WO1998026213A1 - Dampferzeuger - Google Patents

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WO1998026213A1
WO1998026213A1 PCT/DE1997/002800 DE9702800W WO9826213A1 WO 1998026213 A1 WO1998026213 A1 WO 1998026213A1 DE 9702800 W DE9702800 W DE 9702800W WO 9826213 A1 WO9826213 A1 WO 9826213A1
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steam generator
heating surface
continuous heating
steam
tube
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PCT/DE1997/002800
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Eberhard Wittchow
Joachim Franke
Rudolf Kral
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Siemens Aktiengesellschaft
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    • F22B37/62—Component parts or details of steam boilers specially adapted for steam boilers of forced-flow type
    • F22B37/70—Arrangements for distributing water into water tubes
    • F22B37/74—Throttling arrangements for tubes or sets of tubes

Definitions

  • the invention relates to a steam generator.
  • the heat contained in the relaxed working fluid or heating gas from the gas turbine is used to generate steam for the steam turbine.
  • the heat transfer takes place in a waste heat steam generator connected downstream of the gas turbine, in which a number of heating surfaces for preheating water, for steam generation and for steam superheating are usually arranged.
  • the heating surfaces are connected to the water-steam cycle of the steam turbine.
  • the water-steam cycle usually comprises several, e.g. three, pressure levels, each pressure level 'can have an evaporator heating surface.
  • Design concepts namely the design as a continuous steam generator or the design as a circulation steam generator.
  • the heating of steam generator pipes provided as evaporator pipes leads to an evaporation of the flow medium in the steam generator pipes in a single pass.
  • the water circulating is only partially evaporated when it passes through the evaporator tubes. After the steam generated has been separated off, the water which has not evaporated is fed back to the same evaporator tubes for further evaporation.
  • a high live steam pressure favors a high thermal efficiency and thus low CO 2 emissions from a fossil-fired power plant.
  • a continuous steam generator has a simple construction in comparison to a circulation steam generator and can therefore be produced with particularly little effort.
  • the use of a steam generator designed according to the continuous flow principle as waste heat steam generator of a gas and steam turbine system is therefore particularly favorable in order to achieve a high overall efficiency of the gas and steam turbine system with a simple construction.
  • a continuous steam generator can basically be designed in one of two alternative designs, namely in a standing construction or in a lying construction.
  • a continuous steam generator in a horizontal design is designed to flow through the heating medium or heating gas, for example the exhaust gas from the gas turbine, in an approximately horizontal direction, whereas a continuous steam generator in a standing construction is designed to flow through the heating medium in an approximately vertical direction is designed.
  • a continuous steam generator in a horizontal design can be produced with particularly simple means and with particularly low manufacturing and assembly costs.
  • the steam generator tubes of a heating surface are exposed to a very different heating depending on their positioning.
  • different heating of individual steam generator tubes can, however, lead to a merging of steam flows with widely differing the steam parameters and thus to undesired losses in efficiency, in particular to a comparatively reduced effectiveness of the heating surface concerned and thus reduced steam generation.
  • Different heating of adjacent steam generator tubes can also lead to damage to the steam generator tubes or the collector, particularly in the area where they flow into an outlet header.
  • the invention has for its object to provide a steam generator that is suitable for a horizontal design and also has the advantages of a continuous steam generator.
  • the steam generator should continue to enable a particularly high efficiency of a fossil-fired power plant.
  • a steam generator in which at least one continuous heating surface is arranged in a heating gas channel through which the heating gas can flow in an approximately horizontal direction, which is formed from a number of approximately vertically arranged steam generator pipes connected in parallel to the flow of a flow medium, and which is designed in this way that in comparison to another steam generator tube of the same continuous heating surface, a more heated steam generator tube has a higher throughput of the flow medium compared to the other steam generator tube.
  • a continuous heating surface is to be understood as a heating surface which is designed according to the continuous principle.
  • the flow medium supplied to the continuous heating surface is thus completely evaporated in a single pass through the continuous heating surface or through a heating surface system comprising a plurality of continuous heating surfaces connected in series.
  • a continuous heating surface of such a heating surface chensystems can also be provided for preheating or overheating the flow medium.
  • the or each continuous heating surface in particular in the manner of a tube bundle, can comprise a number of tube layers arranged one behind the other in the heating gas direction, each of which is formed from a number of steam generator tubes arranged side by side in the heating gas direction.
  • the invention is based on the consideration that in the case of a steam generator suitable for execution in a horizontal construction, the effect of locally different heating on the steam parameters should be kept particularly low for a high degree of efficiency.
  • the medium flowing through the steam generator pipes should have approximately the same temperature and / or the same steam content for each steam generator pipe assigned to a common continuous heating surface after it has left the steam generator pipes.
  • the steam generator tubes are advantageously at least one continuous heating surface on average for a ratio of Frictional pressure loss to geodetic pressure drop at full load of less than 0.4, preferably less than 0.2, designed or dimensioned.
  • the steam generator tubes are advantageously at least one pass-through heating surface of this pressure level on average for a ratio of frictional pressure loss to geodetic pressure drop at full load of less than 0.6, preferably less than 0.4, designed. This is based on the finding that different heating of two steam generator tubes then leads to particularly small temperature differences and / or differences in the steam content of the flow medium at the outputs of the respective steam generator tubes if an additional heating of a steam generator tube due to its design leads to an increase in the throughput of the flow medium in this steam generator pipe.
  • the geodetic pressure drop indicates the pressure drop due to the weight of the water and steam column in relation to the area of the flow cross-section in the steam generator tube.
