DE2800303A1

DE2800303A1 - Waermeaustauscher

Info

Publication number: DE2800303A1
Application number: DE19782800303
Authority: DE
Inventors: Dah Yu Prof Cheng
Original assignee: International Power Technology Inc
Current assignee: International Power Technology Inc
Priority date: 1977-01-05
Filing date: 1978-01-04
Publication date: 1978-07-13
Also published as: CA1066693A; FR2377016A1; AU510609B2; AU3209277A; SE434989B; US4072182A; IT1089257B; GB1589188A; SE7800036L; NL7800145A; JPS5491601A

Description

Hintergrund der Erfindung

Wärmeaustauscher werden bei vielen Prozessen der Verfahrenstechnik, wie beispielsweise in Kraftwerken, Ölraffinerien, chemischen Reaktoren und Energierückgewirmungssystemen verwendet. Allgemein hat sich die Entwicklung von Wärmeaustauschern auf Maßnahmen zum übertragen einer möglichst großen Wärmemenge pro Flächeneinheit des Wärmeaustauschers gerichtet. Die Wärmeübertragung unterliegt folgender Gleichung

Q = AlJzITm

Es bedeuten: Q die übertragene Wärmemenge,

A die Oberfläche des Wärmeaustauschers, U den allgemeinen V/ärmeübertragungkoeffizienten, ATm den Differenzwert der mittleren Temperaturen des WärmeaustauschersOog-rceans-t., vergl. S.ZZ)

Somit ist die übertragene Wärmemenge direkt proportional der Oberfläche des Wärmeaustauschers und dem mittleren Temperaturdifferenzwert der Wärmeübertragungsmittel im Austauschet log-means-t.)

In seiner einfachsten Form tritt ein erstes Wärmeübertragungsmittel oder "Fluid", nachstehend Medium genannt, in den Austauschern mit hoher Temperatur ein, während ein zweites Medium mit niedriger Temperatur eingeleitet wird. Die V/arme v/ird zwischen beiden Medien ausgetauscht, wobei diese entweder im Gleichstrom oder im Gegenstrom fließen. Ohne daß in einem oder mehreren der Medien ein thersodynaniischer Übergang stattfindet, kühlt das Hochtenperaturaiedium sich ständig ab, während das Medium mit niedriger Temperatur ständig auf dem Weg durch den Austauscher aufgeheizt wird, 'denn ein thermodynamischer Übergang eintritt, beispielsv/eise innerhalb des aufzuheizenden Mediums, ändert dieses Medium die Temperatur¹ während des Wärmeübertragungsvorganges nicht. Sin derartiges Phänomen tritt auf, wenn

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eine Eis-Wasser-Mischung sich im Gleichgewicht befindet, in welchem die Erwärmung der Mischung deren Temperatur nicht über O⁰C bringt, bis alles Eis geschmolzen ist. In ähnlicher V/eise kocht Wasser bei 10O⁰C bei einem Atnosphärendruck ohne einen Temperaturanstieg bis das flüssige Wasser verdampft ist. Die hochgradige Raffinierung von Benzin aus Rohöl benutzt das Phänomen des thermodynamischen Überganges für die fraktionelle Destillation.

Die Verwendung eines Mediums, welches einem thermodynamischen Übergang unterliegt, kann auf dem Wärmeaustauschergebiet besonders nützlich sein. Wie aus der obenangeführten Gleichung ersichtlich, ist die übertragene Wärmemenge proportional dem

(Ί os-uie ans-t.j mittleren Temperaturdifferenzwert/der Medien innerhalb des Austauschers. Somit wird, wenn ein Medium einem thermodynamischen Übergang unterliegt, in dieses Medium Energie übertragen, ohne daß die Temperatur ansteigt, sodaß der mittlere Tempera-

(log-raeans-t.)
turdifferenzwert/der zwei Medien gegenüber Wärmeaustauschern erhöht werden kann, bei denen kein thermodynamischer Übergang auftritt. Differenziert betrachtet stellt sich als wirtschaftlichster Wärmeaustauscher ein solcher dar, bei dem die Temperaturdifferenz zwischen den beiden Medien auf einem Maximum gehalten wird, um die Oberfläche für die Übertragung einer vorgegebenen Wärmemenge möglichst klein zu halten. Wenn sich die Temperaturen der beiden Medien beginnen einander anzunähern, erfordert der Wärmeaustauscher ein Maximum an Oberfläche, und somit nähert sich die Wärmeübertragung pro Flächeneinheit ihrem unteren Extremwert. Nähert man sich der theoretischen Grenze innerhalb der die Medien sich auf gleicher Temperatur befinden, so hört die Energieübertragung auf, und der Wärmeaustauscher besitzt keine Wirkung mehr.

Bekannte Wärmeaustauscher sind mit Medien versehen, die unter bestimmten Druck erhitzt werden. Die Temperatur des Mediums beginnt allgemein nach einem stetigen Temperaturprofil zu steigen bis der thermodynamische Übergang eintritt. Tritt die-

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ser Übergang tatsächlich, ein, so besitzt das erwärmte Medium für einen Abschnitt eine konstante oder flachverlaufende Temperaturkurve, beispielsweise, nrenn sämtliche Flüssigkeit in Dampf umgewandelt ist, und an diesem Punkt verläßt der Dampf den Wärmeaustauscher an seinem Kochpunkt, oder wenn der Wärmeaustauscher eine größere Länge aufweist, strömt das aufgeheizte Medium als überhitzter Dampf aus und wird aufgefangen. Wie vorher festgestellt wurde, besteht eine begrenzende Variable in der Temperaturdifferenz zwischen dem heizenden und aufgeheizten Medium. Wenn diese Temperaturdifferenz klein ist, wird zwischen den Medien wenig Wärmeenergie übertragen. Ist die Temperaturdifferenz zwischen den beiden Medien klein, so muß der Wärmeaustauscher eine entsprechend große Oberfläche besitzen, um eine vorgegebene Wärmemenge zu übertragen. Optimale Verhältnisse liegen vor, wenn man die Temperaturdifferenz zwischen den Medien auf einem Maximalwert halten könnte, sodaß die Oberfläche des Wärmeaustauschers auf einem Minimalwert und somit die Anlagekosten bei der Energieübertragung gering gehalten werden können.

Zusammenfassung der Erfindung

Gemäß der vorliegenden Erfindung ist ein mit Druckstufen versehener Wärmeaustauscher vorgesehen, bei dem mindestens zwei Verdampfer durch Pumpstufen getrennt sind. Wenn das aufzuheizende Medium in den Wärmeaustauscher eintritt, steigert es die Temperatur bis zu dessen thermodynamxschen Übergangspunkt bei einem Druck, der unterhalb des angestrebten Enddruckes beim Austritt dieses Mediums liegt. Während des ersten thermodynamischen Übergangs hat das Medium nur teilweise seine thermodynamische Phase geändert. Ein zweiphasiges Medium wird dann bis zu seinem festgelegten Enddruck komprimiert. Bei diesem Punkt hat sich die thermodynamische Übergangstemperatur geändert, und das erhitzte Medium beginnt, einen zweiten thermodynamischen Übergang zu durchlaufen. Dieser findet statt, während

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das Medium in den thermodynamischen Übergang im zweiten Abschnitt mit höherer Temperatur eintritt, und der thermodynamische Übergang fährt fort bis beispielsweise das flüssige Medium verdampft ist. Nach Eintritt der Verdampfung beginnt die Temperatur des Dampfes zu steigen, und im Falle von Wasser verläßt überhitzter Dampf den Wärmeaustauscher.

