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Luftgekühlter Oberflächenkondensator Die Erfindung betrifft einen durch einen zwangläufig bewegten Luftstrom gekühlten Oberflächenkondensator, bei welchem mindestens zwei Reihen von parallel und im Abstand zueinander angeordneten Kondensatorrohren in Strömungsrichtung der Kühlluft hintereinander angeordnet und in Parallelschaltung an eine gemeinsame Dampfverteilerkammer und einen gemeinsamen Kondensatsammelraum angeschlossen sind. Das zu kondensierende dampf- förmige Medium, beispielsweise der Wasserdampf, wird hierbei der Dampfverteilerkammer über mindestens einen Stutzen von einer Dampfverteilerleitung zugeführt.
In der Regel sind an eine derartige Dampfverteilerleitung mehrere Kondensatorelemente mit getrennten Verteilerkammern und Kondensat- sammelräumen angeschlossen. In Strömungsrichtung der Kühlluft sind meist zwei bis vier oder auch mehr Reihen von untereinander gleich ausgebildeten Kondensatorrohren, welche in der Regel als Rippenrohre ausgebildet sind und einen elliptischen Querschnitt besitzen können, hintereinander angeordnet. Die Rohre sind aussenseitig von einem, z. B. durch Schraubenlüfter zwangläufig bewegten, aus der Atmosphäre angesaugten Kühlluftstrom beaufschlagt.
Bei den bisher bekannten Oberflächenkonden- satoren dieser Art sind die Kondensatorrohre in sämtlichen in Strömungsrichtung der Kühlluft hintereinander angeordneten Rohrreihen von etwa gleichen Dampfmengen durchströmt. Da die Rohre in den einzelnen Rohrreihen auch gleiche wärmetauschende Oberflächen besitzen, ergibt sich der Nachteil, dass infolge des in Strömungsrichtung der Kühlluft von Rohrreihe zu Rohrreihe abnehmenden Temperaturgefälles zwischen dem in die Verteilerkammer eintretenden Dampf und der Kühlluft die Kondensation in den einzelnen Rohrreihen stark unterschiedlich verläuft. Während z.
B. in der vom Luft- Strom zuerst bestrichenen Rohrreihe bereits in grö- sserem Abstand von dem in den Kondensatsammel- raum mündenden Rohrende der gesamte Wasserdampf kondensiert ist, ist in der vom Kühlluftstrom zusetzt bestrichenen Rohrreihe der Kondensationsprozess erst im Bereich des in die Kondensatsam- melkammer mündenden Rohrendes beendet. Infolgedessen wird in den vom Luftstrom zuerst bestrichenen Rohrreihen nur ein Teil der Rohrlänge für die Kondensation des Wasserdampfes ausgenutzt, während in dem restlichen Längenabschnitt dieser Rohre das Kondensat eine unnötige Unterkühlung erfährt.
Diese Kühlung des Kondensats unter den Kondensationspunkt hat sich vor allem bei niedrigen Aussentemperaturen, insbesondere bei strengem Frost, als ausserordentlich nachteilig erwiesen, da in dien von der kalten Luft zuerst bestrichenen Rohrreihen das Kondensat bis weit unter den Gefrierpunkt gekühlt wird, so dass diese Rohre durch Eispfropfen völlig verstopft werden.
Nachdem die Rohre der zuerst vom Kühlluftstrom beaufschlagten Rohrreihe durch Vereisung verstopft sind, gelangt die Kühlluft mit einer niedrigeren Temperatur in den Bereich der zweiten Rohrreihe, wodurch: auch bei diesen Rohren infolge des grösseren zur Verfügung stehenden Temperatur- gefälles sich die, Grenze zwischen KondensatIons- bereich und Unterkühlungsbereich zur Dampfein- trittseite hin verlagert und es hier ebenfalls zur Bildung von Eispfropfen kommt.
Der gleiche Vorgang wiederholt sich bei sehr nie & igen Aussentemperatu- ren, beispielsweise solchen von etwa -20 , gegebenen- falls auch noch bei den nächstfolgenden Rohrreihen, so dass entweder der Kondensator völlig vereist, zumindest aber seine Durchsatzleistung sich in starkem Masse verringert.
