WO1997027426A2 - Durchlaufdampferzeuger - Google Patents

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WO1997027426A2
WO1997027426A2 PCT/DE1997/000049 DE9700049W WO9727426A2 WO 1997027426 A2 WO1997027426 A2 WO 1997027426A2 DE 9700049 W DE9700049 W DE 9700049W WO 9727426 A2 WO9727426 A2 WO 9727426A2
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steam generator
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tube
wall
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Wolfgang Kastner
Wolfgang Köhler
Eberhard Wittchow
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Siemens Aktiengesellschaft
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    • 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
    • F22B29/067—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 operating at critical or supercritical pressure

Definitions

  • the invention relates to a once-through steam generator with a combustion chamber surrounded by a surrounding wall of pipes which are connected to one another in a gas-tight manner, wherein the pipes which run vertically and have a surface structure on the inside thereof can be cut by a flow medium from bottom to top.
  • Such a steam generator is known from the article "Evaporator Concepts for Benson Steam Generators” by J. Franke, W. Köhler and E. Wittchow, published in VGB Kraftwerkstechnik 73 (1993), Issue 4, pp. 352 to 360
  • Such a continuous steam generator leads to the heating of the combustion chamber forming evaporator tubes, in contrast to a natural circulation or forced circulation steam generator with only partial evaporation of the water / water / steam mixture circulated, to a complete evaporation of the
  • Flow medium in the evaporator tubes in one pass While in the natural circulation steam generator the evaporator tubes are in principle arranged vertically, the evaporator tubes of the continuous steam generator can be arranged both vertically and spirally - and thus inclined.
  • a continuous steam generator the combustion chamber walls of which is constructed from vertically arranged evaporator tubes, is less expensive to manufacture than a continuous steam generator having a spiral-shaped tube.
  • Continuous-flow steam generators with vertical pipes also have lower water / steam-side pressure losses than those with inclined or spirally rising evaporator pipes.
  • a particular problem is the design of the combustion chamber or peripheral wall of the once-through steam generator with regard to the pipe wall or material temperatures that occur there.
  • the temperature of the combustion chamber wall is essentially determined by the level of the saturation temperature of the water if wetting of the heating surface in the evaporation area can be ensured. This will e.g. achieved by using inner finned tubes.
  • Such pipes and their use in steam generators are e.g. B. is known from European patent application 0 503 116. These so-called finned tubes, d. H. Pipes with a ribbed inner surface have a particularly good heat transfer from the inner wall to the flow medium.
  • the invention is based on the object of specifying a design criterion suitable for a particularly favorable mass flow density in the pipes for pipes of a peripheral wall of a once-through steam generator.
  • ⁇ T w (K) is the temperature difference between the outer and inner wall of the tube, and C ⁇ 7.3 * 10 "3 kWs / kgK is a constant.
  • the invention is based on the consideration that for the fluidic design of the internally finned pipes because the mass flow density had to meet two fundamentally contradictory conditions.
  • the average mass flow density in the pipes should be chosen to be as low as possible. This is to ensure that a higher mass flow flows through individual pipes, to which more heat is supplied than other pipes due to unavoidable differences in heating, than pipes which are heated on average.
  • This natural circulation characteristic known from the drum boiler leads to an equalization of the steam temperature and thus the pipe wall temperatures at the outlet of the evaporator heating surface.
  • the mass flow density in the pipes must be chosen so high that reliable cooling of the pipe wall is ensured and permissible material temperatures are not exceeded. In this way, high local overheating of the pipe material and the associated damage (pipe ripper) are avoided.
  • the main influencing variables for the material temperature are the external heating of the pipe wall and the heat transfer from the inner pipe wall to the flow medium (fluid). There is thus a connection between the internal heat transfer, which is influenced by the mass flow density, and the external heating of the tube wall.
  • Step 2
  • T max Maximum material temperature (° C) T kri t Temperature of the fluid at the critical point (° C) ß Thermal expansion coefficient (1 / K) E modulus of elasticity (N / mm 2 )
  • Tmax Tkrit + 6 'Gml (° C) (3)
  • the permissible voltage can be found in the pipe manufacturer's specifications.
  • Step 3 Conversion of the specified heat flow density q a (related to the outside of the pipe wall) to a heat flow density q i ( related to the inner wall of the pipes:
  • FIG. 1 shows a simplified representation of a continuous steam generator with vertically arranged evaporator tubes
  • FIG. 2 shows a single evaporator tube in cross section
  • FIG. 3 shows curves E, F, G and H for the mass flow density in the case of various geometries of an evaporator tube made of the material 13 Cr Mo 44, and
  • Figure 4 is a graphical representation of the dependence of the maximum permissible material temperature of 13 CrMo 44 on the permissible stress (N / mm 2 ).
  • a continuous steam generator 2 is shown schematically with a rectangular cross section, the vertical gas train is formed from a surrounding wall 4, which merges into a funnel-shaped bottom 6 at the lower end.
