DE4312072A1

DE4312072A1 - Dampfkraftwerk mit Vorschaltgasturbine

Info

Publication number: DE4312072A1
Application number: DE4312072A
Authority: DE
Inventors: Heinz Termuehlen; Hermann Brueckner; Dietmar Bergmann; Jerry Saddler
Original assignee: Siemens Nuclear Power Corp
Current assignee: Framatome ANP Richland Inc
Priority date: 1992-04-14
Filing date: 1993-04-13
Publication date: 1993-10-21
Anticipated expiration: 2013-04-14
Also published as: MX9302118A; US5267434A; DE4312072C5; DE4312072C2; CA2093948A1

Description

Die Erfindung betrifft eine Anordnung, bei der eine Gas turbine zwei oder mehreren Dampfturbinen vorgeschaltet ist.

Kombinierte Anlagen mit Wärmerückgewinnungsdampferzeugern (HRSG) sowie kombinierte Kraftwerke mit vollbefeuerten Dampferzeugern sind bekannt. Daraus folgt, daß eine Reihe von kombinierten Anordnungen basierend auf einfachen Konzepten für die Kraftwerksleistung entwickelt worden ist. So sind kombinierte Kraftwerke mit voll befeuerten Dampf erzeugern seit 1965 in Betrieb. Die Gasturbinen für diese Kraftwerkskonzepte sind mit einem HRSG oder Wärmetauschern ausgerüstet, die die Abgasenergie der Gasturbine verwenden, um zusätzlichen Frischdampf, Überhitzerdampf oder eine Speisewassererwärmung für die Dampfturbinen zu liefern, so daß deren Leistung und die Gesamtleistungsfähigkeit des Kraftwerks erhöht wird. Diese Kraftwerkskonzepte, die von dem Verbundbetrieb Gebrauch machen, können für Neubauten adoptiert werden, sind jedoch besonders geeignet zur Leistungserhöhung oder für Vorschaltsysteme. Da hierbei nur wenig neue Dampfkraftwerksausrüstung erforderlich ist, sind diese Kraftwerkskonzepte attraktiv wegen ihrer niedrigen Kosten. Hierzu Maghon, H., Bermann, D., Brückner, H., Kriesten, W., und Termuehlen "Combined Cycle Power Plants for Load Cycling Duties" American Power Conference, Chicago, IL. April 1989; Kreutzer, A., Ganzer, W., und Termuehlen, H., "Gas and Coal-Fired Combined Cycle Plants American Power Conference, Chicago, IL, April 1986; und Denizci, H., und Hamann, B., "Design and Operation of Ambarli Combined Cycle Power Plant" AEIC, Committee on Power Generation, September 1991.

Die größte Anlage mit einem vollbefeuerten Dampferzeuger, auch als "hot wind box" bekannt, steht in Deutschland. Die Anlage besitzt vier Einheiten mit 417 MW und eine Einheit mit 700 MW, also eine Nettokraftwerksleistung von 2300 MW. Die 770-MW-Einheit ist mit einem kohlegefeuerten Dampf erzeuger und Entschwefelung versehen. Da die Zuverlässig keit der bisher installierten Gasturbinen unerreichbar ist, wurde entschieden, für den Betrieb der Dampfturbinen ohne Gasturbine nur eine 60% Zwangssaugzugkapazität (FD) bereit zustellen und damit für diese Betriebsart die Leistung von 656 MW auf etwa 500 MW zu verringern. Im normalen kombinier ten Betrieb wird das Abgas der Gasturbine als vorgewärmte Luft mit etwa 16% Sauerstoff zum Dampferzeuger und den Kohlenmühlen geführt. Ein Kühlluftgebläse liefert Luft zum Steuern der Temperatur in den Mühlen, und für den Betrieb des FD-Gebläses ist ein primärer Luftvorwärmer installiert. Ein Ekonomizer mit Teildurchfluß sorgt für Speisewasservor wärmung parallel zu den HD Speisewasservorwärmern der Dampfanlage.

