkreisläufe auch nach dem Zwangdurchlaufprinzip konzipiert sein, wobei Mittel vorhanden sein können, die das am Ende der Verdampferheizfläche abgeschiedene Wasser zum Eingang der Verdampferheizflächen zum Eingang der ersten Economiserheizfläche oder vor die Speisepumpe bzw.
Speisepumpen zurückführen.
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PATENT CLAIMS
1. Exhaust gas-fired steam generator system, in particular for a combined gas turbine steam power plant, with one
Low pressure and a high pressure working medium circuit, which can be connected in parallel to steam consumers and
Have heating surfaces, the individual heating surfaces of the two circuits being arranged one behind the other in the exhaust gas flow, characterized in that the high-pressure working medium circuit has two economiser heating surfaces (11, 14) connected in series in the working medium flow,
of which the in
The direction of flow of the working medium is arranged first economiserheizflä surface (11) in the steam generator (1) on the exhaust gas side downstream with respect to a low-pressure evaporator heating surface (12) and the second economizer heating surface (14) in the steam generator (1) on the exhaust gas side upstream with respect to low pressure Evaporator heating surface (12) is arranged, and that the
Low-pressure working fluid circuit does not have its own economizer heating surfaces.
2. Steam generator system according to claim 1, characterized in that the first economiser heating surface (11) in the exhaust gas stream is the last heating surface of the steam generator (1).
3. Steam generator system according to claim 1 or 2, characterized in that the low-pressure evaporator heating surface (12) is connected to a branching from the outlet of the first economizer heating surface (11) line (71) which contains a throttle valve (72).
4. Steam generator system according to one of claims 1 to 3, characterized in that the second economizer heating surface (14) in the steam generator (1) upstream with respect to one
Low pressure superheater heating surface (13) is arranged.
5. Use of the steam generator system according to claim 1 in a steam power plant, characterized in that the
Low-pressure and the high-pressure working medium circuit to - a common steam turbine (35) are connected.
The invention relates to a steam generator system according to the
Preamble of claim 1. Such systems are known in which two working medium circuits in the exhaust gas stream
Senses are connected in series that countercurrent to
Exhaust gas is a low-pressure economizer heating surface, a low-pressure evaporator heating surface, a high-pressure economizer heating surface, a high-pressure evaporator heating surface and finally a high-pressure superheater heating surface, the feed water supplied to the high-pressure economizer heating surface via a booster pump
Low-pressure circuit is removed after the low-pressure economiser heating surface.
Such a heating surface circuit utilizes the gas turbine waste heat very well, because in each of the heating surfaces the heat transfer me at a relatively small temperature difference between the working medium to be heated and the heating
Exhaust takes place. However, since these small temperature differences require relatively large heating surfaces,
Partial load of the plant when the gas temperature drops, as is the case in particular with combined gas turbine steam power plants, in the low-pressure economizer heating surface
Evaporation of the feed water presents difficulties.
As a result of the falling gas temperature at the entrance to the
Steam generator is namely the amount of high pressure steam generated and thus the amount of feed water greatly reduced. If the exhaust gas supplier is a single-shaft
Gas turbine, it can even happen that below a certain gas turbine output, the generation of high pressure steam is completely omitted, since the exhaust gas temperature falls below the evaporation temperature associated with the pressure in question.
For the low-pressure circuit, however, the temperature of the incoming gases does not change much compared to full load. Low-pressure steam generation is therefore maintained to the same extent; however, only a quantity of water flows through the low-pressure economizer heating surface, which is reduced to 1/3 to '/ s of the full-load water quantity, because at full load of the gas turbine the generated high-pressure steam quantity is twice to 8 times as large as the low-pressure steam quantity.
However, since the low-pressure economiser heating surface is exposed to the same gas temperatures at partial load and - in the case of single-shaft gas turbines - to the same amount of gas as when the gas turbine is fully loaded, evaporation phenomena occur due to the reduced water flow in the low-pressure economiser heating surface, which leads to instabilities and pressure surges which can lead to impermissible vibrations of the heating surfaces.
A known solution for avoiding such evaporation phenomena is to artificially increase the feed water flow through the low-pressure economiser heating surface and to return the excess feed water quantity not required for steam generation to the feed pump. When the amount of water to be returned to the feed pump is released, however, there is inevitable strong evaporation, so that special precautions must be taken to protect the relief valve against erosion. The entire installation is thus complicated and expensive, which is why the low-pressure economiser heating surface is often omitted completely in the case of gas turbine heat recovery steam generators with two-pressure steam generation. However, this leads to high exhaust gas losses and thus to a significant reduction in the efficiency of the system.
The invention has for its object to improve the steam generator system of the type mentioned so that the plant efficiency is not significantly affected.
This object is achieved by the features in the characterizing part of claim 1. Although the feed water quantity in the first high-pressure economizer heating surface is also greatly reduced here at partial load, possibly to an even greater extent than in the known system, no evaporation occurs in these because of the novel arrangement of the high-pressure economizer heating surfaces because the pressure therein is higher is the saturated steam pressure, which corresponds to the gas temperatures prevailing in the area of the economiser heating surfaces. Even if there is no steam production in the high-pressure working fluid circuit, there is no evaporation in its economiser heating surfaces.
Two embodiments of the invention are explained in more detail in the following description with reference to the drawing.
Show it:
Fig. 1 shows the complete diagram of a steam generator system according to the invention with a gas turbine group and
Fig. 2 shows the diagram of part of a modified steam generator system.