  • the friction pressure loss describes the pressure drop in the steam generator tube due to the flow resistance for the flow medium.
  • the total pressure drop in a steam generator tube essentially consists of the geodetic pressure drop and the friction pressure loss.
  • a steam generator tube which is more heated in comparison to the steam generator tubes connected in parallel has an increased throughput of flow medium
  • a steam generator tube which is particularly slightly heated in comparison with the steam generator tubes connected in parallel has a particularly low throughput of flow medium.
  • the automatic increase in the throughput of flow medium desired by the design criterion mentioned for the steam generator tubes also occurs in a pressure range above the critical pressure of the flow medium when the steam generator tube is heated more than once.
  • the desired automatic increase in throughput in the event of multiple heating of a steam generator tube also occurs in a continuous heating surface which, in the design case, receives a water / steam mixture, even if the friction pressure loss in the steam generator tube is on average about five times higher than that of one Steam generator tube of a once-through heating surface, which in the design case only receives water.
  • Each steam generator tube of a once-through heating surface is expediently designed for a higher throughput of the flow medium than any steam generator tube of the same once through heating surface, as seen in the direction of the heating gas.
  • a steam generator tube of the or each continuous heating surface has a larger inner diameter than a steam generator tube of the same continuous heating surface arranged downstream of it in the direction of the heating gas. This ensures in a particularly simple manner that the steam generator tubes have a comparatively high throughput of flow medium in the region of comparatively high heating gas temperature.
  • a throttle device is connected upstream of a number of steam generator tubes of the or each continuous heating surface in the flow direction of the flow medium. In this case, especially in the design case, compared to steam generator tubes of the same continuous heating surface, less heated steam generator tubes can be provided with the throttle device. The throughput of the steam generator tubes of a continuous heating surface can thus be controlled, so that an additional adaptation of the throughput to the heating is made possible.
  • a throttle device can also be arranged upstream of the steam generator tubes in groups.
  • the or each continuous heating surface is assigned a plurality of inlet collectors and / or a plurality of outlet collectors, each inlet collector being connected upstream of a number of steam generator tubes of the respective continuous heating surface or each Outlet collector of a number of steam generator pipes of the respective flow heating surface is connected downstream.
  • a particularly favorable spatial arrangement of the steam generator tubes in their connection area to the inlet headers is thus possible.
  • each steam generator tube expediently have ribbing on the outside.
  • each steam generator tube can expediently be provided on its inner wall with a thread-like ribbing in order to increase the heat transfer from the steam generator tube to the flow medium flowing in it.
  • the steam generator is expediently used as a waste heat steam generator in a gas and steam turbine plant.
  • the steam generator is advantageously one on the hot gas side Downstream gas turbine.
  • an additional firing can advantageously be arranged behind the gas turbine to increase the heating gas temperature.
  • a steam generator which is particularly favorable for achieving a particularly high overall efficiency of a gas and steam turbine system can also be constructed horizontally and thus with particularly low manufacturing and assembly outlay. Material damage to the steam generator due to the particularly inhomogeneous spatially inhomogeneous heating of the steam generator pipes in this construction is reliably avoided due to the fluidic design of the steam generator.
  • Figures 1, 2 and 3 each in a simplified representation in longitudinal section of a steam generator in a horizontal design.
  • the steam generator 1 according to FIGS. 1, 2 and 3 is connected in the manner of a waste heat steam generator downstream of a gas turbine, not shown.
  • the steam generator 1 has a peripheral wall 2, which has a heating gas channel 3 for the exhaust gas from the exhaust gas which can flow through in an approximately horizontal heating gas direction indicated by the arrows 4
  • Forms gas turbine In the heating gas channel 3, a number of heating surfaces designed according to the continuous principle, also referred to as continuous heating surfaces 8, 10, are arranged. In the exemplary embodiment according to FIGS. 1, 2 and 3, two continuous heating surfaces 8, 10 are shown, but it can also only be a continuous heating surface or a larger number of continuous heating surfaces can be provided.
  • the continuous heating surfaces 8, 10 according to FIGS. 1, 2 and 3 each comprise, in the manner of a tube bundle, a number of tube layers 11 or 12 arranged one behind the other in the heating gas direction.
  • Each tube layer 11, 12 in turn comprises a number of steam generator tubes 13 arranged side by side in the heating gas direction or 14, of which only one is visible for each tube layer 11, 12.
  • the approximately vertically arranged steam generator tubes 13 of the first continuous heating surface 8, which are connected in parallel to flow through a flow medium W, are connected on the output side to an outlet header 15 common to them.
  • the steam generator tubes 14 of the second continuous heating surface 10 are the steam generator tubes 13 of the first
  • Flow heating surface 8 connected downstream in terms of flow technology via a downpipe system 17.
  • the evaporator system formed from the once-through heating surfaces 8, 10 can be acted upon by the flow medium W, which evaporates once through the evaporator system and is discharged as steam D after exiting the second once-through heating surface 10.
  • the evaporator system formed from the continuous heating surfaces 8, 10 is connected to the water-steam circuit of a steam turbine (not shown in more detail).
  • a number of further heating surfaces 20, schematically indicated in FIGS. 1, 2 and 3 are connected in the water-steam circuit of the steam turbine.
  • the heating surfaces 20 can be superheaters, for example Medium pressure evaporators, low pressure evaporators and / or preheaters.
  • the continuous heating surfaces 8, 10 are designed in such a way that local differences in the heating of the steam generator tubes 13 and 14 lead only to slight temperature differences or differences in the steam content in the flow medium W emerging from the respective steam generator tubes 13 and 14.
