DE1124514B

DE1124514B - Thermal power plant

Info

Publication number: DE1124514B
Application number: DEM28226A
Authority: DE
Inventors: Dipl-Ing Wolfdieterich Broda
Original assignee: MAN Maschinenfabrik Augsburg Nuernberg AG
Current assignee: MAN AG
Priority date: 1955-09-14
Filing date: 1955-09-14
Publication date: 1962-03-01

Description

Wärmekraftanlage Die Erfindung bezieht sich auf eine Wärmekraftanlage, bei der das arbeitsleistende Medium vor seinem Eintritt in die Kraftmaschine mittels einer Kreiselpumpe durch das Rohrsystem eines Wärmetauschers gefördert wird.Thermal power plant The invention relates to a thermal power plant, in which the work-performing medium means prior to its entry into the prime mover a centrifugal pump is conveyed through the pipe system of a heat exchanger.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, die durch,die Gegenläufigkeit der Kreiselpumpenkennlinie und der Widerstandskennlinie im Rohrsystem bedingten Energieverluste zu vermeiden.The invention is based on the object, the counter-rotation the centrifugal pump characteristic and the resistance characteristic in the pipe system Avoid energy loss.

Die Kennlinie von Kreiselpumpen mit konstanter Drehzahl hat bekanntlich einen fallenden Charakter, d. h., kleinen Fördermengen sind höhere Enddrücke und großen Fördermengen kleinere Enddrücke zugeordnet. Mit entgegengesetzter Tendenz verläuft die Widerstandslinie des an die Pumpe angeschlossenen Rohrleitungssystems so, daß bei kleinen Mengen der Druckverlust klein, bei großen Mengen der Druckverlust groß ist. Arbeitet eine derartige Pumpe auf ein längeres Rohrsystem, dann wird sich die gegenläufige Charakteristik von Pumpenkennlinie und Rohrleitungskennlinie so auswirken, daß am Ende derRohrleitung bei kleinenMengen ein hoher und bei großen Mengen ein niedrigerer Druck vorhanden ist.The characteristic curve of centrifugal pumps with constant speed is known to have a falling character, d. i.e., small flow rates are higher ultimate pressures and smaller final pressures assigned to large delivery rates. With the opposite tendency runs the resistance line of the piping system connected to the pump so that with small quantities the pressure loss is small, with large quantities the pressure loss is great. If such a pump works on a longer pipe system, then it will the opposing characteristics of the pump curve and the pipe curve are as follows effect that at the end of the pipeline for small quantities a higher and for large Quantities a lower pressure is available.

Ein solchesBetriebsverhalten ist invielenFällen unerwünscht. Es muß daher, um den Druck am Ende des Rohleitungssystems konstant zu halten, der Druck an einer geeigneten Stelle bei kleinen Fördermengen entsprechend gedrosselt, oder die Pumpe muß mit einer niedrigeren Drehzahl betrieben werden. Die Drosselung des Fördermediums stellt einen Energieverlust dar. Aber auch die Drehzahlregelung hat den Nachteil, daß sie nicht verlustlos durchgeführt werden kann und daß außerdem hierzu besondere Einrichtungen erforderlich sind.Such performance is undesirable in many cases. It must hence, in order to keep the pressure constant at the end of the pipeline system, the pressure appropriately throttled at a suitable point for small flow rates, or the pump must be operated at a lower speed. The throttling of the The conveyed medium represents a loss of energy. But the speed control also has the disadvantage that it cannot be carried out without loss and that moreover special facilities are required for this.

