EP0581760A1 - Durchlaufdampferzeuger mit einem vertikalen gaszug aus im wesentlichen vertikal angeordneten rohren. - Google Patents

Durchlaufdampferzeuger mit einem vertikalen gaszug aus im wesentlichen vertikal angeordneten rohren.

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EP0581760A1
EP0581760A1 EP91907522A EP91907522A EP0581760A1 EP 0581760 A1 EP0581760 A1 EP 0581760A1 EP 91907522 A EP91907522 A EP 91907522A EP 91907522 A EP91907522 A EP 91907522A EP 0581760 A1 EP0581760 A1 EP 0581760A1
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steam generator
quotient
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continuous steam
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Wolfgang Koehler
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    • F22—STEAM GENERATION
    • F22B—METHODS OF STEAM GENERATION; STEAM BOILERS
    • F22B37/00—Component parts or details of steam boilers
    • F22B37/02—Component parts or details of steam boilers applicable to more than one kind or type of steam boiler
    • F22B37/10—Water tubes; Accessories therefor
    • F22B37/101—Tubes having fins or ribs
    • F22B37/103—Internally ribbed tubes

Definitions

  • the invention relates to continuous steam generator with a
  • Such continuous steam generators with vertical tubing of the combustion chamber walls are cheaper to produce than those with helical tubing and also have a lower water / steam side pressure loss.
  • the mass flow density of the coolant in the tube is a certain variable for the fluidic design of the parallel tube system, which is used as an evaporator heating surface works.
  • Typical mass flow rates for helical tubing of the combustion chamber with tubes smooth on the inside are between 2000 and 3000 kg / m 2 s, for vertical tubing with internally finned tubes between 1500 and 2000 kg / m 2 s.
  • the invention is based on the object, inexpensive to manufacture continuous steam generator to operate, reducing the temperature differences at the evaporator outlet to permissible values in an economical manner and also the application limit for continuous steam generator with vertical Extend the bore of the combustion chamber walls to a unit power significantly below 500 MW.
  • this object is achieved for continuous-flow steam generators of the type mentioned at the outset in that the inner tube diameter d is a function of a quotient K and that points, determined by pairs of values from the inner tube diameter d and the quotient K, lie in a coordinate system between a curve A and the ordinate.
  • the summed mass flow rate M of all tubes at 100% is used to form the quotient K
  • the pitch h in m of the fins forming a multi-start thread on the inside of the tubes is at most equal to 0.9 times the root of the tube inner diameter d in m and the fin height H is at least 0.04- times the inner pipe diameter d.
  • Advantageous refinements of the invention consist in the fact that points, determined by pairs of values from the inner pipe diameter c and quotient K, lie in the coordinate system between ⁇ er curve A and a straight line B, the Gera ⁇ e B by points corresponding to the pairs of values
  • Curves A and B ⁇ inc are determined in such a way that the continuous steam generator can still be operated with a minimum load of 50% of full load or less in safe continuous operation without the advantages according to the invention being lost.
  • Characteristic leads to a significant equalization of the steam and thus the tube wall temperatures at the outlet of the combustion chamber walls forming the evaporator heating surface.
  • a continuous steam generator with a vertical gas flue 1 is surrounded by combustion chamber walls 2.
  • the combustion chamber walls 2 consist of tubes 3 arranged vertically and next to one another, which are welded to one another in a gas-tight manner (FIG. 1).
  • the tubes, which are welded to one another in a gastight manner form, for example in a tube-web-tube construction or in a fin tube construction, a gas-tight combustion chamber wall 2.
  • the tubes 3 have ribs 4 on their inside, which form a type of multi-start thread with a pitch h and have a rib height H.
  • the inner tube diameter d of the tubes 3 is defined by the calculated diameter of the circle, which has the same area as the free cross section of the tubes 3 narrowed by the ribs 4.
  • the inner tube diameter d and the pitch h are mutually determined by the function h ⁇ 0, 9. ⁇ d to cause the coolant flow to swirl sufficiently.