  • Each steam generator tube 13, 14 has a higher throughput of the flow medium W as a result of the design of the respective continuous heating surface 8, 10 than any steam generator tube 13 or 14 of the same continuous heating surface 8 or 10 seen in the heating gas direction.
  • the steam generator tubes 13 of the first continuous heating surface 8, which are connected on the input side to an inlet header 21, are designed in such a way that the ratio of frictional pressure loss to geodetic pressure drop within the respective steam generator tube 13 im during full-load operation of the steam generator 1
  • each steam generator tube 13, 14 of the continuous heating surface 8 or 10 can have a larger inner diameter than any steam generator tube 13 or 14 thereof arranged downstream of it in the direction of the heating gas
  • each steam generator tube 13, 14 of the continuous heating surfaces 8 and 10 is used to set a throughput adapted to the respective heating in the direction of flow of the flow medium W, a valve upstream as a throttle device 23.
  • the adaptation of the throughput of the steam generator tubes 13, 14 of the continuous heating surfaces 8, 10 to their different heating is supported in this way.
  • each continuous heating surface 8, 10 is assigned a plurality of inlet collectors 26 and 28 and a plurality of outlet collectors 30 and 32, respectively, which makes it possible to form groups in a particularly simple manner.
  • Each inlet header 26, 28 is connected upstream of a number of steam generator tubes 13 and 14 of the respective continuous heating surface 8 and 10 in the flow direction of the flow medium W.
  • each outlet collector 30, 32 is connected downstream in the flow direction of the flow medium W to a number of steam generator tubes 13 or 14 of the respective continuous heating surface 8 or 10.
  • the steam generator tubes 13, 14 of the once-through heating surfaces 8 and 10 are again designed such that when the steam generator 1 is in operation, the ratio of frictional pressure loss to geodetic pressure drop in the respective steam generator tube 13, 14 is on average less than 0.2 or 0.4.
  • a throttle device 34 is connected upstream of the tube groups thus formed.
  • the continuous steam generator 1 is adapted in terms of the design of its continuous heating surfaces 8, 10 to the spatially inhomogeneous heating of the steam generator tubes 13, 14 due to the horizontal design.
  • the steam generator 1 is therefore particularly suitable for a horizontal construction.

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Abstract

Ein Dampferzeuger (1) soll einerseits für eine liegende Bauweise geeignet sein und andererseits die Vorteile eines Durchlaufdampferzeugers aufweisen. Dazu umfaßt der Dampferzeuger (1) erfindungsgemäß einen Dampferzeuger (1), bei dem in einem in einer annähernd horizontalen Heizgasrichtung durchströmbaren Heizgaskanal mindestens eine Durchlaufheizfläche (8, 10) angeordnet ist, die aus einer Anzahl von annähernd vertikal angeordneten, zur Durchströmung eines Strömungsmediums parallel geschalteten Dampferzeugerrohren (13, 14) gebildet ist, und die derart ausgelegt ist, daß ein im Vergleich zu einem weiteren Dampferzeugerrohr (13, 14) derselben Durchlaufheizfläche (8, 10) mehrbeheiztes Dampferzeugerrohr (13, 14) einen im Vergleich zum weiteren Dampferzeugerrohr (13, 14) höheren Durchsatz des Strömungsmediums aufweist.

Description

Beschreibung
Dampferzeuger
Die Erfindung betrifft einen Dampferzeuger.
Bei einer Gas- und Dampfturbinenanlage wird die im entspannten Arbeitsmittel oder Heizgas aus der Gasturbine enthaltene Wärme zur Erzeugung von Dampf für die Dampfturbine genutzt. Die Wärmeübertragung erfolgt in einem der Gasturbine nachgeschalteten Abhitzedampferzeuger, in dem üblicherweise eine Anzahl von Heizflächen zur Wasservorwärmung, zur Dampferzeu- gung und zur Dampfüberhitzung angeordnet ist. Die Heizflächen sind in den Wasser-Dampf-Kreislauf der Dampfturbine geschal- tet. Der Wasser-Dampf-Kreislauf umfaßt üblicherweise mehrere, z.B. drei, Druckstufen, wobei jede Druckstufe 'eine Verdampferheizfläche aufweisen kann.
Für den der Gasturbine als Abhitzedampferzeuger heizgasseitig nachgeschalteten Dampferzeuger kommen mehrere alternative
Auslegungskonzepte, nämlich die Auslegung als Durchlaufdampf- erzeuger oder die Auslegung als Umlaufdampferzeuger, in Betracht. Bei einem Durchlaufdampferzeuger führt die Beheizung von als Verdampferrohren vorgesehenen Dampferzeugerrohren zu einer Verdampfung des Strömungsmediums in den Dampferzeugerrohren in einem einmaligen Durchlauf. Im Gegensatz dazu wird bei einem Natur- oder Zwangumlaufdampferzeuger das im Umlauf geführte Wasser beim Durchlauf durch die Verdampferrohre nur teilweise verdampft . Das dabei nicht verdampfte Wasser wird nach einer Abtrennung des erzeugten Dampfes für eine weitere Verdampfung denselben Verdampferrohren erneut zugeführt .