Das auf Vollbefeuerung beruhende Konzept hat man auch zur Leistungsverbesserung eines 590 MW Kraftwerks angewendet. Hierzu Maghon, H., Schulenburg, T., Laakkonen, M., Froehlich, G., und Termuehlen H., "Full-Load Testing of the Advances V64.3 Gas Turbine" American Power Conference, Chicago, 11. April 1991. Eine V94.2 Gasturbine wurde installiert und ein Hilfs-FD-Gebläse wurde vorgesehen, um im kombinierten Betrieb eine maximale Leistung zu erzielen, wobei die beiden originären größeren FD-Gebläse nur für den Stützbetrieb ohne Gasturbine benutzt wurden. Ein Abgas Bypass ist für den Teillastbetrieb des Dampfkraftwerks vorgesehen, um die Heißluftzufuhr zum Kessel zu verringern. HD und LD Teilstrom-Ekonomizer liegen parallel zu den HD und LD Speisewasservorwärmern, um den Gesamtanlagenwirkungsgrad zu verbessern, der mit 46,6% bzw. 7320 Btu/kWh für die Nennleistung gemessen wurde. Vergleicht man diese Werte mit dem Wirkungsgrad von 40,7% (8380 Btu/kWh) für die ur sprüngliche Anlage mit Dampfüberhitzung, so zeigt sich eine Verbesserung von 5,9% bzw. 1060 Btu/kWh. Ein Lastwechsel betrieb zwischen 100% und 45% Kraftwerksleistung kann ohne Wirkungsgradeinbuße erfolgen. Die NO_x-Emission des Kraft werks wurde auf 30% des ursprünglichen Wertes von 400-500 ppm bis 100-150 ppm bei 3% Sauerstoffgehalt im Abgas der Dampferzeuger verringert.

Neue Alternativen sind für die Anlagen wünschenswert, wenn man Spitzenlasten oder eine Kombination von Grundlast, einem Mittellastbereich und Spitzenlast benötigt. Wir haben fest gestellt, daß dies mit einer Verbundanlage möglich ist, die aus der Vorschaltung einer Gasturbine vor zwei und mehreren Dampfturbinen besteht. Ein solches System liefert einen hohen KW-Wirkungsgrad und eine ausgezeichnete Anpassung an den jeweiligen Betrieb.

Die erfindungsgemäße Anordnung besitzt eine Gasturbine, die zwei oder mehreren Dampfturbinen vorgeschaltet ist, wobei dazwischen ein Wärmetauscher zur Wärmerückgewinnung vorge sehen ist, der zwei getrennte Kanäle Seite an Seite auf weist. Jeder Kanal ist mit Wärmetauscheinrichtungen für jede der Dampfturbinen versehen.

Erfindungsgemäß wird das heile Abgas der Gasturbine in Wärmeaustauscher mit der Wärmeaustauscheinrichtung für jede Dampfturbine gebracht. Die Erfindung zeichnet sich ferner durch eine Klappeneinrichtung (Damper Means) aus, um das Volumen des Abgases zu steuern, das in die jeweiligen Wärmetauscher für jede Dampfturbine einströmt. In einer weiteren Ausführungsform der Erfindung sind getrennte Klappen für die jeweiligen Wärmetauscher vorgesehen, um die Volumenaufteilung des heilen Abgases auf jeden Wärmetauscher zu verändern.

Ausführungsbeispiele der Erfindung sind nachstehend anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigt:

Fig. 1 eine schematische Darstellung einer Vorschalter gasturbine in Verbindung mit Dampfturbinen,

Fig. 2 eine Draufsicht und eine Seitenansicht eines Wärmetauschers gemäß der Erfindung,

Fig. 3 eine Seitenansicht einer Anlage mit einer Gas turbine, einem Generator und einem Wärmetauscher zur Speisewasservorwärmung gemäß der Erfindung,

Fig. 4 eine schematische Ansicht ähnlich Fig. 1 einer abgeänderten Ausführungsform,

Fig. 5 eine schematische Darstellung ähnlich Fig. 1 in einer weiteren Ausführungsform der Erfindung,

Fig. 6 ein Temperatur-/Heizleistungsdiagramm für das Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 5 und

Fig. 7 eine schematische Darstellung ähnlich Fig. 1 einer anderen Ausführungsform der Erfindung.

Die Erfindung wird nachfolgend anhand mehrerer Beispiele erläutert.

Beispiel 1 Verbundvorschaltsystem mit zwei Dampfturbinen und einer Gasturbine

Es wurden zwei identische 300 MW-Einheiten mit Dampfüber hitzung ausgewählt, um einer tatsächlichen Anwendung nahe zu kommen. Es wurde ferner angenommen, daß die Dampfturbinen für einen größeren Überhitzerdampfdurchsatz geeignet waren, wie dies typischerweise für einen Betrieb erforderlich ist bei dem der Topvorwärmer außer Betrieb ist. Bei voll offenen Ventilen und 5% Überdruck wird eine maximale Leistung von 326,8 MW je Einheit erzeugt. Die Kraftwerksnettoleistung ergibt sich wie folgt:

Tabelle 1

Hierbei hat sich herausgestellt, daß die potentielle Lei stungssteigerung am besten erreicht werden kann, wenn man eine V84.3 Gasturbine verwendet, die für beide Einheiten in einem Verbundbetriebssystem Speisewasservorwärmung bzw. Überhitzerdampf liefert, wobei sich folgende Werte für die Gasturbine bei Grundlast und Spitzenlast und 15°C Umgebungs temperatur ergeben:

Tabelle 2

Somit wurde der Nettowärmeverbrauch des ursprünglichen Kraftwerks von 9554 Btu/kWh nur durch Installieren einer Gasturbine für beide Zwischenüberhitzungsdampfereinheiten auf 9048 Btu/kWh verbessert. Die Nennleistung erhöhte sich wie folgt:

Gasturbinenleistung\|135,5 MW
Leistungssteigerung des Dampfkraftwerks	2×27,1 MW
Gesamte Leistungssteigerung	189,7 MW

Bei Spitzenleistung der Gasturbine steigerte sich die maximale Kraftwerksleistung bei einem Wärmeverbrauch von 9008 Btu/kWh wie folgt:

Gasturbinenleistung\|145,9 MW
Leistungserhöhung des Dampfkraftwerks	2×28,8 MW
Gesamte Leistungssteigerung	203,5 MW

Die maximale Leistungssteigerung aufgrund einer zusätzlichen V84.3 Gasturbine im Vergleich zum Erstellen einer voll ständig neuen kombinierten Anlage oder einer Verbundanlage drückt sich in folgenden drei Gleichungen aus:

Zusatz einer V84.3 Anlage einfacher Kreislauf

Zusatz einer V84.3 Anlage kombinierter Kreislauf

Zusatz einer V84.3 Anlage Verbundkreislauf

Die höhere Gasturbinenleistung für den einfachen Kreis laufbetrieb resultiert aus kleineren Auslaßdruckverlusten.

Faßt man diese Resultate zusammen, so gelangt man zu folgenden Leistungsverbesserungen von Einheiten im kombinierten Kreislauf und im Verbundkreislauf gegenüber einer zusätzlichen Gasturbine im einfachen Kreislauf:

Tabelle 3

Die kleinere Leistungsverbesserung und Wärmeverbrauch verringerung für den Verbundkreislauf gegenüber dem kom binierten Kreislauf resultiert hauptsächlich aus höheren Verlusten in den Niederdruckstufen der Dampfturbinen. Wenn man diese Teile der vorhandenen Dampfturbinen ersetzt, so können die Leistungssteigerung und die Werte für den Wärme verbrauch im Verbundkreislauf weiter verbessert werden.

Um ein optimales Leistungskonzept für das einzigartige Verbundsystem auszuwählen, haben wir dieses Konzept sowie drei weitere Kreislaufkonzepte untersucht.

Beispiel 2 Erste Alternative Speisewasservorwärmung für mehrere Entnahmen

Die Abgasenergie der V84.3 Gasturbine ist der Kapazität der beiden Hochdruckspeisewasservorwärmer der beiden Zwischen überhitzerdampfanlagen wie auch einer teilweisen Speisewas servorwärmung parallel zu den Niederdruckentnahmen angepaßt. Die Speisewassereinlaßtemperatur von 82°C für Entnahme 3 entspricht der Abzuggastemperatur von 93°C, die eine optimale Gesamtwirtschaftlichkeit liefert. Während des Teillastbetriebes des DKW kann durch Umwälzung die Speise wassertemperatur bei etwa 82°C gehalten werden. Mit der verfügbaren Abgasenergie der Gasturbine erhält man eine Endtemperatur von 254°C für das Speisewasser. Die maximale Leistungssteigerung der Anlage ist wie folgt:

Tabelle 4

Die Anordnung ermöglicht die Leistungserhöhung bei einer attraktiven Verbesserung des Wärmeverbrauchs von 616 Btu/kWh bzw. 6,2%. Diese Verbesserung gegenüber einer Zwischenüber hitzungsdampfanlage ist sehr attraktiv und ist das Ergebnis der optimalen Nutzung der Abgasenergie der Gasturbine auf einem hohen Energieniveau.

Der Vollastbetrieb der Gasturbine und Teillastbetrieb der Dampfturbinen kann durch die Speisewasserendtemperatur begrenzt werden, die ein Niveau erreicht, bei dem die Siedetemperatur in den Ekonomizern des Zwischenüberhit zungsdampfkessels überschritten wird. Um diese Betriebs phasen unter Kontrolle zu halten, erhält der Wärmetauscher eine besondere Bauweise, die in Fig. 1 dargestellt ist und die eine sehr hohe Betriebsanpassungsfähigkeit ermöglicht.