Zur Vermeidung der vorstehenden Nachteile wird erfindungsgemäss vorgeschlagen, dass in Strömungs-
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richtung der Kühlluft gesehen in wenigstens einer Rohrreihe die Wärmeaustauschflächen der Kondensatorrohre zunehmen und/oder die Strömungsquer- schnitte der Rohre oder von diesen zugeordneten Drosselvorrichtungen abnehmen, zum Zweck, dass trotz des von Rohrreihe zu Rohrreihe abnehmenden Temperaturgefälles zwischen Dampfeintrittstemperatur und mittlerer Kühllufttemperatur im Bereich der jeweiligen Rohrreihe das Kondensat in allen Rohrreihen mit mindestens annähernd gleicher Temperatur in den Kondensatsammelraum eintritt.
In der Zeichnung ist die Erfindung an Ausführungsbeispielen erläutert. Es zeigen: Fig. 1 ein bekanntes Kondensatorelement schematisch in der Vorderansicht, Fig. 2 einen Schnitt nach Linie II-II der Fig. 1, Fig. 3 einen Ausschnitt einer Darstellung ähnlich der nach Fig. 2 in grösserem Massstab eines ersten Ausführungsbeispiels der Erfindung mit in die Rohrmündungen eingesetzten Drosselblenden, Fig. 4 einen Ausschnitt einer Darstellung ähnlich der nach Fig. 2 in grösserem Massstab eines zweiten Ausführungsbeispiels mit einem in der Dampfverteilerkammer angeordneten, mit Ausnehmungen ver- sehenen plattenförmigen Zwischenboden, Fig. 5 einen Ausschnitt einer Darstellung ähnlich der nach Fig.
2 in grösserem Massstab eines dritten Ausführungsbeispiels mit Rohren mit unterschiedl- licher wärmetauschender Oberfläche, Fig. 6 einen Ausschnitt einer Darstellung ähnlich der nach Fig. 2 in grösserem Massstab eines vierten Ausführungsbeispiels mit Rohren mit unterschiedlichem Strömungsquerschnitt.
Das in den Fig. 1 und 2 dargestellte bekannte Kondensatorelement beseht aus einer grösseren Anzahl von parallel und im Abstand zueinander angea an ordneten Rippenrohren 1, welche mit ihrem oberen Ende an eine gemeinsame Dampfverteilerkammer 2 und mit ihrem unteren Ende an einen gemeinsamen Kondensatsammelraum 3 angeschlossen sind. Der zu kondensierende Wasserdampf wird dem Dampfsam- melraum 2 über einen in der Zeichnung nicht dargestellten Anschlussstutzen in Richtung a aus einer Dampfverteilerleitung mit einer Temperatur von etwa 40 C zugeführt. An die in der Zeichnung gleichfalls nicht dargestellte, etwa parallel zur Längsrichtung der Dampfverteilerkammer 2 verlaufende Dampfverteilerleitung sind in der Regel mehrere im Abstand zueinander angeordnete Kondensatorelemente angeschlossen.
Am Boden des Kondensatsammelrau- mes 3 ist ein Abflussstutzen 4 für das Kondensat vorgesehen. Ausserdem ist der Kondensatsammelraum 3 über einen Stutzen 5 an eine in der Zeichnung nicht dargestellte Luftabsaugevorrichtung angeschlossen, welche das zur Kondensation des Dampfes erforderliche Vakuum erzeugt. Bei Oberflächenkondensatoren, welche aus mehreren Kondensatorelementen bestehen, ist in der Regel für sämtliche Kondensatorelemente eine gemeinsame Luftabsaugvorrichtung vorgesehen. Die Kondensatorrohre 1 sind aussenseitig von einem mittels eines nicht dargestellten Schraubenlüfters aus der Atmosphäre angesaugten und in Richtung x zwang läufig bewegten Luftstrom gekühlt.
Bei dem in den Fig. 1 und 2 dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Kondensatorrohre 1 in Strömungsrichtung x der Kühlluft in vier etwa parallel und mit gleichmässigem Abstand zueinander an geordneten Rohrreihen 6, 7, 8, 9 angeordnet. Jede Rohrreihe besteht aus .einer grösseren Anzahl von gleichfalls parallel und mit gleichmässigem Seitenabstand zueinander angeordneten Kondensatorrohren 1.
Bei dem in Fig. 2 dargestellten Kondensator besitzen die Kondensatorrohre 1 sämtlicher Rohrreihen 6, 7, 8, 9 gleiche Länge, gleichen Strömungsquerschnitt und gleiche wärmetauschende Oberfläche. Werden die Rohre sämtlicher Rohrreihen von gleichen Dampfmengen durchströmt, so ergeben sich infolge des unterschiedlichen Temperaturgefälles zwischen dem Dampf im Bereich der Verteilerkammer 2 und der Kühlluft im Bereich der jeweiligen Rohrreihe 6, 7, 8, 9 in den einzelnen Rohrreihen unterschiedliche Kondensationsverhältnisse.