Ein im vorstehenden Abschnitt beschriebener Wärmeaustauscher mit Druckstufen läßt sich im Falle des Übergangs von Flüssigkeit in Dampf mit zwei Verdampfern angeben, die durch eine einzige Pumpstufe getrennt sind. Wie noch später erläutert wird, kann jedoch ein hinsichtlich des Druckes gestufter Wärmeaustauscher mit einer Vielzahl von Verdampfern ausgerüstet sein, die durch eine Vielzahl von Pumpstufen voneinander getrennt sind. Die Anzahl derartiger Stufen hängt von Konstruktionsmerkmalen, wie zusätzliche Energiekosten beim Betrieb einer Vielzahl von Pumpen, von der Oberflächenreduktion des Austauschers, von der Art der zum Energietransport verwendeten Medien und deren Kosten pro Gewichtseinheit sowie von den Kosten und dem Wirkungsgrad der Energierückgewinnung ab.

Kurzbeschreibung der Zeichnungen

Fig.1 zeigt den typischen Verlauf der Temperatur bei einem Gegenstromwärmeaustauscher ohne thermodynanischen Übergang; Fig.2 zeigt den typischen Temperaturverlauf eines Gegenstromwärmeaustauschers mit thermodynamischem Übergang; Fig.3 zeigt in einem Diagramm das Temperaturprofil eines Gegenstromwärmeaustauschers gemäß der Erfindung; Fig.⁷!- zeigt in schematischer Darstellung eine Anordnung zur Erzeugung eines Temperaturprofils gemäß Fig.3; Fig.5 zeigt eine schematische Darstellung eines Gegenstromwärmeaustauschers gemäß der Erfindung mit Unterteilung in einen Flüssigkeits- und einen Dampfteil, getrennten Flüssigkeits- und Dampfpumpen sowie einer Rückmisclmng, wobei die Vorteile später erläutert werden·

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Fig. 6 und 7 zeigen schematisch typische Mischeinrichtungen wie sie bei dem Apparat nach Fig.5 verwendet werden; Fig.8 zeigt die Darstellung des Temperaturprofils eines "negativ pinch"-Gegenstromwärmeaustauschers gemäß der Erfindung; Fig.9 zeigt eine weitere Darstellung des Temperaturprofils eines Gegenstromwärmeaustauschers gemäß der Erfindung, bei dem mehr als zwei Verdampfer vorgesehen sind; r,ig.1O zeigt das Schema eines Gegenstromv/ärmeaustauschers gemäß der vorliegenden Erfindung, bei dem die Stufenpumpen von einer Dampfturbine angetrieben werden, welche selbst durch das aufgeheizte Medium getrieben wird;

Die Fig.11 bis 13 zeigen schaubildliche Wiedergaben von numerischen Berechnungen, die in der vorliegenden Anmeldung erläutert werden, und welche die Vorteile bei der Ersparnis an Oberfläche sowie die Fähigkeit nachweisen, im "negativen pinch-Zustand" unter Anwendung der vorliegenden Erfindung zu arbeiten; Die Fig.14- bis 15 zeigen weitere grafische Darstellungen numerischer Berechnungen zum Nachweis des Vorteils von Konstruktionsmerkmalen, die gemäß der Erfindung in einer Auswandsersparnis resultieren.

Beschreibung einer bevorzugten Ausführungsform

In den Fig.1 und 2 sind tfärmeaustauscher gemäß dem Stand der Technik dargestellt, in welchen die aufgeheisten und heizenden Medien im Gegenstrcm geführt sind. Ohne einen thermodynamischen Übergang kühlt die v/ärmere Flüssigkeit, die in den Wärmeaustauscher bei der Temperatur T^ eintritt sich bis zum Punkt Tp ^am Ausgang des Wärmeaustauschers ab, während die aufgeheizte Flüssigkeit am anderen Ende des Austauschers bei der Temperatur T^, eintritt und dem Gegenstromweg bis zum Ausgang bei einer Temperatur T- fol-Tfc. Tritt tatsächlich ein thermodynamischer Übergang auf, so tritt das aufzuheizende Medium in den Wärmeaustauscher bei einer Temperatur T,^ ein und erreicht die Temperatur T^j-, bei der ein spontaner thermodynamischer übergang eintritt.

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Wenn das erhitzte Medium eine Flüssigkeit ist, die in Dampf umgewandelt wurde, verläßt diese den Wärmeaustauscher während oder nach einem thermodynamischen Übergang ohne weitere Erhitzung, wobei diese Flüssigkeit bei einer Temperatur QL₁- austreten würde, da während des thermodynamischen Übergangs die Temperatur konstant ist. Wenn jedoch der erwärmte Stoff im Wärmeaustauscher verbleibt, nachedem der thermodynamische Übergang eingetreten ist, beispielsweise nachdem alle Flüssigkeit in den dampfförmigen Zustand übergegangen ist, dann wird der Dampf in dem folgenden Abschnitt des Austauschers überhitzt und tritt bei der Temperatur T^-, aus.

Wie vorher festgestellt wurde, bildet bei den Wärmeaustauschern nach dem Stand der Technik die Temperaturdifferenz zwischen dem erwärmenden und erwärmten Medium einen Grenzwert. Wenn diese Temperaturdifferenz geringer wird, so ist eine größere Oberfläche erforderlich, um eine spezifische Wärmeenergiemenge in der Zeiteinheit zu übertragen. Somit ist für einen Wärmeaustauscher mit vorgegebener Oberfläche die Wärmemenge, die übertragen werden kann, direkt von der Temperaturdifferenz T^ abhängig, welche auch "Flaschenhalstemperatur" (Temperatur neck) genannt wird. Betrachtet man wieder Fig.2, so würde man eine maximale Menge von erhitzten Medien anstreben, um die Temperaturen T^_n- oder ¹Hy, -z zu erreichen. Jedoch gibt es den begrenzenden Faktor T^. Wenn Tjt kleiner wird, so wird auch die Wärmeübertragung für die Flächeneinheit kleiner und begrenzt so die Menge von erhitztem Medium zum Erreichen der Temperaturen T^₁- oder T_x,^. Theoretisch kann T»r nicht null oder gar negativ werden, da dies den zweiten Hauptsatz der Thermodynamik verletzen nmrde. Es ist jedoch ersichtlich, daß Wärmeaustauscher nach dem Stand der Technik, die mit Medien arbeiten, welche einem thermodynamischen Übergang unterliegen, durch den Temperaturwert T^ begrenzt sind und damit auch durch die Endtemperatur T_x, ~ als Austrittstemperatur des heizenden Mediums als Grenzwert festgelegt sind. Je niedriger die Temperatur T^^ ist, um so mehr Wärme kann zwischen den beiden Medien ausgetauscht werden,

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Der physikalische Hintergrund der Realisierung der vorliegenden Erfindung besteht darin, daß die thermodynamischen Übergangstemperaturen eines Mediums dadurch gesteuert werden, daß der Druck geregelt wird, dem das Medium ausgesetzt ist. Um ein Medium in flüssiger Form unter Druck zu setzen, ist eine verhältnismäßig kleine Pumpeneinrichtung erforderlich, während ein wesentlich größerer Aufwand von Pumpenarbeit für die Konraression von Dampf nötig ist. Bei der Verwirklichung der vorliegenden Erfindung ist daher mehr Puirroenarbeit als beim Stand der Technik notwendig, bei welchem nur ein Medium im flüssigen Zustand unter Druck gesetzt wird, während bei der vorliegenden Erfindung, bei der eine thermodynamische Übergangstemperatur zu regeln ist, mehr Wärmeenergie pro Flächeneinheit oder Größe des Wärmeaustauschers gewonnen wird, das heißt aber bezogen auf die Größe, Kosten- und Gewichtsersparnis. Der Gewinn im Vergleich der höheren Punvnenarbeit und den obengenannten Ersparnissen durch gesteuerte Auswahl verschiedener thermodynamischer Phasenübergänge ist nur unter Verwendung der vorliegenden Erfindung möglich. Bei Wärmeaustauschern nach dem Stand der Technik wird das aufzuheizende Medium allgemein beim Eintritt als Flüssigkeit unter Druck gesetzt, um Pumpenarbeit zu sparen, und dieser Punkt wird annähernd über den ganzen Wärmeaustauscher konstant aufrecht erhalten. Somit wird das aufgeheizte Medium eine feste und unveränderliche thermodynamische übergangstemperatur besitzen, die, wie vorher festgestellt wurde, die Energiemenge begrenzt, welche mit einer spezifischen Oberfläche des Wärmeaustauschers übertragen werden kann. Obwohl ein Bruchteil des Dampfes bei verschiedenen Drücken für bestimmte Anwendungen abgeleitet werden kann, wird der abgeleitete Teil des Dampfes nicht den vorgegebenen hohen Druck- und Temperaturwert erreichen. Beim Stand der Technik wird eine Kompression der aufgeheizten Medien immer in der flüssigen Phase durchgeführt, sogar bei fortschrittlichen Systemen.

