Überwachung der Kondensatorleistung (Teil 1)

In der ersten Hälfte dieser zweiteiligen Serie werden die Grundgedanken hinter der Bedeutung der Kondensatorwärmeübertragung untersucht.

Von Brad Buecker – Buecker & Associates, LLC

In einem kürzlich erschienenen Artikel über Energietechnik wurde eine Technologie besprochen, die von der University of Illinois in ihrem Kraftwerk Abbot entwickelt wird, um die Leistung von Dampfoberflächenkondensatoren um bis zu 2 % zu steigern.1

Das klingt vielleicht nicht nach viel, aber eine solche Verbesserung kann sehr wertvoll sein. In diesem ersten Teil einer zweiteiligen Serie untersuchen wir die Grundideen hinter der Bedeutung der Kondensatorwärmeübertragung und im zweiten Teil besprechen wir einfache Methoden zur Überwachung der Kondensatorleistung. Verschmutzungen oder Ablagerungen auf der Wasserseite oder auf der Dampfseite Überschüssiges Luftleck kann die Effizienz des Kondensators und die Kühlkapazität erheblich beeinträchtigen.

Das Wort „Thermodynamik“ beschwört bei vielen Menschen (darunter auch bei diesem Autor) Visionen komplexer Mathematik herauf. Dennoch können relativ einfache Formeln aus der Thermodynamik viel über die Grundlagen von Dampfgeneratoren, einschließlich der Wärmeübertragung im Kondensator, erklären.

Die Thermodynamik basiert hauptsächlich auf zwei Gesetzen. Sie werden manchmal scherzhaft als (erster Hauptsatz) bezeichnet: „Man kann nichts für nichts bekommen“ und (zweiter Hauptsatz): „Man kann nicht die Gewinnschwelle erreichen.“ Der erste Hauptsatz basiert auf der Energieerhaltung. Es besagt, dass die in einem System verbrauchte Energie weder erzeugt noch zerstört, sondern nur übertragen wird. Die klassische Energiegleichung für ein Grundsystem (in Lehrbüchern als Kontrollvolumen definiert)2,3 lautet:

Q – Ws = ṁ2[V22/2 + gz2 + u2 + P2υ2] – ṁ1[V12/2 + gz1 + u1 + P1υ 1] + dEc.v./dt Gl. 1

Wo,

Q = Wärmeeintrag pro ZeiteinheitWs = Wellenarbeit, wie sie beispielsweise von einer Turbine pro Zeiteinheit geleistet wirdṁ2 = Fluss aus dem System pro Zeiteinheitṁ1 = Fluss in das System pro Zeiteinheit (V22 – V12)/2 = Änderung der Kinetik Energiegz2 – gz1 = Änderung der potentiellen Energieu2 = Innere Energie des austretenden Fluidsu1 = Innere Energie des eintretenden FluidsP2υ2 = Fließarbeit des Fluids beim Austritt aus dem System (P = Druck, υ = spezifisches Volumen)P1υ 1 = Fließarbeit des Fluids as es geht in das System eindEc.v./dt = Änderung der Energie innerhalb des Systems pro Zeiteinheit

Obwohl diese Gleichung kompliziert aussehen mag, kann sie durch einige Definitionen und Vereinfachungen besser verstanden werden. Erstens sind in vielen Systemen und insbesondere in Dampferzeugern die potenziellen und kinetischen Energien im Vergleich zu anderen Energieänderungen sehr gering und können vernachlässigt werden. Zweitens akkumuliert das System bei einem Prozess mit stetiger Strömung, wie z. B. einem Dampferzeuger, keine Energie, sodass dEc.v./dt gleich Null ist. Wenn diese Terme entfernt werden, bleiben die innere Energie des Fluids (u) plus seine Fließarbeitsfähigkeiten (Pυ) übrig. Wissenschaftler haben diese beiden Begriffe zu der sehr nützlichen Eigenschaft kombiniert, die als Enthalpie (h) bekannt ist. Die Enthalpie ist ein Maß für die verfügbare Energie der Flüssigkeit und Enthalpien wurden für einen weiten Bereich von Dampf- und gesättigten Flüssigkeitsbedingungen berechnet. Diese Werte sind in Standarddampftabellen zu finden, in denen gesättigtes Wasser bei 0 °C als Enthalpienull bezeichnet wird