  • the bottom 6 comprises a discharge opening 8 for ashes, not shown.
  • a number of burners 10, only one of which is visible, are attached for a fossil fuel in the surrounding wall or combustion chamber 4 formed from vertically arranged evaporator tubes 12.
  • the vertically arranged evaporator tubes 12 are welded together in this area A via tube fins or tube webs 14 to form gas-tight combustion chamber or peripheral walls.
  • the evaporator tubes 12 flowed through from bottom to top during operation of the continuous-flow steam generator 2 form an evaporator heating surface 16 in this area A.
  • the continuous steam generator 2 when the continuous steam generator 2 is operating, there is a flame body 17 which arises when a fossil fuel is burned, so that this region A of the continuous steam generator 2 is distinguished by a very high heat flow density.
  • the flame body 17 has a temperature profile which, starting from approximately the center of the combustion chamber 4, decreases both in the vertical direction upwards and downwards and in the horizontal direction to the sides, ie to the corners of the combustion chamber 4.
  • Above the lower area A of the throttle cable there is a second area B remote from the flame, above which a third upper area C of the throttle cable is provided.
  • Convection heating surfaces 18, 20 and 22 are arranged in areas B and C of the gas flue.
  • FIG. 2 shows an evaporator tube 12 provided on the inside with ribs 26, which during operation of the continuous steam generator 2 on the outside inside the combustion chamber 4 is exposed to heating with the heat flow density q a and through which the flow medium S flows on the inside.
  • T k the temperature of the flow medium or fluid in the tube 12 is designated T k ⁇ t.
  • Omax the maximum permissible material temperature T ⁇ x at the pipe apex 28 of the heated side of the pipe wall is used.
  • the inner diameter and the outer diameter of the evaporator tube 12 are denoted by d x and d a , respectively.
  • the equivalent inner diameter must be used, which takes into account the influence of the fin heights and valleys.
  • the pipe wall thickness is denoted by d r .
  • FIG. 3 shows four curves E, F, G and H in a coordinate system for different outside diameters d a (mm) and tube wall thicknesses d r (mm).
  • the heat flow density q a (kW / m 2 ) is plotted on the outside of the pipe and the preferred or optimal mass flow density rh (kg / m 2 s) is plotted on the ordinate.
  • Curve E shows the course for a pipe outer diameter d a of 30 mm with a pipe wall thickness d r of 7 mm.
  • Curve F shows the course for a pipe outer diameter d a of 40 mm with a pipe wall thickness d r of 7 mm.
  • Curve G shows the course of the mass flow density m as a function of the heat flow density q a for a pipe 12 with an outer diameter d a of 30 mm and a pipe wall thickness d r of 6 mm.
  • Curve H shows the course of a tube 12 with an outer diameter d a of 40 mm and a tube wall thickness d r of 6 mm.
  • the mass flow densities m are calculated for heat flow densities q a of 250, 300, 350 and 400 kW / m 2 at critical pressure of the flow medium S for the tube material 13 CrMo 44.
  • An example for the determination of the optimal mass flow density th is shown below. The following conditions are required:
  • di 26 mm inner tube diameter.
  • Step 1 Calculation of the heat flow density
  • the heat flow density based on the thermal calculation is multiplied by the increase factor. It follows:
  • Step 2 Determining the maximum permissible material temperature
  • Step 3 heat flow density on the inside of the pipe
  • the optimal mass flow density rh can thus be determined. This value is represented by the dashed lines in FIG. 3 for the specified conditions. It can be seen that for the assumed heat flow density q a of the pipe outer side of 350 kW / m 2 for pipes 12 with outer diameters d a between 30 and 40 mm and wall thicknesses d r between 6 and 7 mm there are optimal mass flow densities rh between 740 and 1060 kg / m 2 s result.
  • the mass flow rate determined in this way can be used for the fluidic design of the tubes 12 of the tube or peripheral wall 4.
  • dense rh can still be converted to the conditions at 100% load.
  • the operating pressure at the inlet of the tubes 12 is calculated at 100 Z.

Abstract

Bei einem Durchlaufdampferzeuger (2) mit einer Brennkammer (4), dessen vertikal verlaufende und auf ihrer Innenseite eine Oberflächenstruktur (26) aufweisende Rohre (12) von einem Strömungsmedium (S) von unten nach oben durchströmbar sind, entspricht eine besonders günstige Massenstromdichte m in den Rohren (12) bei derjenigen Last, bei der in den Rohren (12) kritischer Druck (pkrit) herrscht, erfindungsgemäß der Beziehung (7).

Description

Beschreibung
Durchlaufdampferzeuger
Die Erfindung bezieht sich auf einen Durchlaufdampferzeuger mit einer von einer Umfassungswand aus gasdicht miteinander verbundenen Rohren umgebenen Brennkammer, wobei die vertikal verlaufenden und auf ihrer Innenseite eine Oberflächenstruk¬ tur aufweisenden Rohre von einem Strömungsmedium von unten nach oben durchstrennbar sind.
