EP0778932B1 - Durchlaufdampferzeuger - Google Patents

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EP0778932B1
EP0778932B1 EP95928954A EP95928954A EP0778932B1 EP 0778932 B1 EP0778932 B1 EP 0778932B1 EP 95928954 A EP95928954 A EP 95928954A EP 95928954 A EP95928954 A EP 95928954A EP 0778932 B1 EP0778932 B1 EP 0778932B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
combustion chamber
evaporator tubes
steam generator
tube
evaporator
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP95928954A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0778932A1 (de
Inventor
Joachim Franke
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Siemens AG
Original Assignee
Siemens AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Siemens AG filed Critical Siemens AG
Publication of EP0778932A1 publication Critical patent/EP0778932A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0778932B1 publication Critical patent/EP0778932B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F22—STEAM GENERATION
    • F22B—METHODS OF STEAM GENERATION; STEAM BOILERS
    • F22B29/00—Steam boilers of forced-flow type
    • F22B29/06—Steam boilers of forced-flow type of once-through type, i.e. built-up from tubes receiving water at one end and delivering superheated steam at the other end of the tubes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F22—STEAM GENERATION
    • F22B—METHODS OF STEAM GENERATION; STEAM BOILERS
    • F22B29/00—Steam boilers of forced-flow type
    • F22B29/06—Steam boilers of forced-flow type of once-through type, i.e. built-up from tubes receiving water at one end and delivering superheated steam at the other end of the tubes
    • F22B29/061—Construction of tube walls
    • F22B29/062—Construction of tube walls involving vertically-disposed water tubes

Definitions

  • the invention relates to a once-through steam generator with a combustion chamber which is rectangular in cross section, each of which Combustion chamber wall arranged essentially vertically and over Pipe webs includes evaporator tubes connected to one another in a gas-tight manner, that of a flow medium from bottom to top are flowable.
  • the heating leads from the In contrast to combustion chamber walls forming evaporator tubes a natural circulation steam generator with only partial evaporation of the circulating water-water / steam mixture a complete evaporation of the flow medium in the Evaporator tubes in one pass. While with the natural circulation steam generator the evaporator tubes are basically vertical are arranged, the evaporator tubes of the continuous or forced-flow steam generator both vertically and helical - and thus inclined - be arranged.
  • a once-through steam generator whose combustion chamber walls are vertical arranged evaporator tubes is built is opposite one with a helical tube Continuous steam generator to produce more cost-effectively.
  • Continuous steam generator with vertical tubing also face those with inclined evaporator tubes lower water / steam side pressure losses. However, they can unavoidable differences in the heat input to the individual vertically arranged evaporator tubes to temperature differences between adjacent evaporator tubes - in particular at the outlet of the evaporator.
  • a compensation of the temperature curve in horizontal Direction - and thus a good heating compensation - is at the helical tube of the combustion chamber (spiral winding) achieved since each evaporator tube or parallel tube runs through practically all heating zones of the combustion chamber.
  • the spiral winding leads to one in comparison vertical tubing due to comparatively small entry areas of the evaporator tubes and thus one comparatively low total number of evaporator tubes at higher speeds of the flow medium in the evaporator tubes. This in turn leads to a comparatively high water / steam-side pressure loss.
  • the invention has for its object one for high Continuous steam generator designed for thermal efficiencies to be indicated with vertically piped combustion chamber walls in which the temperature differences at the evaporator outlet to particularly low values are reduced.
  • This object is achieved in that a from a single evaporator tube and the associated one Pipe web formed heat absorption surface in evaporator tubes in the central area of the combustion chamber wall is smaller than in a corner of the combustion chamber.
  • the invention is based on the consideration that the Heat absorption of the evaporator tubes not only via the gas side Half of the pipe circumference, but also over the pipe webs or tubular fins.
  • the self does not cooled pipe webs absorbed heat to the neighboring Evaporator tubes released.
  • the heat absorption area of an individual Evaporator tube is therefore composed of the Half of the flame body facing the inside of the combustion chamber.
  • the circumference of the evaporator tube and the area of a tube web The area of a pipe web results from the entire width of a pipe web or two times half the width of two Pipe webs and from its length in the vertical direction.
  • the width of the Pipe webs starting from the middle area to the corners of the Combustion chamber, successively to.
  • the evaporator tubes each combustion chamber wall into groups with tube webs each because the same width summarized, the width of the Pipe webs of different groups is different. This The alternative is practically simpler than the former perform.
  • the evaporator tubes in the area of the corners of the combustion chamber have additional tube webs in the combustion chamber protrude into it.