Unter Verwendung dieser Vereinfachungen und Definitionen reduziert sich die Energiegleichung für den Betrieb mit stationärem Durchfluss auf:

Q – Ws = ṁ(h2 – h1) Gl. 2

Aber diese Gleichung stellt das ideale Szenario ohne Energieverluste dar, und hier kommt der zweite Hauptsatz ins Spiel. Der zweite Hauptsatz beschreibt unter anderem die Prozessrichtung. Eine warme Tasse Kaffee auf dem Küchentisch wird nicht heißer, während der Raum kälter wird. Der Mensch wird alt. Es sind buchstäblich unendlich viele Beispiele möglich, aber diese Beispiele vermitteln die Essenz des zweiten Hauptsatzes.

Das zweite Gesetz basiert auf dem Konzept des Carnot-Zyklus, der besagt, dass der effizienteste Motor, der gebaut werden kann, mit einer Wärmezufuhr (QH) bei hoher Temperatur (TH) und einer Wärmeabgabe (QL) bei niedriger Temperatur (TL) arbeitet ), in welchem

QH/TH – QL/TL = 0 Gl. 3

Diese Gleichung stellt einen theoretisch idealen Motor dar. Bei jedem dem Menschen bekannten Prozess kommt es zu gewissen Energieverlusten. Diese können auf Reibung, aus dem System entweichende Wärme, Strömungsstörungen oder eine Vielzahl anderer Faktoren zurückzuführen sein. Wissenschaftler haben eine Eigenschaft namens Entropie (s) definiert, die im einfachsten Sinne auf dem Verhältnis der Wärmeübertragung in einem Prozess zur Temperatur (Q/T) basiert. Bei jedem Prozess nimmt die gesamte Entropieänderung eines Systems und seiner Umgebung zu.

In der realen Welt ergibt sich also Gleichung 3

QH/TH – QL/TL < 0 Gl. 4

Obwohl Entropie wie ein etwas abstrakter Begriff erscheint, ist er für die Bestimmung der Prozesseffizienz von großem Nutzen. Entropiewerte sind ebenso wie die Enthalpie in den Dampftabellen enthalten.

Zwei wichtige Punkte sollten zum Carnot-Zyklus und, logischerweise, zu allen Prozessen in der realen Welt beachtet werden. Erstens kann kein Prozess dazu gebracht werden, Arbeit zu produzieren, ohne dem Prozess (QL) in Gleichung 3 etwas Wärme zu entziehen.

Zweitens ist der Nettowirkungsgrad (η) eines Carnot-Motors definiert als:

η = 1 – TL/TH Gl. 5

Im Allgemeinen steigt also die Effizienz, wenn die Einlasstemperatur steigt und/oder die Abgastemperatur sinkt. Berechnungen können bei komplexen Systemen ziemlich kompliziert werden, der Schwerpunkt dieser Serie liegt jedoch auf dem Dampfoberflächenkondensator.

Betrachten Sie der Einfachheit halber das unten gezeigte Grundsystem mit einer Turbine, die keine Reibungs-, Wärme- oder anderen Verluste aufweist, was bedeutet, dass sich keine Entropie ändert (isentrop).

Gemäß den in den Gleichungen 3 und 4 dargelegten Konzepten stellt QB, die Wärmezufuhr zum Kessel und Überhitzer, QH dar; und QC, die vom Kondensator entzogene Abwärme, stellt QL dar.