Die Zweikanalausführung des Wärmetauschers 12 zur Wärmerück gewinnung ermöglicht jede Betriebsweise der einen Gasturbine und der beiden Dampfturbinen. Ein Hilfsabzug 14 ist für den Alleinbetrieb der Gasturbine 16 ohne Dampfturbinen 18 und 20 vorgesehen, wobei das Abgas von drei Mehrfachklappen 22, 24 und 26 gesteuert wird. Die beiden Schieber 24 und 26 stromauf der Wärmetauscher 28 und 30 für die beiden Dampf turbinen 32 und 34 ermöglichen eine unabhängige Strömung und damit auch Temperaturkontrolle für beide Einheiten. Mit dieser Anordnung ist es auch möglich, daß die Gasturbine mit nur einer Dampfturbine arbeitet. Es ist auch das Anfahren einer Einheit möglich, wenn die andere Dampfturbine bereits voll in Betrieb ist.

Die Ausführungsform des Wärmetauschers 12 für die Speise wasservorwärmung ist in den Fig. 2 und 3 dargestellt. Das Abgas der Gasturbine strömt zunächst in den einen Abzug 14 der Gasturbine ein. Von dort wird das Abgas gleichermaßen in Kanäle aufgeteilt, die zu den unabhängigen Hochdruck- und Niederdruckspeisewasservorwärmerrohrbündeln führen. Diese Zweikanalanordnung wurde gewählt, damit die beiden Dampf turbinen unabhängig voneinander arbeiten.

Dieses Konzept wurde vorgesehen, um den höchstmöglichen Grad an Betriebsanpassungsfähigkeit zu ermöglichen. Die Gasströme werden von Klappenschiebern gesteuert. Zwei Reihen von Klappen 34 und 36 sind in dem Hilfsabzug für die Gasturbine installiert, um beim Betrieb der Hochdruck- und Niederdruck speisewasserwärmetauscher die Leckageverluste zu minimieren. Durch unter Drucksetzen des Bereiches zwischen den beiden Klappenreihen werden Leckageverluste vermieden. Vor jeder Wärmetauscherstufe ist eine einzige Schieberklappenreihe 24 und 26 installiert, um unabhängig voneinander den Gasstrom zu den Hochdruck- und Niederdruckspeisewasserwärmetauschern zu steuern. Die Betriebserfahrungen, die in Europa mit diesen Klappenschiebern (Louver Dampers) gemacht wurden, sind sehr positiv. Die Aufteilung der drei Schieber im Hilfsabzug und stromauf der beiden Wärmetauscherstufen in richtiger Folge erlaubt es, folgende Operationen durchzu führen:
Gasturbine allein,
Gasturbine mit einer Dampfturbine,
Gasturbine mit zwei Dampfturbinen,
Übergang aus und zu jedem vorgenannten Betrieb,
Anfahren bei allen Betriebsbedingungen.

Der Gasturbinenabzug 10 für die V84.3 Gasturbine in Fig. 2 hat 5,4 m und die beiden Kamine der Wärmetauscherstufen 3,9 m Durchmesser. Der Betrieb mit einer Dampfturbine erfordert ein teilweises Öffnen des Hilfsabzuges 14, um die maximale Auf wärmung des Speisewassers für diese Einheit zu optimieren und am Gasturbinenauslaß ein Minimum an Druckverlust zu erhalten.

Die Anordnung des Wärmetauschers 28 (30) für eine V84.3 verbesserte Gasturbine 16 ist in Fig. 3 dargestellt. Die Gesamtlänge des Wärmetauschers beträgt 34 m. Der Wärmetauscher 28 (30) ist an den axialen Diffusor 17 der Gasturbine 16 angeschlossen. Die Gesamt länge der V84.3 Gasturbine mit einem 165-MVA-Generator 1 beträgt 23 m. Zuzüglich der Diffusorlänge von 11,3 m ergibt sich eine Gesamtlänge von 68,3 m für die Gesamtanlage von Gasturbine und Wärmetauscher.

Wie dargestellt, sind die beiden Brennkammern 9 der verbes serten V84.3 Gasturbine 16 horizontal angeordnet. Der Gas turbinenlufteinlauf läuft generatorseitig zu den Luftfiltern 2, die über den luftgekühlten Generatoren 1 liegen. Die Breite der Turbinenverkleidung beträgt etwa 19,5 m und bietet Platz für Hilfsbetriebe und Wartung. Die V84.3 Gasturbine ist mit 2×6 Hybridbrennern versehen, um eine geringe NO_x-Emission ohne Dampf- oder Wasserinjektionen im Vormisch-Brennbetrieb zu erhalten. Für den Betrieb mit Heizöl oder zur Leistungs steigerung ist Dampf- oder Wasserinjektion vorgesehen.