  • the Brennschauer ⁇ de 2 of the vertical throttle cable 1 carry burners for fossil fuels, not shown, which burn within the gas cable 1 and thereby generate heat. The heat is absorbed by a coolant which flows through the tubes 3 forming the combustion chamber walls 2 and evaporates in the process. Normally, appropriately treated water is used as the coolant.
  • the ribs 4 protrude at least 0.04 times the inner tube diameter d into the tube 3 in order to guide the water portion of the flowing coolant on the inside of the tube, because the twist presses especially in that
  • the water still present as a liquid to the inside of a tube 3, so that the tube 3 passes the heat it absorbs well to the liquid and is thereby reliably cooled.
  • the inner tube diameter d is not selected independently of the quotient K according to the invention.
  • the quotient K is determined by dividing the summed mass throughput (kg / s) of all tubes 3 at 100% steam output by the circumference (m) of the throttle cable 1.
  • the circumference of the throttle cable 1 is measured along a line 5 shown in broken lines in FIG. 1, which connects the tube centers of the individual adjacent tubes 3 to one another.
  • the inner pipe diameter d can be represented as a function of the quotient K.
  • the pairs of values formed from the pipe inside diameter d and quotient K lie between curves A and B of the coordinate system according to FIG. 3.
  • an inner pipe diameter d assigned to a quotient K should be at most 10% smaller or 30% larger than the inner pipe diameter d assigned to this quotient K on curve A.
  • This flow rate is 100% steam output for the pipes up to a pipe inside diameter d of 25 mm between about 800 and 850 kg / m 2 s (curve A). With inner pipe diameter d greater than 25 mm, the mass flow density increases and lies between 850 and about 950 kg / m 2 s (curve A).
  • the total pressure drop in the pipes 3, i.e. the difference between the pressure in the inlet manifold below and the pressure in the outlet manifold above, is made up of the proportions of friction pressure drop, geodetic pressure drop and acceleration pressure drop.
  • the proportion of the acceleration pressure drop is 1 to 2% of the total pressure drop and can therefore be neglected here.
  • the drop in frictional pressure of an individual pipe 3 increases in the case of an additional heating compared to other pipes as a result of the increased volume increase of the water-steam mixture.
  • Coolant is largely compensated for by the same.

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Description

Durchlauf dampf erzeuger mit einem vertikalen Gaszug aus im wesentlichen vertikal angeordneten Rohren
Die Erfindung betrifft Durchlaufdampferzeuger mit einem
vertikalen Gaszug aus im wesentlichen vertikal angeordneten und miteinander gasαicht verschweißten Rohren, die gemeinsam Brennkammerwände bilden unα Brenner für fossile Brennstoffe tragen, die einen Rohrinnendurchmesser d aufweisen und auf ihrer Innenseite ein mehrgängiges Gewinde bildende Rippen mit einer Steigung h und einer Rippenhöhe H aufweisen und die für den Durchfluß eines Kühlmittels parallel geschaltet sind.
Derartige Durchlaufdampferzeuger mit vertikaler Berohrung der Brennkammerwände sind gegenüber solchen mit schraubenförmiger Berohrung kostengünstiger herzustellen und haben außerdem einen niedrigeren wasser-/dampfseitigen Druckverlust.
Allerdings können die nicht vermeidbaren Unterschiede in der Wärmezufuhr zu den einzelnen Rohren, z.B. infolge unterschiedlichen Verschlackungsgrades vor und nach dem Rußblasen, zu Temperaturdifferenzen zwischen einzelnen Rohren am Verdampferaustritt bis zu 160 ° C führen (Europäische Patentanmeldung 0 217 079 ) , die Schäden aufgrund von unzulässigen Wärmespannungen verursachen. Außerdem können derartige Dampferzeuger bisher aus Gründen der Rohrkühlung nur für große Einheiten- leistungen ausgeführt wercen. In einer Veröffentlichung "Zwang- durchlaufkessel für Gleitdruckbetrieb mit vertikaler Brenn-kammerberohrung" von H. juzie et al in der VGB KRAFTWERKSTECHNIK 64, Heft 4, ab Seite 292, wird für Dampferzeuger mit einer Brennkammer mit vertikaler Berohrung und Steinkohle- Tsngentialfeuerung eine untere Leistungsgrenze von 500 MW angegeben.
