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Wärmeaustauscher, insbesondere für Dampferzeuger.
Es ist bekannt, dass durch Anwendung hoher Gasgeschwindigkeiten der Wärmeübergang eines gasförmigen Mediums an eine Wand, beispielsweise der Wärmeübergang der Rauchgase
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Tatsache beschränkt sich der heutige stationäre Kesselbau meist auf Geschwindigkeiten, die mit Zugstärken weit unter 50 mm WS erreichbar sind.
Praktische oder theoretische Versuche zur Ermittlung der, günstigsten Zugstärke" sind noch nicht bekanntgeworden. Im folgenden soll das Ergebnis wärmetheoretiseher Untersuchungen und Berechnungen, welches die Anwendung weit höherer Zugstärken, als sie bisher verwendet worden sind, nahelegt, näher erläutert werden. Die Schlussfolgerungen, welche zur Anwendung besonders hoher Zugstärken führen, bilden den Kernpunkt der vorliegenden Erfindung.
In Fig. 1 der Zeichnung sind beispielsweise für einen Dampferzeuger von bestimmter Leistung die Heizftächengrossen in Abhängigkeit von der Rauchgasgeschwindigkeit für verschiedene Wirkungsgrade als dünn ausgezogene Linien dargestellt. Man ersieht aus den Kurven, dass die erforderlichen Heizflächen mit steigender Geschwindigkeit geringer werden.
Eine zweite Kurvenschar in Fig. 2 der Zeichnung zeigt den Anstieg des Zugwiderstandes mit wachsender Geschwindigkeit für Dampferzeuger von den aus Fig. 1 ersichtlichen Abmes- sungen. Da der Zugwiderstand gegenüber der Zuggeschwindigkeit bezüglich des Wärmeüberganges eine eindeutige Grösse darstellt, wurde ersterer den Darstellungen zugrunde gelegt, denn es ist beispielsweise bei einer bestimmten Rauchgasgeschwindigkeit der Wärmeübergang bei einem im Querstrom durchflossenen Heizröhrensystem erheblich höher als bei einem im Parallelstrom durchflossenen Röhrensystem. Es wird somit, um gleich Wärmeübergangseffekte oder auch gleiche Zugwiderstände, zu erzielen im vorstehenden Fall eine erheblich voneinander abweichende Rauchgasgeschwindigkeit anzuwenden sein.
Aus den Zugwiderstandskurven lassen sich nun die Ventilatorleislllngen in Abhängigkeit von der Rauchgasgeschwindigkeit errechnen.
Wenn infolge des Wärmeaufwandes für die Ventilatorarbeit kein Mehrverbrauch an Brennstoff entstehen soll, so muss natürlicherweise der Wirkungsgrad des Kessels um den Betrag, der für die zusätzliche Gewinnung der Ventilatorenergie erforderlich ist, gesteigert werden. Wenn die Ventilatorarbeit beispielsweise lao der Kesselleistung beträgt und der effektive Kesselwirkungsgrad 83% betragen soll, so muss der tatsächliche Wirkungsgrad des Kessels (der "indizierte Wirkungsgrad)
83 + 1-5. 0'83 = 84'25% betragen.
Die zusätzliche Wärmeausnutzung von '35"/o bedingt ihrerseits einevergrösserung der Heizfläche.
Der erforderliche Mehrbetrag an Heizfläche ist in Fig. 1 auf den dünn ausgezogenen Kurven aufgetragen und durch strichpunktierte, stark ausgezogene Kurven dargestellt. Der Abstand zwischen beiden Kurven-in Fig. 1 schräg schraffiert-gibt die Grösse der Heizfläche an, welche für die Ventilatorleistung notwendig ist, unter Beibehaltung des effektiven Wirkungsgrades des Kessels.
Die so erhaltenen strichpunktierten Kurven weisen ein Minimum auf, welches die, günstigste Geschwindigkeit"bzw. günstigste Zugstärke angibt, bei welcher die Kesselheizfläche den kleinsten Wert erreicht.
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Da der Heizflächengewinn in unmittelbarer Nähe des Minimums wegen des flachen Verlaufs der Kurven nicht mehr erheblich ist, arbeitet der Kessel mit RÜcksicht auf die Abmessungen des Ventilators am günstigsten mit niedrigeren Geschwindigkeiten als sie dem Minimum entsprechen.