Ein Durchlaufdampferzeuger unterliegt im Gegensatz zu einem Natur- oder Zwangumlaufdampferzeuger keiner Druckbegrenzung, so daß Frischdampfdrücke weit über dem kritischen Druck von Wasser (picri = 221 bar) - wo es nur noch einen geringen Dichteunterschied gibt zwischen flüssigkeitsähnlichem und dampfähnlichem Medium - möglich sind. Ein hoher Frischdampfdruck begünstigt einen hohen thermischen Wirkungsgrad und somit niedrige C02-Emissionen eines fossilbeheizten Kraftwerks. Zudem weist ein Durchlaufdampferzeuger im Vergleich zu einem Umlaufdampferzeuger eine einfache Bauweise auf und ist somit mit besonders geringem Aufwand herstellbar. Die Verwendung eines nach dem Durchlaufprinzip ausgelegten Dampferzeugers als Abhitzedampferzeuger einer Gas- und Dampfturbinenanlage ist daher zur Erzielung eines hohen Gesamtwirkungsgrades der Gas- und Dampfturbinenanlage bei einfacher Bauweise besonders günstig.
Ein Durchlaufdampferzeuger kann grundsätzlich in einer von zwei alternativen Bauformen ausgeführt sein, nämlich in stehender Bauweise oder in liegender Bauweise. Ein Durchlauf- dampferzeuger in liegender Bauweise ist dabei für eine Durchströmung des beheizenden Mediums oder Heizgases, beispiels- weise des Abgases aus der Gasturbine, in annähernd horizontaler Richtung ausgelegt, wohingegen ein Durchlaufdampferzeuger in stehender Bauweise für eine Durchströmung des beheizenden Mediums in einer annähernd vertikalen Richtung ausgelegt ist.
Ein Durchlaufdampferzeuger in liegender Bauweise ist im Gegensatz zu einem Durchlaufdampferzeuger in stehender Bauweise mit besonders einfachen Mitteln und mit besonders geringem Fertigungs- und Montageaufwand herstellbar. Bei einem Durchlaufdampferzeuger in liegender Bauweise sind die Dampferzeu- gerrohre einer Heizfläche jedoch je nach ihrer Positionierung einer stark unterschiedlichen Beheizung ausgesetzt. Insbesondere bei ausgangsseitig in einen gemeinsamen Austrittssa mler mündenden Dampferzeugerrohren kann eine unterschiedliche Beheizung einzelner Dampferzeugerrohre jedoch zu einer Zusam- menführung von Dampfströmen mit stark voneinander abweichen- den Dampfparametern und somit zu unerwünschten Wirkungs- gradverlusten, insbesondere zu einer vergleichsweise verringerten Effektivität der betroffenen Heizfläche und dadurch reduzierten Dampferzeugung, führen. Eine unterschiedliche Be- heizung benachbarter Dampferzeugerrohre kann zudem, insbesondere im Bereich ihrer Einmündung in einen Austrittssammler, zu Schäden an den Dampferzeugerrohren oder dem Sammler führen.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen Dampferzeuger anzugeben, der für eine Auslegung in liegender Bauweise geeignet ist und zudem die genannten Vorteile eines Durchlaufdampferzeugers aufweist. Der Dampferzeuger soll weiterhin einen besonders hohen Wirkungsgrad eines fossilbeheizten Kraft- werkes ermöglichen.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch einen Dampferzeuger, bei dem in einem in einer annähernd horizontalen Heizgasrichtung durchströmbaren Heizgaskanal mindestens eine Durchlaufheizfläche angeordnet ist, die aus einer Anzahl von annähernd vertikal angeordneten, zur Durchströmung eines Strömungsmediums parallel geschalteten Dampferzeugerrohren gebildet ist, und die derart ausgelegt ist, daß ein im Vergleich zu einem weiteren Dampferzeugerrohr derselben Durch- laufheizflache mehrbeheiztes Dampferzeugerrohr einen im Vergleich zum weiteren Dampferzeugerrohr höheren Durchsatz des Strömungsmediums aufweis .
Unter Durchlaufheizfläche ist hierbei eine Heizfläche zu ver- stehen, die nach dem Durchlaufprinzip ausgelegt ist. Das der Durchlaufheizfläche zugeführte Strömungsmedium wird also im einmaligen Durchlauf durch die Durchlaufheizfläche oder durch ein eine Mehrzahl von hintereinandergeschalteten Durchlaufheizflächen umfassendes Heizflächensystem vollständig ver- dampft. Eine Durchlaufheizfl che eines derartigen Heizflä- chensystems kann dabei auch zur Vorwärmung oder zur Überhitzung des Strömungsmediums vorgesehen sein. Dabei kann die oder jede Durchlaufheizflache insbesondere in der Art eines Rohrbündels eine Anzahl von in Heizgasrichtung hintereinander angeordneten Rohrlagen umfassen, von denen jede aus einer Anzahl von in Heizgasrichtung nebeneinander angeordneten Dampferzeugerrohren gebildet ist.
Die Erfindung geht von der Überlegung aus, daß bei einem für eine Ausführung in liegender Bauweise geeigneten Dampferzeuger für einen hohen Wirkungsgrad die Auswirkung einer lokal unterschiedlicher Beheizung auf die Dampfparameter besonders gering gehalten sein sollte. Für besonders geringe Unterschiede zwischen den Dampfparametern in zwei benachbarten Dampferzeugerrohren sollte das die Dampferzeugerrohre durchströmende Medium nach seinem Austritt aus den Dampferzeugerrohren für jedes einer gemeinsamen Durchlaufheizflache zugeordnete Dampferzeugerrohr annähernd die gleiche Temperatur und/oder den gleichen Dampfgehalt aufweisen. Eine Angleichung der Temperaturen des aus den jeweiligen Dampferzeugerrohren austretenden Strömungsmediums auch bei unterschiedlicher Beheizung der jeweiligen Dampferzeugerrohre ist erreichbar, indem jedes Dampferzeugerrohr für eine an seine durchschnittliche, von seiner Position im Heizgaskanal abhängige Beheizung angepaßte Durchströmung des Mediums ausgelegt ist.