Aus dieser Veröffentlichung ergibt sich auch, daß die Massenstromdichte des Kühlmittels im Rohr neben dem Rohrinnendurch- messer eine bestimmeπαe Größe für die strömungstechnische Auslegung des Paralleirohrsystems ist, das als Verdampferheiz- fläche wirkt. Typische Massenstrcmαichten für schraubenförmige Berohrung der Brennkammer mit auf der Innenseite glatten Rohren liegen zwischen 2000 und 3000 kg/m2s, für vertikale Berohrung mit innenberippten Rohren zwischen 1500 und 2000 kg/m2s. Bei diesen Auslegungsparametern ist der Anteil des Reibungsdruckabfalls am gesamten Druckabfall der Durchlauf-Verdampfer sehr hoch. Derartige Verdampfer haben demzufolge eine typische
Charakteristik, gemäß der - ausgehend vom Auslegungszustand - der Massendurchsatz im Einzelrohr bei dessen stärkerer Beheizung zurückgeht und bei dessen schwächerer Beheizung ansteigt.
Diese Charakteristik ist eine Ursache für größere Temperaturdifferenzen zwischen einzelnen Rohren am Verdampferaustritt bei Gaszügen mit vertikal angeordneten Rohren. Zur Minderung dieser Temperaturdifferenzen ist es bekannt, Drosseln am Verdampfereintritt einzubauen und/oder im oberen Teil der Brennkammerwände außerhalb des Gaszuges Mischsammler anzuordnen, in welche die Rohre münden und in denen ein gewisser Enthalpieausgleich durch Mischung stattfindet. Bei Einheitsleistungen unter 500 MW ist bei bisher ausgeführten Durchlaufdampferzeugern für die Brennkammerwände eine schraubenförmige Berohrung vorgesehen worden, um die für die Kühlung der Glattrohre notwendige Massenstromdichte in den Rohren einhalten zu können und um einen gewissen Beheizungsausgleich bei der großen Rohrlänge zu erreichen. Diese Maßnahme führt jedoch zu höheren Herstellungskosten der Durchlaufdampferzeuger und erfordert verhältnismäßig große Speisepumpenleistungen aufgrund des auftretenden hohen Druckabfalls. Der Erfindung liegt die Aufgabe zuqrunde, Durchlaufdampferzeuger kostengünstig herzustellen unα zu betreiben, dabei die Temperaturdifferenzen am Verdampferaustritt auf wirtschaftliche Art und Weise auf zulässige Werte zu reduzieren und darüber hinaus die Anwendungsgrenze für Durchlaufdampferzeuger mit vertikaler Berohrung der Brenπkammerwände auf Einheiieπleistungen deutlicπ unterhalb von 500 MW auszudehnen.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe für Durchlaufdampferzeuger der eingangs genannten Art dadurch gelöst, daß der Rohrinnendurchmesser d eine Funktion eines Quotienten K ist und daß Punkte, bestimmt durch Wertepaare aus Rohrinnendurchmesser d und Quotient K, in einem Koordinatensystem zwischen einer Kurve A und der Ordinate liegen. Dabei wird zur Bildung des Quotienten K der summierte Massendurchsatz M aller Rohre bei 100%
Dampfleistung dividiert durch den Umfang des Gaszugs in einem horizontalen Schnitt, gemessen auf den Verbindungslinien der Rohrmitten benachbarter Rohre. Dabei liegen Punkte entsprechenα der Wertepaare d1 = 12.5 mm bei K1 3 kg/s m
d2 = 20,4 mm bei K2 7 kg/s m,
d3 = 30.6 mm bei K3 13 kg/s m und
d4 = 39,0 mm bei K4 19 kg/s m auf der Kurve A, die stetig steigend ist.
