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Dampfkraftanlage mit annähernd adiabatischer Rückverdichtung des umlaufenden
Arbeitsmittels im Naßdampfbereich Die Erfindung bezweckt eine Weiterentwicklung
der Bauformen von Dampfturboanlagen bei gleichzeitiger Verbesserung der Wärmeausnutzung.
Im Hauptpatent ist eine Dampfkraftanlage mit annähernd adiabatischer Rückverdichtung
des Umlaufdampfes beschrieben, bei der die nach der Expansion im Umlaufdampf vorhandene
Überhitzungswärme zur Erzeugung von Zusatzdampf benutzt wird. Der Zusatzdampf wird
dem Umlaufdampf zugesetzt und durchläuft mit diesem gemeinsam den Überhitzer und
das Turbinensystem des Umlaufdampfes. Anschließend wird er gemeinsam mit dem Teil
des Umlaufdampfes, der nach Arbeitsleistung in einer Kondensationsturbine niedergeschlagen
und in den Umlauf wieder eingespritzt wird, gemeinsam expandiert und niedergeschlagen.
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Bezeichnet man in der Anlage nach dem Hauptpatent die Menge des erzeugten
Zusatzdampfes mit y in Kilogramm je r kg Umlaufdampf und die Dampfmenge, die je
z kg Umlaufdampf zwecks späterer Einspritzung entnommen wird, mit x kg/kg, so wird
die Dampfmenge y kg von (r-y) kg erzeugt. Wenn bei dieser Anordnung das Druckgefälle
der Kondensationsturbine nicht sehr groß ist, so ergeben sich am Ende der Expansion
zum
Teil sehr beträchtliche Überhitzungstemperaturen. Diese können dadurch ausgenutzt
werden, daß man die restliche Überhitzungswärme zur Vorwärmung des Speisewassers
und des Einspritzwassers ausnutzt. Es muß aber bei dem an dieser Stelle herrschenden
mäßigen Dampfdruck und den sich hieraus ergebenden schlechten Wärmeübergangswerten
von Heißdampf in Verbindung mit der nicht sehr hohen Temperaturdifferenz zwischen
dem Heißdampf und dem Kondensat eine große Wärmeaustauschfläche vorgesehen werden.
Es wird daher erfindungsgemäß vorgeschlagen, daß der im Dampfentwickler erzeugte
Sattdampf gemeinsam mit dem Umlaufdampf des Rückverdichtungskreislaufes den Verdampfer
durchläuft und dabei seinerseits in einer geometrischen Progression weiteren Zusatzdampf
erzeugt, bevor er der Kondensation gegebenenfalls unter Zwischenschaltung einer
Kondensationsturbine zugeführt wird. Damit wird zwar das Wärmegefälle der Kondensationsturbine
kleiner, aber der Leistungsgewinn aus der nochmals zusätzlich erzeugten Dampfmenge
an Zusatzdampf deckt diesen Verlust völlig, so daß der Gesamtwirkungsgrad unverändert
bleibt. Es wird aber der Bedarf an Wärmeaustauschflächen erheblich vermindert.
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In Abb. i ist der einfachste Anwendungsfall dargestellt. Die Anlage
besteht aus einem Dampfüberhitzer U, der Turbinenstufe T des Rückverdichtungskreislaufes,
der Kondensationsturbine Tk, dem Verdampfer DK mit dem zugehörigen Vorwärmer
Vw, dem Verdichter V des Rückverdichtungskreislaufes, der Kondensationsanlage Ko,
der Speisepumpe Spp und der Einspritzvorrichtung E. Betrachtet man die Arbeitsweise
des Systems unter Bezugnahme auf jeweils i kg Umlaufdampf, so wird i kg Umlaufdampf
im Verdichter auf den Anfangsdruck des Systems verdichtet, dem in der Düse D y kg
Zusatzdampf zugesetzt werden. Die Dampfmenge (i -I- y) kg strömt unter Wärmeaufnahme
durch den Überhitzer Ü und leistet dann in der Expansionsturbine T, Arbeit. Anschließend
strömt die Dampfmenge (i -f- y) kg durch den Verdampfer DK und erzeugt unter Abgabe
eines Teiles der Überhitzungswärme die Zusatzdampfmenge y. Hinter dem Verdampfer
DK wird dem einen Kilogramm Umlaufdampf die Dampfmenge x kg entnommen, die
nach erfolgter Kondensation dem Umlaufdampf vor Eintritt in den Verdichter V mittels
der Einspritzungsvorrichtung E wieder zugeführt wird. Die Dampfmengen
y kg und x kg strömen gemeinsam unter Abgabe von Nutzleistung durch
die Kondensationsturbine TK, um anschließend im Kondensator Ko niedergeschlagen
zu werden. Von der Kondensatmenge (y -I- x) kg werden von der Speisepumpe Spp
x kg der Einspritzung E und y kg über den Vorwärmer Vw dem Dampfkessel DK
zugeführt. Im Vorwärmer Vw wird der Zusatzwassermenge y kg aus der Überhitzungswärme
von (i-x) kg Umlaufdampf die Flüssigkeitswärme ganz oder teilweise zugeführt.