Ein derartiger Dampferzeuger ist aus dem Aufsatz „Verdampferkonzepte für Benson-Dampferzeuger" von J. Franke, W. Köhler und E. Wittchow, veröffentlicht in VGB Kraftwerks- technik 73 (1993), Heft 4, S. 352 bis 360, bekannt. Bei einem derartigen Durchlaufdampferzeuger führt die Beheizung von die Brennkammer bildenden Verdampferrohren, im Gegensatz zu einem Naturumlauf- oder Zwangumlaufdampferzeuger 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 Verdampferröhre prinzipiell vertikal angeordnet sind, können die Verdampfer¬ rohre des Durchlaufdampferzeugers sowohl vertikal als auch spiralförmig - und damit geneigt - angeordnet sein.
Ein Durchlaufdampferzeuger, dessen Brennkammerwände aus ver¬ tikal angeordneten Verdampferrohren aufgebaut ist, ist gegen¬ über einem eine spiralförmige Berohrung aufweisenden Durch- laufdampferzeuger kostengünstiger herzustellen. Durchlauf¬ dampferzeuger mit vertikaler Berohrung haben weiterhin gegen¬ über solchen mit geneigten oder spiralförmig steigend ange¬ ordneten Verdampferrohren niedrigere wasser-/dampfseitige Druckverluste. Ferner unterliegt ein Durchlaufdampferzeuger im Gegensatz zu einem Naturumlaufdampferzeuger keiner Druck¬ begrenzung, so daß Frischdampfdrücke weit über dem kritischen Druck von Wasser (pknr. = 221 bar) - wo es nur noch einen ge- ringen Dichteunterschied gibt zwischen flüssigkeitsähnlichem und dampfähnlichem Medium - möglich sind. Hohe Frischdampf¬ drücke sind erforderlich, um hohe thermische Wirkungsgrade und damit niedrige C02-Emissionen zu erzielen.
Ein besonderes Problem ist dabei die Auslegung der Brennkam¬ mer- oder Umfassungswand des Durchlaufdampferzeugers im Hin¬ blick auf die dort auftretenden Rohrwand- oder Materialtempe¬ raturen. Im unterkritischen Druckbereich bis etwa 200 bar wird die Temperatur der Brennkammerwand im wesentlichen von der Höhe der Sättigungstemperatur des Wassers bestimmt, wenn eine Benetzung der Heizfläche im Verdampfungsgebiet sicherge¬ stellt werden kann. Dies wird z.B. durch die Verwendung in- nenberippter Rohre erzielt. Derartige Rohre sowie deren Ein- satz in Dampferzeugern sind z. B. aus der Europäischen Pa¬ tentanmeldung 0 503 116 bekannt. Diese sogenannten Rippen¬ rohre, d. h. Rohre mit einer berippten Innenoberfläche, haben einen besonders guten Wärmeübergang von der Innenwand zum Strömungsmedium.
Im Druckbereich von etwa 200 bis 221 bar sinkt der Wärmeüber¬ gang von der Rohrinnenwand zum Strömungsmedium stark ab, so daß die Strömungsgeschwindigkeit - als Maß dafür wird meist die Massenstromdichte verwendet - entsprechend erhöht werden muß, um die ausreichende Kühlung der Rohre zu gewährleisten. Deshalb muß in den Verdampferrohren von Durchlaufdampferzeu¬ gern, die mit Drücken von ca. 200 bar und darüber betrieben werden, die Massenstromdichte und damit der Reibungsdruckver¬ lust höher gewählt werden als bei Durchlaufdampferzeugern, die mit Drücken unterhalb von 200 bar betrieben werden. In¬ folge des höheren Reibungsdruckverlustes geht besonders bei kleinen Rohrinnendurchmessern die vorteilhafte Eigenschaft der Senkrechtberohrung verloren, daß bei Mehrbeheizung ein¬ zelner Rohre auch deren Durchsatz steigt. Da jedoch hohe Dampfdrücke über 200 bar erforderlich sind, um hohe thermi¬ sche Wirkungsgrade und damit niedrige C02-Emissionen zu er¬ zielen, ist es notwendig, auch in diesem Druckbereich eine gute Wärmeübertragung sicherzustellen. Daher werden Durch¬ laufdampferzeuger mit senkrecht berührter Brennkammerwand üb¬ licherweise mit verhältnismäßig hohen Massenstromdichten in den Rohren betrieben, um im ungünstigen Druckbereich von etwa 200 bis 221 bar stets einen ausreichend hohen Wärmeübergang von der Rohrwand an das Strömungsmedium, d. h. an das Wasser- /Wasser-Dampf-Gemisch, zu erreichen. Hierzu wird in der Ver¬ öffentlichung „Thermal Engineering" I.E. Semenovker, Vol. 41, No. 8, 1994, Seiten 655 bis 661, sowohl für gas- als auch für kohlebefeuerte Dampferzeuger eine Massenstromdichte bei 100 % Last einheitlich mit etwa 2000 kg/m2s angegeben.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, für Rohre einer Um¬ fassungswand eines Durchlaufdampferzeugers ein hinsichtlich einer besonders günstigen Massenstromdichte in den Rohren ge¬ eignetes Auslegungskriterium anzugeben.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß der Dampferzeuger derart ausgelegt ist, daß die Massenstromdichte m in den Rohren der Umfassungswände bei derjenigen Last, bei der in den Rohren kritischer Druck Pkrit herrscht, der Bezie¬ hung:
m = — (kg/m's)
C (Tmax - Tkrit - ΔTw) v 6 '
entspricht, wobei qi (kW/m2) die Wärmestromdichte an der Innenseite des Rohres, Tmax (°C) die maximal zulässige Materialtemperatur des Rohres, Tkrit (°C) die Temperatur des Strömungsmediums bei kritischem Druck picnt,
Δ Tw (K) die Temperaturdifferenz zwischen Außen- und Innen¬ wand des Rohres, und C ≥ 7,3 * 10"3 kWs/kgK eine Konstante ist.