Im Laufe der Jahre wurde ich mehrfach gefragt, warum Turbinenabdampf kondensiert werden muss. Warum nicht direkt zurück zum Kessel transportieren? Einer der Hauptgründe dafür ist, dass viel Energie erforderlich wäre, um den Abdampf zu komprimieren und ihn wieder auf Kesseldruck zu bringen. Durch die Umwandlung des Dampfes in Wasser, das unter normalen Bedingungen im Wesentlichen eine inkompressible Flüssigkeit ist, kann die Flüssigkeit mit einer Speisewasserpumpe mit einem viel geringeren Energiebedarf als ein Dampfkompressor zum Kessel zurückgeführt werden.

Die Vorteile der Dampfkondensation lassen sich auch anhand grundlegender Thermodynamik veranschaulichen. Kehren wir zum in Abbildung 1 gezeigten isentropen System zurück. (Tatsächlich haben Turbinen typischerweise einen Wirkungsgrad von 80 bis 90 Prozent, dieser Faktor muss hier jedoch nicht einbezogen werden, um die Bedeutung der Kondensatorleistung zu verdeutlichen.) Bedingungen für diesen ersten Fall sind:

• Hauptdampfdruck (Turbineneinlass) – 2000 psia

• Hauptdampftemperatur – 1000oF

• Dampfdruck am Turbinenauslass – atmosphärisch (14,7 psia)

Die Dampftabellen geben eine Enthalpie (h1) des Turbineneinlassdampfes mit 1474,1 Btu pro Pfund Flüssigkeit (Btu/lbm) an. Thermodynamische Berechnungen unter isentropen Bedingungen zeigen, dass die aus der Turbine austretende Enthalpie (h2) 1018,5 Btu/lbm beträgt (Dampfqualität beträgt 86,4 %). Der erste Hauptsatz, die stationäre Energiegleichung für die Arbeit einer Turbine, lautet wT = ṁ(h1 – h2). Dementsprechend beträgt die verfügbare Einheitsarbeit dieser idealen Turbine (1474,1 Btu/lbm – 1018,5 Btu/lbm) = 455,6 Btu/lbm. Um dies in die Praxis umzusetzen, nehmen wir an, dass der Dampfdurchsatz (ṁ) 1.000.000 lb/h beträgt. Die Gesamtarbeit beträgt dann 455.600.000 Btu/h = 133,4 Megawatt (MW).

Betrachten Sie nun Fall 2, bei dem das System über einen Kondensator verfügt, der den Turbinenabgasdruck auf 1 Psia (ungefähr 2 Zoll Quecksilbersäule) reduziert. Unter der Annahme einer idealen Turbine beträgt die Enthalpie des Turbinenabgases 871,1 Btu/lbm (Dampfqualität 77,4 %). Die Turbinenleistung beträgt 1474,1 – 871,1 = 603,0 Btu/lbm. Bei einem Dampfdurchfluss von 1.000.000 lb/h beträgt die Gesamtarbeit 603.000.000 Btu/h = 176,6 MW. Dies entspricht einer Steigerung von 32 % gegenüber dem vorherigen Beispiel. Offensichtlich hat die Kondensation des Dampfes einen enormen Einfluss auf die Effizienz. Erinnern Sie sich an Gleichung 5? Dies ist eine praktische Veranschaulichung, wie der Kondensator den TL senkt.

Man kann dieses Beispiel auch aus physikalischer Sicht betrachten. Die Kondensatmenge ist um ein Vielfaches geringer als die des Turbinenabdampfs. Somit erzeugt der Kondensationsprozess ein starkes Vakuum, das als treibende Kraft dafür dient, Dampf durch die Turbine zu ziehen. (Das Vakuum saugt auch Luft von externen Quellen an, wo übermäßige Luftlecks die Wärmeübertragung ernsthaft beeinträchtigen können. Wir werden dieses Problem in Teil 2 dieser Serie behandeln.)