  • smooth tubes are expediently included a smooth inner surface.
  • the advantages achieved with the invention are in particular in that by reducing the heat absorption area in the middle of the combustion chamber walls in contrast to the Corners of the combustion chamber the different heat input into the individual evaporator tubes is equalized.
  • the width of the webs or fins between the evaporator tubes not - as before - over the entire circumference of the combustion chamber the same, but smaller in the middle of the wall than in the combustion chamber corners is selected, decreases in the The heat-absorbing surface for each individual in the middle of the wall Evaporator tube and it enlarges in the corners. Accordingly the heat absorption decreases or increases of the individual evaporator tubes. This causes the high heat input into one arranged in the middle of a combustion chamber wall Evaporator tube reduced and the lower heat input in an evaporator tube arranged in the corner of the combustion chamber wall will be raised.
  • a continuous steam generator 2 is shown schematically in FIG shown rectangular cross section, its vertical throttle cable is formed from a surrounding wall 4, which at the lower end passes into a funnel-shaped bottom 6.
  • the bottom 6 includes a discharge opening 8 not shown for Ash.
  • the throttle cable In the lower area A of the throttle cable are a number of burners 10 of which only one is visible to a fossil Fuel in the from vertically arranged evaporator tubes 12 formed surrounding wall or combustion chamber 4 attached.
  • the vertically arranged evaporator tubes 12 are in this area A over tube fins or tube webs 14 (figures 2 and 3) in the form of metal strips for gas-tight combustion chamber walls 4a welded together.
  • the operation of the Flow-through steam generator 2 flowed from bottom to top Evaporator tubes 12 form an evaporator heating surface in this area A. 16.
  • the combustion steam generator 4 is located in the combustion chamber 4 during operation 2 one when burning the fossil Fuel arising flame body 17, so that this Area A of the continuous steam generator 2 by a very high Excellent heat flow density.
  • the flame body 17 has a Temperature profile on that, starting from about the middle of the Combustion chamber 4, both in the vertical direction and up down as well as horizontally to the sides, that is, decreases towards the corners of the combustion chamber 4.
  • A is located above the lower area A of the throttle cable second flame distant area B, above which a third upper one Area C of the throttle cable is provided. In areas B and C of the throttle cable, convection heating surfaces 18, 20 and 22 are arranged. A is located above area C of the throttle cable Flue gas outlet channel 24, through which the combustion of the fossil fuel flue gas RG the vertical Throttle cable leaves.
  • FIGS. 2 and 3 each show a cross section in the detail through the combustion chamber 4 in area A of the gas flue, whereby two combustion chamber walls adjoining a corner 26, 26 ' 4a ( Figure 2) and 4a '( Figure 3) are shown.
  • 4a ' are those between neighboring ones Evaporator tubes 12, 12 'provided tube webs 14 or 14 'welded to these on the longitudinal side. This design is also referred to as tube-web-tube construction.
  • each combustion chamber wall 4a, 4a ' is constructed from approximately 360 evaporator tubes 12 and 12', respectively.
  • d 1 , d '/ 1 of the evaporator tubes 12, 12' of approximately 30 mm and a width b, b 'of the tube webs 14, 14' of approximately 20 mm
  • the overall width of each combustion chamber wall 4a or 4a ' is approximately 20 m.
  • the heat absorption surface F' results also from each half the width b 'of two to the evaporator tube 12 'adjacent pipe webs 14' and again the half the circumference of the individual evaporator tube 12 'and its Length.
  • This latter definition is based on the consideration that on the one hand the temperature of each tube web 14, 14 ' on its half width b, b ', that is in the middle of the Rohrstegs 14, 14 ', has the highest value and to the two adjacent evaporator tubes 12 or 12 'decreases. To the others give each pipe web 14, 14 'its heat Half to the two adjacent evaporator tubes 12 and 12 ' from.
  • the width b the tube webs 14 between the evaporator tubes 12 from the Center of each combustion chamber wall 4a to each corner 26 of the combustion chamber 4 gradually, that is gradually, to.
  • heat absorption surface F of the individual evaporator tubes 12 from each corner 26 of the combustion chamber 4 every combustion chamber wall 4a to the Middle is reduced.
  • the fin width b thus decreases same heat supply per area the heat absorption per evaporator tube 12.
  • a resulting lower heat flow density leads to the outside of the evaporator tube 12 a reduced amount of heat on the inside of the evaporator tube 12. This goes both the local heat flow density as well as over the total height of the once-through steam generator 2 the integral heat flow density. this leads to good local cooling of the evaporator tubes 12.
