DE19901165A1

DE19901165A1 - Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff mit Wärmerückgewinnung der im Abdampf enthaltenen Wärmemenge und daraufhin besonders ausgelegter Kesselanlage und Dampfmaschinenanlage

Info

Publication number: DE19901165A1
Application number: DE19901165A
Authority: DE
Inventors: Juergen Quellmalz
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1999-01-14
Filing date: 1999-01-14
Publication date: 2000-11-23

Abstract

Die Dampflokomotiven herkömmlicher Bauart haben einen schlechten Wirkungsgrad. Dieser ist hauptsächlich bedingt durch den hohen Wärmeverlust im Abdampf, da die Verdampfungswärme von Wasser beträchtlich ist, diese aber in der Dampfmaschine nicht genutzt werden kann. DOLLAR A Die gegenständliche Erfindung macht sich daher zur Aufgabe, diese Wärme des Abdampfes zurückzugewinnen. DOLLAR A Hierbei kann erfindungsgemäß die Abdampfwärme in Sorbtionsspeichern eingefangen und gespeichert werden. Damit kann die bei der Abdampfkondensation rückgewonnene Wärme Dritten Verwendungszwecken zugeführt werden und mittelbar die Wirtschaftlichkeit von Dampfkraftanlagen verbessern. Zum anderen, und dies ist für Dampfkraftfahrzeuge von direktem Interesse, wird erfindungsgemäß die Abdampfwärme aus der Kondensation eines Teils oder der gesamten Abdampfmenge wieder dem Dampfprozeß des Dampfkraftfahrzeuges selbst zugeführt. DOLLAR A Hierfür besteht erfindungsgemäß die Verwendung in der Re-Verdampfung von Kondensatwasser, weiter in der Wärmeverwendung für Speisewasser-Vorwärmung, der Verbinderdampf-Zwischenüberhitzung bei Mehrfachexpansion sowie der Wärmeisolierung/Temperaturregelung der Zylinder oder Turbine der Dampfmaschine. Weiter kann die Abdampfwärme erfindungsgemäß auch für Zusatzantriebe für Spitzenleistung, für Nebenaggregatebetrieb oder für Zugheizung verwendet werden. DOLLAR A Durch die Erfindung, die im Kern aus der Nutzbarmachung der Kondensationswärme durch Wärmetauscher mit Wärmetauscher-Medium und Wärmepumpe ...

Description

Stand der Technik

Es ist bekannt Fahrzeuge mit Dampfantrieb in einfacher Ausführung mit atmosphärischem Auspuff des Abdampfes aus der Maschine zu betreiben. Insbesondere bei Dampflokomotiven wird der Abdampf dabei wenigstens dazu verwendet, die Verbrennungsluft durch den Verdampferkessel zu ziehen wofür der Abdampf durch eine Saugzuganlage ausgestoßen wird die dafür sorgt, daß die Verbrennungsabgase abgezogen werden, dadurch auf der Luft-Einströmseite des Verdampfers die zur Verbrennung erfor derliche Luft angesaugt wird. (1)

Es sind auch Ausführungen von Fahrzeugen bekannt, bei denen der Abdampf in Kondensatoren niedergeschlagen wird und das Kondensat zur Speisung des Verdampfers der Anlage genutzt wird. (2)

Diese Kondensatoren haben zum Ziel den Wasserverbrauch zu senken und/oder das sehr reine Kondensat-Wasser für die Verdampfung zu nutzen um den Verdampfer zu schonen indem sie Einbringung von üblich erweise im Brauchwasser enthaltenen Stoffen, die zu Kesselsteinbildung oder Korrosion führen, unterbinden.

Die im Abdampf noch enthaltene Wärmemenge, zumindest die Wärmemenge, die beim Übergang vom Dampfzustand in den flüssigen Zustand, also der Kondensation, frei wird, bleibt bei allen diesen Bauformen jedoch ungenutzt.