Die Erfindung geht dabei von der Überlegung aus, daß für die strömungstechnische Auslegung der innenberippten Rohre bezüg- lieh der Massenstromdichte zwei sich prinzipiell widerspre¬ chende Bedingungen erfüllt werden müssen. Einerseits ist die mittlere Massenstromdichte in den Rohren möglichst niedrig zu wählen. Dadurch soll gewährleistet sein, daß einzelne Rohre, denen aufgrund nicht zu vermeidender Beheizungsunterschiede mehr Wärme zugeführt wird als anderen Rohren, von einem höhe¬ ren Massenstrom durchflössen werden, als Rohre, die durch¬ schnittlich beheizt werden. Diese vom Trommelkessel bekannte Naturumlaufcharakteristik führt am Austritt der Verdampfer- heizfläche zu einer Vergleichmäßigung der Dampftemperatur und damit der Rohrwandtemperaturen.
Andererseits ist die Massenstromdichte in den Rohren so hoch zu wählen, daß eine sichere Kühlung der Rohrwand gewährlei- stet ist und zulässige Materialtemperaturen nicht überschrit¬ ten werden. Auf diese Weise werden hohe lokale Überhitzungen des Rohrmaterials und die damit verbundenen Schäden (Rohrreißer) vermieden. Wesentliche Einflußgrößen für die Ma¬ terialtemperatur sind außer der Temperatur des Strömungsmedi- ums die äußere Beheizung der Rohrwand und der Wärmeübergang von der inneren Rohrwand an das Strömungsmedium (Fluid) . Da¬ mit besteht ein Zusammenhang zwischen dem inneren Wärmeüber¬ gang, der von der Massenstromdichte beeinflußt wird, und der äußeren Beheizung der Rohrwand.
Die Erfindung geht nun von der Erkenntnis aus, daß sich der Zusammenhang zwischen dem inneren minimalen Wärmeübergangs- koeffizienten αmin und der Massenstromdichte m in zulässig vereinfachter Form durch die Beziehung:
Figure imgf000006_0001
beschreiben läßt, wobei αmm (kW/m2K) der Wärmeübergangskoeffizient, m (kg/m2s) die Massenstromdichte in den Rippenrohren, und C eine Konstante mit dem Mittelwert C = 7,3 * IO"3 kWs/kgK für handelsübliche Rohre ist. Je nach Struktur der Innenoberfläche der Rohre ist diese Konstante C auch im Bereich zwischen 7,3 * IO"3 kWs/kgK und 12 • 103 kWs/kgK zu wählen.
Durch die genannte Beziehung ist eine optimale Massenstrom- dichte in den Rohren gegeben, die sowohl eine günstige Durch¬ flußcharakteristik (NaturumlaufCharakteristik) ergibt, als auch eine sichere Kühlung der Rohrwand und damit die Einhal¬ tung der zulässigen Materialtemperaturen gewährleistet.
Eine grundsätzliche Überlegung bei der Herleitung der genann¬ ten Beziehung für die Massenstromdichte in den Rohren besteht darin, daß bei einer vorgegebenen äußeren Beheizung der Rohr¬ wand - im folgenden wird hierfür die sogenannte Wärmestrom¬ dichte (kW/m2), d.h. die Beheizung pro Flächeneinheit, ver- wendet - die Materialtemperatur der Rohrwand nur geringfügig, aber mit Sicherheit unterhalb des zulässigen Wertes liegt. Dabei ist die physikalische Erscheinung zu beachten, daß im kritischen Druckbereich von etwa 200 bis 221 bar der Wärme¬ übergang von der inneren Rohrwand an das Strömungsmedium am ungünstigsten ist.