  • each combustion chamber wall 4a' to groups G1 to G4 combined with tube webs 14 'each of the same width b'.
  • the width b 'of the tube webs 14' is different Groups G1, G2, G3 and G4 different.
  • the width b 'of Pipe webs 14 'of those groups that the corner 26' of Adjacent combustion chamber 4 is preferably the same. In the embodiment these are the tube webs 14 'of group G1 and a group G5 of the two adjacent to the corner 26 ' Combustion chamber walls 4a '.
  • Evaporator tubes 12 and 12 ' are smooth tubes with a smooth surface on the inside.
  • 4a 'of the continuous steam generator 2 with such internally ribbed Evaporator tubes 12 and 12 'of the axial flow in a swirl is superimposed on the evaporator tubes 12, 12 ', so that due to an additional speed component a particularly good cooling effect of the evaporator tubes 12, 12 'is achieved.
  • This has a particularly advantageous effect in the operation of the continuous steam generator 2 in the critical Pressure range at about 210 bar.

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Description

Die Erfindung bezieht sich auf einen Durchlaufdampferzeuger mit einer im Querschnitt rechteckigen Brennkammer, deren jede Brennkammerwand im wesentlichen vertikal angeordnete und über Rohrstege miteinander gasdicht verbundene Verdampferrohre umfaßt, die von einem Strömungsmedium von unten nach oben durchströmbar sind.
Bei einem Durchlaufdampferzeuger führt die Beheizung von die Brennkammerwande bildenden Verdampferrohren, im Gegensatz zu einem Naturumlaufdampferzeuger mit nur teilweiser Verdampfung des im Umlauf geführten Wasser-Wasser/Dampf-Gemisches, zu einer vollständigen Verdampfung des Strömungsmediums in den Verdampferrohren in einem Durchgang. Während beim Naturumlaufdampferzeuger die Verdampferrohre prinzipiell vertikal angeordnet sind, können die Verdampferrohre des Durchlauf- oder Zwangdurchlaufdampferzeugers sowohl vertikal als auch schraubenförmig - und damit geneigt - angeordnet sein.
Ein Durchlaufdampferzeuger, dessen Brennkammerwände aus vertikal angeordneten Verdampferrohren aufgebaut ist, ist gegenüber einem eine schraubenförmige Berohrung aufweisenden Durchlaufdampferzeuger kostengünstiger herzustellen. Durchlaufdampferzeuger mit vertikaler Berohrung haben außerdem gegenüber solchen mit geneigten Verdampferrohren niedrigere wasser-/dampfseitige Druckverluste. Allerdings können die nicht vermeidbaren Unterschiede in der Wärmezufuhr zu den einzelnen vertikal angeordneten Verdampferrohren zu Temperaturdifferenzen zwischen benachbarten Verdampferrohren - insbesondere am Austritt des Verdampfers - führen.
Da bei einer vertikal berohrten Brennkammer die Größe des Wärmestroms und damit der Wärmeeintrag in ein einzelnes Verdampferrohr abhängig von dessen Position in der Brennkammerwand ist, erfährt ein Verdampferrohr in einer Ecke der rechteckigen Brennkammer oder Brennkammerumfassung über dessen gesamter Länge eine geringere gasseitige Wärmestromdichte als ein Verdampferrohr in der Mitte einer Brennkammerwand. Ursache hierfür ist der Umstand, daß ein bei der Verbrennung eines fossilen Brennstoffs entstehender Flammenkörper innerhalb der Brennkammer den gesamten zur Verfügung stehenden Raum nicht gleichmäßig ausfüllt. Somit ergibt sich innerhalb der Brennkammer ein sowohl in vertikaler als auch in horizontaler Richtung annähernd glockenförmiges Temperaturprofil, das ausgehend vom Mittenbereich der Brennkammer sowohl nach oben und nach unten als auch zu den Ecken der Brennkammer hin abnimmt. Dadurch ergibt sich eine erhöhte Wärmezufuhr in die Verdampferrohre in der Mitte der Brennkammerwände im Vergleich zu den Verdampferrohren im Bereich der Ecken der Brennkammer. Dies wiederum erschwert die wasser-/dampfseitige Kühlung der Verdampferrohre im Mittenbereich der Brennkammerwände. Dies kann zu unzulässig hohen Dampftemperaturen am Austritt der Verdampferrohre führen. Auch die Temperatur der Rohrstege kann infolge der hohen Wärmestromdichte in der Mitte der Brennkammerwände unzulässig hohe Werte annehmen.