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Zum besseren Verständnis der vorliegenden Erfindung sei auf die Fig.3 und 4- verwiesen. Das zu erwärmende Medium tritt in den 7/ärmeaustauscher mit der Temperatur T~^ ^Θ^^{η un<}i wird in dem mit Vorheizer in Fig. ¹Y bezeichneten Abschnitt aufgeheizt. An dieser Stelle besitzt das Medium einen Druck, der niedriger als der Ausgangsdruck am Ende ist, und daher besitzt es eine niedrigere thermodynamische Übergangstenroeratur. Wenn das flüssige Medium in seiner Temperatur zum Punkt A gesteigert wird, tritt ein thermodynamischer übergang ein und setzt sich bis zu dem vorbestimmten Punkt B fort. Am Punkt B ist das Medium in einen flüssig/gasförmigen Zustand, wobei der Prozentsatz ,jeder Phase von der Konstruktion her veränderbar ist, was noch später erörtert wird. Am Punkt B steigert eine Pumpstufe den Druck des aufgeheizten Mediums bis zum gewünschten Enddruck beim Auslaß» Wegen des gesteigerten Druckes verändert das zweiphasige Medium den Anteil an Flüssigkeit und tritt bei C in den thermodynamischen Zustand ein. Der thermodynamische Übergang setzt sich fort bis die aufgeheizte Flüssigkeit am Punkt E vollständig zu Dampf geworden ist. Da am Punkt E die ganze Flüssigkeit in Dampf umgewandelt wurde, und die Temperatur erneut zu steigen beginnt, wird überhitzter Dampf erzeugt. Das aufgeheizte Medium tritt aus dem Wärmeaustauscher mit der Temperatur Tp^ und dem hohen Ausgangsenddruck aus.

Die gestrichelte Linie A-G in Fig.3 stellt das Temperaturprofil für das aufgeheizte Medium dar, x^elches thermodynamxschen Übergängen unterworfen ist, die in dem Wärmeaustauscher nach dem Stand der Technik, zum Beispiel ohne mehrfache Verdampfer und Pumpstufen, ablaufen. Um in den Genuß der Vorteile nach der vorliegenden Erfindung zu kommen, braucht man nur die Unterschiede zwischen den Flaschenhalstemperat.uren A/A°, C/G° und ΤΛ zu vergleichen. Unter Anwendung der vorliegenden Erfindung sind die Flaschenhälse um Größenordnungen breiter als der einzelne Flaschenhals nach dem Stand der Technik, und somit ist der für die Flächeneinheit erzielte Wärmeübergang bei der vorliegenden Erfindung viel größer, verglichen mit Wärmeaustauschern nach dem Stand der Technik«

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Das Temperaturprcfil nach -Jig.3 läßt sich mit einer Apparatur erreichen, die schematisch in Fig.4 dargestellt ist. Die aufzuheizende Flüssigkeit E tritt in die Eingangspumpe 30 ein, welche diese Flüssigkeit in Röhren 39 in der Vorheizerstufe unter einem niedrigeren Druck als dem Enddruck hineindrückt. Die im Vorheiser vorhandene Flüssigkeit tritt in den ersten Verdampfer ein, worin ein Teil des thermodynamischen Überganges stattfindet. Das teilweise verdampfte Zweiphasenmedium wird durch eine Stufenpumpe auf den gewünschten Enddruck komprimiert, bevor es in den zweiten Hochdruckverdampfer eintritt. Der thermodynamische Übergang erfolgt unter unterschiedlichen 'Temperaturen. Dieser setzt sich fort bis das Medium -,"jetzt dampfförmig- in die überhitzte Stufe eintritt, die sich bis zum Punkt H erstreckt, wo das Medium austritt. Aus dem Medium R wird Energie gewonnen, wenn dieses in den Austauscher mit der Temperatur ϊ^^ eintritt und im Gegenstrom zur aufgeheizten Flüssigkeit strömt und bei der niedrigen Temperatur Tp~ austritt. In der Zeichnung nicht dargestellte Rückführungspumpen können zusätzlich vorgesehen sein, um das Medium in ,jedem Verdampfer im Kreislauf su führen. Ferner können Ableitungen vorgesehen sein, um chemische niederschlage wahlweise abzuleiten. Dieses Konzept; wird allgemein bei Durchlaufwärmeaustauschern angewendet und wird nicht als Teil der Erfindung angesehen.

Unter den Variablen, die zur Bestimmung der allgemeinen Eigenschaften des Wärmeaustauschers gemäß der Erfindung zur Verfügung stehen, befindet sich auch eine Qualität des Mediums, die nachstehend nit Zy, bezeichnet ist und den Prozentsatz von Flüssigkeit angibt, die in Dampf im ersten Verdampfer umgewandelt wurde, bevor die GtufenDunroe den Druckanstieg des aufgeheisten Mediums bewirkt, l/cnn der V/ert Z^, zwischen annähernd O und 10p oder innerhalt dos Bereiches von etwa 35 bis ΙΟΟ,'ί liegt, läßt sich eine einsige Pumpe angemessen verwenden, um das aufgeheizte Medium unter Druck zu setzen. Liegt .jedoch Z^ im Bereich von etwa 10 bis S~>o, so wurde gefunden, daß das Flüssigkeits-Bampfgemisch

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sehr schwer in einer einstufigen · Pumpe sich komprimieren läßt. Derzeit erhältliche Pumpen leiden allgemein unter "Cavitation". Dieses Phänomen tritt auf, wenn Dampfblasen innerhalb der Flüssigkeit zusammenbrechen. Es ist anzunehmen, daß in Zukunft verfügbare Pumpen entwickelt v/erden können, bei denen die Cavitation kein Problem bildet. In jedem Fall kann, wenn das Druckverhältnis nicht besonders hoch ist, eine übliche Verdrängungspumpe (standard positive displacement pump) verwendet werden. Das Cavitationsproblem kann jedoch weitgehend vermieden werden, indem ein Flüssig-Dampf-Separator verwendet wird, dem getrennte Pumpen zur Kompression der verschiedenen Fraktionen des Flüssigkeits-Dampf-Gemisches folgen, Nachdem die einzelnen Fraktionen komprimiert worden sind, werden diese zurückgemischt, bevor sie dem nächsten Verdampfer zugeleitet werden. Eine derartige Anordnung ist in Fig.5 gezeigt, worin das aufgeheizte Medium S in die primäre Punroe 4-0 eintritt und durch die Windungen 45 strömt. Das aufgeheizte Medium S durchströmt den Vorheizteil und darauf tritt es gemäß der Erfindung in den Verdampfer 1 ein, wobei das Medium gleichzeitig in den Zustand des thermodynamischen Überganges eintritt. Wenn das Medium zum Teil verdampft ist, strömt es in den Flüssigkeits-Dampf-Separator 41 ein, und gleichzeitig wird die Flüssigkeit getrennt durch die Stufenpumpe 42 gepumpt, während der Dampf abgeleitet und durch die Stufenpumpe 43 gepumpt wird. Wenn jede der beiden Komponenten bis zum gewünschten Druck komprimiert worden ist, werden diese in dem Mischer 44 erneut gemischt und in einen zweiten Verdampfer geleitet, wo ein zweiter thermodynamischer Übergang erfolgt. Nach Austritt aus dem zweiten Verdampfer wird das erhitzte Medium nun vollständig in Dampf übergeführt, im Überhitzerteil überhitzt und verläßt den Austauscher bei T. Der Mischer 44 karnij wie in Fig.6 und 7 angedeutet, ausgebildet sein. In Fig.6 wird die Flüssigkeit 53 mit dem Gas 54 vermittels konzentrischer Röhren 51, 52 gemischt. Das Gas tritt in den Mischer bei 50 ein und wird in die Flüssigkeit. 53 blasenförmig eingeleitet, um in den zweiten Verdampfer zu gelangen. Dies läßt sich auch unter Verwendung einer Vielzahl von

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Röhren bewerkstelligen, wie dies in Fig.? dargestellt ist. Bei dieser Ausführungsform wird die Flüssigkeit 60 mit dem Gas 61 mittels der Röhrenanordnung 62, 63 gemischt. Das Gas wird,durch 64- angedeutet, blasenförmig eingeleitet und strömt gleichmäßig zusammen, mit der flüssigen Phase in den zweiten Verdampfer.