Handelt es sich hei der Pumpe um eine Kesselspeisepumpe und bei der angeschlossenen Rohrleitung um das Leitungssystem eines Dampfkessels, dann wird üblicherweise die Speisepumpe so bemessen, daß bei voller Fördermenge der Druck in der Kesseltrommel bzw. bei Zwangsdurchlaufkesseln am Kesselaustritt einen vorgeschriebenen Wert einhält. Bei kleineren Dampfleistungen des Kessels und damit bei kleineren Fördermengen der Speisepumpe muß entweder die überschüssige Druckhöhe mittels der Kesselspeiseventile weggedrosselt oder die Möglichkeit geschaffen werden, die Speisepumpe auf eine entsprechend niedrigere Drehzahl zu fahren. In beiden Fällen handelt es sich um ein verlustbehaftetes Angleichen an die Erfordernisse der Kesselspeisung im Teillastbetrieb, wobei insbesondere bei großen Nennleistungen der Kesselanlage die Drehzahlregelung Schwierigkeiten bereitet. Erfindungsgemäß werden diese Druckverluste vermieden und der durch den Verlauf der Pumpenkennlinie bei konstanter Drehzahl und den Verlauf der Rohrleitungskennlinie bedingte Druckanstieg bei Teillast in der an dem Kessel angeschlossenen Turbine voll ausgenutzt dadurch, daß die Kraftmaschine eine in an sich bekannter Weise von wählbaren Impulsgrößen verstellbare Vodruckregelung aufweist, deren Sollwert so verstellt wird daß bei Teillast der Vordruck angehoben und bei Vollast abgesenkt wird.If the pump is a boiler feed pump and the connected pipeline around the pipe system of a steam boiler, then becomes Usually the feed pump is dimensioned in such a way that the pressure at the full delivery rate in the boiler drum or, in the case of forced flow boilers, at the boiler outlet Value. With smaller steam outputs of the boiler and thus with smaller ones Flow rates of the feed pump must either be the excess pressure head by means of the Boiler feed valves are throttled away or the possibility of using the feed pump is created to drive to a correspondingly lower speed. In both cases it is a lossy adjustment to the requirements of the boiler feed in partial load operation, especially with large rated capacities of the boiler system the speed control causes difficulties. According to the invention, these pressure losses avoided and that by the course of the pump characteristic curve at constant speed and the course of the pipe characteristic caused pressure increase at part load in the turbine connected to the boiler is fully exploited by the fact that the prime mover a pre-pressure control which can be adjusted in a manner known per se of selectable pulse sizes has, whose setpoint is adjusted so that the admission pressure is increased at partial load and is lowered at full load.

Diese Erfindung läßt sich nicht nur bei einer Dampfkesselanlage, sondern auch bei anderen Wärmekraftanlagen, wie z. B. bei einem Gasturbinenkreislauf verwenden. Bei einer Dampfkesselanlage mit angeschlossener Dampfturbine kann in weiterer Ausbildung des Erfindungsgedankens der Sollwert der Vordruckregelung in Abhängigkeit von der Frischdampfmenge gesteuert werden.This invention can be applied not only to a steam boiler system, but also with other thermal power plants, such as. B. use in a gas turbine cycle. In the case of a steam boiler system with a connected steam turbine, further training of the inventive concept of the setpoint of the admission pressure control as a function of the Live steam volume can be controlled.

Nach einer anderen Weiterbildung des Erfindungsgedankens kann die Druckdifferenz zwischen den Stellen vor und hinter dem Speisewasserregelventil konstant gehalten werden, und zwar durch eine an sich bekannte Sollwertverstellung des Vordruckes mittels einer Differenzdruckregelung. Bei den bekannten Einrichtungen, bei denen eine Sollwertverstellung des Vordruckes mittels einer Differenzdruckregelung stattfindet, wird der Differenzdruck an den Turbinenregelventilen dazu benutzt, um die Kesselregelung zu beeinflussen, wobei bei absinkendem Differenzdruck eine Leistungssteigerung und damit eine Drucksteigerung des Kessels hervorgerufen werden soll. Der Meßort ist also in der Dampfleitung vor und hinter den Turbinenregelventilen. Der Stehort ist an der Energiezufuhr (Brennstoff, Wasser, Luft) des Kessels. Beim Gegenstand vorliegender Erfindung wird der Differenzdruck an dem Speisewasserregelventil dazu benutzt, um die Turbinenregelventile zu beeinflussen. Der Meßort ist also hier in der Speisewasserleitung vor und hinter dem Speisewasserregelventil. Der Stellort ist an den Turbinenregelventilen. Bei der bekannten Einrichtung wird durch Regelungseingriffe, z. B. an der Drehzahl der Kesselspeisepumpe, bei Lastabsenkung eine Druckabsenkung erreicht, beim Gegenstand vorliegender Erfindung wird dagegen bei den lastabhängigen Druckschwankungen der Speisepumpe ohne Drehzahlregelung derselben bei Lastabsenkung ein Druckanstieg erreicht.According to another development of the inventive concept, the Pressure difference between the points upstream and downstream of the feedwater control valve constant be held, namely by a known setpoint adjustment of the form by means of a differential pressure control. In the known facilities where a setpoint adjustment of the pre-pressure takes place by means of a differential pressure control, the differential pressure at the turbine control valves is used to control the boiler to influence, whereby with decreasing differential pressure an increase in performance and so that an increase in pressure in the boiler is to be caused. The measuring location is i.e. in the steam line upstream and downstream of the turbine control valves. The standing place is on the energy supply (fuel, water, air) to the boiler. With the subject at hand invention becomes the differential pressure at the feedwater control valve used to influence the turbine control valves. So the place of measurement is here in the feed water line upstream and downstream of the feed water control valve. The location is on the turbine control valves. In the known device, through control interventions, z. B. at the speed of the boiler feed pump, a pressure drop when the load drops achieved, with the subject of the present invention, however, with the load-dependent Pressure fluctuations of the feed pump without speed control of the same when the load drops a pressure rise is reached.