In vertikaler Richtung der Brennkammer können unzulässig hohe Temperaturdifferenzen zwischen benachbarten Rohren vermieden werden durch eine drastische Reduzierung des Reibungsdruckverlusts. Die Reduzierung ihrerseits wird erreicht durch eine entsprechende Absenkung der Strömungsgeschwindigkeit oder der Massenstromdichte in den Verdampferrohren. Dazu ist allerdings der Einsatz innenberippter Verdampferrohre erforderlich, da diese auch bei niedrigen Massenstromdichten besonders gute Wärmeübergangseigenschaften aufweisen. Derartige Verdampferrohre mit auf ihrer Innenseite ein mehrgängiges Gewinde bildende Rippen sowie deren Einsatz in Dampferzeugern sind zum Beispiel aus der europäischen Patentanmeldung 0 503 116 bekannt.
Bei einer Berohrung der Brennkammerwände eines Durchlaufdampferzeugers mit innenberippten Verdampferrohren wird der Axialströmung ein Drall überlagert, der zu einer Phasenseparation des Wärmeaufnahmemediums mit einem Wasserfilm an der Rohrinnenwand führt. Dadurch kann der sehr gute Wärmeübergang des Siedens fast bis zur völligen Verdampfung des Wassers aufrechterhalten werden. Im Druckbereich zwischen 200 bar und 221 bar lassen sich jedoch bei starker Beheizung mit einer Drallströmung allein nicht immer unzulässig hohe Wandtemperaturen vermeiden. In der Nähe des kritischen Drucks bei etwa 210 bar - wo es nur noch einen geringen Dichteunterschied gibt zwischen flüssigkeitsähnlichem und dampfähnlichem Medium - ist die Benetzung der Rohrinnenwand oder Heizfläche wesentlich schwieriger zu gewährleisten als in einem unterhalb von 200 bar liegenden Druckbereich. Dies ist dadurch bedingt, daß ein sich zwischen der Rohrwand und der flüssigen Phase des Wärmeaufnahmemediums bildender Dampffilm den Wärmeübergang behindert (Filmsieden). In diesem Bereich der Dampffilmbildung steigt die Temperatur der Rohrwand stark an. Wie in dem Aufsatz "Verdampferkonzepte für Benson-Dampferzeuger" von J. Franke, W. Köhler und E. Wittchow, veröffentlicht in VGB Kraftwerkstechnik 73 (1993), Heft 4, Seiten 352 bis 360, beschrieben, reichen oberhalb eines Drucks von rund 210 bar bereits geringe Wandüberhitzungen aus, um vom Siedezustand mit benetzter Heizfläche zum Filmsieden mit unbenetzter Heizfläche zu gelangen. Auch können sich im genannten Druckbereich bereits bei geringfügigen Überhitzungen in der überhitzen Grenzschicht Dampfblasen bilden, die sich zu großen Blasen vereinigen und somit die Wärmeübertragung behindern (homogene Keimbildung).
Der beschriebene Wärmeübergangsmechanismus führt nun dazu, daß in den genannten Rohren von Durchlaufdampferzeugern, die mit Drücken von etwa 200 bar und darüber betrieben werden, die Massenstromdichte - und damit der Reibungsdruckverlust - höher gewählt werden müssen als bei Durchlaufdampferzeugern, die mit Drücken unterhalb von 200 bar betrieben werden. Dadurch geht der Vorteil verloren, daß bei Mehrbeheizung einzelner Rohre auch deren Durchsatz steigt. Da jedoch hohe Dampfdrücke über 200 bar erforderlich sind, um hohe thermische Wirkungsgrade - und damit niedrige Kohlendioxid-Emissionen - zu erzielen, ist es notwendig, auch in diesem Druckbereich eine gute Wärmeübertragung sicherzustellen. Daher werden Durchlaufdampferzeuger mit senkrecht berohrten Brennkammerwanden üblicherweise mit verhältnismäßig hohen Massenstromdichten in den Verdampferrohren betrieben, um im kritischen Druckbereich von etwa 200 bar bis 221 bar stets einen ausreichend hohen Wärmeübergang von der Verdampferrohrwand an das Strömungs- oder Wärmeaufnahmemedium zu erreichen. Diese Maßnahmen berücksichtigen jedoch in erster Linie den Temperaturverlauf in vertikaler Richtung der Brennkammer.