Für eine besonders günstige Anpassung des Durchsatzes des Strömungsmediums an die Beheizung des jeweiligen Dampferzeu- gerrohres bei einem Dampferzeuger mit einer Auslegung für ei- nen Vollast-Druck am Überhitzeraustritt von mehr als 80 bar sind vorteilhafterweise die Dampferzeugerrohre mindestens einer Durchlaufheizfläche im Mittel für ein Verhältnis von Reibungsdruckverlust zu geodätischem Druckabfall bei Vollast von weniger als 0,4, vorzugsweise weniger als 0,2, ausgelegt oder bemessen. Bei einem Dampferzeuger mit einer Druckstufe, deren Auslegung für einen Vollast-Druck am Überhitzeraustritt von 80 bar oder weniger bemessen ist, sind vorteilhafterweise die Dampferzeugerrohre mindestens einer Durchlaufheizfl che dieser Druckstufe im Mittel für ein Verhältnis von Reibungs- druckverlust zu geodätischem Druckabfall bei Vollast von weniger als 0,6, vorzugsweise weniger als 0,4, ausgelegt. Dabei liegt die Erkenntnis zugrunde, daß eine unterschiedliche Beheizung zweier Dampferzeugerrohre dann zu besonders geringen Temperaturdifferenzen und/oder Differenzen des Dampfgehaltes des Strömungsmediums an den Ausgängen der jeweiligen Dampferzeugerrohre führt, wenn eine Mehrbeheizung eines Damp erzeu- gerrohres aufgrund von dessen Auslegung zu einem Anstieg des Durchsatzes des Strömungsmediums in diesem Dampferzeugerrohr führt .
Dies ist auf besonders einfache Weise durch einen im Vergleich zum geodätischen Druckabfall besonders geringen Reibungsdruckverlust erreichbar. Der geodätische Druckabfall gibt dabei den Druckabfall aufgrund des Gewichtes der Wasser- und Dampfsäule bezogen auf die Fläche des Strömungsquer- schnittes im Dampferzeugerrohr an. Der Reibungsdruckverlust hingegen beschreibt den Druckabfall im Dampferzeugerrohr infolge des Strömungswiderstandes für das Strömungsmedium. Der gesamte Druckabfall in einem Dampferzeugerrohr setzt sich im wesentlichen zusammen aus dem geodätischen Druckabfall und dem Reibungsdruckverlust.
Bei einer besonders starken Beheizung eines einzelnen Dampferzeugerrohres wird die Dampferzeugung in diesem Dampferzeu- gerrohr besonders groß. Das Gewicht des unverdampftem Mediums in diesem Dampferzeugerrohr nimmt somit ab, so daß der geodätische Druckabfall in diesem Dampferzeugerrohr ebenfalls abnimmt. Alle innerhalb einer Durchlaufheizfl che parallel geschalteten Dampferzeugerrohre weisen aufgrund ihrer gemeinsa- men eingangsseitigen Verbindung mit einem Eintrittssammler und ihrer gemeinsamen ausgangsseitigen Verbindung mit einem Austrittssammler jedoch den gleichen gesamten Druckabfall auf. Bei einem im Vergleich zu den ihm parallel geschalteten Dampferzeugerrohren besonders geringen geodätischen Druckab- fall in einem der Dampferzeugerrohre aufgrund seiner besonders starken Beheizung strömt für einen Druckausgleich dann eine besonders große Menge an Strömungsmedium durch das mehrbeheizte Rohr, wenn aufgrund der Auslegung der Durchlaufheizfläche der geodätische Druckabfall im Mittel der dominante Beitrag zum gesamten Druckabfall ist.
Mit anderen Worten: Ein im Vergleich zu den ihm parallel geschalteten Dampferzeugerrohren stärker beheiztes Dampferzeugerrohr weist einen erhöhten Durchsatz an Strömungsmedium auf, wohingegen ein im Vergleich zu den ihm parallel geschalteten Dampferzeugerrohren besonders gering beheiztes Dampferzeugerrohr einen besonders geringen Durchsatz an Strömungsmedium aufweist. Durch eine geeignete Vorgabe des Verhältnisses aus Reibungsdruckverlust zu geodätischem Druckabfall durch die Auslegung der Damp erzeugerrohre, insbesondere hinsichtlich der gewählten Massenstromdichte in den Dampferzeugerrohren, ist dieser Effekt nutzbar für eine selbsttätige Anpassung des Durchsatzes jedes Dampferzeugerrohres an dessen Beheizung.
Bei der Auslegung der Dampferzeugerrohre hinsichtlich des Verhältnisses von Reibungsdruckverlust zu geodätischem Druckabfall sind die relevanten Größen gemäß den in den Druckschriften Q. Zheng, W. Köhler, W. Kastner und K. Riedle "Druckverlust in glatten und innenberippten Verdampferrohren", Wärme- und Stoffübertragung 26, S. 323-330, Springer- Verlag 1991, und Z. Rouhani "Modified correlation for void- fraction and two-phase pressure drop", AE-RTV-841, 1969, angegebenen Beziehungen ermittelbar. Dabei sind für einen Dampferzeuger mit einer Auslegung für einen Vollast-Druck am Überhitzeraustritt von 180 bar oder weniger dessen Kennwerte für den Vollast-Betriebszustand einzusetzen. Für einen Dampferzeuger mit einer Auslegung für einen Vollast-Druck von mehr als 180 bar sind hingegen seine Kennwerte für einen Teillast- Betriebszustand bei einem Betriebsdruck am Überhitzer-Austritt von etwa 180 bar einzusetzen.