Wie ein Beispiel für die bei Dampflokomotiven üblicherweise genutzten Dampfzustände zeigt, ist der Wärmeverlust durch den im Abdampf ent haltenen Wärmeinhalt beträchtlich:

Bei den Einheitslok der Deutschen Reichsbahn waren 16 bar Dampfüber druck und 390°C Dampfüberhitzung üblich als Frischdampfzustand. Bezogen auf Meereshöhe und 0°C Ausgangstemperatur bedeutet dies eine Wärmezufuhr von 3232 kJ/kg. Davon entfallen 872 kJ/kg auf die Temperaturerhöhung des Kesselwassers auf die Verdampfungstemperatur von 204°C, den Hauptanteil hat jedoch die Verdampfungswärme von 1921,5 kJ/kg, während die Temperaturerhöhung im Überhitzer auf 390°C mit 438,5 kJ/kg wieder relativ bescheidenen Anteil am Gesamtwärme inhalt des Heißdampfes hat.

Da die Dampfmaschine in jedem Fall nur den dampfförmigen Zustand des Arbeitsmediums H₂O nutzen kann, wird bei dem im Fahrzeugbau üblichen Verzicht auf Kondensation im Vakuum das adiabatische Wärme gefälle, das für die Energieumwandlung in der Maschine nutzbar ist, theoretisch 617 kJ/kg, wobei die Expansion des Dampfes schon in das Naßdampfgebiet hineinreichen würde. In der wirklichen Maschine kann aufgrund der im thermodynamischen Wirkungsgrad zusammengefaßten Verluste bei polytropher Expansion nur etwa 2/3 des theoretisch verfügbaren Wärmegefälles genutzt werden, im tatsächlichen Fall der oben genannten Einheitslokomotiven 414 kJ/kg (für Baureihe 03).

Während in der Saugzuganlage noch ein weiterer geringer Wärmeanteil von typischerweise etwa 30 kJ/kg in der Nähe der Kesselnennleistung genutzt wird, gehen zumindest die 2258 kJ/kg Wärmeinhalt des Zustand wechsels von Dampf zu Wasser, Kondensationswärme, verloren, selbst wenn aus einem Kondensator das anfallende Wasser ohne Temperatur verlust bei 100°C der Speisepumpe wieder zugeführt werden könnte.

Da es weiters bekannt ist, Dampferzeuger mit Speisewasservorwärmern auszurüsten, die durch Abdampf beheizt werden, ist auch diese Wärme menge von der Erzeugungswärme des Heißdampfes abzuziehen. Diese beträgt somit nurmehr 2834 kJ/Kg. Die tatsächlich in Antriebsenergie umgewandelten 414 kJ/kg stellen somit lediglich 14,6% des in das Arbeitsmedium investierten Energieinhaltes dar, während der Verlust der Kondensationswärme 79,7% des investierten Energieinhaltes beträgt.

Nachteil/Problem

Es wird somit deutlich, daß der Verlust der Kondensationswärme der ursächliche und eigentliche Grund für die geringe Energieausnutzung solcher Dampfantriebe ist.

Der thermodynamische Wirkungsgrad der Dampfmaschine, der im Beispiel mit 67% (Einheitslok der DR) genannt ist, bei hochentwickelten Maschinen bis zu rd. 80% gesteigert worden ist, ist ansich günstig; ebenso der Kesselwirkungsgrad der Dampferzeuger, der bis rd. 85% gesteigert worden ist.

Es ist daher das Ziel der gegenständlichen Patentanmeldung, diesen wesentlichen Wärmeverlust zu verringern oder gänzlich zu beseitigen indem diese Wärmeenergie nutzbar gemacht wird.

Aufgabe

Es soll der Wärmeverlust der Kondensationswärme nutzbar gemacht werden.

Die Nutzung kann in drei verschiedenen Grundarten geschehen:

1. Nutzung unmittelbar in der Dampfkraftanlage, in der diese Wärme energie anfällt.
2. Nutzung in der Dampfkraftanlage zugeschalteten Wärmekraftanlagen oder Wärmeverbrauchern.
3. Nutzung über Zwischenspeicherung für räumlich und/oder zeitlich getrennte Verbräuche.

zu A Nutzung der Kondensationswärme für die Dampfkraftanlage, in der diese anfällt

Der Kern der Erfindung besteht darin, daß die Kondensationswärme nicht in einem Kondensator der Umwelt zugeführt wird, sondern in der Maschinenanlage verbleibt indem sie über einen Wärmetauscher mit einem für die erforderlichen Temperaturen geeignetem Medium einer Wärmepumpe zugeführt wird.