Bei Zwangsdurchlaufkesseln kann dieses Betriebsverhalten in Weiterbildung der Erfindung in einfacher Weise dadurch erreicht werden, daß unter Fortfall der Vordruckregelung eine Regelung des Frischdampfdruckes entfällt. Der jeweilige Druck vor den Turbinenventilen wird sich einerseits nach der Belastung und andererseits nach der Kennlinie der Kesselspeisepumpe für konstante Pumpendrehzahl und nach der Rohrleitungskennlinie des Kessels frei einstellen. ` Durch die erfindungsgemäße Maßnahme wird der Vorteil erreicht, daß die Druckverluste vermieden werden und der unvermeidliche Druckanstieg infolge der Gegenläufigkeit der vorgenannten Kennlinien voll der Turbinenleistung zugute kommt.In the case of once-through boilers, this operating behavior can be further developed the invention can be achieved in a simple manner that with the omission of Pre-pressure regulation, regulation of the live steam pressure is not required. The respective pressure in front of the turbine valves will be on the one hand after the load and on the other hand according to the characteristic curve of the boiler feed pump for constant pump speed and according to the Freely set the pipe characteristic of the boiler. `By the invention Measure, the advantage is achieved that the pressure losses are avoided and the unavoidable pressure increase due to the opposite direction of the aforementioned characteristic curves fully benefits the turbine performance.

In der Zeichnung ist die Erfindung beispielhaft schematisch veranschaulicht. Hierbei zeigt Fig.1 ein grundsätzliches Kennlinien-Diagramm für das Zusammenarbeiten einer Kreiselpumpe mit einer Rohrleitung, Fig.2 ein Kessel-Diagramm mit Speisepumpenkennlinie und Widerstandskennlinie des Rohrsystems, Fig. 3 ein Schaltschema zur Durchführung des Verfahrens gemäß der Erfindung.The invention is illustrated schematically by way of example in the drawing. Here, FIG. 1 shows a basic characteristic curve diagram for the cooperation a centrifugal pump with a pipeline, Fig. 2 a boiler diagram with a feed pump characteristic and resistance characteristic of the pipe system, FIG. 3 shows a circuit diagram for implementation of the method according to the invention.