Eine Kompensation des Temperaturverlaufs in horizontaler Richtung - und damit ein guter Beheizungsausgleich - wird bei der schraubenförmigen Berohrung der Brennkammer (Spiralwicklung) erzielt, da jedes Verdampferrohr oder Parallelrohr praktisch alle Beheizungszonen der Brennkammer durchläuft. Allerdings führt die Spiralwicklung im Vergleich zu einer senkrechten Berohrung aufgrund vergleichsweise kleiner Eintrittsflächen der Verdampferrohre und damit einer vergleichsweise geringen Gesamtzahl von Verdampferrohren zu höheren Geschwindigkeiten des Strömungsmediums in den Verdampferrohren. Dies wiederum führt zu einem vergleichsweise hohen wasser-/ dampfseitigen Druckverlust.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen für hohe thermische Wirkungsgrade ausgelegten Durchlaufdampferzeuger mit vertikal berohrten Brennkammerwanden anzugeben, bei dem die Temperaturdifferenzen am Verdampferaustritt auf besonders niedrige Werte reduziert sind.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß eine aus einem einzelnen Verdampferrohr und dem diesem zugeordneten Rohrsteg gebildete Wärmeaufnahmefläche bei Verdampferrohren im Mittenbereich der Brennkammerwand kleiner ist als in einer Ecke der Brennkammer.
Die Erfindung geht dabei von der Überlegung aus, daß die Wärmeaufnahme der Verdampferrohre nicht nur über die gasseitige Hälfte des Rohrumfangs, sondern auch über die Rohrstege oder Rohrflossen erfolgt. Dabei wird die von den selbst nicht gekühlten Rohrstegen aufgenommene Wärme an die benachbarten Verdampferrohre abgegeben. Die Wärmeaufnahmefläche eines einzelnen Verdampferrohres setzt sich daher zusammen aus dem dem Flammenkörper im Innern der Brennkammer zugewandten halben Umfang des Verdampferrohrs und der Fläche eines Rohrstegs. Die Fläche eines Rohrstegs ergibt sich aus der gesamten Breite eines Rohrstegs oder aus zweimal der halben Breite zweier Rohrstege und aus dessen Länge in vertikaler Richtung.
Um nun die so definierten Wärmeaufnahmeflächen der einzelnen Verdampferrohre zumindest annähernd an den Temperaturverlauf in horizontaler Richtung anzupassen, ist in zweckmäßiger Ausgestaltung die Breite der die Verdampferrohre verbindenden Rohrstege im Mittenbereich jeder Brennkammerwand kleiner als in den Ecken der Brennkammer.
In zweckmäßiger Ausgestaltung nimmt dabei die Breite der Rohrstege, ausgehend vom Mittenbereich zu den Ecken der Brennkammer hin, sukzessiv zu. Alternativ sind die Verdampferrohre jeder Brennkammerwand zu Gruppen mit Rohrstegen je weils gleicher Breite zusammengefaßt, wobei die Breite der Rohrstege verschiedener Gruppen unterschiedlich ist. Diese Alternative ist gegenüber der erstgenannten praktisch einfacher durchzuführen.
Die Herstellung von Brennkammerwänden mit vertikal angeordneten Verdampferrohren und mit in der Breite unterschiedlichen Rohrstegen kann zweckmäßigerweise auch dadurch vereinfacht werden, daß die Breite der Rohrstege von an die Ecken jeder Brennkammerwand angrenzenden Gruppen gleich ist.
Um die Wärmeaufnahmefläche im Bereich der Ecken der Brennkammer gegenüber dem Mittenbereich zusätzlich zu vergrößern, können die Verdampferrohre im Bereich der Ecken der Brennkammer zusätzliche Rohrstege aufweisen, die in die Brennkammer hineinragen.
Bei einem im Gleitdruck betriebenen Durchlaufdampferzeuger, bei dem sich der Pumpendruck nach der benötigten Dampfmenge richtet, werden zweckmäßigerweise sogenannte Glattrohre mit einer glatten Innenoberfläche eingesetzt. Alternativ können aber auch innenberippte Rohre eingesetzt werden. Dabei kann sowohl bei Glattrohren als auch bei innenberippten Verdampferrohren eine Variation des Rohrinnen- und/oder des Rohraußendurchmessers die unterschiedliche Wärmezufuhr in ein einzelnes Verdampferrohr zusätzlich vergleichmäßigen. In einer Ecke der Brennkammer ist dann ein Verdampferrohr mit einem im Vergleich zu einem Verdampferrohr in der Mitte einer Brennkammerwand größeren Durchmesser eingesetzt.