Da in der von der Kühlluft zuerst bestrichenen Rohrreihe 6 das grösste Temperaturgefälle zwischen dem Dampf und der Kühlluft besteht, ist in den Rohren dieser Rohrreihe bereits in grösserem Abstand von den in den Kondensatsammelraum 3 mündenden Rohrenden der Kondensabionsproz ess beendet.
Von den Konden- satorrohren der Rohrreihe 6 wird somit nur der obere, in der Fig. 2 nicht schraffiert dargestellte Längenabschnitt 6a für die Kondensation des Wasser- dampfes ausgenutzt, während in dem unteren, in Fig. 2 schraffierten Längenabschnitt 6b das Kondensat eine unnötige Unterkühlung erfährt.
Infolge des von Rohrreihe zu Rohrreihe abnehmenden Temperaturgefälles zwischen der Dampftemperatur im Bereich. der Verteilerkammer 2 und der Kühlluft im Bereich der jeweiligen Rohrreihe 7, 8, 9 verschiebt sich die Grenze zwischen Kondensationsbereich 7a, 8a und Unrerkühlungsbereich 7b, 8b mehr und mehr zu dem in den Kondensatsammelraum 3 mündenden Rohrende.
In der Regel wird die Stärke des Kühlluftstromes in Abhängigkeit von der jeweiligen Aussentemperatur so gewählt, d.ass in der als fetzte im Kühlluftstrom liegenden Rohrreihe 9 der Konden- sationsprozess etwa im Bereich der in d:e Kondensat- sammelkammer 3 mündenden Rohrenden beendet ist. Von der gesamten wärmetauschenden Oberfläche der Kondensatorrohre der Rohrreihen 6, 7 und 8 wird: somit nur der oberhalb der Unterkühlungs- bereiche 6b, 7b, 8b legende Abschnitt für die Kondensation des Wasserdampfes ausgenutzt.
Bei sehr niedrigen Aussentemperaturen, beispielsweise von -20 C, kommt es im Unterkühlungsbereiche 6b, 7b, 8b zur Bildung von Eispfropfen, welche die Rohre der Rohrreihen 6, 7 und 8 verstopfen, so dass schliesslich nur noch die als letzte im Kühlluftstrom liegende Rohrreihe 9 für die Kondensation des Wasserdampfes zur Verfügung steht.
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Zur Vermeidung dieser Nachteile sind bei dem in Fig. 3 dargestellten Ausführungsbeispiel in den in die Dampfverteilerkammer 2 mündenden Rohrenden der von dem in Richtung x fliessenden Kühlluftstrom als zweite, dritte und vierte bestrichenen Rohrreihen 7, 8, 9 Drosselvorrichtungen in Form von Blenden 10 lösbar befestigt.
Der Strömungsquerschnitt der Blenden 10 in den in Strömungsrichtung der Kühlluft hintereinander angeordneten Rohrreihen ist verhältnisgleich zum jeweils zur Verfügung stehenden Temperaturgefälle zwischen der Dampftemperatur im Bereich der Dampfverteilerkammer 2 und der mittleren Kühllufttemperatur im Bereich der jeweiligen Rohrreihe 6, 7, 8, 9 abgestuft. Hierdurch erreicht man, dass die Kondensatorrohre der Rohrreihen 6, 7, 8, 9 mit unterschiedlichen, dem jeweils zur Verfügung stehenden Temperaturgefälle zwischen Dampfeintrittstemperatur und mittlere Kühllufttemperatur im Bereich der Rohrreihe proportionalen Dampfmengen beaufschlagt werden, so dass in allen Rohrreihen das Kondensat mit etwa gleicher Temperatur in den Kondensatsammelraum 3 eintritt.
Dabei stimmt man die Stärke des Kühlluftstromes in Abhängigkeit von der jeweiligen Aussentemperatur so auf die gesamte zu kondensierende Dampfmenge ab, dass in allen Rohrreihen 6, 7, 8, 9 die Kondensation in geringem Abstand von den in den Kondensatsammelraum 3 mündenden Rohrenden beendet ist, so dass keine nennenswerte Unterkühlung des Kondensates mehr eintritt. Hierdurch ergibt sich nicht nur der Vorteil, dass bei kalter Witterung eine Bildung von Eispfropfen auf den Kondensatorrohren verhindert wird, sondern auch eine wesentlich bessere Ausnutzung der zur Verfügung stehenden Wärmeaustauschflächeerreicht wird, was nicht nur bei sehr niedrigen, sondern auch bei höheren Aussentemperaturen von Vorteil ist.