Beispiel 3 2. Alternative Speisewasservorwärmung für Entnahmen E₇ bis E₃

Diese Anlage ist in Fig. 4 dargestellt und liefert folgende Leistungssteigerung des Kraftwerks bei einer Verbesserung des Wärmeverbrauchs von 389 Btu/kWh bzw. 3,9%:

Tabelle 5

Diese Anordnung mit einem Zweikanalwärmetauscher ist ähnlich der ersten Alternative, liefert jedoch eine teilweise Spei sewasservorwärmung für sieben Speisewasservorwärmer, die mit den Entnahmen E1 bis E7 bezeichnet sind. Bei maximaler Kraftwerkslast werden etwa 57% des Speisewassers von der Abgasenergie der Gasturbine vorgewärmt und der Rest von 43% durch die Dampfentnahmen an den Dampfturbinen über die Speisewasservorwärmer. Diese Anordnung ist nicht so wir kungsvoll, weil die Gasturbinenentnahmeenergie nicht für ein hohes Niveau benutzt wird und das Kondensat mit 43°C mit dem Abgas von 93°C erwärmt wird. Um Korrosion in den Wärmeaus tauscherendstufen zu vermeiden, sind Umwälzpumpen 38 und 40 installiert, um die Kondensatoreinlaßtemperatur zu erhöhen. Teillastbetrieb der Dampfturbinen ohne Erhöhung der Speise wasserendtemperatur kann auch dadurch erfolgen, daß man einfach die Speisewasserströmung durch die Speisewasser wärmetauscher vergrößert.

Beispiel 4 3. Alternative Frischdampfüberhitzung

Der Betrieb ohne Speisewassertopvorwärmer erhöht grund sätzlich die Überhitzerdampfmenge und den Druck. Verwendet man das Gasturbinenabgas nicht zum Speiswasservorwärmen, so lädt sich alternativ eine Frischdampfüberhitzung im Dampf erzeuger mit Wärmerückgewinnung erzielen und wird die Frischdampfüberhitzung in das Überhitzersystem der Dampf turbinen gemäß Fig. 5 eingebaut. Die hohe Gasturbinenab gastemperatur liefert Dampf mit etwa 538°C. Die maximale Leistung im Verbundkreislauf steigt bei einem verbesserten Wärmeverbrauch von 623 Btu/kWh (6,3%) auf:

Tabelle 6

Der Wärmerückgewinnungs-Dampferzeuger erhält Kondensat von 43°C über eine Boosterpumpe. Der Ekonomizer besitzt eine Umwälzpumpe, um Korrosion in den Abgasauslaßstufen zu vermeiden. Fig. 6 zeigt die kritischen Werte für den Wärmerückgewinnungs-Dampferzeuger (HRSG). Die Umwälzung ermöglicht eine Kondensateinlaßtemperatur von etwa 82°C mit einer entsprechenden Gastemperatur im Abzug von 93°C. Etwa 36% der Wärmeenergie wird in den beiden Ekonomizerstufen ausgenützt. Der Einfachdruck HRSG hat einen Knickpunkt bei 10% bei einem Temperaturniveau von 260°C und eine Tempe raturdifferenz zwischen dem erzeugten Dampf und dem Gas turbinenabgas etwa 16°C. Das Schaubild zeigt, daß mehr Dampf erzeugt würde, wenn über 64% der Gasturbinenenergie aus genützt werden. Deshalb würde ein niedrigeres Druckniveau (Überhitzerdampfdruck der Dampfüberhitzung) zu einer bes seren Gesamtwirtschaftlichkeit führen.

Der natürliche Umlaufteil des Wärmerückgewinnungs- Wärmetauschers liefert überhitzten Frischdampf. Diese verhältnismäßig einfache Anordnung ermöglicht eine hohe Anpassungsfähigkeit im Betrieb. Das Kondensat von den Dampfturbinen und der Überhitzerdampf zu den Dampfturbinen werden so eingeregelt, daß die Wasser- und Dampfversorgung für den Wärmetauscher und die beiden Dampfüberhitzeranlagen ausgeglichen sind. Dieses Regelkonzept ermöglicht auch den unabhängigen Betrieb der beiden Überhitzerdampfeinheiten. Da dabei kein Hilfsabzug vorgesehen ist, ist der Gasturbinen betrieb nur mit mindestens einer in Betrieb befindlichen Dampfturbine möglich oder bei Teillast mit verringerter Abgastemperatur. Dampf-Bypassysteme sind vorgesehen, um die Flexibilität im Betrieb, z. B. das Anfahren der Gasturbine mit voll im Betrieb befindlichen Dampfturbinen zu ermög lichen.