Nach zweckmäßigen Ausgestaltungen des erfindungsgemäßen Durchlaufdampferzeugers ist die Steigung h in m der ein mehrgängiges Gewinde bildenden Rippen auf der Innenseite der Rohre höchstens gleich dem 0,9-fachen der Wurzel aus dem Rohrinnendurchmesser d in m und die Rippenhöhe H beträgt mindestens das 0,04-fache des Rohrinnendurchmessers d. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung bestehen darin, daß Punkte, bestimmt durch Wertepaare aus Rohrinnendurchmesser c und Quotient K, in dem Koordinatensystem zwischen αer Kurve A und einer Geraden B liegen, wobei die Geraαe B durch Punkte entsprechend den Wertepaaren
d5 = 14,3 mm bei K5 = 1,8 kg/s m und d6 = 38,4 mm bei K6 = 7,6 kg/s m cefiniert ist, cαer caß cer jeweils einem Quotienten - zugeordnete Rohrinnendurcnmesser d um höchstens 30% von dem auf der Kurve A diesem Quotienten K zugehörigen Rohrinnendurchmesser d abweicht.
Die Kurven A und B εinc so bestimmt, daß αer Durchlaufdampferzeuger noch mit einer Minαestlast von 50% der Vollast oder darunter im sicheren Durchlaufbetrieb betrieben werden kann, ohne daß die erfindungsgemäßen Vorteile verloren gehen.
Die erfindungsgemäße Ausgestaltung des Durchlaufdampferzeugers ist sehr vorteilhaft, weil durch sie die Massenstromdichte in den durchströmten Rohren so weit abgesenkt und der Rohrinnendurchmesser d so bestimmt sind, daß der Anteil des geodätischen Druckabfalls am gesamten Druckabfall eine Veränderung der
Charakteristik von DurchlaufVerdampfern erzwingt, gemäß der - ausgehend vom Auslegungszustand - der Massendurchsatz im
Einzelrohr bei dessen stärkerer Beheizung erhöht wird und bei dessen schwächerer Beheizung zurückgeht. Diese neuartige
Charakteristik führt zu einer bedeutenden Vergleichmäßigung der Dampf- und damit der Rohrwandtemperaturen am Austritt der die Verdampferheizfläche bildenden Brennkammerwände.
Cie Absenkung der Massenstromdichte in den Veroampferrchrennat einen weiteren Verteil, weil sich Dei unveränoerterr. Gesamtmassendurchsatz euren das Parallelrohrsystem oes Verdampfers und bei Beibehaltung gleicher Rohrinnendurchmesser c die Anzanl cer durchflußmäßig parallel geschalteten Rohre der Erennkammerwände des Gaszugs gegenüber bisher üblichen Auslegungen vercreßert. Dadurch ist es möglich, cas Verhältnis von Erennkammerumfang zum Gesamtmassendurchsatz zu vergrößern unα die Anwendungsgrenze für Durcnlaufdampferzeucer mit vertikal berchrten Brennkammerwänden in einen Leistuncsbereich bis weit urterhalb von 500 MW auszudehnen. Um jedoch dabei eine sichere Kühlung der einzelnen Rohre zu gewährleisten, müssen diese innen berippt sein. Dabei muß die Rippengeometrie so beschaffen sein, daß nahezu im gesamten Verdampfungsgebiet, erzwungen durch den Drall ces Kühlmittelstroms, stets Wasser auf der Rohriππenwand vorhanden ist und somit die Gefahr von Filmverdampfung beseitigt ist.
Die erfindungsgemäße Gestaltung von Durchlaufdampferzeugern wird anhand einer Zeichnung näher erläutert. Im einzelnen zeigen:
FIG 1 einen Ausschnitt aus einem horizontalen Schnitt durch einen vertikalen Gaszug und
FIG 2 einen Längsschnitt durch ein einzelnes Rohr;
FIG 3 ein Koordinatensystem mit Kurven A und B.