Umfangreiche Untersuchungen zeigen, daß die höchste Material¬ beanspruchung dann erreicht wird, wenn im Verdampfungsgebiet bei etwa 200 bis 221 bar eine verhältnismäßig niedrige Mas- senstromdichte mit der größten vorkommenden Wärmestromdichte kombiniert wird. Dies ist z.B. in demjenigen Bereich der Brennkammer der Fall, in dem die Brenner angeordnet sind. Wenn danach die Verdampfung beendet ist und die Dampfüberhit¬ zung beginnt, sinkt die Materialbeanspruchung der Rohre einer Brennkammerwand wieder ab. Grund hierfür ist, daß bei übli¬ cher Brenneranordnung und üblichem Verbrennungablauf auch die Wärmestromdichte abnimmt.
Weiterhin wurde festgestellt, daß in anderen Druckbereichen auch keine Wärmeübergangsprobleme auftreten, wenn bei Verwen¬ dung von Rippenrohren in dem genannten Druckbereich von 200 bis 221 bar eine ausreichende Kühlung der Rohrwand gewährlei- stet ist. So wird bei niedrigen Drücken, d. h. unter ca. 200 bar, durch die Innenberippung der Rohre bewirkt, daß die Sie¬ dekrise erst am Ende der Verdampfungszone, d. h. in einem Ge¬ biet mit verminderter Wärmestromdichte, einsetzt. Im überkri- tischen Druckbereich tritt keine Siedekrise mehr auf. Der
Wärmeübergang ist nun so intensiv, daß eine ausreichende Küh¬ lung der Rohrwand sichergestellt ist.
Für die Ermittlung der optimalen Massenstromdichte m in den Rohren der Rohrwand, die einerseits eine vorteilhafte Durch¬ flußcharakteristik und andererseits eine sichere Kühlung der Rohrwand gewährleistet, kann folgendermaßen vorgegangen wer¬ den:
Schritt 1:
Ermittlung der Wärmestromdichte ga auf der Rohraußenseite auf der Basis der wärmetechnischen Berechnung für diej enige Last , bei der in den Rohren der Rohrwand ein Druck von 210 bar herrscht . Diese so ermittelte Wärmestromdichte ist um einen Faktor zwischen 1 , 1 und 1 , 5 zu erhöhen, um örtliche Ungleich- mäßigkeiten in der Wärmeübertragung zu berücksichtigen .
Schritt 2 :
Berechnung der maximal zulässigen Materialtemperatur Tmax am Rohrscheitel der beheizten Seite der Rohrwand. Geht man davon aus, daß die Umfassungs- oder Brennkammerwand eine Mitteltem¬ peratur aufweist, die dem Mittelwert von T,™* und Tκrit ent¬ spricht, so errechnet sich die maximale Wärmespannung zu:
Omax = Tma* - Tkrit B , E (N/mm,) ( ( 2 )
mit σmax Maximale Wärmespannung (N/mm2)
Tmax Maximale Materialtemperatur (°C) Tkrit Temperatur des Fluids im kritischen Punkt (°C) ß Thermischer Ausdehnungskoeffizient (1/K) E Elastizitätsmodul (N/mm2)
Da es sich bei den hier maßgebenden Spannungen um Wärmespan¬ nungen handelt, können diese als Sekundärspannungen entspre- chend dem ASME-Code mit dem dreifachen Wert der zulässigen Spannungen σ2uι abgesichert werden. Daraus ergibt sich die Temperatur Tmax zu
Tmax = Tkrit + 6 ' Gml (°C) (3)
Die zulässige Spannung kann den Angaben der Rohrhersteller entnommen werden.
Schritt 3 : Umrechnung der vorgegebenen Wärmestromdichte qa (bezogen auf die Außenseite der Rohrwand) auf eine Wärmestromdichte qi( die auf die Innenwand der Rohre bezogen ist:
Figure imgf000009_0001
Die Bestimmung des Wärmeumverteilungsfaktors K basiert auf Temperatururfeldberechnungen und läßt sich mit ausreichender Genauigkeit wie folgt ermitteln:
K = A (da2- qa) + B (5) mit A = 0,45 und B = 0,625 für (da2- qa) < 0,5 kW und A = 0,25 und B = 0,725 für (da2- qa) > 0,5 u.< 1,1 kW und A = 0 und B = 1 für (da2- qa) > 1,1 kW, mit da = Rohr-Av.ßendurchmesser (m) di = Rohr-Innendurchmesser (m) qa = Wärmestromdichte an der Außenseite (kW/m2) qi = Wärmestromdichte an der Innenseite (kW/m2) Schritt 4 :
Ermittlung der Temperaturdifferenz Δ T„ zwischen der Rohrau¬ ßenwand und der Rohrinnenwand. Die Temperaturdifferenz Δ Tw wird mit Hilfe der Wärmeleitgleichung ermittelt:
Figure imgf000010_0001
mit λ = Wärmeleitfähigkeit des Rohrwerkstoffs (kW/mK) .