Schliesslich wird durch diese Anordnung vermieden, dass während aus den vom Luftstrom zuerst beaufschlagten Rohrreihen unterkühltes Kondensat in den Kon- densatsammelraum eintritt - in der als letzte im Luftstrom liegenden Rohrreihe der Kon densations- prozess gegebenenfalls im Bereich der in den Kon- densatsammelraum mündenden Rohrenden noch nicht völlig abgeschlossen ist und durch die Luft absaugevorrichtung aus diesen Rohren noch teilweise Dampf abgesaugt wird.
Anstelle von den in Fig. 3 dargestellten Blenden 10 kann die Dampfverteilung auch durch Düsen oder sonstige den Öffnungsquerschnitt der Rohre verringernde Vorrichtungen geregelt werden. Die Drosselvorrichtungen 10 sind in den Rohrenden zweckmässig lösbar befestigt; sie können beispielsweise bei elliptischen Rippenrohren mit kreisförmigen Endabschnit- ten auch in die Rohrenden lose eingesteckt werden.
Bei dem in Fig. 4 dargestellten Ausführungsbeispiel ist in der Verteilerkammer 2 ein etwa parallel zu der Ebene der Rohrmündungen liegender, sich über den gesamten Kammerquerschnitt erstreckender plattenförmiger Zwischenboden 11 angeordnet, in welchem den Rohrmündungen gegenüberliegende Ausnehmungen 12a, 12b, 12c, 12d vorgesehen sind, deren Querschnitt in Strömungsrichtung x der Kühlluft gesehen von Rohrreihe zu Rohrreihe etwa verhältnisgleich zu dem jeweils zur Verfügung stehenden Temperaturgefälle zwischen der Dampfeintrittstemperatur und der mittleren Kühllufttemperatur im Bereich der jeweiligen Rohrreihe 6, 7, 8, 9 abnimmt.
Durch diese Anordnung wird ebenfalls erreicht, dass die Kondensatorrohre in den Rohrreihen 6, 7, 8, 9 von unterschiedlichen Dampfmengen durchströmt werden, welche dem jeweils zur Verfügung stehenden Temperaturgefälle zwischen Dampfeintrittstemperatur und mittlerer Kühllufttemperatur im Bereich der jeweiligen Rohrreihe 6, 7, 8, 9 proportional sind.
Die Dampfverteilung auf die Kondensatorrohre der Rohrreihen 6, 7, 8, 9 ist bei den in Fig. 3 und 4 dargestellten Ausführungsbeispielen bei einer Aussentemperatur von -20 und einer Dampftemperatur von + 40 im Bereich der Dampfverteilerkammer 2 beispielsweise folgende: Die mittlere Kühllufttemperatur im Bereich der einzelnen in Strömungsrichtung x der Kühlluft gesehen hintereinander angeordneten Rohrreihen 6, 7, 8, 9 soll bei den gegebenen Verhältnissen sich auf -15 für die Rohrreihe 6, -6,5 für die Rohrreihe 7, -0,5 für die Rohrreihe 8 und +3,5 für die Rohrreihe 9 belaufen.
In den Rohrreihen stehen somit folgende mittlere Temperaturgefälle für die Kondensation des Dampfes zur Verfügung: Rohrreihe 6 = 55 Rohrreihe 7 = 46,5 Rohrreihe 8 = 40,5 Rohrreihe 9 = 36,5 . Die Strömungsquerschnitte der Bllenden 10 in Fig. 3 bzw. die Ausnehmungen 12a, 12b, 12c, 12d des Zwischenbodens 11 in Fig. 4 sind nun so abgestuft, dass sich die auf die Kondensatorrohre der Rohrreihen 6, 7, 8, 9 verteilenden Dampfmengen wie 55:46,5:40,5:36,5 verhalten.
Bei dem in Fig. 5 dargestellten Ausführungsbeispiel sind die in Strömungsrichtung x der Kühlluft hintereinander angeordneten Rohrreihen 6, 7, 8 von gleichen Dampfmengen durchströmt. Dagegen sind die in, der Fig. 5 schematisch angedeuteten wärme- tauschenden Oberflächen der Rippenrohre in den Rohrreihen 6, 7, 8 unterschiedlich bemessen.