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Nimmt man an, daß im Verdampfer DK aus i kg Umlaufdampf y'
kg Zusatzdampf erzeugt werden, so erzeugt dieser Zusatzdampf seinerseits wiederum
Zusatzdampf nach einer geometrischen Progression, so daß sich ergibt y=y +y2+y's+y'4+
... (kg). Wesentlich ist es bei der Durchbildung der Anlage als Heizkraftanlage,
daß sich bei der vorstehend geschilderten Anordnung eine sehr hohe Nutzleistung
je abgegebenes Kilogramm Heizdampf ergibt. Bei der Anlage nach Abb. i sind alle
Maschinenteile auf einer gemeinsamen Welle vereinigt. Dies verursacht insbesondere
bei hohem Druckgefälle der Kondensationsturbine eine große Baulänge. Es ergeben
sich angesichts der hohen Dampftemperaturen für die Beherrschung der Längsdehnung
des Maschinensatzes ungünstige Verhältnisse. Des weiteren wird infolge des durch
die Endstufe der Kondensationsturbine bedingten Laufkreisdurchmessers das Schluckvermögen
der Hochdruckturbine und des Verdichters nach unten begrenzt und je nach dem Verhältnis
des Anfangsdruckes zum Kondensationsdruck die Leistung der Anlage nach unten begrenzt.
Trotzdem bietet die Anlage nach Abb. i bereits erhebliche Vorteile gegenüber der
bisherigen Bauart von Dampfturbinen, da sich die günstige Leistungsgröße stark nach
unten verschiebt. Es ist bekannt, daß Dampfturbinen eine gute Wärmeausnützung dann
erreichen, wenn sie ein möglichst hohes Gesamtdruckgefälle verarbeiten. Hohes Druckgefälle
ergibt aber sehr große Unterschiede beim Eintritts- und Austrittsvolumen des Dampfes.
Es werden heute bereits Verhältniszahlen des Eintritts- zum Austrittsvolumen von
i : iooo angewandt. Es ist aber nur bei ganz großen Leistungseinheiten möglich,
derart große Verhältniszahlen anzuwenden, wobei es noch nicht erreicht ist, daß
die ersten Hochdruckschaufelreihen voll beaufschlagt sind. Es ergibt sich daher
für die Hochdruckstufe der Turbine ein geringerer Umfangswirkungsgrad als für die
Stufen niedrigen Druckes, so daß der Nutzen der Drucksteigerung nicht proportional
mit dieser wächst, sondern kleiner bleibt.