Diese transformiert die vorhandene Wärmeenergie niedrigen Energie niveaus auf ein erhöhtes Energieniveau, wobei eine Temperaturerhöhung auf eine zweckmäßige Höhe über jener des Wassers im Verdampfer er folgen muß. Das Arbeitsmedium der Wärmepumpe kann nunmehr über einen Wärmetauscher denjenigen Teil seiner Wärmemenge an das Verdampfer wasser abgeben, der mit dem Temperaturgefälle auf Höhe derjenigen des Verdampferwassers einhergeht.

Aus der restlichen Wärmemenge des Arbeitsmediums kann ein weiterer Teil zur Speisewasservorwärmung genutzt werden und/oder für die Beheizung von Dampfzylindern/Dampfturbine der Dampfmaschine, wodurch deren thermodynamische Wirkungsgrade erhöht werden können, da die Wandungsverluste verringert werden. Insbesondere bei selbstfahrenden Kraftanlagen, insbesondere auf Schiffen aber auch an Dampflokomotiven können mit dem Arbeitsmedium weitere Hilfsbetriebe betrieben und/oder beheizt werden. Die Zuschaltung kann seriel oder parallel zur Wärmepumpe erfolgen, je nach zweckmäßiger Ausführung, wobei in der Wärmepumpe die Restenergie zurückgewonnen wird.

zu B Nutzung der Kondensationswärme in der Dampfkraftanlage zugeschalteten Wärmekraftanlagen oder Wärmeverbrauchern

Bei selbstfahrenden Kraftanlagen wie z. B. Schiffen können mit der Wärmeenergie des Arbeitsmediums der Wärmepumpe auch Hilfsbetriebe oder Sekundärantriebe wie beispielsweise Servomotoren, Lüftermotoren, sowie Heizanlagen betrieben werden. Hilfsantriebe können auch im Anwendungsfall Dampflokomotiven durch das Arbeitsmedium der Wärme pumpe betrieben werden. Darüber hinaus kann ebenfalls ein Booster antrieb, d. h. ein Hilfsantrieb zur Erzeugung zusätzlicher Zugkraft angetrieben werden. Ein weiteres Einsatzgebiet ist die Zugheizung.

Bei stationären Dampfkraftanlagen läßt sich die Wärmeenergie des Arbeitsmediums der Wärmepumpe für die Fernwärmeerzeugung verwenden, oder für weitere Antriebe beispielsweise zur Stromerzeugung oder für dritte Betriebe verwenden.

zu C Nutzung der Kondensationswärme über Zwischenspeicher für räumlich bzw. zeitlich getrennte Verwendungsfälle

Die neuere Entwicklung auf dem Gebiet chemischer bzw. physikalischer Energiespeicherung, z. B. durch Silikate wie Zeolithspeicher läßt eine Zwischenspeicherung der Wärmeenergie zu, um diese dann über die Entladung der Speicher in dritten Betrieben zu verwenden, wobei diese Verwendung nicht mehr an den unmittelbaren zeitlichen Ablauf des Betriebes der Dampfkraftanlage aus welcher die Wärmeenergie stammt gekoppelt ist.

Insbesondere stationäre Dampfkraftanlagen können also als Neben produkt Energie zur Verwendung für verschiedenste Anwendungsarten in Heizanlagen oder Wärmekraftanlagen, Antrieben abgeben.

Die Verwendung von Energiespeichern auf selbstfahrenden Kraftanlagen hängt von der Entwicklung der Energiedichte ab. Ist diese genügend hoch, so können die im Betrieb aufgeladenen Speicher am Ende eines Betriebsabschnittes als Module ausgetauscht werden und der weiteren Verwendung zugeführt werden.

Auf den selbstfahrenden Kraftanlagen können Energiespeicher auch genutzt werden um Belastungsspitzen abzufangen. So können auf Dampf lokomotiven die Belastungspitze bei Fahrt auf Steigung vermindert werden, das plötzliche Einsetzen der Maschinenleistung beim Anfahren kann für den Verdampfer abgefedert werden, was diesen thermisch schont. Kleinere Rangierbewegungen können aus dem Energiespeicher be stritten werden.