Die mit der Erfindung erzielten Vorteile bestehen insbesondere darin, daß durch eine Verringerung der Wärmeaufnahmefläche im Mittenbereich der Brennkammerwände im Gegensatz zu den Ecken der Brennkammer die unterschiedliche Wärmezufuhr in die einzelnen Verdampferrohre vergleichmäßigt wird. Dadurch, daß die Breite der Rohrstege oder Rohrflossen zwischen den Verdampferrohren nicht - wie bisher - über den gesamten Brennkammerumfang gleich, sondern in den Wandmitten kleiner als in den Brennkammerecken gewählt wird, verringert sich in den Wandmitten die wärmeaufnehmende Fläche für jedes einzelne Verdampferrohr und sie vergrößert sich in den Ecken. Dementsprechend verringert bzw. vergrößert sich die Wärmeaufnahme der einzelnen Verdampferrohre. Dadurch wird die hohe Wärmezufuhr in ein in der Mitte einer Brennkammerwand angeordnetes Verdampferrohr verringert und die geringere Wärmezufuhr in ein in der Ecke der Brennkammerwand angeordnetes Verdampferrohr wird erhöht.
Ausführungsbeispiele der Erfindung werden anhand einer Zeichnung näher erläutert. Darin zeigen:
  • Figur 1 in vereinfachter Darstellung einen Durchlaufdampferzeuger mit vertikal angeordneten Verdampferrohren,
  • Figur 2 im Ausschnitt einen Querschnitt entlang der Linie II-II in Figur 1 mit gasdichten Brennkammerwanden mit unterschiedlich breiten Rohrstegen, und
  • Figur 3 einen Ausschnitt gemäß Figur 2 mit Gruppen von Verdampferrohren mit gruppenweise gleichen Stegbreiten.
    • Einander entsprechende Teile sind in allen Figuren mit den gleichen Bezugszeichen versehen.
    In Figur 1 ist schematisch ein Durchlaufdampferzeuger 2 mit rechteckigem Querschnitt dargestellt, dessen vertikaler Gaszug aus einer Umfassungswand 4 gebildet ist, die am Unterende in einen trichterförmigen Boden 6 übergeht. Der Boden 6 umfaßt eine nicht näher dargestellte Austragsöffnung 8 für Asche.
    Im unteren Bereich A des Gaszugs sind eine Anzahl von Brennern 10, von denen nur einer sichtbar ist, für einen fossilen Brennstoff in der aus vertikal angeordneten Verdampferrohren 12 gebildeten Umfassungswand oder Brennkammer 4 angebracht. Die vertikal verlaufend angeordneten Verdampferrohre 12 sind in diesem Bereich A über Rohrflossen oder Rohrstege 14 (Figuren 2 und 3) in Form von Metallbändern zu gasdichten Brennkammerwanden 4a miteinander verschweißt. Die beim Betrieb des Durchlaufdampferzeugers 2 von unten nach oben durchströmten Verdampferrohre 12 bilden in diesem Bereich A eine Verdampferheizfläche 16.
    In der Brennkammer 4 befindet sich beim Betrieb des Durchlaufdampferzeugers 2 ein bei der Verbrennung des fossilen Brennstoffs entstehender Flammenkörper 17, so daß sich dieser Bereich A des Durchlaufdampferzeugers 2 durch eine sehr hohe Wärmestromdichte auszeichnet. Der Flammenkörper 17 weist ein Temperaturprofil auf, das, ausgehend von etwa der Mitte der Brennkammer 4, sowohl in vertikaler Richtung nach oben und nach unten als auch in horizontaler Richtung zu den Seiten, das heißt zu den Ecken der Brennkammer 4, hin abnimmt.
    Über dem unteren Bereich A des Gaszugs befindet sich ein zweiter flammenferner Bereich B, über dem ein dritter oberer Bereich C des Gaszugs vorgesehen ist. In den Bereichen B und C des Gaszugs sind Konvektionsheizflächen 18, 20 und 22 angeordnet. Oberhalb des Bereichs C des Gaszugs befindet sich ein Rauchgasaustrittskanal 24, über den das durch die Verbrennung des fossilen Brennstoffs erzeugte Rauchgas RG den vertikalen Gaszug verläßt.
    Die Figuren 2 und 3 zeigen jeweils im Ausschnitt einen Querschnitt durch die Brennkammer 4 im Bereich A des Gaszugs, wobei zwei an einer Ecke 26, 26' angrenzende Brennkammerwände 4a (Figur 2) bzw. 4a' (Figur 3) dargestellt sind. Zur Bildung der gasdichten Brennkammerwände 4a, 4a' sind die zwischen benachbarten Verdampferrohren 12, 12' vorgesehenen Rohrstege 14 bzw. 14' mit diesen längsseitig verschweißt. Diese Bauweise wird auch als Rohr-Steg-Rohr-Konstruktion bezeichnet.