Ein Durchlaufdampferzeuger mit einem vertikalen Gaszug 1 ist von Brennkammerwänden 2 umfaßt. Die Brennkammerwände 2 bestehen aus vertikal und nebeneinander angeordneten Rohren 3, die mit- einander gasdicht verschweißt sind (Figur 1). Die miteinander gasdicht verschweißten Rohre bilden beispielsweise in einer Rohr-Steg-Rohr-Konstruktion oder in einer Flossenrohr-Konstruktion eine gasdichte Brennkammerwand 2. Die Rohre 3 tragen nach Figur 2 auf ihrer Innenseite Rippen 4, die eine Art mehrgängiges Gewinde mit einer Steigung h bilden und eine Rippenhöhe H haben. Der Rohrinnendurchmesser d der Rohre 3 ist definiert durch den rechnerischen Durchmesser des Kreises, der den gleichen Flächeninhalt hat wie der durch die Rippen 4 eingeengte freie Querschnitt der Rohre 3. Der Rohrinnendurchmesser d und die Steigung h bestimmen sich gegenseitig durch die Funktion h ≤ 0 , 9 . √d , um die Strömung des Kühlmittels in einen ausreichend großen Drall zu versetzen. Die Brennkammerwäπde 2 des vertikalen Gaszuges 1 tragen nicht dargestellte Brenner für fossile Brennstoffe, die innerhalb des Gaszuges 1 verbrennen und dabei Wärme erzeugen. Die Wärme wird von einem Kühlmittel aufgenommen, welches die die Brennkammerwände 2 bildenden Rohre 3 durchströmt und dabei verdampft. Im Normalfall dient als Kühlmittel entsprechend aufbereitetes Wasser. Die Rippen 4 ragen mindestens um das 0,04-fache des Rohrinnendurchmessers d in das Rohr 3 hinein, um den Wasseranteil des strömenden Kühlmittels auf der Innenseite des Rohres zu führen, denn der Drall preßt vor allem auch in dem
Bereich, in dem das Wasser verdampft, das jeweils noch als Flüssigkeit vorhandene Wasser an die Innenseite eines Rohres 3, so daß das Rohr 3 die von ihm aufgenommene Wärme gut an die Flüssigkeit weitergibt und dadurch sicher gekühlt wird.
Um dies jeweils in ausreichendem Maße zu gewährleisten, ist der Rohrinnendurchmesser d gemäß der Erfindung nicht unabhängig vom Quotienten K gewählt. Dabei ist der Quotient K durch Division des summierten Massendurchsatzes (kg/s) aller Rohre 3 bei 100% Dampfleistung durch den Umfang (m) des Gaszugs 1 bestimmt. Der Umfang des Gaszugs 1 ist entlang einer in Figur 1 gestrichelt dargestellten Linie 5 gemessen, die die Rohrmitten der einzelnen benachbarten Rohre 3 miteinander verbindet. In dem Koordinatensystem gemäß Figur 3 ist cer Rohrinnendurchmesser d als Funktion des Quotienten K darstellbar. Vier
Punkte einer Kurve A sind durch die Wertepaare d1 = 12,5 mm bei K1 = 3 kg/s m,
d2 = 20,4 mm bei K2 = 7 kg/s m.
d3 = 30,6 mm bei K3 = 13 kg/s m und
d4 = 39,0 mm bei K4 = 19 kg/s m gegeben. Jeder Punkt in dem Feld zwischen dieser Kurve A und der Ordinate, entlang der der Rohrinnendurchmesser d aufgetragen ist, stellt ein Wertepaar dar, bei dem die Anteile von Reibungsdruckabfall und geodätischem Druckabfall in einem so günstigen Verhältnis zueinander stehen - im allgemeinen ist dann der geodätische Druckabfall größer als der Reibungsdruckabfall - , daß bei der Mehrbeheizung eines einzelnen Rohres der Massendurchsatz durch dieses Rohr ansteigt. Eine sichere Kühlung der Rohre erlaubt bei einem vorgegebenen Quotienten K keine beliebige Wahl des Rohrinnendurchmessers d. Deshalb wird das Feld auf in der Praxis üblicherweise vorkommende Wertepaare durch eine Gerade B begrenzt, die durch die Punkte entsprechend den Wertepaaren d5 = 14,3 mm bei K5 = 1,8 kg/s m und d6 = 38,4 mm bei K6 = 7,6 kg/s m bestimmt ist. Erfindungsgemäß liegen damit die aus Rohrinnendurchmesser d und Quotienten K gebildeten Wertepaare zwischen den Kurven A und B des Koordinatensystems nach Figur 3.