Schritt 5:
Ermittlung der erforderlichen Massenstromdichte rh nach der Beziehung:
Figure imgf000010_0002
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird anhand einer Zeichnung näher erläutert. Darin zeigen:
Figur 1 in vereinfachter Darstellung einen Durchlaufdampfer- zeuger mit vertikal angeordneten Verdampferrohren,
Figur 2 im Querschnitt ein einzelnes Verdampferrohr,
Figur 3 in einer Diagramm-Darstellung Kurven E, F, G und H für die Massenstromdichte bei verschiedenen Geome¬ trien eines Verdampferrohres aus dem Werkstoff 13 Cr Mo 44, und
Figur 4 graphisch in einer Diagramm-Darstellung die Abhän- gigkeit der maximal zulässigen Materialtemperatur von 13 CrMo 44 von der zulässigen Spannung (N/mm2) .
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 Gas¬ zug aus einer Umfassungswand 4 gebildet ist, die am Unterende in einen trichterförmigen Boden 6 übergeht. Der Boden 6 um- faßt eine nicht näher dargestellte Austragsöffnung 8 für Asche.
Im unteren Bereich A des Gaszugs sind eine Anzahl von Bren¬ nern 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 zu gasdichten Brennkammer- oder Umfassungswänden miteinander verschweißt. Die beim Betrieb des Durchlaufdampferzeugers 2 von unten nach oben durchströmten Verdampferrrohre 12 bilden in diesem Bereich A eine Verdampferheizfläche 16.
In der Brennkammer 4 befindet sich beim Betrieb des Durch- laufdampferzeugers 2 ein bei der Verbrennung eines fossilen Brennstoffs entstehender Flammenkörper 17, so daß sich dieser Bereich A des Durchlaufdampterzeugers 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, d. h. zu den Ecken der Brennkammer 4, hin abnimmt. Über dem unteren Bereich A des Gaszugs befindet sich ein zweiter flam¬ menferner 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. Ober¬ halb des Bereiches C des Gaszugs befindet sich ein Rauchgas- austrittskanal 24, über den das durch die Verbrennung des fossilen Brennstoffs erzeugte Rauchgas RG den vertikalen Gas- zug verläßt. Figur 2 zeigt ein auf der Innenseite mit Rippen 26 versehenes Verdampferröhr 12, das während des Betriebs des Durchlauf- dampferzeugers 2 auf der Außenseite im Inneren der Brennkam¬ mer 4 einer Beheizung mit der Wärmestromdichte qa ausgesetzt und innen vom Strömungsmedium S durchströmt ist. Im kriti¬ schen Punkt, d.h. bei kritischem Druck pKrit von 221 bar, wird die Temperatur des Strömungsmediums oder Fluids im Rohr 12 mit Tkπt bezeichnet. Für die Berechnung der maximalen Wärme¬ spannung Omax wird die maximal zulässige Materialtemperatur T^x am Rohrscheitel 28 der beheizten Seite der Rohrwand ein¬ gesetzt . Der Innendurchmesser und der Außendurchmesser des Verdampferrohrs 12 sind mit dx bzw. da bezeichnet. Bei innen- berippten Rohren ist der äquivalente Innendurchmesser einzu¬ setzen, der den Einfluß der Rippenhöhen und -täler berück- sichtigt. Die Rohrwandstärke ist mit dr bezeichnet.
Figur 3 zeigt in einem Koordinatensystem vier Kurven E, F, G und H für verschiedene Außendurchmesser da(mm) und Rohrwand¬ stärken dr(mm). Dazu sind auf der Abszisse die Wärmestrom- dichte qa(kW/m2) auf der Rohraußenseite und auf der Ordinate die bevorzugte oder optimale Massenstromdichte rh (kg/m2s) aufgetragen. Die Kurve E zeigt den Verlauf für einen Rohrau¬ ßendurchmesser da von 30 mm bei einer Rohrwandstärke dr von 7 mm. Die Kurve F gibt den Verlauf für einen Rohraußendurchmes- ser da von 40 mm bei einer Rohrwandstärke dr von 7 mm wieder. Die Kurve G zeigt den Verlauf der Massenstromdichte m in Ab¬ hängigkeit von der Wärmestromdichte qa für ein Rohr 12 mit einem Außendurchmesser da von 30 mm und einer Rohrwandstärke dr von 6 mm. Die Kurve H zeigt den Verlauf eines Rohres 12 mit einem Außendurchmesser da von 40 mm bei einer Rohrwand¬ stärke dr von 6 mm. Die Massenstromdichten m sind berechnet für Wärmestromdichten qa von 250, 300, 350 und 400 kW/m2 beim kritischen Druck
Figure imgf000012_0001
des Strömungsmediums S für das Rohrma¬ terial 13 CrMo 44. Im folgenden wird ein Beispiel für die Bestimmung der optima¬ len Massenstromdichte th aufgezeigt. Dabei sind folgende Be¬ dingungen vorausgesetzt:
qa = 250 kW/m2; Wärmestromdichte auf der Rohraußenseite bei einem Druck von 210 bar.