Wie umfangreiche Versuche ergaben, tritt die durch das genannte Auslegungskriterium für die Dampferzeugerrohre ge- wünschte selbsttätige Erhöhung des Durchsatzes an Strömungsmedium bei einer Mehrbeheizung des Dampferzeugerrohres auch in einem Druckbereich oberhalb des kritischen Druckes des Strömungsmediums auf . Die gewünschte selbsttätige Erhöhung des Durchsatzes bei einer Mehrbeheizung eines Dampferzeuger- rohres tritt zudem bei einer Durchlaufheizfläche, der im Auslegungsfall ein Wasser-Dampf-Gemisch zuströmt, auch dann auf, wenn der Reibungsdruckverlust im Dampferzeugerrohr im Mittel um etwa das Fünffache höher ist als bei einem Dampferzeugerrohr einer Durchlaufheizfläche, der im Auslegungsfall ledig- lieh Wasser zuströmt.
Zweckmäßigerweise ist jedes Dampferzeugerrohr einer Durchlaufheizfl che für einen höheren Durchsatz des Strömungsmediums ausgelegt als jedes ihm in Heizgasrichtung gesehen nach- geordnete Dampferzeugerrohr derselben Durchlaufheizflache.
In alternativer oder zusätzlicher vorteilhafter Ausgestaltung weist ein Dampferzeugerrohr der oder jeder Durchlaufheizflache einen größeren Innendurchmesser auf als ein ihm in Heiz- gasrichtung gesehen nachgeordnetes Dampferzeugerrohr derselben Durchlaufheizfläche. Somit ist in besonders einfacher Weise sichergestellt, daß die Dampferzeugerrohre im Bereich vergleichsweise hoher Heizgastemperatur einen vergleichsweise hohen Durchsatz an Strömungsmedium aufweisen. In weiterer alternativer oder zusätzlicher vorteilhafter Ausgestaltung ist einer Anzahl von Dampferzeugerrohren der oder jeder Durchlaufheizflache in Strömungsrichtung des Strömungsmediums eine Drosseleinrichtung vorgeschaltet. Dabei können insbesondere im Auslegungsfall im Vergleich zu Dampferzeugerrohren derselben Durchlaufheizfläche minderbeheizte Dampferzeugerrohre mit der Drosseleinrichtung versehen sein. Der Durchsatz der Dampferzeugerrohre einer Durchlaufheizfläche ist somit steuerbar, so daß eine zusätzliche Anpassung des Durchsatzes an die Beheizung ermöglicht ist. Den Dampferzeugerrohren kann dabei auch gruppenweise jeweils eine Drossel- einrichtung vorgeschaltet sein.
In weiterer alternativer oder zusätzlicher vorteilhafter Aus- gestaltung ist der oder jeder Durchlaufheizfläche jeweils eine Mehrzahl an Eintrittssammlern und/oder eine Mehrzahl an Austrittssammlern zugeordnet, wobei jeder Eintrittssammler in Strömungsrichtung des Strömungsmediums einer Anzahl von Dampferzeugerrohren der jeweiligen Durchlaufheizflache ge- meinsam vorgeschaltet ist bzw. jeder Austrittssammler einer Anzahl von Dampferzeugerrohren der jeweiligen Durchlaufheizfl che gemeinsam nachgeschaltet ist. Somit ist eine besonders günstige räumliche Anordnung der Dampferzeugerrohre in ihrem Anschlußbereich an die Eintrittssammler möglich.
Für eine besonders hohe Wärmeaufnahme weisen die Dampferzeugerrohre zweckmäßigerweise auf ihrer Außenseite eine Berip- pung auf. Zudem kann jedes Dampferzeugerrohr zweckmäßigerweise auf seiner Innenwand mit einer gewindeartigen Berippung versehen sein, um den Wärmeübergang vom Dampferzeugerrohr auf das in ihm strömende Strömungsmedium zu erhöhen.
Zweckmäßigerweise wird der Dampferzeuger als Abhitzedampferzeuger einer Gas- und Dampfturbinenanlage verwendet. Dabei ist der Dampferzeuger vorteilhaf erweise heizgasseitig einer Gasturbine nachgeschaltet. Bei dieser Schaltung kann zweckmäßigerweise hinter der Gasturbine eine Zusatzfeuerung zur Erhöhung der Heizgastemparatur angeordnet sein.
Die mit der Erfindung erzielten Vorteile bestehen insbesondere darin, daß ein für eine Erzielung eines besonders hohen Gesamtwirkungsgrades einer Gas- und Dampfturbinenanlage besonders günstiger Dampferzeuger auch in liegender Bauweise und somit mit besonders geringem fertigungs- und montagetech- nischem Aufwand ausgeführt sein kann. Materialschäden am Dampferzeuger aufgrund der bei dieser Bauweise besonders stark räumlich inhomogenen Beheizung der Dampferzeugerrohre sind dabei aufgrund der strömungstechnischen Auslegung des Dampferzeugers sicher vermieden.
Ausführungsbeispiele der Erfindung werden anhand einer Zeichnung näher erläutert. Darin zeigen:
Figuren 1, 2 und 3 jeweils in vereinfachter Darstellung im Längsschnitt einen Dampferzeuger in liegender Bauweise.
Gleiche Teile sind in allen Figuren mit den gleichen Bezugszeichen versehen.