Lassen Sie uns dieses Konzept in Fall 3 noch einen Schritt weiterführen. Überlegen Sie, ob wasserseitige Verschmutzungen oder Ablagerungen (oder übermäßige Luftleckage) dazu führen, dass der Kondensatordruck des vorherigen Beispiels von 1 psia auf 2 psia ansteigt. Entsprechend den oben dargestellten Berechnungen sinkt die Arbeitsleistung der Turbine von 176,6 MW auf 166,5 MW. Dies ist einer der Hauptgründe, warum eine ordnungsgemäße chemische Aufbereitung des Kühlwassers und eine Überwachung der Kondensatorleistung so wichtig sind. Ein weiterer Grund ist der Schutz der Kondensatorrohre vor Problemen wie Unterablagerungen und mikrobiologisch beeinflusster Korrosion.5 Eine verminderte Kondensatoreffizienz und ein Verlust der Erzeugungskapazität können einer Anlage viel Geld kosten. Probleme während Spitzenbetriebsbedingungen können enorm kostspielig sein, insbesondere wenn die Leistung des Geräts herabgesetzt werden muss, um zu verhindern, dass die Turbine aufgrund des hohen Kondensatorgegendrucks abschaltet.

Anmerkungen: Der Begriff Dampfqualität wird oft mit Dampfreinheit verwechselt. Unter Dampfqualität versteht man den Dampfanteil in einem Wasser-Dampf-Gemisch. Beispielsweise besteht eine Mischung mit einer Dampfqualität von 0,9 zu 90 % aus Dampf und zu 10 % aus Wassertröpfchen. Dampfreinheit bezieht sich, wie der Name schon sagt, auf die Verunreinigungen in einer Dampfversorgung. Ein allgemeiner Richtwert für die Dampfreinheit in Hochdruck-Versorgungsanlagen liegt beispielsweise bei <2 Teilen pro Milliarde (ppb) Natrium, Chlorid und Sulfat und <10 ppb Siliciumdioxid.

In den oben gezeigten Beispielen liegt die Dampfqualität jeweils unter 90 %. Ein derart hoher Feuchtigkeitsgehalt würde zur Erosion der Schaufeln von Niederdruckturbinen führen. Eine gängige Empfehlung ist eine Feuchtigkeit von <10 % am Turbinenauslass. Aus diesem Grund sind nahezu alle Großkessel mit Dampfnacherhitzern ausgestattet. Durch die Wiedererwärmung wird die Effizienz verbessert, aber noch wichtiger ist, dass dem Dampf genügend Wärme zugeführt wird, um die Feuchtigkeit in den letzten Reihen der Niederdruckturbine unter dem 10-Prozent-Wert zu halten.

Die im Kondensator verlorene Wärme ist in erster Linie die latente Verdampfungswärme und stellt den Teil der Energiezufuhr zum Kessel dar, der Speisewasser in Dampf umwandelt. Im nächsten Abschnitt wird dieser Frage näher nachgegangen.

Zurück zu Abbildung 1: Für einfache Dampferzeugungssysteme kann der allgemeine Wirkungsgrad durch die folgende Gleichung dargestellt werden:

η = (wT – wP)/qB Gl. 6

Wo,

wT = von der Turbine erzeugte ArbeitwP = von der Speisewasserpumpe benötigte ArbeitqB = Wärmezufuhr zum Kessel

Die von der Speisewasserpumpe benötigte Energie ist viel geringer als die von der Turbine erzeugte Arbeit, daher können wir wP in Gleichung 6 vernachlässigen. Die Kesselwärmezufuhr (qB) entspricht der Differenz der Enthalpie des in den Kessel eintretenden Kondensats gegenüber der von Der Hauptdampf verlässt den Kessel.