1,4 als Erhöhungsfaktor zur Berücksichtigung örtlicher Un- gleichmäßigkeiten in der Wärmeübertragung an die Rohre 12,
da = 40 mm Rohraußendurchmesser, dr = 7 mm Rohrwandstärke, und Rohrmaterial: 13 CrMo 44.
Aus da und dr folgt: di = 26 mm Rohrinnendurchmesser.
1. Schritt: Berechnung der Wärmestromdichte
Die auf der wärmetechnischen Berechnung basierende Wär¬ mestromdichte wird mit dem Erhöhungsfaktor multipliziert. Daraus folgt:
qa = 350 kW/m2
2. Schritt: Bestimmung der maximal zulässigen Materialtempe- ratur
Nach Gleichung (3) errechnet sich diese Temperatur mit Tκrιt = 374 °C (Temperatur des Fluids bei kritischem Druck pkrit ) / mit ß = 16,3 * IO"6 (1/K) (thermischer Ausdehnungskoeffizient von 13 CrMo 44), E = 178 * IO3 (N/mm2) (Elastizitätsmodul von 13 CrMo 44) und σzuι = 68,5 (N/mm2) (zulässige Spannung von 13 CrMo 44 bei der maximal zulässigen Materialtemperatur) zu:
Tmax = 515 °C.
Diese iterativ durchzuführende Bestimmung von T[nax zeigt die Abhängigkeit der zulässigen Spannung Czuχ von der Materialtem¬ peratur. In Figur 4 ist diese Abhängigkeit zwischen der zu- lässigen Spannung σ2uι von der maximalen Materialtemperatur Tmax für den Werkstoff 13 Cr Mo 44 graphisch dargestellt.
3. Schritt: Wärmestromdichte auf der Rohrinnenseite
Mit den Gleichungen (4) und (5) folgt für A = 0,25 und
B = 0,725 für die Wärmestromdichte qi auf der Innenseite der
Rohre 12 : qi = 466 kW/m2.
4. Schritt: Ermittlung der Temperaturdifferenz Δ Tw zwischen
Rohraußen- und Rohrinnenwand
Nach Gleichung (6) gilt mit der Wärmeleitfähigkeit von 13 Cr Mo 44 von λ= 38,5 * IO"3 kW/m K:
Δ Tw = 73 K.
5. Schritt: Ermittlung der erforderlichen Massenstromdichte
Es gilt nach Gleichung (7) mit C = 7,3 * IO"3 kWs/kgK:
rh = 939 kg/mJ s .
Mit den zur Verfügung stehenden Werten für die Wärmestrom¬ dichte qa auf der Rohraußenseite und der maximal zulässigen Materialtemperatur Tmax läßt sich somit die optimale Massen¬ stromdichte rh bestimmen. Dieser Wert ist für die angegebenen Bedingungen in Figur 3 durch gestrichelte Linien dargestellt. Man erkennt, daß sich für die angenommene Wärmestromdichte qa der Rohraußenseite von 350 kW/m2 bei Rohren 12 mit Außen¬ durchmessern da zwischen 30 und 40 mm und Wandsträrken dr zwischen 6 und 7 mm optimale Massenstromdichten rh zwischen 740 und 1060 kg/m2s ergeben.
Für die strömungstechnische Auslegung der Rohre 12 der Rohr- oder Umfassungswand 4 kann die so ermittelte Massenstrom- dichte rh noch auf die Verhältnisse bei 100 % Last umgerech¬ net werden. Dazu wird der Betriebsdruck am Eintritt der Rohre 12 bei 100 Z berechnet. Anschließend werden die oben genann¬ ten Massenstromdichten m proportional mit dem Betriebsdruck bei 100 % Last umgerechnet. Beträgt z.B. der Betriebsdruck bei 100 % Last pB = 270 bar, so erhöht sich die Massenstrom¬ dichte rh von 740 auf 951 kg/m2 bzw. von 1060 auf 1363 kg/m2s.
Es kann zweckmäßig sein, Unsicherheiten in der Ermittlung der Wärmestromdichte qa durch eine Erhöhung der Massenstromdichte rh von + 15 % bis + 20 % gegenüber dem Rechenwert zu berück¬ sichtigen.

Claims

Patentansprüche
1. Durchlaufdampferzeuger mit einer von einer Umfassungswand auε gasdicht miteinander verbundenen Rohren (12) umgebenden Brennkammer (4) , wobei die vertikal verlaufenden und auf ih¬ rer Innenseite eine Oberflächenstruktur (26) aufweisenden Rohre (12) von eim Strömungsmedium (S) von unten nach oben durchströmbar sind, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß die Massen- stromdichte rh in den Rohren (12) bei derjenigen Last, bei der in den Rohren (12) kritischer Druck pkrit herrscht, der Beziehung:
m = —; — (kg/m2s)
C(Tmax - Tkrit - ΔTw) V '
entspricht, wobei qi (kW/m2) die Wärmestromdichte an der Innenseite des Rohres (12) , Tmax (°C) die maximal zulässige Materialtemperatur des Rohres (12), Tkrit (°C) die Temperatur des Strömungsmediums (S) bei kritischem Druck (pkrit ) , Δ Tw (K) die Temperaturdif- ferenz zwischen Außen- und Innenwand des Rohres (12), und C > 7,3 • IO"3 kWs/kgK eine Konstante ist.