Bei besonders ungünstigen Beheizungsverhältnissen sollte ein einem Quotienten K zugeordneter Rohrinnendurchmesser d höchstens 10% kleiner bzw. 30% größer als der auf der Kurve A diesem Quotienten K zugeordnete Rohrinnendurchmesser d sein.
Durch die Ermittlung der Größe des Rohrinnendurchmessers d auf die angegebene Art und Weise werden in den Rohren 3 Strömungs- Verhältnisse erzwungen, bei denen ein durch Reibung erzeugter Anteil des Druckabfalls in einem günstigen Verhältnis zum geodätisch verursachter Anteil des Druckabfalls am Gesamtdruckabfall steht, und zwar sowohl bei Vollast- als auch bei Teillastbetrieb, bis zu einer Teillast von 50% cer Vollast und darunter. Infolge der erfindungsgemäß aufeinander abgestimmten Abmessungen der Rohre 3 sowie ces Gaszugs 1 werden ciese günstigen Verhältnisse gewährleistet durch eine relativ niedrige, auf die Masse des Kühlmittels bezogene Strömungsgeschwindigkeit des Kühlmittels in axialer Richtung bei gleichzeitig starker Drallbewegung desselben. Diese Strömungsgeschwindigkeit, ausgedrückt als Massenstromdichte, liegt bei 100% Dampfleistung für die Rohre bis zu einem Rohrinnendurchmesser d von 25 mm zwischen etwa 800 und 850 kg/m2s (Kurve A). Bei Rohrinnenourchmessern d größer als 25 mm steigt die Massenstrdmdichte und liegt zwischen 850 und etwa 950 kg/m2s (Kurve A).
Der Gesamtdruckabfall in den Rohren 3, also der Unterschied zwischen dem Druck im unten liegenden Eintrittssammler und dem Druck im oben liegenden Austrittssammler, setzt sich zusammen aus den Anteilen Reibungsdruckabfall, geodätischer Druckabfall und Beschleunigungsdruckabfall. Der Anteil des Beschleunigungsdruckabfalls liegt bei 1 bis 2% des Gesamtdruckabfalls und kann deshalb hier vernachlässigt werden. Der Reibungsdruckabfall eines einzelnen Rohres 3 erhöht sich bei einer gegenüber anderen Rohren vorhandenen Mehrbeheizung infolge der erhöhten Volumenzunahme des Wasser-Dampf-Gemisches. Da allen parallel geschalteten Rohren einer Verdampferheizfläche eines Durchlaufdampferzeugers durch ihre Kopplunc an einen gemeinsamen Eintritts- bzw. Austrittssammler der gleiche Druckabfall vorgegeben ist, muß zum Ausgleich dieses Druckabfallanteils bei einem stärker beheizten Rohr oer Durchsatz zurückgehen. Dieser zurückgehende Durchsatz führt in Verbindung mit der stärkeren Beheizung des Rdhres demzufolge zu stark erhchten Dampfaustrittstemperaturen am Rdhrende gegenüber durchschnittlich oder schwächer beheizten Rohren.
Der geodätische Druckabfall eines einzelnen Rohres 3 sinkt dagegen bei Mehrbeheizunc dieses Rdhres gegenüber anderen
Rohren infolge erhöhter Dampfbiicung, weil die Wasser-Dampf- Säule leichter wird. Der Durchsatz durch das mehrbeheizte Rohr steigt aufgrund dieses Effekts also an, bis die Summe von erhöhtem Reibungsdruckabfall und gesunkenem geodätischen Druckabfall den durch die Kopplung über Eintritts- bzw. Austritts- sammler vorgegebenen Druckabfall erreicht. Diese Steigerung des Durchsatzes ist erwünscht, um die Dampfaustrittstemperatur am Rohrende trotz der Mehrbeheizung niedrig zu halten. Dieser erfindungsgemäß vergleichsweise große Einfluß des geodätisch verursachten Druckabfalls ist die Ursache für die Veränderung der Charakteristik des Durchlaufdampferzeugers hin zu einem Verhalten, bei dem größere Temperaturunterschiede am Rohrende des Verdampfers vermieden sind, weil eine stärkere Beheizung eines einzelnen Rohres durch einen höheren Durchsatz des
Kühlmittels durch dasselbe größtenteils kompensiert wird.