Aufgeladene Energiespeicher können auch zum Wiederanheizen des Ver dampfers genutzt werden. In diesem Fall kann die Aufladung der Ener giespeicher beim Abheizen des Verdampfers, bei Dampflokomotiven auch genannt Abrüsten, allgemein auch: Abklingen lassen, geschehen. Dadurch wird diese sonst ungenutzt in die Umwelt abgegebene Wärme menge über die Speicherung zum Wiederanheizen genutzt. Die Abkling- und Anheizzeiten können dabei gleichzeitig wesentlich verkürzt werden, da beim Abklingen der Wärmeinhalt des Verdampferwassers mittels Umlaufpumpe an den Speicher abgegeben wird, wobei mit der sinkenden Wassertemperatur auch ein Großteil der Wärmemenge der Kesselteile des Verdampfers, die mit dem Wasser in Berührung stehen, an den Wärmespeicher abgegeben wird. Die Wärme wird also aktiv abge zogen anstelle des erst allmählichen Entweichens in die Umwelt. Beim Anheizen wird in umgekehrtem Verfahren das Kesselwasser und somit auch die mit ihm in Berührung stehenden Kesselteile aufgeheizt. Da hierbei die jeweilige Temperatur im ganzen Kessel bzw. Verdampfer gleichmäßig ab- bzw. ansteigt, kann gegenüber dem Anheizen über die Feuerung die Anheizzeit kürzer gehalten werden, ohne Wärmespan nungen befürchten zu müssen.

Der Kern der Erfindung besteht also darin, daß die Hauptursache der Unwirtschaftlichkeit von Dampfantrieben, nämlich der hohe Wärme verlust durch die ungenutzt an die Umwelt abgegebene Kondensations wärme beseitigt oder im wesentlichen beseitigt wird indem diese mittels Wärmepumpe für die Wiedereinführung in den Energiekreislauf der Dampfkraftanlage genutzt wird (A), mittels Wärmepumpe und/oder Wärmetauscher bzw. Wärmeumformer für die Nutzung in der Dampfkraft anlage zugeschalteten Anlagen genutzt wird (B), mittels Wärmepumpe und Wärmespeicher bzw. nur durch Wärmespeicher für zeitlich bzw. räumlich getrennte Nutzung zur Verfügung gestellt wird (C), wobei mit dem Anwendungsfall für Abheizen/Anheizen auch die Kesselwasser- und sogar ein Teil der Kesselwärme selbst beim Abheizen entzogen, gespeichert und für das Wiederanheizen verwendet werden kann.

Für die Wärmespeicherung sind die in neuerer Zeit sich eröffnenden Möglichkeiten von Sorptions-Speichern/Silikat-Speichern interessant wobei die Entwicklung von physikalisch-/chemisch-reaktiven Spei chern in Zukunft noch weitere Lösungen eröffnen wird, die für die genannten Zwecke noch bessere Nutzungsmöglichkeiten eröffnen werden. Gleiches gilt für die Entwicklung der Wärmepumpen.

Beschreibung von Ausführungsbeispielen 1. Anlage für die teilweise Kondensation und Wärmerückgewinnung der Abdampfmenge, wobei der übrige Teil der Abdampfmenge wie üblich durch den Saugzug geleitet wird

Die Anlage ist geeignet für die Nachrüstung vorhandener Dampfkraft-Fahr zeuge, die ist für jede Brennstoffart geeignet, mit der bisher Dampfkraft- Kessel betrieben werden, insbesondere diverse Braunkohlen, Stein kohlen, Öle und Gase. Der Luftdurchsatz wird wie bisher durch eine Abdampf-betriebene Saugzuganlage nach dem Ejector-Prinzip bewirkt.

Im Gegensatz zum konventionellen Kessel steht für die Saugzugerzeugung jedoch nurmehr etwa 40-70% der Dampfleistung als Abdampf zur Verfü gung, der übrige Teil, je nach Ausführung 30-60%, wird im Kondensator zurückgewonnen. Zwar ist durch die Wärmerückgewinnung dieses Abdampf teiles die erforderliche Feuerungsleistung ebenfalls geringer für gleiche Verdampfungsleistung der Kesselanlage im Vergleich zum bisher üblichen Kessel, doch ändert sich für den Saugzug das Verhältnis zwischen Heizgas-Wärmedurchsatz und verfügbarer Abdampfenergie so, daß eine höhere Pumpleistung pro Abdampfgewichtseinheit erforderlich wird. Die Saugzuganlage muß daher von hocheffektiver Bauart sein, etwa der des Giesl-Ejectors. Der Grund hierfür liegt darin, daß der Wirkungsgrad der Wärmerückgewinnung kleiner eins ist, die Wärmepumpe selbst Antriebsenergie verbraucht und die Verdampfungswärme mitsamt Temperaturerhöhung des Speisewassers auf Kesselwasser-Verdampfungs temperatur einen höheren Wert hat, als die Kondensationswärme des gleichen Gewichts Abdampf. Zudem muß die Feuerung noch die Wärme für die Überhitzung des Gesamtgewichts der Verdampfung liefern.