Im Diagramm von Fig.1 stellt Kurve a die Kennlinie einer Kreiselpumpe bei konstanter Drehzahl n, d. h. den Zusammenhang zwischen Förderstrom Q und Förderhöhe bzw. Enddruck H dar. Die Kurve b zeigt die Druckverluste eines Rohrleitungssystems gleichfalls in Abhängigkeit vom Förderstrom Q. Zieht man von dem jeweiligen Druck der Kurve a den zugehörigen Druckverlust der Kurve b ab, dann erhält man die Kurve c; sie gibt den erreichbaren Druck am Ende der Rohrleitungsstrecke in Abhängigkeit vom Förderstrom Q an. Überträgt man diese grundsätzlichen Verhältnisse auf den Dampfkesselbetrieb, dann ergibt sich ein Diagramm gemäß Fig. 2. Hierin bedeutet a1 die Kennlinie der Speisepumpe bei konstanter Drehzahl n1, bi die Widerstandslinie des Rohrsystems im Kessel. Der Punkt A, wo sich die Kurven a1, bi schneiden, ist der äußerste Betriebspunkt; ein Überschreiten des Förderstromes Q über den Punkt A hinaus ist nicht möglich, weil der mit der Kennlinie a1 erreichbare Enddruck unter dem erforderlichen Enddruck der Kennlinie bi liegt. Im Teillastgebiet links vom Punkt A liegt dagegen der erreichbare Druck gemäß Kurve a1 über dem erforderlichen Druck der Kurve bi. DerAbszissenabstand d in jeder beliebigen Teillaststufe muß üblicherweise weggedrosselt werden. Die Kurve a2 gibt die Kennlinie der gleichen Speisepumpe, jedoch bei herabgesetzter Drehzahl n2 wieder. Der Betriebspunkt B beim Teillastförderstrom Q1 kann also auch ohne Drosselung durch Herabsetzen der Pumpendrehzahl von n1 auf n2 erreicht werden. Allerdings bringt diese Drehzahlregelung bekanntlich ebenfalls Verluste mit sich und bereitet bei größeren Einheiten Schwierigkeiten. Der Punkt C in Fig. 2 entspricht dem Druck am Kesselaustritt bzw. am Turbineneintritt; er wird am Kesseleintritt nur dann erreicht, wenn die Fördermenge Null ist.In the diagram of FIG. 1, curve a shows the characteristic of a centrifugal pump at constant speed n, ie the relationship between delivery flow Q and delivery head or final pressure H. Curve b shows the pressure losses of a pipeline system also as a function of delivery flow Q. If one subtracts from from the respective pressure of curve a, the associated pressure loss of curve b, then curve c is obtained; it indicates the achievable pressure at the end of the pipe section as a function of the flow rate Q. If these basic conditions are transferred to steam boiler operation, a diagram according to FIG. 2 results. Here, a1 denotes the characteristic curve of the feed pump at constant speed n1, bi denotes the resistance curve of the pipe system in the boiler. The point A, where the curves a1, bi intersect, is the outermost operating point; it is not possible to exceed the flow rate Q beyond point A because the final pressure that can be achieved with the characteristic curve a1 is below the required final pressure of the characteristic curve bi. In the partial load area to the left of point A, on the other hand, the achievable pressure according to curve a1 is above the required pressure of curve bi. The abscissa distance d in any part-load stage usually has to be throttled away. The curve a2 shows the characteristic curve of the same feed pump, but with a reduced speed n2. The operating point B at the partial load flow rate Q1 can therefore also be reached without throttling by reducing the pump speed from n1 to n2. However, as is well known, this speed control also entails losses and causes difficulties with larger units. Point C in FIG. 2 corresponds to the pressure at the boiler outlet or at the turbine inlet; it is only reached at the boiler inlet when the flow rate is zero.

Die vorgenannten Drossel- oder Drehzahlregelverluste werden dadurch vermieden, daß beispielsweise bei einem Teillastförderstrom Q1 der Druck am Kesselaustritt bzw. vor der Turbine von C auf D gehoben wird; dadurch verschiebt sich die WiderstandskennUnie bi des Kessels auf die Linie b2. Der neue Betriebspunkt ist dann E, bei dem die Speisepumpe mit ihrer normalen Drehzahl n, betrieben wird und der dadurch aufgehobene Druckverlust d der Turbinenleistung zugute kommt (Drucksteigerung von C auf D).The aforementioned throttle or speed control losses are thereby avoided that, for example, with a partial load flow rate Q1, the pressure at the boiler outlet or is lifted from C to D in front of the turbine; this shifts the resistance characteristic bi of the boiler on line b2. The new operating point is then E, at which the Feed pump is operated at its normal speed n, and the thereby canceled Pressure loss d benefits the turbine output (pressure increase from C to D).