Fig.8 zeigt eine Kurvendarstellung, die v/eitere Vorteile der Erfindung erkennen läßt. Natürlich strebt man danach, die Menge des aufgeheisten Mediums, welches die gewünschte Endtemperatur am Austritt erreicht, möglichst groß zu machen. Es gibt ein vorteilhaftes Verhältnis zwischen dem Maximum T^- und der Menge an erhitztem Medium. Wenn die Tenroeratur des heizenden Mediums T-,, T^o festliegt, so kann ein Temperaturprofil des geheizten Mediums nicht über .das des aufzuheizenden Mediums ansteigen. Somit ist die Temperatur T„ oder die Menge an erhitztem Medium bei üblichen Wärmeaustauscherkonstruktionen begrenzt. Die gestrichelte Linie in Fig.8 zeigt, daß bei konventioneller Technik, wenn man mit einer Temperatur T^, des Mediums beginnen muß und eine Endtemperatur T,, erzielt, bei einer größeren Durchflußmenge an erhitztem Medium eine unmögliche Situation eintritt, in welcher die Flaschenhalstemperatur T"^ negativ ist (zum Beispiel die Temperatur des erhitzten Mediums wäre größer als die des heizenden Mediums). Dies verletzt den zweiten Hauptsatz der Thermodynamik, wonach Wärme daran gehindert ist, von einer niedrigen Temperaturquelle spontan zu einer hohen Temperatürsenke zu fließen. Dies ware ,iedoch nicht unmöglich, wenn die Lehre der vorstehenden Erfindung verwendet wird, bei der ein Mehrfachverdampfersystem vorgesehen ist, welches durch Stufenpumpen unterteilt ist. Dies ergibt ein Temperaturprofil, das durch die ausgezogenen Linien D¹ τ- A¹- B¹- C- E¹ angedeutet ist, welche die Temperaturbedingungen gemäß der Erfindung andeuten.

Die Auswahl der Größe, die mit Dampf Qualität Z_x, bezeichnet wurde, nämlich des Prozentsatzes der Flüssigkeit, die in Dampf während des thermodynamischen Übergangs umgewandelt wird, beeinflußt

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großem Kaße den Gesamtwirkungsgrad des V/ärraeaustauschers. Im allgemeinen gilt, daß ,ie größer die Damr>fqualität vor d/γη Stufenüber-

* (log-means-t.)

ist, um so größer wird die mittlere Differenztemperatur/zwi-

schen dem heizenden und geheizten Medium und un so größer wird die erforderliche Pumpenarbeit. Es läßt sich zeigen, daß gemäß der Gleichung

Q = AUATm

(log-means-t.)

die mittlere Teinperaturdifferenz/der beiden Medien direkt proportional der übertragenen Wärmemenge zwischen beiden Medien ist. Neben dem Aufwand für die Pumparbeit gibt es begrenzende Paktoren, welche die Wahl der Dampfqualität bestimmen. Beispielsweise erfordert ein hoher Wert Ζ_Λ höhere Punraenarbeit der Stufenpumpe,und zeitweise können die Ersparnisse, die aus der verringerten Oberfläche des Wärmeaustauschers resultieren, nicht die vergrößerte Pumpenarbeit und die entsprechenden Betriebskosten korn-

(log-means-t.) pensieren. Ferner kann eine große mittlere Temperaturdifferenz / einen Anstieg des örtlichen Wärmeflusses im Verdampferteil bewirken, in welchem Flüssigkeit in Dampf umgewandelt wird. Bei nominellem Wärmefluß v/ird Dampf in Form von Blasen gebildet, die von Kochsentren ausgehen und sich von der Wärmeübertragungsoberfläche entfernen und mit der Flüssigkeit weitergetragen v/erden. Wird der Wärmefluß weiter vergrößert, insbesondere, wenn die Strömungsgeschwindigkeit gering ist, so kann die Verdampfung zur Bildung einer Dampfschicht führen. Dampfschichten bewirken bekannterweise eine schlechte Wärmeleitung, sodaß die Röhrenwände sehr heiß v/erden und den in der Kesseltechnik bekannten mit "burn out" bezeichneten Zustand hervorrufen können. Weiterhin kann eine falsche Wahl des Wertes Z* und des Druckverhältnisses einmal eine zu hohe Pumpenarbeit oder eine Gefäßzerstörung bei dem liückmischen bewirken, was zur Unmöglichkeit führt, eine negative Pinchsituation zu vermeiden, die eingangs erwähnt wurde.

(log-means-t.)

Es gibt optimale, mittlere Temperaturdifferenzwerte/und ferner Flaschenhalstemperaturdifferenzen, bei denen die Oberfläche des Wärmeaustauschers bezüglich der kleinsten Fumpenleiicung einen

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Minimalwert auf v/eist. Dies hängt jedoch von spezifischen Eigenschaften und Bedingungen der Medien ebenso ab als wie von der Konstruktion des Wärmeaustauschers. Da einmal die thermodynamischen Eigenschaften bekannt sind, kann dieses Optimum unter Verwendung von otandardrechenmethoden bei der Wärmeübertragung errechnet werden, wobei enrairisch bestimmte Wärmeübertragungskoeffizienten und Berechnungen für die Pumpenarbeit abschnittsweise innerhalb des Wärmeaustauschers ausgeführt werden.

Allgemein gesprochen ist die erhöhte Pumpenarbeit nicht das größere Problem, wenn der Wärnieinhalt des aufzuheizenden Mediums verhältnismäßig klein ist. Im Falle von Materialien, wie Methan, welche einen V/ärmeinhalt während des Überganges von etv/a 1/3 des sen von i/asser besitzen, ist ein großer viert Z^ nicht sehr wirtschaftlich. Die Kompressionsarbeit der Mischung wird auf die thermodynamische Funktion bezogen, welche spezifisches Wärmeverhältnis genannt wird:

C = spezifische Wärme bei konstantem Druck C_v = spezifische Wärme bei konstantem Volumen

Je größer das spezifische Wärnieverhältnis ist, um so mehr Arbeit ist zur Kompression eines Dampfes erforderlich. Im allgemeinen besitzt der Dampf langer Kettennoleküle^. ein verhältnismäßig kleines Wärmeverhältnis, während Dampf einfacher Moleküle ein großes derartiges Verhältnis auf v/eist. Daher kann abhängig von den wärmeaustauschenden Medien und den Zweck des Austauschers, zum Beispiel ein gewünschter hoher Wert für T^ oder eine kleine Menge erwärmten Mediums, ein Optimalwert Z- zwischen dem ersten und zweiten Verdampfer im Bereich der Stufenpumpe gefunden v/erden.