Günstig wirkt sich hierbei aus, daß die Feuerungsleistung für gleiche Verdampfungsleistung insgesamt geringer ist als bei konventionellem Kessel, sodaß auch der Gasdurchsatz geringer ist und kleinere Gas stromgeschwindigkeiten genügen, sodaß die Saugzuganlage in einen günstigeren Arbeitsbereich kommt, die Feuerung leichter beherrschbar wird. Es ist daher möglich für gleiche Gesamtverdampfung wie bisher in üblichem Kessel 50-75% des bisher erforderlichen Verbrennungs wärmedurchsatzes/Gasdurchsatzes mit nur 30-60% der bisherigen durch die Saugzuganlage verabeiteten Abdampfmenge zu erreichen.

Ein Ausführungsbeispiel wird nachfolgend anhand der schematischen und nicht notwendigerweise maßstäblichen Zeichnung 1 näher dargestellt.

Fig. 1

In Fig. 1 ist auf dem Schema einer Güterzug-Dampflok der Kreislauf des Wärmetauscher-Mediums (im Folgenden als WTM abgekürzt), sowie der des Wassers/des Dampfes dargestellt. Hierbei ist auf die Darstellung des Dampfweges nach der Verdampfung im WTM-beheizten Kesselteil (also Überhitzer, Regler, Dampfmaschine) verzichtet, da dieser vom bisher üblichen nicht abweicht.

Ebenfalls nicht dargestellt ist das Rohrbündel des Kessels. Dieses kann sich im Vergleich zum bisher üblichen Kessel dadurch unterschei den, daß zur Aufnahme der Dampflieferung aus dem WTM-beheizten Kessel teils der Überhitzer eine im Verhältnis zur verbliebenen Verbrennungs wärme-beheizten Heizfläche größere Heizfläche erhält. Dies wird er reicht durch eine geänderte Rohrteilung der Rohrwände mit höherem Anteil Rauchrohren, weniger Heizrohren und anderen Rohrdimensionen.

In Fig. 1 zeigen die Ziffern

1 Speisepumpe für Kondensatwasser
2 Vorwärmer für Kondensatwasser
3 Wärmepumpe
4 Vorwärmer I für Frischwasser aus dem Tender
5 Vorwärmer II für Frischwasser, unter Kesseldruck
6 Abdampfsammler
7 WTM-Sammler für WTM-Zustand warm, Niederdruck
8 WTM-Verteiler für WTM-Zustand kalt, Niederdruck
9 Kondensatwasser-Sammler
10 WTM-Wärmetauscherflächen (Rohrschlangen), aufsteigende Strömung
11 Abdampf-Wärmetauscherflächen, absteigende Strömung
12 Wasserraum des WTM-beheizten Verdampfers, zylindersegmentförmig
13 zylindersegmentförmige Schale, die Wasserraum (12) vom Kessel trennt
14 WTM-beheizte Heizflächen des Verdampfers (WTM-Hochdruck-Kreislaufteil; Feinrohre)