Diese Vorteile der Erfindung werden bei mit festen Brennstoffen wie Kohle befeuerten Durchlaufdampferzeugern besonders deutlich, da dort aufgrund der unterschiedlichen Verschmutzung der Brennkammerwände die Mehr- oder Minderbeheizung einzelner Rohre sehr groß ist.

Claims

Patentansprüche
1. Durchlaufdampferzeuger mit einem aus miteinander gasdicht verschweißten Rohren gebildeten vertikalen Gaszug, an dem sich Brenner für fossilen Brennstoff befinden, wobei die Rohre des Gaszuges im wesentlichen vertikal angeordnet sind, einen Rohrinnendurchmesser d aufweisen, auf ihrer Innenseite ein mehrgängiges Gewinde bildende Rippen tragen und für den Durchfluß eines Kühlmittels parallel geschaltet sind,
d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t ,
- der Rohrinnendurchmesser d eine Funktion eines Quotienten K ist,
- daß durch Wertepaare des Rohrinnendurchmessers d und des
Quotienten K bestimmte Punkte in einem Koordinatensystem zwischen einer Kurve A und der Ordinate liegen,
- - wobei zur Bildung des Quotienten K der summierte Massendurchsatz aller Rohre bei 100% Dampfleistung dividiert ist durch den Umfang des Gaszugs in einem horizontalen Schnitt, gemessen auf den Verbindungslinien der Rohrmitten der benachbarten Rohre und
- - wobei die Kurve A durch Punkte entsprechend den Wertepaaren d1 = 12,5 mm bei K1 = 3 kg/s m,
d2 = 20,4 mm bei K2 = 7 kg/s m,
d3 = 30,6 mm bei K3 = 13 kg/s m und d4 = 39,0 mm bei K4 = 19 kg/s m
auf der Kurve A liegen, die stetig steigend ist.
2. Durchlaufdampferzeuger nach Anspruch 1,
d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t ,
- daß eine Steigung h in m der Rippen in den Rdhren höchstens gleich dem 0,9-fachen der Wurzel aus dem Rohrinnendurchmesser d in m ist und daß eine Höhe H der das Gewinde bildende Rippen mindestens gleich dem 0,04-fachen des
Rohrinnendurchmessers d ist.
3. Durchlaufdampferzeuger nach Anspruch 1 oder 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß durch die Wertepaare des Rohrinnendurchmessers d und des Quotienten K in dem Koordinatensystem bestimmte Punkte zwischen der Kurve A unα einer Geraden B liegen, wobei die Punkte entsprechend den Wertepaaren
d5 = 14,3 mm bei K5 = 1,8 kg/s m und
d6 = 38,4 mm bei K6 = 7,6 kg/s m
auf der Geraden B liegen.
4. Durchlaufdampferzeuger nach Anspruch 1 oder 2,
d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der einem Quotienten K zugeordnete Rohrinnendurchmesser d um höchstens 10% kleiner bzw. um höchstens 30% größer ist als der auf der Kurve A diesem Quotienten K zugeordnete Rohrinπendurchmesser d.
5. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die
Mindestlast im Durchlaufbetrieb gleich oder kleiner als 50% der Vollast ist.
6. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 5, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß der fossile Brennstoff Kohle oder ein anderer fester Brennstoff ist.
7. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 6, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die
elektrische Leistung des Kraftwerkblocks, zu dem der Durchlaufdampferzeuger gehört, deutlich kleiner als 500 MW ist.
8. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 7, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß eine
Massenstromdichte in den Rohren (3) bei einem Rohrinnendurchmesser d bis zu 25 mm im Bereich von etwa 800 bis 850 kg/m2s und bei einem Rohrinnendurchmesser über 25 mm im Bereich von etwa 850 bis etwa 950 kg/m2s liegt.
EP91907522A 1991-04-18 1991-04-18 Durchlaufdampferzeuger mit einem vertikalen gaszug aus im wesentlichen vertikal angeordneten rohren Expired - Lifetime EP0581760B2 (de)

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EP0581760B1 EP0581760B1 (de) 1995-01-18
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