In Fig. 3, welche ein Schaltschema zur Durchführung des erfindungsgemäßen Verfahrens zeigt, ist 1 der Kessel mit Verdampferteil2, Trommel 3 und Überbitzer 4. Von der Speisepumpe 5 gelangt durch die Leitung 5a das -Kesselspeisewasser über das Kesselspeisewasserregelventil 6 in den Kessel t. Das Ventil 6 wird dabei wie üblich durch eine Wasserstandsregelung 7 gesteuert. Der Dampf verläßt den Kessel über die Frischdampfleitung 8 und tritt über die Turbinenregelventile 9 in die Turbine 10 ein.In Fig. 3, which shows a circuit diagram for carrying out the invention Procedure shows, 1 is the boiler with evaporator part 2, drum 3 and super-beater 4. The boiler feed water passes from the feed pump 5 through line 5a the boiler feed water control valve 6 in the boiler t. The valve 6 is how Usually controlled by a water level control 7. The steam leaves the boiler via the live steam line 8 and enters the turbine via the turbine control valves 9 10 a.

Die Turbinenregelventile 9 werden von der Vordruckregelung 11 gesteuert, wobei der Sollwert der Vordruckregelung 11 stets in Abhängigkeit von einer Mengenmeßeinrichtung (z. B. Blende) 12 steht, die in der Leitung 8 oder in der Leitung 5 a angeordnet sein kann. Die Verstellung des Sollwertes während der Vordruckregelung 11 muß dabei derart erfolgen, daß bei großen Dampfmengen der Sollwert herabgesetzt wird, wodurch die Turbinenventile 9 stärker geöffnet werden.The turbine control valves 9 are controlled by the admission pressure control 11, the setpoint value of the admission pressure control 11 always depending on a quantity measuring device (z. B. orifice) 12, which can be arranged in the line 8 or in the line 5a. The adjustment of the setpoint during the admission pressure control 11 must be carried out in such a way that the setpoint is reduced in the case of large amounts of steam, as a result of which the turbine valves 9 are opened more strongly.

Die Verstellung des Sollwertes der Vordruckregelung 11 kann statt durch die Mengenmeßeinrichutng 12 auch durch eine Differenzdruckmeßeinrichtung 13 vorgenommen werden. Dabei wird der Impuls für die Sollwertverstellung von der Druckdifferenz zwischen vor und hinter dem in der Leitung 5 a eingeschalteten Speisewasserregelventil6 abgeleitet. Die Steuerung ist dabei so, daß bei steigendem Förderstrom Q der Sollwert der Vordruckregelung 11 herabgesetzt wird, während bei fallendem Förderstrom die Sollwertverstellung in umgekehrtem Sinne verläuft.The adjustment of the nominal value of the admission pressure control 11 can also be carried out by a differential pressure measuring device 13 instead of the quantity measuring device 12. In this case, the pulse is a switched Speisewasserregelventil6 derived for the set point setting of the pressure difference between before and after the in-line. 5 The control is such that when the flow rate Q increases, the setpoint value of the admission pressure control 11 is reduced, while the setpoint adjustment takes place in the opposite direction when the flow rate falls.