Beispiel 5 4. Alternative Frischdampfüberhitzung und Speisewasservorwärmung für mehrere Entnahmen

Dieser Verbundkreislauf für einen Wärmerückgewinnungs wärmetauscher mit Speisewasservorwärmung hat eine größere Wirtschaftlichkeit als die dritte Alternative zur Folge, wobei sich eine Wärmeverbrauchverbesserung von 655 Btu/kWh (6,6%) und die folgende Maximalleistung ergibt:

Tabelle 4

Wie Fig. 7 zeigt, ist für die Entnahmen E₅, E₄ und E₃ im Niedertemperaturabschnitt des Wärmetauschers eine Speise wasservorwärmung vorgesehen. Der Dampferzeugerteil des Wärmetauschers erhält Speisewasser von den Kesselspeise pumpen. Der Zu- und Abfluß von Speisewasser und überhitztem Dampf zu und von den Dampfturbinen werden wie in der dritten Alternative geregelt.

Neben der größtmöglichen Wirtschaftlichkeit ist die Betriebsflexibilität der dritten Alternative vergleichbar, wobei der Vollast-Gasturbinenbetrieb mit nur einer im Betrieb befindlichen Dampfturbine möglich ist. In Fällen, bei denen das Leistungsverhältnis zwischen Gasturbine und Dampfturbine größer ist oder der Überhitzerdruck kleiner ist, wird dieser Kreislauf sogar noch wirtschaftlicher, da mehr Überhitzerdampf bei einem hohen Energieniveau erzeugt wird.

Auswertungen der ersten bis vierten Alternativen

Alle vier Alternativen sind brauchbare Optionen für die Leistungssteigerung im Verbundkreislauf. Die beiden Optionen mit Speisewasservorwärmung lassen sich offenbar leicht in bestehende Kraftwerke integrieren, da lediglich eine Speise wasserleitung zur Verbindung der Gasturbinenanlage mit der Dampfturbinenanlage erforderlich ist. Der Druck und die Wärmeverluste in dieser Verrohrung sind nicht kritisch. Andererseits liefern die Optionen mit Wärmerückge winnungsdampferzeuger eine etwas bessere Wirtschaftlichkeit. Zunächst wurde bedacht, daß die Speisewasserwärmetauscher erheblich billiger sind als die Wärmerückgewinnungs wärmetauscher, doch zeigt ein Preisvergleich, daß Hilfs kamine und Rauchgasklappen für die Speisewasserwärmetauscher die Kosten erhöhen.

Die Optionen mit Speisewasserwärmetauschern besitzen eine größere Betriebsflexibilität, die insbesondere dann bedeutsam ist, wenn Lastwechsel und Zweischichtbetrieb in Betracht gezogen werden.

Im Hinblick auf thermische Wirtschaftlichkeit ist die vierte Alternative die beste Lösung, während die größte Leistungs steigerung mit der ersten Alternative erzielt wird, wie Tabelle 8 zeigt. Die höhere Leistungssteigerung der ersten Alternative ergibt sich aus der vergrößerten Überhitzer dampferzeugung in der Dampfanlage. Die Anlagennetto leistungen und Nettowärmeverbrauchswerte der verschiedenen Alternativen zeigen Unterschiede, die bei der richtigen Würdigung der Vorschaltoptionen eine Rolle spielen.

Die Gasturbine wird von Unterschieden im Auslastdruckverlust der Wärmetauscher und Wärmerückgewinnungsdampferzeuger beeinflußt, jedoch wurden alle Berechnungen bei 300 mm Wassersäule durchgeführt, da angenommen wurde, daß ein kleinerer Druckabfall in den Wärmetauschern durch den Einsatz des Hilfsabzuges und der Klappen für diese Alternativen kom pensiert werden kann.

Ein 165 MVA luftgekühlter Generator ist für alle Alter nativen ausgewählt worden. Jedoch kann ein größerer luftgekühlter Generator für den Betrieb mit kleinerem Leistungsfaktor vorgesehen sein, wenn die maximale Kapazität des Dampfturbogenerators beschränkt ist und zusätzliche Blindleistung erforderlich ist. Gegenwärtig sind luft gekühlte Generatoren bis zu 260 MVA verfügbar.