Die Kondensatorrohre der vom Kühlluftstrom zuerst bestrichenen Rohrreihe 6 besitzen eine wesentlich kleinere wärmetauschende Oberfläche als die der Rohrreihe 7, deren wärmeroauschende Oberfläche ihrer- seits wieder wesentlich kleiner als die der Rohrreihe 8 bemessen ist.
Bei dem im Fig. 5 dargestellten Ausführungsbeispiel besitzen die Rohre in den Rohrreihen 6, 7, 8 einen unterschiedlichen Rippenabstand; es ist jedoch auch möglich, die Fläche der einzelnen Rippen unterschiedlich gross zu wählen. Die wärmetauschende Oberfläche der Rohre in den Rohrreihen 6, 7, 8 ist umgekehrt proportional zu
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dem zur Verfügung stehenden Temperaturgefälle zwischen Dampfeintrittstemperatur und mittlerer Kühllufttemperatur im Bereich der jeweiligen Rohrreihe 6,7,8.
Wenn sich beispielsweise die zur Verfügung stehenden Temperaturgefälle in den Rohrreihen 6, 7, 8 auf 40, 30 und 23 belaufen, so sollen sich die wärmetauschenden Oberflächen der Rohre im Bereich der Rohrreihen 6, 7, 8 wie 1/40:1/30:1/23 verhalten.
Bei dem in Fig. 6 dargestellten Ausführungsbeispiel besitzen die Kondensatorrohre der in Strömungsrichtung x der Kühluft hintereinander angeordneten Rohrreihen 6, 7, 8 einen unterschiedlichen Strömungsquerschnitt bei etwa gleicher wärmetauschender Oberfläche. Der Strömungsquerschnitt der Kondensatorrohre in den Rohrreihen 6, 7, 8 ist dabei dem im Bereich der jeweiligen Rohrreihe zur Verfügung stehenden Temperaturgefälle zwischen Dampfeintrittstemperatur und mittlerer Kühllufttemperatur verhältnisgleich gewählt, so dass sich eine dem jeweils zur Verfügung stehenden Temperaturgefälle proportionale Dampfmengenverteilung auf die Kondensatorrohre der Rohrreihen 6, 7, 8 einstellt.
Für den Fall, dass im Bereich der Rohrreihe 6 des Temperaturgefälle zwischen der Kühlluft und dem Dampf in der Dampfverteilerkammer sich auf 40 , im Bereich der Rohrreihe 7 auf 30 und im Bereich der Rohrreihe 8 auf 23 beläuft, sollen sich die Strömungsquerschnitte der Rohre in den Rohrreihen 7, 8 wie 40: 30: 23 verhalten.
Der Kondensator kann beispielsweise auch derart ausgebildet sein, dass unter Verwendung von Kondensatorrohren gleicher Länge und gleicher wärmetauschender Oberfläche mindestens die Rohre der vom Kühlluftstrom zuerst bestrichenen Rohrreihe bzw. die diesen Rohren zugeordneten Drosselvorrichtungen einen wesentlich, beispielsweise um 1/4 bis 2f3, grösseren Strömungsquerschnitt aufweisen als die Rohre der in Strömungsrichtung der Luft dahinter angeordneten Rohrreihen bzw. als die diesen Rohren zugeordneten Drosselvorrichtungen.
Ferner kann der Kondensator auch so ausgebildet sein, dass zumindest die Rohre in der vom Kühlluftstrom zuerst bestrichenen Rohrreihe eine im Verhältnis zur durchgesetzten Dampfmenge wesentlich, z. B. um 1/4 bis 2/3, kleinere wärmetauschende Oberfläche besitzen als die Rohre der in Strömungsrichtung dahinter angeordneten Rohrreihen.
Es kann auch eine Kombination von zwei oder mehr der vorstehend angegebenen Massnahmen zur Lösung der erwähnten Aufgabe angewendet werden.
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Air-cooled surface condenser The invention relates to a surface condenser cooled by a forced air flow, in which at least two rows of parallel and spaced apart condenser tubes are arranged one behind the other in the flow direction of the cooling air and connected in parallel to a common steam distribution chamber and a common condensate collecting space. The vaporous medium to be condensed, for example the water vapor, is fed to the vapor distribution chamber via at least one connection piece from a vapor distribution line.