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Es ist bei der Anlage nach Abb. i daher ein wesentliches Merkmal,
daß das im Hochdruckteil der Anlage strömende Dampfgewicht ein Vielfaches des in
der Kondensationsturbine strömenden Dampfgewichtes beträgt. Bei der Anordnung nach
Abb. i wird im allgemeinen das in die Kondensationsturbine eintretende Dampfvolumen
nicht sehr viel größer sein als das Eintrittsvolumen der Hochdruckturbine. Bei Anwendung
der heute üblichen höchsten Druckgefälle würde sich die Verhältniszahl des Eintritts-
zum Austrittsvolumen auf i : 3oo bis i : 350 verbessern gegenüber i : iooo
bei normaler Turbinenbauart. Es bietet also die vorstehend geschilderte Anlage nach
Abb. i neben dem guten Umfangswirkungsgrad der Hochdruckstufe und der Gesamtanlage
den Vorteil, daß sich entweder das Gesamtdruckgefälle gegenüber den bisher üblichen
Werten erhöhen läßt oder daß sich die günstige Leistungsgröße aus dem Bereich der
großen Leistungseinheiten in den Bereich der mittleren
Leistungseinheiten
verschieben läßt. Damit ergeben sich erweiterte Anwendungsgebiete für Dampfkraftanlagen.
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Es lassen sich diese genannten Vorteile mit den obenerwähnten Zielen
weiter ausbilden, wenn man die Kompressorleistung von der Nutzleistung trennt und
mit dem zugehörigen Antriebsteil der Turbine auf einer besonderen Welle vereinigt,
wie es beispielsweise Abb. 2 für einen Sonderfall darstellt. Dadurch ergibt sich
zunächst der Vorteil, daß der Verdichter bezüglich seines Laufkreisdurchmessers
mit den für den zu erzielenden Enddruck günstigsten Maßen und maximalen Drehzahlen
ausgebildet werden kann.
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Es lassen sich damit vor allem kleine Austrittsvolumina beim Verdichter
beherrschen und damit entweder Anlagen für höhere Drücke oder kleinere Leistungseinheiten
durchbilden. Nach der Darstellung in Abb. 2 wird der Verdichter h von der Hochdruckturbinenstufe
T i angetrieben, indes die Mitteldruckturbine T 2 und die Niederdruckturbine Tk
auf der zweiten, von der ersten unabhängigen Welle die Nutzleistung erzeugen. Bei
dieser Nutzleistungsturbine ist nun das Eintrittsvolumen der \Tiederdruckstufe niedriger
als das der vorgeschalteten Mitteldruckstufe, so daß für die bauliche Durchbildung
der Nutzleistungsturbine nunmehr nur noch das Verhältnis des Eintritts- zum Austrittsvolumen
an der Niederdruckstufe maßgebend ist. Es sei noch darauf hingewiesen, daß der Verdichter
der Anlage nach Abb. 2 vor allem bei großen Leistungseinheiten relativ klein baut.
Es wird in vielen Fällen möglich sein, den Verdichtersatz unmittelbar neben den
Überhitzer oder mit diesem vereinigt aufzustellen. Dadurch fällt der größte Teil
der Höchstdruckdampfleitung und fast die Hälfte der Leitung des Zwischenüberhitzers
fort.
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In Abb. 3 ist eine Anlage dargestellt, bei der der Verdichter nochmals
auf zwei voneinander unabhängige Wellen aufgeteilt ist. Der Vorverdichter kann nun,
wie in Abb. 3 dargestellt, durch die ersten Stufen der Kondensationsturbine Tk i
angetrieben werden. Damit wird am Kondensationsteil der Nutzturbine T k
2 das für den Entwurf der Nutzturbine maßgebende Eintrittsvolumen vergrößert
und damit das Verhältnis des Eintritts- zum Austrittsvolumen weiterhin verbessert.
Bei der Anlage i iae d h Abb. 3 wird sich bei Anwendung der heute üblichen
größten Gesamtdruckgefälle gegenüber dem heute erreichten Wert von i : iooo für
das maßgebende Verhältnis des Eintritts- zum Austrittsvolumen ein solcher von i
: ioo bis i : i5o ergeben.
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Aus der Vielzahl der Verdichter- und Turbinenstufen ergibt sich die
Möglichkeit, die einzelnen Stufen so anzuordnen, daß sich ihre Axialschübe weitgehend
ausgleichen und damit die Traglager und die in diesem auftretenden Reibungsverluste
verkleinert werden. Es werden dabei grundsätzlich die Verdichter- und Turbinenstufen
mit dem höchsten Druck jeweils nach innen verlegt, so daß ihre Stopfbüchsen sich
gegenseitig vom Druck entlasten. Damit werden die Stopfbüchsenverluste weitgehend
eingeschränkt.