Eine andere Variable besteht in der Verwendung von Vielfachverdanpfern. Fig.9 zeigt beispielsweise das Semperaturprofil unter Verwendung von drei Verdampfern und zwei Pumpen. Bei üblichen Systemen folgt das aufgeheist? Medium dem Temperaturprofil, wel-

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ches durch die gestrichelten Linien angedeutet ist, die einen "Flaschenhals" oder T¹¹¹Jj aufweisen. Bei Verwendung eines Dreifachverdampfersystems jedoch erfolgt eine Überhitzung des aufgeheizten Mediums in den Abschnitten D"- A", der Eintritt in einen Übergang zwischen A"-B", eine Kompression bei B"-C", den Eintritt in einen zweiten Phasenübergang bei C-E", eine erneute Kompression durch eine zweite Stufenpumpe bei E"-F", der Eintritt in einen dritten Phasenübergang bei F"-G" und der Austritt aus dem Austauscher bei T_x.^. Eine Anzahl von Temperaturflaschenhälsen bilden sich bei A"-A°", C"-C°" und F"-F°^tl. Aus dieser Figur ist ersichtlich, daß die Flaschenhälse sich oberhalb T¹¹¹M₅ nämlich dem Flaschenhals eines üblichen Systems stark vergrößern. Auf

(log-means-t.) diese Weise ist der mittlere Temperaturdifferenzwert /vergrößert und demzufolge die Wärmeübertragungsmenge verbessert.

Fig.10 zeigt eine weitere Abwandlung des Systems gemäß der vorliegenden Erfindung. In der schematischen Darstellung tritt das erwärmte Medium bei der Primärpumpe 71 ein und strömt durch die Heizwindungen 73 in Vorheizer bei einem Druck, der unterhalb des Enddruckes am Austritt liegt. Die Temperatur des Mediums steigt bis der Verdampfer 1 erreicht ist, zu welcher Zeit ein thermodynamischer übergang eintritt, und das Medium zum Teil verdampft. Anstelle einer einfachen Vergrößerung des Druckes des aufgeheizten Mediums und der sofortigen zwangsweisen Einführung des Mediums in den zweiten Verdampfer wird das Medium in seine flüssigen und dampfförmigen Zustände getrennt, um eine Cavitation zu vermeiden. Wie bereits vorher festgestellt wurde, ist dies besonders vorteilhaft im Hinblick auf den Stand der Technik in der Puirraentechnologie, wenn das Medium bereits in den Dampfzustand umgewandelt xirorden ist, wobei ein derartiges Medium etwa zwischen 10 und 85# Dampf enthalten kann. Dabei wird die flüssige Phase der Stufenpumpe 76 zugeführt, während die DamOfphase über die Stufenpumpe 75 geleitet wird. Beide Phasen werden darauf in dem Mischer 78 gemischt und in den zweiten Verdampferabschnitt eingespeist. Der Druck innerhalb des zweiten

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Verdampfers kann mittels der Drosselventile 79 oder 80 gesteuert werden, um eine v/eitere Flexibilität innerhalb des Systems zu gewinnen. ITach Austritt aus dem zweiten Verdampf erabschnitt wird das Medium, das sich jetzt vollständig im Dampfzustand befindet, im Endabschnitt des Austauschers überhitzt. An dieser Stelle wird die überwiegende Menge des überhitzten Dampfes bei Y abgeführt, während eine geringe Menge dieses Dampfes mittels des Drosselventils 80 ausgeleitet und in die Turbine 77 eingespeist wird, welche die Stufenpumpen 75? 76 antreiben kann. Auf diese Weise kann viel der Pumpenarbeit innerhalb des Systems aufgebracht v/erden. Wenn die Wärme des Dampfes innerhalb der Turbine 77 umgesetzt wird, kann der Dampf mit der zugeführten Flüssigkeit 42 in einem Vorgenerator 70 gemischt werden. Dies hat den weiteren Vorteil, daß das eintretende Medium 72 vorgeheizt wird. V/ahlweise ist eine Rückführung in jeden der Verdampfer möglich.

Bei dem nachfolgendem Ausführungsbeispiel ist zum Zweck der Erläuterung ein typischer abpjestufter Wärmeaustauscher beschrieben, dessen Ergebnisse für die Fig.11 bis 15 verwendet wurden, um die Vorteile und Gewinne bei der vorliegenden Erfindung zu beschreiben und Kriterien für die Bemessung der vorher diskutierten Variablen zu liefern.

Ausführungsbeispiel

Vorgesehen ist ein Abwärmekessel, in welchem heiße Gase unter Atmosphärendruck enthalten sind, die im wesentlichen aus Luft und Petroleumverbrennungsprodukten bestehen, beispielsweise Abgase einer Gasturbine, um Wasser von einer ungefähren Anfangstemperatur von 59⁰F, d.h. 15°C bis zu einem festgelegten überhitzten Dampf mit hohem Druck aufzuheizen. Zum Zwecke der Berechnung sei angenommen, daß die Heizgase eine Durchflußnenge von 100lb/sec, also 4-5,3kg/sec besitzen und eine spezifische Wärme bei konstantem Druck von 0,25Btu/°F/lb im Mittel während des gesamten Wärnieaustauschprozesses aufweisen. Als aufzuheizen-

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des Medium ist V/asser vorgesehen, dessen spezifische Wärme mit 1 Btu/lb/°F (d.h. 1 Btu = 1,05518 Joule) angenommen wird. Es sei angenommen, daß der mittlere Wärmeübertragungskoeffizient innerhalb eines typischen Kessels 20 Btu/^/h/ft angenommen wird. Dies stellt einen realistischen Wert dar, der sich aus den thermischen Leitfähigkeitskoeffisienten für Gase eines Luft-Petroleum-Verbrennungsproduktes als Gasmischung ergibt. Das bei einer Temperatur von 59°F (15°C) in den Wärmeaustauscher eintretende Wasser wird mit einem bestimmten Druck unterhalb des Enddruckes am Ausgang zugeführt. Nachdem das V/asser bis zu einem Dampfwert Z^ aufgeheizt worden ist, wurde die Mischung aus Dampf und V/asser erneut bis zum Druck komprimiert, um den neuen Wert Zp zu erreichen. Das Verhältnis des Enddruckes zum Vordruck R zusammen mit der ersten thermodynamischen Übergangstemperatur, das spezifische Wärmeverhältnisλ und Z, stellen die Konstruktionsvariablen dar. Die Endtemperatur des Dampfes wurde als Konstruktionsvariable gewählt, da diese Temperatur für den Dampfturbinenbetrieb und verschiedene chemische Prozesse von Bedeutung ist. Die Dampfmenge, die erzeugt werden kann, errechnet sich als Funktion der Flaschenhalstemperatur T™. Die Dampfdurchflußmenge M2 ist dann ein direktes Haß für die Menge des aufgeheizten Mediums und die Menge der zurückgewonnenen Wärme. Zum Zwecke der Bestimmung der thermodynamischen Eigenschaften von Dampf wurde eine übliche Dampftabelle benutzt, wie sie in den meisten Chemie-Ingenieur-Handbüchern verwendet wird. Das untenerläuterte Verfahren dient dazu, die Unterschiede der Konstruktions- und Verfahrensparameter zwischen einem üblichen Wärmeaustauscher mit nur einem Abschnitt und einem gestuften Wärmeaustauscher mit mehreren Verdamnfern zu zeigen, welcher die Erfindung bildet. Da die meisten Berechnungen Phasenübergänge des Mediums enthalten, werden die Berechnungen auf der Grundlage von Abschnitten durchgeführt, beginnend mit dem Überhitzungsabschnitt vor den Verdampferabschnitten und endend mit dem Vorheizerteil. Wenn die Berechnungen für alle Teile einzeln vollendet sind, werden die Ergebnisse lediglich addiert, um eine Gesamtenergiebilanz innerhalb des Systems aufzustellen.

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Die folgenden Gleichungen erläutern, auf welche Weise die Endergebnisse erreicht wurde mit den Symbolen gemäß Fig.3

A. Überhitzerabschnitt
Energiebilanz

-r,) = Enthalpie des V/assers bei Temperatur T_{n v}

₂z) = Enthalpie des überhitzten Dampfes bei der Temperatur T₂₃.

Durch Lösung dieser Gleichung läßt sich die Dampfdurchflußmenge M₂ des erwärmten Mediums erhalten. Die Enthalpie des Dampfes beim Sättigungspunkt E läßt sich aus den Dampftabellen bestimmen, woraus die v/erte hw(T_n „) und hg(T_o^) bestimmt werden können.