1, a steam generator 1 is connected to a gas turbine group 2 and is heated with its exhaust gases.
The gas turbine group 2 consists of a compressor 5, a combustion chamber 6 and a gas turbine 7, the gas turbine 7 and the compressor 5 being seated together with an electric generator 8 on a common shaft 9. In the steam generator 1, six heating surfaces are arranged one behind the other in the gas flow. A first high-pressure economizer heating surface 11, a low-pressure evaporator heating surface 12, a low-pressure superheater heating surface 13, a second high-pressure economizer heating surface 14, a high-pressure evaporator heating surface 15 and a high-pressure superheater heating surface 16 follow in the direction opposite the gas flow.
Furthermore, the steam generator system 1 has a food
water vessel 20, a line 21 leading from this to the first high-pressure economiser heating surface 11 with a high-pressure feed pump 22, a line 23 leading from the outlet of the first high-pressure economiser heating surface 14 and a line 24 leading from the outlet of the second high-pressure economiser heating surface 14 to a high-pressure drum 25. The drum 25 is connected via a line 28 to the circulation pump 29 to the inlet of the high-pressure evaporator heating surface 15. The outlet of the high-pressure evaporator heating surface 15 leads back to the drum 25 via a line 30.
A line 32 connects the steam space of the drum 25 to the inlet of the high-pressure superheater heating surface 16, and from the outlet thereof a live steam line 34 leads to a steam turbine 35 which drives an electric generator 36.
A condenser 38 is arranged at the outlet of the steam turbine 35, the outlet of which conducts via a condensate line 40 with a condensate pump 41 into a degassing attachment 50 of the feed water vessel 20. A line 53 with low-pressure feed pump 54 is also connected to feed water vessel 20, the outlet of which is connected to a low-pressure drum 55.
From this drum, a line 56 leads via a circulation pump 57 to the low-pressure evaporator heating surface 12, the outlet of which is connected to the low-pressure drum 55 via a line 58. A line 60 leads from the steam space of the low-pressure drum 55 to the low-pressure superheater heating surface 13.
At the outlet thereof, a steam line 62 is connected, which opens into the low-pressure part of the steam turbine 35. At the point 65, a line 66 branches off from the line 60, which opens into the degassing attachment 50 via a throttle element 67 and introduces the heat necessary for the degassing there.
In the system according to FIG. 1, for example, a pressure of 3.8 bar prevails in the low-pressure drum 55 and a pressure of 50 bar in the high-pressure drum 25. Correspondingly, the evaporation takes place in the low-pressure evaporator heating surface 12 at approximately 142 ° C. and in the high-pressure evaporator heating surface 15 at approximately 264 C. While the gas temperature at the inlet into the steam generator 1 is approximately 490 ° C., so that the overheating occurs of the steam in the high-pressure superheater heating surface 16, for example 440 "C, the gas temperature at the steam generator inlet drops to 300 C, for example, at 30% partial load.
This means that only about 15% of the full-load steam quantity is generated in the high-pressure evaporator heating surface 15, which is then still slightly overheated in the high-pressure superheater heating surface 16, namely about 285 C.
In the direction of flow of the exhaust gas upstream of the second high-temperature economizer heating surface 14, the gas temperature is still 266 C at the partial load mentioned, as a result of which a certain, but slight, risk of evaporation arises in this economizer heating surface, which can be avoided by relatively simple measures. In front of the low-pressure evaporator heating surface 12, the gas temperature is approximately
257 C, since only a small amount of heat can be absorbed in the second high-pressure economizer heating surface 14 with the small flow rate. Accordingly, the amount of steam generated in the low-pressure evaporator heating surface 12 increases to approximately 140% of the full-load steam amount. At the outlet of this evaporator heating surface 12, there is a gas temperature of approximately 167 ° C. At this gas temperature, considerable evaporation would occur in the first high-pressure economiser heating surface 11 if - in accordance with the usual circuitry - the feed water flowing in this economiser heating surface corresponds to the pressure of only 3 , 8 bar would be exposed (evaporation temperature 142 "C).
With the heating surface circuit according to the invention, such evaporation is quite impossible, since it could only occur at 264 C. A disadvantage of this circuit, however, is that the exhaust gases in the first high-pressure economizer heating surface 11 are only cooled down to approximately 163 ° C. at this partial load point, as a result of which the exhaust gas loss is increased.
In order to avoid this disadvantage, which is significant only in the case of frequent partial load operation, the circuit can be improved, as is shown in FIG. 2. According to FIG. 2, a line 71 branches off at a point 70 of the line 23, which line has a feed valve 72 and leads to the low-pressure drum 55; the feed line 53 shown in FIG. 1 with the low-pressure feed pump 54 is omitted here. The circuit according to FIG. 2 leads to a greater flow through the first high-pressure economizer heating surface 11, which leads to a reduction in the exhaust gas leakage losses, in particular under partial load. In the case of the 30% partial load mentioned for example, an exhaust gas outlet temperature from the first high-pressure economizer heating surface 11 of 152 ° C. results instead of 163 ° C. as mentioned.
The invention is not limited to the two described embodiments. For example, the two working fluid circuits can also be designed according to the once-through principle, whereby means can be present that the water separated at the end of the evaporator heating surface to the entrance of the evaporator heating surfaces to the entrance of the first economizer heating surface or in front of the feed pump or
Return feed pumps.