    Die Rohrstege 14, 14' weisen eine dem jeweiligen Abstand zwischen benachbarten Verdampferrohren 12, 12' entsprechende Breite b bzw. b' auf. Bei einem Durchlaufdampferzeuger 2 mit einer Leistung von 600 MW ist jede Brennkammerwand 4a, 4a' aus etwa 360 Verdampferrohren 12 bzw. 12' aufgebaut. Bei einem Außendurchmesser d1, d ' / 1 der Verdampferrohre 12, 12' von etwa 30 mm und einer Breite b, b' der Rohrstege 14, 14' von etwa 20 mm ergibt sich eine Gesamtbreite jeder Brennkammerwand 4a bzw. 4a' von etwa 20 m.
    Aus der Breite b der Rohrstege 14 und dem halben Umfang 12a des Verdampferrohrs 12 sowie dessen Länge ergibt sich die Wärmeaufnahmefläche F des jeweiligen Verdampferrohrs 12. Dies ist in Figur 2 an einem einzelnen Verdampferrohr 12 veranschaulicht.
    Wie in Figur 3 ebenfalls an einem einzelnen Verdampferrohr 12' veranschaulicht, ergibt sich die Wärmeaufnahmefläche F' auch aus jeweils der halben Breite b' zweier an das Verdampferrohr 12' angrenzender Rohrstege 14' und wiederum dem halben Umfang des einzelnen Verdampferrohrs 12' sowie dessen Länge. Dieser letzteren Definition liegt die Überlegung zugrunde, daß zum einen die Temperatur jedes Rohrstegs 14, 14' auf dessen halber Breite b, b', das heißt in der Mitte des Rohrstegs 14, 14', den höchsten Wert hat und zu den beiden angrenzenden Verdampferrohren 12 bzw. 12' hin abnimmt. Zum anderen gibt jeder Rohrsteg 14, 14' seine Wärme jeweils zur Hälfte an die beiden angrenzenden Verdampferrohre 12 bzw. 12' ab.
    Bei dem Ausführungsbeispiel nach Figur 2 nimmt die Breite b der Rohrstege 14 zwischen den Verdampferrohren 12 von der Mitte jeder Brennkammerwand 4a zu jeder Ecke 26 der Brennkammer 4 hin allmählich, das heißt nach und nach, zu. Bei gleicher Länge der Verdampferrohre 12 und der Rohrstege 14 verringert sich somit kontinuierlich die Wärmeaufnahmefläche F der einzelnen Verdampferrohre 12 von jeder Ecke 26 der Brennkammer 4 jeder Brennkammerwand 4a zur Mitte. Durch die Verringerung der Flossenbreite b verringert sich somit bei gleicher Wärmezufuhr pro Fläche die Wärmeaufnahme pro Verdampferrohr 12. Eine dadurch bedingte geringere Wärmestromdichte an der Außenseite des Verdampferrohrs 12 führt zu einer verringerten Wärmemenge auf der Innenseite des Verdampferrohrs 12. Dadurch geht sowohl die lokale Wärmestromdichte als auch über der Gesamthöhe des Durchlaufdampferzeugers 2 die integrale Wärmestromdichte zurück. Dies führt zu einer guten lokalen Kühlung der Verdampferrohre 12.
    Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Figur 3 sind die Verdampferrohre 12' jeder Brennkammerwand 4a' zu Gruppen G1 bis G4 mit Rohrstegen 14' jeweils gleicher Breite b' zusammengefaßt. Dabei ist die Breite b' der Rohrstege 14' verschiedener Gruppen G1, G2, G3 bzw. G4 unterschiedlich. Die Breite b' der Rohrstege 14' derjenigen Gruppen, die an die Ecke 26' der Brennkammer 4 angrenzen, ist vorzugsweise gleich. Im Ausführungsbeispiel sind dies die Rohrstege 14' der Gruppe G1 und einer Gruppe G5 der beiden an die Ecke 26' angrenzenden Brennkammerwände 4a'.
    Wie lediglich beim Ausführungsbeispiel nach Figur 3 dargestellt ist, weisen die im Bereich der Ecke 26' angeordneten Verdampferrohre 12' der Brennkammer 4 zusätzliche Rohrstege 14" auf, die mit unterschiedlicher Neigung in die Brennkammer 4 hineinragen.