Nun läßt sich bei der Bestimmung der Temperatur des erwärmenden Mediums bei E⁰ (T-^o) fortfahren :

Qs = M₁Cp₁(T₂₁ - T_Eo) = M₂[hg(T₂₃) - hg(T_EC)J

Wenn dies vollendet ist, kann die mittlere Temperaturdifferenz im überhitzerabschnitt bestimmt werden (log-means-t.):

(^T21 - ^T23^} - ^(TE° - ^TC-E^ A¹Sm =

Die Oberfläche läßt sich dann wie folgt berechnen A_s = Q_s/U/\Tms

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2B00303

Identische Berechnungen können für die Verdampfer- und Vorheizerabschnitte gemacht werden. Die übertragenen Wärmemengen Q , Q-p und Q brauchen lediglich addiert zu werden, und die Gesamtfläche A läßt sich durch Addition der Teilflächen jedes Abschnittes A , A-g und A berechnen.

Wenn die Berechnungen für einen üblichen Wärmeaustauscher, wie oben dargestellt, ausgeführt sind, lassen sich ähnliche Berechnungen für einen mit Druckstufen versehenen Wärmeaustauscher gemäß der Erfindung durchführen. Es müssen jedoch zwei zusätzliche Variablen festgelegt werden, d.h. die Qualität bzw. der Anteil an in Dampf umgewandelte Flüssigkeit Z^ im ersten Verdampfer und das Druckverhältnis R, welches den Druck des erhitzten Mediums vor und nach der Stufenpumpe bezeichnet.

Der Überhitzerteil wird von der Verwendung des Systems gemäß der Erfindung mit Druckstufen nicht beeinflußt. Die anderen Teile des Systems müssen einzeln unter Verwendung einer Standardenergiebilanz und den Wärmeübertragungsgleichungen zusammen mit einem zusätzlichen Wert für die zugeführte Enthalpie durch die Stufenpumpe errechnet werden.

Man kann damit beginnen, indem verschiedene Werte für R und Zy, angenommen werden. Die Stufenpumpe setzt das V/asser unter Druck wobei P-o = P_c/p· Dabei bedeuten P-g und P die Drücke jeweils an den Punkten B und C in Pig. 3· Aus der Dampf tabelle lcann man Tß_B entsprechend P-n und alle Enthalpiewerte für die Flüssigkeit und den Dampf bei P-n und T» -g entnehmen. Wenn Z_x, gewählt ist, läßt sich die Pumpenarbeit, die für die adiabatische Kompression des Dampfes verbraucht wird, ausrechnen. In den nachfolgenden Berechnungen sei der Kompressorwirkungsgrad mit 0,75 angenommen. Daher ergibt sich eine Pumpenarbeit pro Pfund Dampf zu:

λ -Λ

W ■» C_pX(T_A__B+ 4-6CTR)X ψ* -1

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:n_c

Dabei bedeutet η der Pumpenwirkungsgrad und X läßt sich aus den üblichen Dampftabellen entnehmen. Wenn die Pumpenarbeit errechnet ist, läßt sich die Pumpenleistung bestimmen aus

P = H₂WZ₁

Aus der Energiebilanz beim Druck P läßt sich die Qualität Z~ entnehmen, d.h. den Prozentsatz von Flüssigkeit, welcher in Dampf nach dor Stufe umgewandelt wurde:

)J __B) -K-I-Z₁ )hf(T_A__B)

Darin bedeutet

hf= Enthalpie der Flüssigkeit hfg = latente Wäre bei der Verdampfung

Die Energiebilanz und die Wärmeübertragungsgleichung lassen sich erneut auf alle anderen Abschnitt jeweils anwenden, .hc = (1-Z₂)hf_e + Z₂hfg_e

Darin bedeuten

hc = Enthalpie am Punkt C in Fig.3 hf. = Enthalpie der Flüssigkeit bei T_n -^,

₄ e (j—Xi

hfg = die latente Wärme der Verdampfung bei Tqt?

Aus dem zweiten Verdampfer läßt sich die übertragene Wärmemenge Qp errechnen:

Qe₂=M₁Cp₁(TgO-T₀O) = M₂[h_e(T₀__E)-h_c(T₀__E)J und T_co wie folgt:

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Ap = Oberfläche des Verdampfers 2

Die erste Verdampferberechnung läßt sich darauf wie folgt weiterführen :

Q_e1 = M₁Cp₁(T₀O-^o)

^Qe1 ^{= fi}2^^Z1^hfßCTG-E^{) +} Ci-Z₁)^(T_0-3)]

Die letztgenannte Gleichung führt zum Erhalt der Temperatur T_Ao und erlaubt schließlich, die Oberfläche A₁ des Verdampfers 1 zu erhalten:

Q_e1 =

ÄTm_el

Die Berechnung des Vorheizteii's ist ähnlich der Obenangeführten. Q = M.Gp.iT.o-Tpp) = Mpfhfg(T_{n R})-hf(T_p,)J

Unter Verv/endun^ der obenausgeführten analytischen Methode wurde Fig.11 wie nachstehend abgeleitet:

Heißes Gas mit einer Durchflußmenge von M₁ wurde in den Wärmeaus tau£;c'ier mit einer Menge von 100 lb/sec eingeleitet. Die Tempera tur des heißen Gases betrug 95O°E¹)und für G wurde ein Wert von 0,25 Btu/lb/⁰];¹ angenommen. Diese Parameter entsprechen allgemein den Betriebsbedingungen einer Kraftwerksanlage mit kombinierten Gas- und Dampfturbinen. Als Eigenschaften des benötigten Dampfes wurden eine Temperatur von 900⁰F bei einem Druck von 4-00

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angenommen. Zwei FlaschenhalstenrneraturenÄT,,. wurden für Vergleichszwecke mit 50 F und -20 F angenommen. Das aufzuheizende Wasser trat in den Wärmeaustauscher mit ungefähr 59 F ein.

Folgt man den obenerläuterten Beziehungen, so entsteht ein Flaschenhals mit 50°F, d.h. 10⁰C, woraus ersichtlich ist, daß ein Wärmeaustauscher erforderlich ist, der eine Oberfläche von 18,44-3 18,44-3 ft² (=1,713 m²) besitzt, und erzeugt eine Dampfdurchflußmenge von 10,88 lb/sec (= 4,92 kg/sec). Der mittlere Wärmefluß Q/A wurde gefunden mit 3,0-'+ χ 10^Btu/ft /h. Unter Anwendung von Druckverhältnissen R von 2,4 und 8 sowie Variation der Werte von Z^, von 0 bis 1 läßt sich ein Anwachsen des Wärmeflusses Q/A oder eine entsprechende Abnahme der erforderlichen Oberfläche errechnen. Diese Ergebnisse sind in Fig.11 dargestellt. Die Vorteile bei der Anwendung des Systems gemäß der vorliegenden Erfindung lassen sich aus Fig.11 erkennen und wie folgt zusammenfassen:

1. Die Verwendung eines Wärmeaustauschersystems mit gestufter Verdampfung gemäß der Erfindung führt zu einer deutlichen Verringerung der wärmeübertragenden Oberfläche, da das Hindernis der FIaschenhalstenperatur beseitigt wird.

2. Hohe Werte von Z^, und hohe Druckverhältnisse ergeben maximale Werte für den Wärmefluß. Das bedeutet, daß sich größere Ersr>arnisse bei der Wärmeübertragungsfläche oder hinsichtlich des Gewichtes ergeben, wobei ein größerer Betrag an Pumpenarbeit erforderlich ist.

3. Die Dampferzeugung kann von 10,83 lb/sec auf 12,56 lb/nec vergrößert werden, indem eine negative Flaschenhalstemperatur von -20 F (=ca 11 C) angewendet wird, was die Energierückgewinnung um 15/j erhöht. Ohne Anwendung der Erfindung ist dieses Ergebnis nicht möglich.