Der Dampferzeuger 1 gemäß den Figuren 1, 2 und 3 ist in der Art eines Abhitzedampferzeugers einer nicht näher dargestellten Gasturbine abgasseitig nachgeschaltet. Der Dampferzeuger 1 weist eine Umfassungswand 2 auf, die einen in einer annähernd horizontalen, durch die Pfeile 4 angedeuteten Heizgas- richtung durchströmbaren Heizgaskanal 3 für das Abgas aus der
Gasturbine bildet. Im Heizgaskanal 3 ist eine Anzahl von nach dem Durchlaufprinzip ausgelegten Heizflächen, auch als Durchlaufheizflächen 8, 10 bezeichnet, angeordnet. Im Ausführungsbeispiel gemäß Figuren 1, 2 und 3 sind jeweils zwei Durch- laufheizflachen 8, 10 gezeigt, es kann aber auch lediglich eine Durchlaufheizfläche oder eine größere Anzahl von Durchlaufheizflächen vorgesehen sein.
Die Durchlaufheizflachen 8, 10 gemäß den Figuren 1, 2 und 3 umfassen jeweils in der Art eines Rohrbündels eine Anzahl von in Heizgasrichtung hintereinander angeordneten Rohrlagen 11 bzw. 12. Jede Rohrlage 11, 12 wiederum umfaßt jeweils eine Anzahl von in Heizgasrichtung nebeneinander angeordneten Dampferzeugerrohren 13 bzw. 14, von denen für jede Rohrlage 11, 12 nur jeweils eines sichtbar ist. Die annähernd vertikal angeordneten, zur Durchströmung eines Strömungsmediums W parallel geschalteten Dampferzeugerrohre 13 der ersten Durchlaufheizfläche 8 sind dabei ausgangsseitig an einen ihnen gemeinsamen Austrittssammler 15 angeschlossen. Die ebenfalls annähernd vertikal angeordneten, zur Durchströmung eines
Strömungsmediums W parallel geschalteten Dampferzeugerrohre 14 der zweiten Durchlaufheizfl che 10 hingegen sind ausgangsseitig an einen ihnen gemeinsamen Austrittssammler 16 angeschlossen. Die Dampferzeugerrohre 14 der zweiten Durchlauf- heizfläche 10 sind den Dampferzeugerrohren 13 der ersten
Durchlaufheizfläche 8 strömungstechnisch über ein Fallrohrsystem 17 nachgeschaltet.
Das aus den Durchlaufheizflächen 8, 10 gebildete Verdampfer- System ist mit dem Strömungsmedium W beaufschlagbar, das bei einmaligem Durchlauf durch das Verdampfersystem verdampft und nach dem Austritt aus der zweiten Durchlaufheizfläche 10 als Dampf D abgeführt wird. Das aus den Durchlaufheizflachen 8, 10 gebildete Verdampfersystem ist in den nicht näher darge- stellten Wasser-Dampf-Kreislauf einer Dampfturbine geschaltet. Zusätzlich zu dem die Durchlaufheizflächen 8, 10 umfassenden Verdampfersystem sind in den Wasser-Dampf-Kreislauf der Dampfturbine eine Anzahl weitere, in den Figuren 1, 2 und 3 schematisch angedeutete Heizflächen 20 geschaltet. Bei den Heizflächen 20 kann es sich beispielsweise um Überhitzer, um Mitteldruckverdampfer, um Niederdruckverdampfer und/oder um Vorwärmer handeln.
Die Durchlaufheizflachen 8, 10 sind derart ausgelegt, daß lo- kale Unterschiede in der Beheizung der Dampferzeugerrohre 13 bzw. 14 lediglich zu geringen Temperaturunterschieden oder Unterschieden im Dampfgehalt beim aus den jeweiligen Dampferzeugerrohren 13 bzw. 14 austretendem Strömungsmedium W führen. Dabei weist jedes Dampferzeugerrohr 13, 14 infolge der Auslegung der jeweiligen Durchlaufheizfläche 8,10 einen höheren Durchsatz des Strömungsmediums W auf als jedes ihm in Heizgasrichtung gesehen nachgeordnete Dampferzeugerrohr 13 bzw. 14 derselben Durchlaufheizfl che 8 bzw. 10.
Beim Ausführungsbeispiel gemäß Figur 1 sind die Dampferzeugerrohre 13 der ersten Durchlaufheizflache 8, die eingangs- seitig an einen Eintrittssammler 21 angeschlossen sind, derart ausgelegt, daß beim Vollast-Betrieb des Dampferzeugers 1 das Verhältnis von Reibungsdruckverlust zu geodätischem Druckabfall innerhalb des jeweiligen Dampferzeugerrohrs 13 im
Mittel weniger als 0,2 beträgt. Die Dampferzeugerrohre 14 der zweiten Durchlaufheizfläche 10, die eingangsseitig an einen Eintrittssammler 22 angeschlossen sind, sind hingegen derart ausgelegt, daß beim Vollast-Betrieb des Dampferzeugers 1 das Verhältnis von Reibungsdruckverlust zu geodätischem Druckabfall innerhalb des jeweiligen Dampferzeugerrohrs 14 im Mittel weniger als 0,4 beträgt. Zusätzlich kann jedes Dampferzeugerrohr 13, 14 der Durchlaufheizfläche 8 bzw. 10 einen größeren Innendurchmesser aufweisen als jedes ihm in Heizgasrichtung gesehen nachgeordnete Dampferzeugerrohr 13 bzw. 14 derselben
Durchlaufheizfläche 8 bzw. 10.