As a rule, several condenser elements with separate distribution chambers and condensate collecting spaces are connected to such a steam distribution line. In the flow direction of the cooling air, two to four or even more rows of mutually identical condenser tubes, which are generally designed as finned tubes and can have an elliptical cross section, are arranged one behind the other. The tubes are on the outside of a, z. B. inevitably moved by screw fan, drawn in from the atmosphere cooling air flow applied.
In the previously known surface condensers of this type, approximately the same amounts of steam flow through the condenser tubes in all rows of tubes arranged one behind the other in the direction of flow of the cooling air. Since the tubes in the individual rows of tubes also have the same heat-exchanging surfaces, there is the disadvantage that, due to the decreasing temperature gradient between the steam entering the distribution chamber and the cooling air in the direction of flow of the cooling air from row to row of tubes, the condensation in the individual rows of tubes is very different . While z.
For example, in the row of tubes first swept by the air flow, the entire water vapor has already condensed at a greater distance from the end of the tube opening into the condensate collection chamber. In the row of tubes swept by the cooling air flow, the condensation process only takes place in the area of the condensate pool. the end of the tube opening into the melter chamber. As a result, only part of the pipe length is used for the condensation of the water vapor in the pipe rows first swept by the air flow, while the condensate is unnecessarily subcooled in the remaining length of these pipes.
This cooling of the condensate below the condensation point has proven to be extremely disadvantageous, especially at low outside temperatures, especially in severe frost, since the condensate is cooled to well below the freezing point in the rows of pipes that are first brushed by the cold air, so that these pipes pass through Ice plugs become completely clogged.
After the pipes of the first row of pipes acted upon by the flow of cooling air are clogged by icing, the cooling air reaches the area of the second row of pipes at a lower temperature, whereby: with these pipes, as a result of the greater available temperature gradient, the boundary between condensation area and subcooling area relocated to the steam inlet side and ice plugs also form here.
The same process is repeated at very low outside temperatures, for example those of around -20, if necessary also for the next rows of tubes, so that either the condenser completely freezes or at least its throughput is greatly reduced.
To avoid the above disadvantages, it is proposed according to the invention that in flow
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In the direction of the cooling air, the heat exchange surfaces of the condenser tubes increase in at least one row of tubes and / or the flow cross-sections of the tubes or of these associated throttle devices decrease, for the purpose of ensuring that despite the temperature gradient between the steam inlet temperature and the mean cooling air temperature in the range of the respective Row of pipes the condensate enters the condensate collecting space in all rows of pipes with at least approximately the same temperature.
The invention is explained using exemplary embodiments in the drawing. 1 shows a known capacitor element schematically in front view, FIG. 2 shows a section along line II-II in FIG. 1, FIG. 3 shows a detail of a representation similar to that of FIG. 2 on a larger scale of a first exemplary embodiment of the invention with throttle orifices inserted in the pipe mouths, FIG. 4 shows a detail of a representation similar to that of FIG. 2 on a larger scale of a second exemplary embodiment with a plate-shaped intermediate floor arranged in the steam distribution chamber and provided with recesses, FIG according to Fig.
2 on a larger scale of a third exemplary embodiment with tubes with different heat-exchanging surfaces; FIG. 6 shows a detail of a representation similar to that according to FIG. 2 on a larger scale of a fourth exemplary embodiment with tubes with different flow cross-sections.
The known capacitor element shown in Figs. 1 and 2 consists of a larger number of parallel and spaced apart angea finned tubes 1, which are connected with their upper end to a common steam distribution chamber 2 and with their lower end to a common condensate collecting chamber 3 . The steam to be condensed is fed to the steam collecting space 2 via a connection piece (not shown in the drawing) in direction a from a steam distribution line at a temperature of about 40.degree. As a rule, several condenser elements arranged at a distance from one another are connected to the steam distribution line, which is also not shown in the drawing and runs approximately parallel to the longitudinal direction of the steam distribution chamber 2.
A drain connection 4 for the condensate is provided at the bottom of the condensate collecting space 3. In addition, the condensate collecting space 3 is connected via a connector 5 to an air suction device, not shown in the drawing, which generates the vacuum required for condensation of the steam. In the case of surface capacitors, which consist of several capacitor elements, a common air suction device is generally provided for all capacitor elements. The condenser tubes 1 are cooled on the outside by an air flow which is drawn in from the atmosphere by means of a screw fan (not shown) and which is inevitably moved in direction x.