Die Turbogeneratoren waren ursprüngliche für folgende potentielle Durchsatzmengen vorgesehen:

Die maximale Dampfturbinenleistung im Verbundkreislauf betrieb von 355,6 MW machte die folgenden Durchsatzwerte erforderlich:

Allein der Durchsatz des Abdampfes hat sich gegenüber dem Ursprungswert erhöht. Aber diese Steigerung von nur 7% kann für gewöhnlich zugelassen werden, wenn die Dampfturbinen nicht ausgangsseitig belastet sind oder die Niederdruck beschaufelung ist für eine kleine Massendurchflußgrenze beschaffen. In diesem Fall kann der Niederdruckturbinen dampfweg durch eine verbesserte Bauweise ersetzt werden, um eine höhere Wirtschaftlichkeit und eine auslaßseitige Massen stromdichte bis zu 25 kg/m²h erhalten. Ein solches Beispiel ist in Tabelle 9 als Alternative 1A dargestellt, womit eine zusätzliche Wirtschaftlichkeitsverbesserung von 16 MW gegenüber der ersten Alternative für beide Dampfturbinen erhalten wird.

Ersetzt man den Einfachkreislauf durch einen kombinierten Kreislauf, so verringert sich der Wärmeverbrauchswert für die Gesamtanlage um (1,3+7,5%) 8,8%. Dieses Ergebnis basiert auf einem Wärmeverbrauch im kombinierten Kreislauf von 7070 Btu/kWh bei HHV und 6370 Btu/kWh bei LHV, womit sich 53,6% Wirkungsgrad für den kombinierten Kreislauf ergeben. Die Verbesserung gegenüber der ersten Alternative im Verbundkreislauf beträgt 7,5% und kann sogar auf 9,3% gesteigert werden, wenn man entsprechende Auswechslungen im Niederdruckteil vornimmt. Eine ähnliche, jedoch kleinere Verbesserung läßt sich für die kombinierte Kreislaufoption erwarten, wenn man solche zusätzlichen Auswechslungen im Niederdruckteil vornimmt.

Kombinierte Kreislaufanlagen mit Wärmerückgewinnungsdampf erzeuger und mit vollbefeuerten Dampferzeugern sowie Ver bundkreislaufanlagen sind den Umständen nach abhängig von der gültigen Alternative für Leistungs- oder Vorschalt anwendungen. Wenn wir unsere Vorstellungen für die Lei stungsauslegung zweier 300 MW Dampfanlagen mit einer modernen Gasturbine zusammenfassen, so ist der Vergleich der Wirtschaftlichkeit gegenüber zwei gegenwärtigen Überhitzer einheiten in Tabelle 8 dargestellt, basierend auf der maximalen totalen Kraftwerksnettoleistung. Die erste Alternative liefert die höchste Leistungserhöhung von 32,7% und die vierte Alternative hat die größte Wärmeverbrauchs verringerung von 6,6%. Es sei bemerkt, daß die Auswertung der Unterschiede in der Wirtschaftlichkeit auf einem konstanten Hauptdampfdurchsatz basiert. Eine ähnliche auf konstanter thermischer Kapazität der Dampfturbogeneratoren basierende Studie würde für die dritte und vierte Alter native mit Wärmerückgewinnungsdampferzeugern eine relativ bessere Wirtschaftlichkeit ergeben.

Fügt man eine Gasturbinenanlage mit einfachem Kreislauf einem bestehenden Dampfkraftwerk hinzu, so erhöht sich der gewichtete Wärmeverbrauch bei Vollast, doch wird die Gesamtleistung durch die Spitzenkapazität der Gasturbine erhöht. Verknüpft man eine kombinierte Kreislaufanlage mit einem Wärmerückgewinnungsdampferzeuger, so liefert dies die beste Wirtschaftlichkeit für den Wärmeverbrauch und die Leistung. Abhängig von den spezifischen Anlagebedingungen können ähnliche Ergebnisse mit einer vollbefeuerten Vorschaltanordnung erreicht werden. Benutzt man eine Anordnung mit Verbundkreislauf, so erhält man eine etwas kleinere Leistung und einen schlechteren Wärmeverbrauch im Vergleich zur Alternative mit dem kombinierten Kreislauf. Man kann jedoch die Wirtschaftlichkeit der Anlage im Verbundkreislauf hinsichtlich Leistung und Wärmeverbrauch verbessern, indem man die Niederdruckturbinen austauscht. Verwendet man moderne Niederdruckturbinenstufen, so verbessert sich der Wärmeverbrauch und die Leistung im Bereich von 2 bis 3%. Dabei ist die Folge für die Wirt schaftlichkeit der Anlage im Verbundkreislauf eine etwas kleinere Leistung, jedoch ein besserer Wärmeverbrauch als im kombinierten Kreislauf mit Wärmerückgewinnungsdampferzeuger.