Die Gesamtwirkungsweise der Schaltung nach Fig. 3 mit der Druckdifferenzregelung 13 ist folgende: Wird aus betrieblichen Gründen beispielsweise eine Leistungserhöhung verlangt, dann muß die Feuerung im Kessel 1 verstärkt werden. Hierdurch entsteht eine größere Verdampfung im Kessel und damit ein Absinken des Wasserstandes in der Kesseltrommel 3. Die Wasserstandsregelung 7 wird dementsprechend das Kesselspeisewasserregelventil6 öffnen. Hierdurch sinkt der Enddruck in der Pumpe 5 gemäß Kurve a1 in Fig. 2 von Punkt E auf Punkt A ab. Zunächst wird der Kesseldruck von der Turbinen-Vordruckregelung 11 noch konstant gehalten. Die Druckdifferenz zwischen, vor und hinter dem Speisewasserregelventil6 wird also kleiner. Hierdurch wird der Sollwert der Vordruckregelung 11 herabgesetzt, was seinerseits zur Folge hat, daß die Turbinenregelventile 9 so lange geöffnet werden, bist sich der neue eingeregelte tiefere Solldruck einstellt. Dieser tiefere Vordruck vor den Turbinenventilen 9 pflanzt sich über die Leitung 8 in den Kessel fort; der Kesseldruck und damit der Druck hinter dem Speisewasserregelventil 6 sinkt also entsprechend ab. Auf diese Weise stellt sich der zunächst verkleinerte Differenzdruck am KesselspeisewasserrageIventil6 wieder in seiner vollen Höhe, jedoch auf einem niedrigeren Niveau, ein.The overall operation of the circuit according to FIG. 3 with the pressure difference control 13 is as follows: For operational reasons, for example, an increase in performance required, then the firing in boiler 1 must be increased. This creates greater evaporation in the boiler and thus a drop in the water level in the Boiler drum 3. The water level control 7 becomes the boiler feed water control valve 6 accordingly to open. As a result, the final pressure in the pump 5 falls according to curve a1 in FIG Point E down to point A. First of all, the boiler pressure is controlled by the turbine admission pressure control 11 still held constant. The pressure difference between, upstream and downstream of the feed water control valve 6 so gets smaller. As a result, the setpoint of the admission pressure control 11 is reduced, which in turn has the consequence that the turbine control valves 9 open for so long until the new, regulated, lower target pressure is set. This deeper one Pre-pressure in front of the turbine valves 9 is planted via line 8 in the boiler away; the boiler pressure and thus the Pressure behind the feed water control valve 6 therefore decreases accordingly. In this way the initially reduced one arises Differential pressure at the boiler feed water valve 6 is again at its full level, however at a lower level, one.

Die Erfindung ist keineswegs auf Wärmekraftanlagen mit Wasserrohrkesseln mit üblicher Kesselspeisewasserpumpe beschränkt. Sie ist sinngemäß auch beispielsweise auf einen Gasturbinenkreislauf anwendbar, wobei dann die Speisepumpe 5 durch einen Verdichter, der Kessel l durch einen Wärmetauscher und die Dampfturbine 10 durch eine Gasturbine ersetzt wird. Die für den Kesselbetrieb gültigen, in Fig. 2 dargestellten Verhältnisse werden sich hierbei nicht wesentlich ändern, da die Tendenz der Kennlinien für Kesselverdichter und Wärmetauscher grundsätzlich die gleiche ist.The invention is by no means restricted to thermal power plants with water tube boilers with conventional boiler feed water pumps. It can also be used, for example, in a gas turbine cycle, in which case the feed pump 5 is replaced by a compressor, the boiler 1 by a heat exchanger and the steam turbine 10 by a gas turbine. The conditions shown in FIG. 2, valid for boiler operation, will not change significantly, since the tendency of the characteristic curves for the boiler compressor and heat exchanger is basically the same.

Claims

CLAIMS: 1. Thermal power plant, in which the work-performing medium is conveyed through the pipe system of a heat exchanger before its entry into the combustion engine by means of a centrifugal pump, characterized in that the engine has an in per se known manner adjustable of selectable pulse sizes pressure control, the target value so is adjusted so that the admission pressure is raised at partial load and lowered at full load.

2. A method for operating a thermal power plant according to claim 1, characterized in that when it is applied to a steam boiler system with an attached steam turbine, the setpoint value of the admission pressure control (11) is controlled as a function of the amount of live steam.

3. A method for operating a thermal power plant according to claim 1, characterized in that with its application to a steam boiler system connected steam turbine, the pressure difference between the places in front of and behind the feed water control valve (6) is kept constant, namely by a per se known setpoint adjustment of the admission pressure by means of a differential pressure control.

4. A method for operating a thermal power plant according to claim 1, applied to a once-through boiler with a connected steam turbine, characterized in that, with the pre-pressure control (11) omitted, the live steam pressure remains unregulated and, depending on the load, changes according to the characteristic curve of the boiler feed pump (a1 in Fig . 2) and pipeline characteristic of the once-through boiler (b E in Fig. 2) freely adjusts. Considered publications: German Patent Specifications Nos. 677 033, 885 855, 703388.