In the embodiment shown in FIGS. 1 and 2, the condenser tubes 1 are arranged in four rows of tubes 6, 7, 8, 9, approximately parallel to one another and at an even distance from one another in the flow direction x of the cooling air. Each row of tubes consists of a larger number of condenser tubes 1, which are also arranged in parallel and with a uniform spacing from one another.
In the case of the condenser shown in FIG. 2, the condenser tubes 1 of all the tube rows 6, 7, 8, 9 have the same length, the same flow cross section and the same heat-exchanging surface. If the same amounts of steam flow through the tubes of all rows of tubes, different condensation conditions result in the individual rows of tubes due to the different temperature gradient between the steam in the area of the distributor chamber 2 and the cooling air in the area of the respective row of tubes 6, 7, 8, 9.
Since there is the greatest temperature gradient between the steam and the cooling air in the row of tubes 6 which is first swept by the cooling air, the condensation process has ended in the tubes of this row of tubes at a greater distance from the tube ends opening into the condensate collection chamber 3.
Of the condenser tubes of the tube row 6, only the upper length section 6a, not hatched in FIG. 2, is used for the condensation of the water vapor, while in the lower length section 6b, hatched in FIG. 2, the condensate causes unnecessary undercooling learns.
As a result of the temperature gradient between the steam temperature in the area, which decreases from tube row to tube row. of the distribution chamber 2 and the cooling air in the area of the respective row of tubes 7, 8, 9, the boundary between the condensation area 7a, 8a and uncooling area 7b, 8b shifts more and more towards the pipe end opening into the condensate collection space 3.
As a rule, the strength of the cooling air flow is selected as a function of the respective outside temperature so that the condensation process in the last row of tubes 9 in the cooling air flow is ended approximately in the area of the tube ends opening into the condensate collection chamber 3. Of the entire heat-exchanging surface of the condenser tubes of the tube rows 6, 7 and 8, only the section above the subcooling areas 6b, 7b, 8b is used for the condensation of the water vapor.
At very low outside temperatures, for example -20 C, ice plugs form in the subcooling areas 6b, 7b, 8b, which clog the pipes of the pipe rows 6, 7 and 8, so that ultimately only the last pipe row 9 in the cooling air flow is available for the condensation of the water vapor.
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To avoid these disadvantages, in the embodiment shown in FIG. 3, the pipe ends opening into the steam distribution chamber 2 are releasably attached to the pipe rows 7, 8, 9 coated as second, third and fourth rows of pipes 7, 8, 9 in the form of diaphragms 10 from the cooling air flow flowing in direction x .
The flow cross-section of the diaphragms 10 in the rows of tubes arranged one behind the other in the direction of flow of the cooling air is graduated in proportion to the temperature gradient available between the steam temperature in the area of the steam distribution chamber 2 and the mean cooling air temperature in the area of the respective row of tubes 6, 7, 8, 9. This ensures that the condenser tubes of the tube rows 6, 7, 8, 9 are subjected to different steam quantities proportional to the temperature gradient available between the steam inlet temperature and the mean cooling air temperature in the area of the tube row, so that the condensate in all tube rows is approximately the same temperature enters the condensate collection chamber 3.
The strength of the cooling air flow is adjusted to the total amount of steam to be condensed depending on the respective outside temperature so that the condensation is terminated in all rows of tubes 6, 7, 8, 9 at a short distance from the tube ends opening into the condensate collecting space 3, so that no significant undercooling of the condensate occurs. This not only has the advantage that the formation of ice plugs on the condenser tubes is prevented in cold weather, but also that the available heat exchange surface is used significantly better, which is advantageous not only at very low but also at higher outside temperatures .
Ultimately, this arrangement prevents supercooled condensate from entering the condensate collection chamber from the rows of tubes that are first acted upon by the air flow - in the last row of tubes in the air flow, the condensation process may still occur in the area of the pipe ends opening into the condensate collection chamber is not completely closed and steam is still partially sucked out of these pipes by the air suction device.
Instead of the diaphragms 10 shown in FIG. 3, the steam distribution can also be regulated by nozzles or other devices which reduce the opening cross-section of the tubes. The throttle devices 10 are expediently detachably fastened in the pipe ends; in the case of elliptical finned tubes with circular end sections, for example, they can also be loosely inserted into the tube ends.
In the embodiment shown in FIG. 4, a plate-shaped intermediate floor 11, which is approximately parallel to the plane of the pipe mouths and extends over the entire cross-section of the chamber and in which recesses 12a, 12b, 12c, 12d opposite the pipe mouths are provided, is arranged in the distribution chamber 2, the cross-section of which in the flow direction x of the cooling air, seen from tube row to tube row, decreases approximately in proportion to the temperature gradient available between the steam inlet temperature and the average cooling air temperature in the region of the respective tube row 6, 7, 8, 9.