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4. Bei höheren Werten von R gibt es Bereiche für die Größe Z^, in denen der Wärmeaustauscher gemäß der Erfindung wegen der ständigen negativen Flaschenhalstemperatur nicht betrieben werden kann, oder es gibt Zeiten, zu denen die Mischung nicht die Kochtemperatur beim Enddruck erreichen kann* Diese Bereiche sind mit "verbotenes Gebiet" in Fig.11 bezeichnet.

5. Im Falle der dargestellten negativen Flaschenhalstemperatur von -2O⁰F (= 11⁰C) gibt es keine Möglichkeit, einen Wärmeaustauscher ohne Verwendung der Stufenpumpen entsprechend der Erfindung zu bauen.

6. Die Erfindung erfordert "hardware", die bei bekannten Wärmeaustauschern nicht bekannt ist, d.h. eine kleine Dampfturbine, zwei Pumpen, Flüssig-Dampf-Trenneinrichtung und Mischer. Auch der IJiederdruckvorheizer und die Verdampferabschnitte können dünnere Wände besitzen als üblicher V/eise durch den ASME-Kessel-Code zugelassen sind.

Aus Fig.11 ist ersichtlich, daß unter Verwendung einer Flaschenhalstemperatur von 50⁰F (= 28°C) und einer Menge M₂ von 10,88 Ib/ see ein üblicher Wärmeaustauscher mit einem Ζ^,-Wert gleich null einen Wärmewert von Q/A von etwa 3·οοο Btu/h/ft besitzen würde. Unter Verwendung des Wärmeaustauschers gemäß der Erfindung, bei dem Ζ_Λ beistdelsweise mit 0,95 gewählt wird, liegt der Wert Q/A

in der Nähe von 4.000 Btu/h/ft . Daher kann unter Verwendung eines Wärmeaustauschers mit Druckstufen die Wärmeübertragungsfläche um 25^ verringert werden im Vergleich mit einem bekannten Wärmeaustauscher, der dieselbe Wärmeenergieübertragung bietet.

Fig.12 wurde in ähnlicher Weise erstellt mit dem Unterschied, daß der Dampfdruck auf 100 psia)gesenkt ist. Diese Bedingung entsüricht der typischen Betriebsweise einer Heizanlage. Aus Vergleich der Fig.12 mit Fig.11 ist ersichtlich, daß die Kurvenverläufe ziemlich ähnlich sind mit Ausnahme, daß der "verbotene Il

Bereich in Fig.12 etwas schmäler ist. Auch sind die Auswirkungen

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der Druckverhältnisse nicht so stark bei einem breiten Flaschenhals, wie wenn der Flaschenhals schmal oder negativ ist.

Fig.13 bezieht sich auf den Fall, in den die heißen Gase in den Verdampfer bei 1.250⁰F (=675°C) eintreten, und die erforderliche Dampftemperatur mit 1.00O⁰F (=525°C) angenommen wird. Wird eine Flaschenhalstemperatur mit 50⁰F angenommen, so ergeben sich die Kurven, wie in Fig.13 dargestellt. Zum Zwecke des Vergleichs wurde die obere Kurve aus Fig.12 der Kurve in Fig.13 überlagert, sodaß beide vergleichbar sind. Die beträchtliche Verringerung der Oberfläche oder der erhöhte V/ärmefluß ist besonders sinnfällig bei einem Heizgas mit 1.250⁰F (=675 C)₅ bei höheren Werten für Z* und größeren Werten für R. Wie ersichtlich ist eine beträchtliche Verringerung von W-O der Oberfläche verglichen mit bekannten Wärmeaustauschern möglich.

Die Vorteile eines in Stufen unterteilten Gegenstromwärmeaustauschers gemäß der Erfindung sind vielfältig, d.h. vier v/es entliche Hauptvorteile sind zu nennen: Zunächst ergibt sich aus der Anwendung der vorliegenden Erfindung eine Kostenreduktion, indem Oberfläche und Gewicht des Wärmeaustauschers verringert sind. Zum zweiten läßt sich die größtmögliche Temperatur in dem die Wärme abführenden Medium erreichen, sodaß die mit dem System verbundenen Einrichtungen im Hinblick auf einen besseren Wirkungsgrad konstruiert werden können. Zum dritten sind Energieverluste geringer, wodurch andererseits Betriebskosten gespart werden können. Viertens läßt sich eine weitere Verringerung des Gewichtes durch Anwendung dünnerer Wände im Vorheizer und den Verdampferabschnitten mit niedrigerer Temperatur innerhalb der Bestimmungen des "ASME Boiler Code" verwenden. Um die wirklichen Ersparnisse herauszustellen, wurde eine "Gewinngröße" '~n abgeleitet. Diese Gewinngröße läßt sich am besten durch Bestimmung der wirklichen Kostenersparnisse bei der Anwendung der Erfindung unter Berücksichtigung des Vorteils bei der zusätzlichen Ausrüstung und den Betriebskosten feststellen. Im allgemeinen liegen die Kosten

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für die Kesselfläche im Bereich von 5 bis IO #/ft . Für Pumpen, Kompressor und Zubehör werden Kosten zwischen 10 und 30 #/Ps in Abhängigkeit vom Wert Z^, geschätzt. Die Gewinngröße '>;läßt sich definieren als Oberfläche A ohne Stufung minus der Oberflächengröße A mit Anzahl der Stufen; CL , die Kosten pro Quadratfuß des Wärmeaustauschers als Ersparnis minus der Pumpenkosten MgW ausgedrückt in Pferdestärken mal Kosten pro Pferdestärken C₂ als zusätzliche Aufwendung. Die Differenz wird durch die Oberfläche mal die Kosten CL ohne Stufung dividiert und als Prozentsatz ausgedrückt.

(A₀

«i

^Ao^G1

Damit ist '<·> wirklich ein gebrochener Wert, der sich aus der Subtraktion der Pumpenkosten von der Kostendifferenz zwischen Wärmeaustauscher mit und ohne Stufung geteilt durch die Kosten des Wärmeaustauschers ohne Stufung ergibt. Je größer dieser Bruch, um so größer sind die Ersparnisse bei der Anwendung der vorliegenden Erfindung.

Um einen möglichst fairen Vergleich zu bieten, werden Zahlenwerte aus Beispielen ausgesucht, welche die Vorteile bei der Anwendung der vorliegenden Erfindung am klarsten hervorheben. Beispiels-

2
weise wurde für den Wert C. 5«#/ft und für C₂ # 30/Ps gewählt.

Die Gewinngröße als Kapitalkosten für die Druckverhältnisse R von 2 und 4- sind in Fig.14- dargestellt. Der größte Vorteil wird erreicht, wenn Z^ zwischen 0,2 und 0,4- liegt.

Um einen Wärmeaustauscher gemäß der Erfindung im Hinblick auf eine maximale Wärmerückgewinnung zu optimieren, ist der Betrieb im Bereich der "negative pinch" Flaschenhalstemperatur zu bevorzugen; obwohl ein mathematischer Vergleich zwischen einem Wärmeaustauscher gemäß der Erfindung und einem solchen mit konventioneller Ausführung gemacht v/erden kann, ist es in Wirklichkeit für

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einen konventionellen Wärmeauatausclior nicht möglich, im Bereich des "negative pinch" zu arbeiten. ^T,7ird eine negative FIaschennalstemperatur von -20 F (= -11 C) gewählt, so erhält man Gewinngrößen für Druckverhältnisse von 2 und 4-, die in Fig.15 dargestellt sind. Für ein Druckvorhältnis von ^ besitzt die zusammengesetzte Gewinngröße bei Z. eine Spitze zwischen 0,5 und 0,7· Bei einen Druckverhältnis von 2 wächst die Gewinncröße mit Zy, an. Eine Auswahl der Konstruktionsparameter ergibt, daß eine vollständige Verdampfung bei niedrigen Bruckverhältnissen angestrebt werden sollte. Als zusätzlicher Vorteil, der in den obigen Berechnungen nicht eingeschlossen ist, ergibt sich, daß die niedrigeren Drücke in den Vorheizer-und Verdampfem.hr;chnitten der vorliegenden Erfindung eine Reduktion der Wandstärke ermöglichen (bis zu den Grenzen, die im ASME Boiler Code angegeben sind), was in einer weiteren Kostenersparnis resultiert.