    Die in den Ausführungsbeispielen nach den Figuren 2 und 3 dargestellten Verdampferrohre 12 bzw. 12' sind Glattrohre mit einer glatten Oberfläche auf der Innenseite. Alternativ können die Verdampferrohre 12, 12' aber auch in nicht näher dargestellter Art und Weise auf ihrer Innenseite ein mehrgängiges Gewinde bildende Rippen und damit eine Oberflächenstruktur aufweisen. Bei einer Berohrung der Brennkammerwände 4a, 4a' des Durchlaufdampferzeugers 2 mit derartigen innenberippten Verdampferrohren 12 bzw. 12' wird der Axialströmung in den Verdampferrohren 12, 12' ein Drall überlagert, so daß durch eine dadurch bedingte zusätzliche Geschwindigkeitskomponente eine besonders gute Kühlwirkung der Verdampferrohre 12, 12' erzielt wird. Diese wirkt sich besonders vorteilhaft beim Betrieb des Durchlaufdampferzeugers 2 im kritischen Druckbereich bei etwa 210 bar aus.
    Sowohl beim Einsatz von Glattrohren als auch bei Verwendung von innenberippten Verdampferrohren führt eine Variation des Außendurchmessers d1, d ' / 1 und/oder des Innendurchmessers d2, d ' / 1 der Verdampferrohre 12, 12' zu verschieden großen Wärmeaufnahmeflächen F, F' der jeweiligen Verdampferrohre 12, 12', so daß die unterschiedliche Wärmezufuhr in die einzelnen Verdampferrohre 12, 12' zusätzlich oder alternativ kompensiert werden kann. Dabei verringert sich die Wärmeaufnahmefläche F, F' mit abnehmendem Durchmesser d1, d ' / 1 oder d2, d ' / 2.

    Claims (8)

    1. Durchlaufdampferzeuger mit einer im Querschnitt rechteckigen Brennkammer (4), deren jede Brennkammerwand (4a, 4a') im wesentlichen vertikal angeordnete und über Rohrstege (14, 14') miteinander gasdicht verbundene Verdampferrohre (12, 12') umfaßt, die von einem Strömungsmedium von unten nach oben durchströmbar sind,
      dadurch gekennzeichnet, daß eine aus einem einzelnen Verdampferrohr (12, 12') und dem diesem zugeordneten Rohrsteg (14, 14') gebildete Wärmeaufnahmefläche (F, F') bei Verdampferrohren (12, 12') im Mittenbereich der Brennkammerwand (4a, 4a') kleiner ist als in einer Ecke (26, 26') der Brennkammer (4).
    2. Durchlaufdampferzeuger nach Anspruch 1,
      dadurch gekennzeichnet, daß die Breite (b, b') der die Verdampferrohre (12, 12') verbindenden Rohrstege (14, 14') im Mittenbereich jeder Brennkammerwand (4a, 4a') kleiner ist als in der Ecke (26, 26') der Brennkammer (4).
    3. Durchlaufdampferzeuger nach Anspruch 2,
      dadurch gekennzeichnet, daß die Breite (b) der Rohrstege (14) ausgehend vom Mittenbereich zu jeder Ecke (26) der Brennkammer (4) hin sukzessiv zunimmt.
    4. Durchlaufdampferzeuger nach Anspruch 2,
      dadurch gekennzeichnet, daß die Verdampferrohre (12') jeder Brennkammerwand (4a') zu Gruppen (G1, ..., G5) mit Rohrstegen (14') jeweils gleicher Breite (b') zusammengefaßt sind, wobei die Breite (b') der Rohrstege (14') verschiedener Gruppen (G1, G2, G3) unterschiedlich ist.
    5. Durchlaufdampferzeuger nach Anspruch 4,
      dadurch gekennzeichnet, daß die Breite (b') der Rohrstege (14') von an die Ecke (26') der Brennkammer (4) angrenzenden Gruppen (G1, G5) gleich ist.
    6. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
      dadurch gekennzeichnet, daß die Verdampferrohre (12, 12') mindestens im Bereich der Ecke (26, 26') der Brennkammer (4) zusätzliche Rohrstege (14") aufweisen, die in die Brennkammer (4) hineinragen.
    7. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 6,
      dadurch gekennzeichnet, daß die Verdampferrohre (12, 12') auf ihrer Innenseite eine Oberflächenstruktur aufweisen.
    8. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
      dadurch gekennzeichnet, daß die Verdampferrohre (12, 12') im Bereich der Ecke (26, 26') der Brennkammer (4) einen größeren Außendurchmesser (d1, d ' / 1 ) und/oder Innendurchmesser (d2, d2) aufweisen als Verdampferrohre (12, 12') im Mittenbereich der Brennkammerwände (4a, 4a').
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