Im Ausführungsbeispiel gemäß Figur 2 ist zur Einstellung eines an die jeweilige Beheizung angepaßten Durchsatzes jedem Dampferzeugerrohr 13, 14 der Durchlaufheizflächen 8 bzw. 10 in Strömungsrichtung des Strömungsmediums W jeweils ein Ventil als Drosseleinrichtung 23 vorgeschaltet. Die Anpassung des Durchsatzes der Dampferzeugerrohre 13, 14 der Durchlauf- heizflachen 8, 10 an ihre unterschiedliche Beheizung ist auf diese Weise unterstützt.
Im Ausführungsbeispiel gemäß Figur 3 ist jeder Durchlaufheiz- fläche 8, 10 jeweils eine Mehrzahl von Eintrittssammlern 26 bzw. 28 und eine Mehrzahl von Austrittssammlern 30 bzw. 32 zugeordnet, wodurch eine Gruppenbildung auf besonders einfache Weise möglich ist. Dabei ist jeder Eintrittssammler 26, 28 in Strömungsrichtung des Strömungsmediums W einer Anzahl von Dampferzeugerrohren 13 bzw. 14 der jeweiligen Durchlauf- heizflache 8 bzw. 10 gemeinsam vorgeschaltet. Jeder Aus- trittssammler 30, 32 hingegen ist in Strömungsrichtung des Strömungsmediums W einer Anzahl von Dampferzeugerrohren 13 bzw. 14 der jeweiligen Durchlaufheizflache 8 bzw. 10 gemeinsam nachgeschaltet. Im Ausführungsbeispiel gemäß Figur 3 sind die Dampferzeugerrohre 13, 14 der Durchlaufheizflächen 8 bzw. 10 wiederum derartig ausgelegt, daß beim Betrieb des Dampferzeugers 1 das Verhältnis von Reibungsdruckverlust zu geodätischem Druckabfall im jeweiligen Dampferzeugerrohr 13, 14 im Mittel geringer ist als 0,2 bzw. 0,4. Den somit gebildeten Rohrgruppen ist jeweils eine Drosseleinrichtung 34 vorge- schaltet.
Der Durchlaufdampferzeuger 1 ist hinsichtlich der Auslegung seiner Durchlaufheizflachen 8, 10 an die räumlich inhomogene Beheizung der Dampferzeugerrohre 13, 14 infolge der liegenden Bauweise angepaßt. Der Dampferzeuger 1 ist somit in besonders einfacher Weise auch für eine liegende Bauweise geeignet.

Claims

Patentansprüche
1. Dampferzeuger (1), bei dem in einem in einer annähernd horizontalen Heizgasrichtung durchströmbaren Heizgaskanal (3) mindestens eine Durchlaufheizfl che (8, 10) angeordnet ist, die aus einer Anzahl von annähernd vertikal angeordneten, zur Durchströmung eines Strömungsmediums parallel geschalteten Dampferzeugerrohren (13, 14) gebildet ist, und die derart ausgelegt ist, daß ein im Vergleich zu einem weiteren Dampf- erzeugerrohr (13 , 14) derselben Durchlaufheizflache (8, 10) mehrbeheiztes Dampferzeugerrohr (13, 14) einen im Vergleich zum weiteren Dampferzeugerrohr (13, 14) höheren Durchsatz des Strömungsmediums aufweist.
2. Dampferzeuger (1) nach Anspruch 1, bei dem die Dampferzeugerrohre (13, 14) mindestens einer Durchlaufheizfläche (8, 10) im Mittel jeweils für ein Verhältnis von Reibungsdruckverlust zu geodätischem Druckabfall bei Vollast von weniger als 0,4, vorzugsweise von weniger als 0,2, ausgelegt sind.
3. Dampferzeuger (1) nach Anspruch 1 oder 2, bei dem jedes Dampferzeugerrohr (13, 14) einer Durchlaufheizflache (8, 10) für einen höheren Durchsatz des Strömungsmediums ausgelegt ist als jedes ihm in Heizgasrichtung gesehen nachgeordnete Dampferzeugerrohr (13, 14) derselben Durchlaufheizflache (8, 10) .
4. Dampferzeuger (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, bei dem ein Damp erzeugerrohr (13, 14) der oder jeder Durchlauf- heizfläche (8, 10) einen größeren Innendurchmesser aufweist als ein ihm in Heizgasrichtung gesehen nachgeordnetes Dampferzeugerrohr (13, 14) derselben Durchlaufheizfläche (8, 10).
5. Dampferzeuger (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, bei dem einer Anzahl von Dampferzeugerrohren (13, 14) der oder jeder Durchlaufheizflache (8, 10) in Strömungsrichtung des Strömungsmediums jeweils eine Drosseleinrichtung (23) vorgeschaltet ist.
6. Dampferzeuger (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, bei dem der oder jeder Durchlauf eizflache (8, 10) jeweils eine Mehrzahl von Eintrittssammlern (26, 28) und/oder Austrittssammlern (30, 32) zugeordnet ist, wobei jeder Eintrittssammler (26, 28) in Strömungsrichtung des Strömungsmediums einer Anzahl von Dampferzeugerrohren (13, 14) der jeweiligen Durchlaufheizfläche (8, 10) gemeinsam vorgeschaltet ist.
7. Dampferzeuger (1) nach Anspruch 6, bei dem mindestens einem Eintrittssammler (26, 28) eine Drosseleinrichtung (34) vorgeschaltet ist.
8. Dampferzeuger (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dem heizgasseitig eine Gasturbine vorgeschaltet ist.
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