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Claims

17 P2 D

4. Jan. 1978

International Power "Technology, Palo Alto, Gal./USA

VJa rmeaustauscher

Priorität USA: 5.Januar 1977 - US Serial No. 756,891

Patentansprüche

1. ./"meaustauscher rait Druckstufen zur Verbesserung der Energieübertragung von einem ersten auf ein zweites Medium, die in Gegunstrom zueinander geführt sind, Gekennzeichnet durch

A. Mittel zum Vorheizen des zweiten Mediums über dessen Eintri;;tstenneratur in den Wärmeaustauscher bis auf eine Temperatur, bei der dieses aweite Medium in den ersten thernodynamischen Übergang bei ei in ο in Druck eintritt, der wesentlich unter dem Austrittsdruck dos zweiten Mediums aus dem V/ärmeaustauscher liegt,

3. durch niederdruckverdampfermittel, die bewirken, daß das zweite Medium einen Zustand partiellen thermod7raamischen Überganges Z,, erreicht,

0. Mit te L zur Erhöhung des Druckes des zwoiten Mediums bis zu ouio:.: ./ort, der im wesentlichen dem Enddruck beim Austritt des :;uoitOii Hcdiun.s entspricht und

I). •iochdruckverclamnfermittel, die bewirken, daß das zweite Medium ein.η zweiten thermodynamischen Übergang durchläuft.

8 O 9 8 2 8 / O 8 A 8 ORIGINAL INSPECTED

2. V/ärmeaustauscher nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß Mittel zum Überhitzen des zweiten Mediums hinter dem Iiochdruckverdamnfer angeordnet sind.

3. './ürmeaustauscher nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß wenn das zweite Medium den Kiederdruckverdannfer verläßt, dieses eine Umwandlung von Flüssigkeit in Dampf im Bereich von annähernd 10 bis 85,j besitzt, und Mittel zum Trennen der flüssigen und Dampfphasen in diesen zweiten Medium vorgesehen sind, die von Mitteln zur getrennten Drucksteigerung der flüssigen und Dampfphase gefolgt v/erden, auf welche v/eitere Mittel zum Mischen der flüssigen und Dampfphase vor dem Eintritt in die Hochdruckverdampfereinrichtung vorgesehen sind.

4. V/ärmeaustauscher nach Anspruch 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß ein Teil des zweiten Mediums, welcher den V/ärneaustauscher verläßt, auf den Eingang einer Turbine zurückgeführt wird, die funktionell mit Mitteln zur Drucksteigerung des zweiten Mediums zwischen den Hoch- und Niederdruckverdampfereinrichtungen verbunden ist.

5- Wärmeaustauscher nach einem der Ansprüche 1 bis 4-, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Medium bein Eintritt in die Turbine im wesentlichen sich im Dampfzustand befindet, während ,jener Teil des zweiten Mediums, v/elcher die Turbine verläßt, sich im wesentlichen im flüssigen Zustand befindet.

6. i'/ärmeaustauscher nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Teil des zweiten Mediums, welcher die Turbine verläßt, zu einer Mischung mit dem zweiten Medium herangozor:en wird, v/elches in den V/nrmeaus tauscher eintritt.

^r?. i'/^:ir:!ieauGtauscher nach einem der Ansprüche 1 bin 6, dadurch gekennzeichnet, daß die den Umlauf bewirkenden Mittel funktionell mit jeder Verdampferstufe verbunden sind.

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8. Kit Druckstufe!! versehener Wärmeaustauscher zur Verbesserung der Energieübertragung von einem ersten auf ein zweites Medium, welche auf Gcgenstromwer^en zueinander sich befinden nach einem der Ansprüche 1 bis 7, gekennzeichnet durch

A. Mittel zum Vorheizen des zweiten Mediums von dessen Tenperatur bein Eintritt in den Wärmeaustauscher auf eine Temperatur, bei der dieses zweite Kediun in einen thernodvnanischen Überp\in:-cnunl:t eintritt, v;obei der Druck im wesentlichen unter dem Austrittsdruck des aweiten Mediums aus den Wärmeaustauscher gehalten wird;

B. eine Kiederdruckverdampferanordnung, welche bewirkt, daß das zv.xite Hodiun den Zustand mit teilweise thermodynamischen Übergang Z,, erreicht;

C. Mittel zum Erhöhen des Driickes bei den zweiten Medium bis zu einen Punkt, in welchem der thernodynamische übergang auf-1 ort;

D. Mittel zum Steigern der Temperatur bis zu einem Punkt, an welchem der thermodynanische Übergang erneut auftritt;

"C. eine zweite Verdampferanordnung, in welcher sich das zweite Medium während des zweiten thermodynamicchen Überganges befinc et;

P. zusätzliche, den Druck steigernde Mittel und Verdampfereinrichtungen zum Wiederholen eines thermodynamischen Überganges in dem zweiten Medium bis ein Austrittenddruck erreicht ist und

G. eine überhitZungsanordnung, um das zweite Medium bis zu seiner Aur.trittsendtemperatur aufzuheizen.

¹V. v/ärr.eaustauscher nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, da.';, eis π zweite Medium, wenn es jeweils die Verdampfer, abgesehen vor.i letzten Verdampfer, verläßt eine in Dampf umgex^andelte Flüssinkeitsmcnge zwischen 10 und Qyp etwa besitzt, und Mittel zur?. Trennen der flüssigen und Dampfphasen bei dem zweiten Medium vorgesehen sind, die von Mitteln zum getrennten Steigern des

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Druckes dieser flüssigen und Dampf phasen gefolgt v/erden, auf welche ferner vor dem Eintritt in die folgenden Verdanpferstufen Mittel zum Mischen der flüssigen und Dampfphasen nachfolgend vorgesehen sind.

10. Wärmeaustauscher nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Mittel zur Drucl^steigerung des zweiten Mediums Kompressoreinrichtungen sind.

11. Wärmeaustauscher nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Mittel zur Drucksteigerung der flüssigen und Dampfphasen jeweils Flüssigkeits- und Dampfpumpen sind.

12. Wärmeaustauscher nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß die Dar.pf- und Flüssigkeitspumpen derart bemessen sind, daß sie einen annähernd konstanten Z-Wert aufrecht erhalten.

13. Verfahren zum Verbessern der Energieübertragung in einem Gegenstronwärmeaustauscher von einem ersten Medium zu einem zweiten strömenden Medium, wobei das erste Medium auf höherer Temperatur als das zweite Medium ist, gekennzeichnet durch folgende Schritte:

A. Vorheizen des zweiten Mediums bis zu einem thermodynamisehen Übergangspunkt bei einem Druck, der wesentlich unter dem Austrittsdruck des zweiten Mediums aus dem Wärmeaustauscher liegt;

B. Einführung des zweiten Mediums in einen Niederdruckverdampfer, in dem dieses zweite Medium in einen Zustand teilweisen thermodynamischen Übergangs gelangt;

C. Steigern des Druckes des zweiten Mediums bis zu einem Punkt, der im wesentlichen gleich dem Austrittsenddruck des zweiten Mediums ist und

D. Einführung des zweiten Mediums in einen Hochdruckverdampfer, in dem das zweite Medium den thermodynamischen Übergang fortsetzt.

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14-, Verfahren nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Medium nach Verlassen des zweiten Verdampfers überhitzt wird.

15· Verfahren nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das zweite Mediuni beim Verlassen des Niederdruckverdampfers eine Umwandlung'von Flüssigkeit in Dampf im Bereich zwischen etwa 10 und 85# erhielt, und die flüssige und feste Phase vor der Drucksteigerung zum Austrittsenddruck getrennt werden.

16. Verfahren nach Anspruch 15» dadurch gekennzeichnet, daß die flüssige und feste Phase vor dem Eintritt in den Hochdruckverdampfer gemischt werden.

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