2. Durchlauf dampf erzeuger nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß die auf die Innenwand bezogene Wärmestromdichte qi der Beziehung:
Figure imgf000016_0001
mit K = A (da 2.qa) + B entspricht, wobei: A=0,45 und B=0,625 für (da 2.qa) < 0,5 kW,
A=0,25 und B=0,725 für (da 2.qa) > 0,5 und < 1,1 kW, A=0 und B=l für (da 2.qa) > 1,1 kW, und wobei qa die Wärmestromdichte auf der Rohraußenseite (kW/m2) und da der Rohraußendurchmesser (m) ist .
3. Durchlaufdampferzeuge-r nach Anspruch 1 oder 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß die maxi¬ mal zulässige Materialtemperatur Traax der Beziehung:
Tm-x = Tkπt+ n (°C) entspricht, ߣ
wobei σzuι die zulässige Wärmespannung (N/mm2) , ß der thermi¬ sche Ausdehnungskoeffizient (1/K) und E der Elastizitätsmodul (N/mm2) des Rohrwerkstoffs ist.
4. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 3, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß die Tempe¬ raturdifferenz ΔTW zwischen der Rohraußenwand und der Rohrin¬ nenwand der Beziehung:
Figure imgf000017_0001
m mit K = A (da 2.qa) + B entspricht, wobei: A=0,45 und B=0,625 für (da 2.qa) < 0,5 kW,
A=0,25 und B=0,725 für (da 2.qa) > 0,5 und < 1,1 kW,
A=0 und B=l für (da 2.qa) > 1,1 kW, und
wobei qa die Wärmestromdichte auf der Rohraußenseite (kW/m2), da der Rohraußendurchmesser (m) , di der Rohrinnendurchmesser (m) und λ die Wärmeleitfähigkeit des Rohrwerkstoffs (kW/mK) ist.
5. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß für ein Rohr (12) aus dem Material 13 CrMo 44 durch Wertepaare der Wärmestromdichte rh (kg/m2) bestimmte Punkte in einem Koordi- natensystem auf einer Kurve E liegen, die für einen Rohrau- ßendurchmesser da von 30 mm und eine Rohrwanddichte dr von 7 mm definiert ist, durch die durch die Wertepaare: qa = 250 kW/m2, m = 526 kg/m2s, qa = 300 KW/m2, m = 750 kg/m2s, qa = 350 kW/mJs, rh = 1063 kg/mJs, und qa = 400 kW/m2,m = 1526 kg/m2s bestimmten Punkte.
6. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß für ein
Rohr (12) aus dem Material 13 Cr Mo 44 durch Wertepaare der Wärmestromdichte rh (kg/m2) bestimmte Punkte in einem Koordi¬ natensystem auf einer Kurve F liegen, die für einen Rohrau¬ ßendurchmesser da von 40 mm und eine Rohrwanddichte dr von 7 mm definiert ist, durch die durch die Wertepaare: qa = 250 kW/m2, m = 471 kg/m2s, qa = 300 KW/m2, m = 670 kg/m2s, qa = 350 kw/m2s, m = 940 kg/mJs, und qa = 400 kW/m2,m = 1322 kg/m2s bestimmten Punkte.
7. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß für ein Rohr (12) aus dem Material 13 Cr Mo 44 durch Wertepaare der Wärmestromdichte rh (kg/m2) bestimmte Punkte in einem Koordi¬ natensystem auf einer Kurve G liegen, die für einen Rohrau¬ ßendurchmesser da von 30 mm und eine Rohrwanddichte dr von 6 mm definiert ist, durch die durch die Wertepaare: qa = 250 kW/m2, m = 420 kg/m2s, qa = 300 KW/m2, ril = 576 kg/m2s, qa = 350 kW/m2s, m = 775 kg/mJs, und qa = 400 kW/m2,rh = 1037 kg/m2s bestimmten Punkte.
8. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß für ein Rohr (12) aus dem Material 13 Cr Mo 44 durch Wertepaare der Wärmestromdichte m (kg/m2) bestimmte Punkte in einem Koordi¬ natensystem auf einer Kurve H liegen, die für einen Rohrau¬ ßendurchmesser da von 40 mm und eine Rohrwanddichte dr von 6 mm definiert ist, durch die durch die Wertepaare: qa = 250 kW/m2, rh = 399 kg/m2s, qa = 300 KW/m2, th = 549 kg/m2s, qa = 350 kW/m2s, m = 737 kg/m2s, und qa = 400 kW/m2,th = 977 kg/m2s bestimmten Punkte.
9. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 8, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t, daß eine Mas¬ senstromdichte < 1,2. m zulässig ist.
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