Unter der Annahme isentroper Bedingungen errechnet sich qB für Fall 2 oben zu 1380,1 Btu/lbm. Aus der vereinfachten Effizienzgleichung (η = wT/qB) ergibt sich ein Nettowirkungsgrad von 43,7 %. Als sich im letzten Jahrhundert konventionelle Dampfkraftwerke weiterentwickelten, umfassten die Modifikationen den Einbau (oder die Erweiterung) von regenerativen Speisewassererhitzern, Economizern, Überhitzern und Zwischenüberhitzern, Zulufterhitzern und anderen Geräten. Aber parasitäre Stromanforderungen für Ventilatoren, Pumpen, Systeme zur Luftreinhaltung usw., kombiniert mit dem großen Wärmeverlust im Kondensator, begrenzten moderne Trommelkessel auf vielleicht mittlere 30 % Nettowirkungsgrad. Selbst ultraüberkritische Dampfanlagen können nur Nettowirkungsgrade von vielleicht 45 % oder etwas mehr erreichen. Dies ist einer der Gründe dafür, dass Kombikraftwerke immer beliebter wurden. Die Kombination aus einer Verbrennungsturbine (die im thermodynamischen Brayton-Zyklus arbeitet) und einem oder mehreren Abhitzedampferzeugern (HRSGs) in fortgeschrittenen Rankine-Zyklen kann jetzt mit einem Nettowirkungsgrad von oder etwas mehr als 60 % betrieben werden. Aber selbst dann geht in den HRSG-Kondensatoren noch viel Energie verloren.

Bei Kraft-Wärme-Kopplungs- und Kraft-Wärme-Kopplungs-Anwendungen (KWK), bei denen der Dampf einer Turbine entzogen wird, bevor er den Sättigungspunkt erreicht, und dann zur Prozesserwärmung genutzt wird, wird ein Großteil der latenten Wärme zurückgewonnen und nicht verschwendet. Solche Turbinen werden als „nicht kondensierende“ oder „Gegendruck“-Turbinen klassifiziert.

Nicht kondensierende Turbinen arbeiten mit einem Auslegungsgegendruck, der durch die Prozessanforderungen festgelegt wird. Sie sind in vielen Schwerindustrien üblich – Petrochemie, Zellstoff und Papier, Primärmetalle usw. – und werden häufig zum Antrieb von Zentrifugalgeräten wie Turbogebläsen und Kompressoren verwendet. Einige Kraft-Wärme-Kopplungsprozesse können einen Nettowirkungsgrad von 80 % erreichen oder vielleicht sogar übertreffen, was es schwierig macht, gegen die Wirtschaftlichkeit dieser Prozesse zu argumentieren.4

In diesem Teil wurden einige der wichtigsten Grundlagen zur Wärmeübertragung von Kondensatoren und die Bedeutung der Maximierung der Kondensatoreffizienz erläutert. Während die Kraft-Wärme-Kopplung in vielen Industrieanlagen immer beliebter wird, verfügen die meisten reinen Kraftwerke mit Dampfturbinen immer noch über Kondensationsturbinen. Im zweiten und letzten Teil dieser Serie werden wir praktische Methoden zur Überwachung der Kondensatorleistung untersuchen.

Verweise

Über den Autor: Brad Buecker ist Präsident von Buecker & Associates, LLC, Beratung und technisches Schreiben/Marketing. Zuletzt war er als leitender technischer Publizist bei ChemTreat, Inc. tätig. Er verfügt über mehr als vier Jahrzehnte Erfahrung in oder in der Unterstützung der Energie- und industriellen Wasseraufbereitungsindustrie, einen Großteil davon in den Bereichen Dampferzeugungschemie, Wasseraufbereitung, Luftqualitätskontrolle und Ergebnistechnik mit City Water, Light & Power (Springfield, Illinois) und der Station La Cygne, Kansas der Kansas City Power & Light Company (jetzt Evergy). Zu seinen Tätigkeiten gehörten außerdem 11 Jahre bei zwei Ingenieurbüros, Burns & McDonnell und Kiewit, und zwei Jahre war er außerdem als amtierender Wasser-/Abwasserleiter in einer Chemiefabrik tätig. Buecker hat einen Bachelor-Abschluss in Chemie von der Iowa State University mit zusätzlichen Kursen in Strömungsmechanik, Energie- und Materialbilanzen sowie fortgeschrittener anorganischer Chemie. Er ist Autor oder Co-Autor von über 250 Artikeln für verschiedene technische Fachzeitschriften und hat drei Bücher über Kraftwerkschemie und Luftreinhaltung geschrieben. Er kann unter [email protected] erreicht werden.