Aus dieser theoretischen Untersuchung und der Kurvendarstellung leitet sich nun die neue Erkenntnis ab, dass zur Erzielung geringster Heizflächenabmessungen mit Zugstärken gearbeitet werden muss, die ein Mehrfaches der bisher üblichen Zugstärken betragen, dass auch, um geringste Heizflächenabmessungen für solch hohe Zugwiderstände zu erreichen, naturnotwendig die Heizflächen selbst weitgehendst unterteilt und in ihren Abmessungen verkleinert werden müssen. Nur bei verhältnismässig engrohrigem Heizröhrensystem mit möglichst enger Rohrteilung können derartige Zugwiderstände wirtschaftlich ausgenutzt werden. Es werden somit in den Kubikmeter Raum erheblich mehr Quadratmeter Heizfläche untergebracht werden können infolge der Anordnung relativ enger Rohrdurchmesser und engster Heizflächenunterteilung.
Der praktische Anwendungsbereich wird zwischen 150 und 250 mm TVS liegen, es können aber auch noch höhere Zugstärken ohne weiteres angewendet werden.
Bei diesem Verfahren spielt die Ventilatorleistung und dadurch auch der Wirkungsgrad des Ventilators eine erhebliche Rolle, je besser der Wirkungsgrad des Ventilators, um so höher
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Es ergibt sieh bei näherer Untersuchung, dass insbesondere bei Wasserröhrenkesseln der Wärmeübergang mit enger werdendem Rohrquerschnitt und mit enger werdender Teilung rascher wächst wie der Zugverlust, so dass der günstigste Wärmeübergangseffekt bei Anwendung einer Zugstärke der oben beschriebenen Grösse erzielt wird, unter gleichzeitiger Verwendung engster Teilungen.
Der Nutzen solch hoher Zugstärken wird sich aber nur bei geeigneten Kesselkonstruktionen in vollen Masse zeigen, d. h. es kommen für den vorliegenden Zweck insbesondere Kessel mit nur einem Zuge ohne tote Ecken und ohne Richtungswechsel in Frage. Beispielsweise erscheint
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turmartigen Schacht aufweist, in welchem die Rohre eines Verdampfers den Rauchgasstrom vielfach unterteilen.
Insbesondere sei darauf hingewiesen, dass nach vorliegender Erfindung gebaute Kesselkonstruktionen mit ihren eng zusammengebauten, vielfach aufgeteilten Heizflächen sich auch bei forciertem Betriebe wesentlich günstiger verhalten, wie die zur Zeit gebräuchlichen Kessel- konstruktionen-beispielsweise Sektional-oder Steilrohrkessel-, da der Wirkungsgrad nicht in so erheblichem Masse beeinflusst wird. Die Abgastemperatur solcher Kessel steigt somit bei forciertem Betriebe nicht so stark an, wie bei den gebräuchlichen Kesselkonstruktionen.
Für das Verfahren als solches ist es an und für sich gleichgültig, ob Zug oder Druckwirkung für die Überwindung des Kesselwiderstandes angewendet wird. So kommt beispielsweise für Brennstoffe, bei denen eine unmittelbare Zugänglichkeit des Feuerraumes nicht gefordert wird, insbesondere für gasförmige Brennstoffe, eine Druckbeheizung in Frage, bei der die Verbrennungsluft und der Brennstoff unter Druck zugeführt werden. Hiebei kann die Brennkammer unter einen höheren als den atmosphärischen Druck gesetzt werden.
Als Notwendigkeit ergibt sieh die Massregel, dass das Gehäuse derartiger Wärmeaustauscher möglichst luftdicht gestaltet wird.
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oder Druckstärken im Verdampferteil des Kessels, die wesentlich höher wie die zur Zeit üblichen sind. wobei für die Feuerung des Kessels die normalen auch bisher üblichen Zugverhältnisse beibehalten sind. Um die Geschwindigkeit der den Röhrenverdampfer durchziehenden Rauchgase entsprechend zu erhöhen, muss der freie Querschnitt für die Rauchgase vermindert werden.
Dies geschieht vorteilhaft durch eine sehr enge Teilung, d. h. ein Engerstellen der Verdampfungrohre, oder aber durch den Einbau von Zwischenkörpern in den zwischen den Verdampfungs- rohren vorhandenen Raum zwecks Verengung des freien Durchgangsquerschnittes.
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Heat exchangers, in particular for steam generators.
It is known that by using high gas velocities, the heat transfer of a gaseous medium to a wall, for example the heat transfer of the flue gases
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In fact, today's stationary boiler construction is mostly limited to speeds that can be achieved with tensile strengths well below 50 mm WS.
Practical or theoretical attempts to determine the "most favorable tensile strength" are not yet known. In the following, the result of thermo-theoretical investigations and calculations, which suggest the use of much higher tensile strengths than have been used previously, will be explained in more detail. The conclusions, which lead to the use of particularly high tensile strengths, form the core of the present invention.