This arrangement also ensures that the condenser tubes in the tube rows 6, 7, 8, 9 are flowed through by different amounts of steam, which correspond to the temperature gradient available between the steam inlet temperature and the mean cooling air temperature in the area of the respective tube row 6, 7, 8, 9 are proportional.
The steam distribution on the condenser tubes of the tube rows 6, 7, 8, 9 is, for example, the following in the exemplary embodiments shown in FIGS. 3 and 4 at an outside temperature of -20 and a steam temperature of +40 in the area of the steam distribution chamber 2: The mean cooling air temperature in the area of the individual rows of tubes 6, 7, 8, 9 arranged one behind the other as seen in the flow direction x of the cooling air should, under the given conditions, be -15 for the row of tubes 6, -6.5 for the row of tubes 7, -0.5 for the row of tubes 8 and +3.5 for row 9.
The following mean temperature gradients are therefore available in the pipe rows for the condensation of the steam: pipe row 6 = 55 pipe row 7 = 46.5 pipe row 8 = 40.5 pipe row 9 = 36.5. The flow cross-sections of the diaphragms 10 in FIG. 3 or the recesses 12a, 12b, 12c, 12d of the intermediate floor 11 in FIG. 4 are now graduated so that the steam quantities distributed over the condenser tubes of the tube rows 6, 7, 8, 9 such as 55: 46.5: 40.5: 36.5 restrained.
In the exemplary embodiment shown in FIG. 5, the same quantities of steam flow through the rows of tubes 6, 7, 8 arranged one behind the other in the direction of flow x of the cooling air. In contrast, the heat-exchanging surfaces of the finned tubes in the tube rows 6, 7, 8 indicated schematically in FIG. 5 are dimensioned differently.
The condenser tubes of the tube row 6 first swept by the cooling air flow have a significantly smaller heat-exchanging surface than that of the tube row 7, the heat-exchanging surface of which is again significantly smaller than that of the tube row 8.
In the embodiment shown in FIG. 5, the tubes in the tube rows 6, 7, 8 have a different fin spacing; however, it is also possible to choose the area of the individual ribs to be of different sizes. The heat exchanging surface of the tubes in the tube rows 6, 7, 8 is inversely proportional to
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the available temperature gradient between the steam inlet temperature and the mean cooling air temperature in the area of the respective row of tubes 6,7,8.
For example, if the available temperature gradients in the tube rows 6, 7, 8 amount to 40, 30 and 23, the heat-exchanging surfaces of the tubes in the area of the tube rows 6, 7, 8 should be 1/40: 1/30: 1/23 cautious.
In the embodiment shown in FIG. 6, the condenser tubes of the tube rows 6, 7, 8 arranged one behind the other in the flow direction x of the cooling air have a different flow cross-section with approximately the same heat-exchanging surface. The flow cross-section of the condenser tubes in the tube rows 6, 7, 8 is selected to be proportionate to the temperature gradient available in the area of the respective tube row between the steam inlet temperature and the mean cooling air temperature, so that a steam quantity distribution proportional to the available temperature gradient is distributed over the condenser tubes of the tube rows 6 , 7, 8 sets.
In the event that in the area of the pipe row 6 the temperature gradient between the cooling air and the steam in the steam distribution chamber amounts to 40, in the area of the pipe row 7 to 30 and in the area of the pipe row 8 to 23, the flow cross-sections of the pipes in the Rows of tubes 7, 8 behave like 40:30:23.
The condenser can, for example, also be designed in such a way that, using condenser tubes of the same length and the same heat-exchanging surface, at least the tubes of the row of tubes swept by the cooling air flow first or the throttle devices associated with these tubes have a substantially larger flow cross-section, for example 1/4 to 2f3 as the tubes of the rows of tubes arranged behind them in the flow direction of the air or as the throttle devices associated with these tubes.
Furthermore, the condenser can also be designed in such a way that at least the tubes in the row of tubes first swept by the cooling air flow have a substantial in relation to the amount of steam passed through, e.g. B. by 1/4 to 2/3, have smaller heat-exchanging surface than the tubes of the rows of tubes arranged behind them in the direction of flow.
A combination of two or more of the measures specified above can also be used to achieve the object mentioned.