Was den Emissionsausstoß anbelangt, so wird die spezifische Emission pro erzeugte kWh in allen Alternativen verringert, da die Gasturbine mit ihren Hybridbrennern eine niedrige NO_x Emission im Bereich von 25 ppm ohne Wasser- oder Dampfin jektionen hat. Eine sogar größere Verbesserung kann man mit einer vollbefeuerten Anlage für kombinierten Kreislauf erhalten, da das heile Abgas aus der Gasturbine für eine Sekundärverbrennung in den Überhitzerdampferzeugern benutzt wird. Bei den Eemscentrale Kraftwerk führte dieses Konzept in Verbindung mit einem Austausch der Brenner in den Dampferzeugern zu einer Verringerung der NO_x Emission von 400-500 ppm vor der Leistungssteigerung auf 100-150 ppm nachdem die Vorschaltgasturbine in das bestehende 600 MW Dampfkraftwerk eingebaut wurde.

In Fällen, bei denen verhältnismäßig grobe bestehende Dampfkraftwerke potentiell für die Leistungssteigerung geeignet sind, ist der Verbundkreislauf eine attraktive Option. Dabei benötigt man nicht die Installation einer neuen Dampfturbinenanlage einschließlich ihrer Hilfssystems wie Kondensator und Kühlwasserversorgung und man vermeidet einen größeren Umbau der bestehenden Dampferzeuger.

Ohne Modifizierung des Dampfturbinendurchsatzes mag die Leistungssteigerung der bestehenden Dampfturbinen begrenzt sein. Zieht man jedoch den Austausch von Dampfturbinenstufen in Betracht, so kann das Konzept für den Verbundkreislauf eine maximale Zusatzleistung erbringen, die mit einem sehr attraktiven Wärmeverbrauch einhergeht. Da ein bestehendes Dampfkraftwerk Verwendung findet, können die spezifischen Kosten für eine solche Ausrüstung im Verbundkreislauf so niedrig liegen wie die Gebäudekosten für eine Gasturbinen anlage mit einfachem Kreislauf.

Claims

1. Verbundkreislauf Kraftwerk mit einer Gasturbine (16), deren Abgasauslaß mindestens zwei Dampfturbinenanlagen (32, 34) vorgeschaltet ist, mit Wärmetauschereinrichtungen (12) zwischen der Gasturbine und der Dampfturbinenanlage, wobei die Wärmetauschereinrichtungen mit dem Abgasauslaß in Verbindung stehen und von den heißen Gasen der Gasturbine zum Wärmeaustausch mit Speisewasser der Dampfturbine durch strömt werden, um das Wasser vorzuwärmen und/oder zu verdampfen.

2. Kraftwerk nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Wärmetauschereinrichtungen mindestens zwei getrennte Wärmetauscher aufweisen, von denen jeder mit dem Abgasauslaß in Verbindung steht und daß jeweils einer der getrennten Wärmetauscher an den Speisewasserstrang jeweils eine Dampfturbine angeschlossen ist.

3. Kraftwerk nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekenn zeichnet, daß eine Steuerung vorgesehen ist, mit der der Heißgasstrom aus dem Abgasauslaß zu den Wärmetauscher einrichtungen gesteuert wird.

4. Kraftwerk nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Steuerung eine erste Einrichtung zum Steuern der Gesamtmenge des zu den Wärmetauschereinrichtungen strömenden Heißgases und eine zweite Einrichtung zum Steuern der Heißgasströmung in die jeweiligen Wärmetauscher aufweist.

5. Kraftwerk nach Anspruch 3 oder 4, dadurch gekenn zeichnet, daß die Steuereinrichtungen Rauchgasklappen mit um ihre Längsachse schwenkbaren Lamellen sind.

6. Kraftwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 5, da durch gekennzeichnet, daß Entnahmeanschlüsse für die Entnahme von Wärme aus dem Wärmetauscher für bezüglich der Dampfturbine externe Heizzwecke vorgesehen sind.

7. Kraftwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Dampfturbinen an eine Gasturbine angeschlossen sind.

8. Kraftwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Wärmetauscher nur zur Speisewasservorwärmung der Dampfturbinen vorgesehen sind.

9. Kraftwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß ein Wärmetauscher für die Speisewasservorwärmung einer Dampfturbine und der andere Wärmetauscher zur Lieferung von Wärme an die Wärmeentnahme anschlüsse vorgesehen ist.

10. Kraftwerk nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Wärmetauscher zum Erzeugen von Überhitzerfrischdampf für die Dampfturbine vorgesehen sind.