In Fig. 1 of the drawing, for example, for a steam generator of a certain power, the heating surface sizes as a function of the flue gas velocity for various degrees of efficiency are shown as thin lines. It can be seen from the curves that the required heating surfaces decrease with increasing speed.
A second set of curves in FIG. 2 of the drawing shows the increase in the draft resistance with increasing speed for steam generators of the dimensions shown in FIG. Since the draft resistance compared to the draft speed is a clear variable with regard to the heat transfer, the former was used as the basis for the illustrations, because, for example, at a certain flue gas speed, the heat transfer is considerably higher in a heating pipe system with cross-flow than with a pipe system with parallel flow. In order to achieve the same heat transfer effects or also the same draft resistance, in the above case a significantly different flue gas speed will have to be used.
The fan track lengths can now be calculated from the draft resistance curves as a function of the flue gas speed.
If, as a result of the heat input for the fan work, no additional fuel consumption is to arise, the efficiency of the boiler must naturally be increased by the amount required for the additional generation of the fan energy. If, for example, the fan work is equal to the boiler output and the effective boiler efficiency should be 83%, the actual efficiency of the boiler (the "indicated efficiency)
83 + 1-5. 0'83 = 84'25%.
The additional heat utilization of '35 "/ o necessitates an increase in the heating surface.
The required additional amount of heating surface is plotted in Fig. 1 on the thin lines and shown by dash-dotted, strong lines. The distance between the two curves - hatched diagonally in FIG. 1 - indicates the size of the heating surface which is necessary for the fan output while maintaining the effective efficiency of the boiler.
The dash-dotted curves obtained in this way have a minimum which indicates the "most favorable speed" or the most favorable tensile strength at which the boiler heating surface reaches the smallest value.
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Since the heating surface gain in the immediate vicinity of the minimum is no longer significant because of the flat course of the curves, the boiler works best with lower speeds than the minimum, taking into account the dimensions of the fan.
From this theoretical investigation and the curve representation, the new knowledge is derived that to achieve the smallest heating surface dimensions, tensile strengths must be used that are several times higher than the tensile strengths that were customary up to now, and that, in order to achieve the smallest heating surface dimensions for such high tensile resistances, the Heating surfaces themselves have to be divided as far as possible and their dimensions have to be reduced. Such tensile resistances can only be used economically in the case of a relatively narrow-pipe heating pipe system with the narrowest possible pipe spacing. This means that considerably more square meters of heating surface can be accommodated in the cubic meter of space due to the arrangement of relatively narrow pipe diameters and extremely narrow heating surface subdivisions.
The practical area of application will be between 150 and 250 mm TVS, but even higher tensile strengths can easily be used.
In this process, the fan output and thus also the efficiency of the fan play a significant role, the better the efficiency of the fan, the higher
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A closer examination shows that, particularly in the case of water tube boilers, the heat transfer with a narrowing pipe cross-section and with a narrowing pitch grows faster than the draft loss, so that the most favorable heat transfer effect is achieved when using a draft of the magnitude described above, while simultaneously using the narrowest pitches.
The benefit of such high tensile strengths will only be shown to the full extent with suitable boiler constructions. H. In particular, boilers with only one pass without dead corners and without a change of direction are suitable for the present purpose. For example, appears
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Has tower-like shaft in which the tubes of an evaporator subdivide the flue gas flow many times.
In particular, it should be pointed out that boiler constructions built according to the present invention with their closely assembled, often divided heating surfaces behave much more favorably, even in forced operation, than the currently common boiler constructions - for example sectional or vertical tube boilers - because the efficiency is not as good is influenced to a considerable extent. The flue gas temperature of such boilers does not rise as much in forced operation as in the case of conventional boiler constructions.
For the process as such, it is in and of itself irrelevant whether pulling or pushing action is used to overcome the boiler resistance. For example, for fuels for which direct access to the combustion chamber is not required, especially for gaseous fuels, pressure heating can be used, in which the combustion air and fuel are supplied under pressure. The combustion chamber can be placed under a pressure higher than atmospheric pressure.
As a necessity, see the rule that the housing of such heat exchangers is designed as airtight as possible.
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or pressures in the evaporator part of the boiler that are significantly higher than those currently customary. where the normal draft ratios that have been used up to now are retained for firing the boiler. In order to increase the speed of the flue gases passing through the tube evaporator accordingly, the free cross section for the flue gases must be reduced.
This is advantageously done by a very close pitch, i.e. H. constriction of the evaporation pipes, or by installing intermediate bodies in the space between the evaporation pipes for the purpose of narrowing the free passage cross-section.
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