Funktionsweise

In der Rauchkammer befindet sich trommelartig entlang dem Umfang ange ordnet der Wärmetauscher, der die Abdampf-Kondensationswärme auf das Wärmetauscher-Medium überträgt, was je nach zweckmäßigster Bauart wie skizziert im Gegenstrom oder im Kreuzstrom oder im Gleichstrom erfolgen kann. Während der Wärmetauscher nach außen keine Isolation benötigt, wird diese gegen die Rauchgaswärme dadurch erreicht, daß der Wärmetauscher durch eine Isolationsschicht gegen das Rauchkammer innere abgedeckt ist, sodann weitere WTM-Rohre eine flächendeckende Trennung des äußeren Wärmetauschers vom inneren Rauchkammerraum bilden. Diese WTM-Rohre sind dem WTM-Durchgang durch den Wärmetauscher nachge schaltet und haben den Zweck eine weitere Temperaturerhöhung des WTM zu erreichen bevor dieses durch die Wärmepumpe gefördert wird. Die über den unter Kesseldruck stehenden Frischwasser-Vorwärmer II in den Kondensator geleitete Abzweig-Abdampfmenge regelt sich durch die Kondensation ansich von selbst so, daß stets die Niederschlagungs- Kapazität des Kondensators unter gegebenem WTM-Durchsatz voll ausge schöpft wird. Es kann aber zweckmäßig sein in Hinblick auf Regelung des Saugzuges, somit Verbrennungswärmedurchsatz, somit Verdampfungs leistung der durch Verbrennungswärme beheizten Heizflächen, eine kleinere als die maximal kondensierbare Dampfmenge abzuzweigen. Daher ist der Abzweig in der Auspufführung der Dampfmaschine regelbar zu machen. Da sich im übrigen der Auspuff der Dampfmaschine und die Bauart des Saugzuges nicht grundsätzlich von bisher üblichen Bauarten unterscheiden, ist auf eine Darstellung der Klarheit halber verzichtet worden.

Da der Abdampf der Dampfmaschine je nach Leistungslage bis etwa 180°C hat, wird das Speisewasser im Vorwärmer II (5) bis auf etwa 160°C. Die restliche Vorwärmung des Speisewassers wird im Rauchgasvorwärmer in der Kesseltrommel bewirkt, sodaß in das Langkesselteil, in welchem sich der WTM-beheizte Verdampfer befindet, kein Wasser eingespeist wird, dessen Temperatur noch unter Verdampfungstemperatur oder jeden falls nicht wesentlich darunter liegt.

Der Abzweigdampf gelangt sodann in den Abdampfsammler (6) und von dort in den Wärmetauscher, dampfseitig (11), der entlang der Rauchkam merseitenwand zum Kondensatsammler (9) herabführt.

Die Wärmetauscherflächen, WTM-seitig (10) führen vom Verteilerring (8) zum WTM-Sammler (7). Dieser Weg umfaßt sowohl den Durchlauf durch den Kondensator als auch den Durchlauf durch die Rauchgas-beheizten WTM-Heizflächen, die den Kondensator gegen die Rauchgaswärme abschir men.

Das Kondensat fließt der Kondensat-Speisepumpe (1) zu. Unter Kessel druck wird das Kondensat dann durch den Vorwärmer (2) gedrückt, der durch das aus dem Verdampfer abströmende WTM beheizt wird. Das nun nahe Kesselwasser-Verdampfungstemperatur vorgeheizte Kondensat wird in den zylindersegmentförmigen Wasserraum des WTM-beheizten Verdampfer eingespeist. Dieser Wasserraum wird gebildet durch eine an der Kessel trommel anliegende, jedoch oben offene Wanne, die einen flachen, ringsegmentförmigen Raum um das umfänglich verkleinerte Rohrbündel des Langkessels bildet. Da stets gleicher Dampfdruck innerhalb und außerhalb der Abteilung herrscht, ist keine Druckdichtheit der Wanne (13) erforderlich. Der Wasserraum des WTM-beheizten Verdampfers (12) kann kompakt gehalten werden, da die Speisung ausschließlich mit Kondensat erfolgt und daher die bei üblicher Frischwasserspeisung häufige Verkrustung oder Verschlämmung hier nicht vorkommt. Die Heiz flächen (14) können daher feinrippig und dicht aneinanderliegend ausgeführt werden, wodurch die spezifische Verdampfungsleistung bei geringen Außenabmessungen bzw. flach um die Kesseltrommel herum geführter Bauart dennoch hoch getrieben werden kann.

In den abgeteilten Wasserraum des Verdampfers gelangt unter allen Betriebszuständen stets nur Kondensatwasser, da eine Verdampfung stets nur erfolgt, wenn Kondensat anfällt. Da stets mehr Kondensat anfällt und eingespeist wird, als verdampft wird (Wärmepumpen-Wirkungs grad kleiner eins), läuft der Wasserraum des Verdampfers in den übrigen Kesselwasserraum über. Dadurch ist der Verdampfer-Wasserraum im Betrieb stets in gleichbleibender Höhe gefüllt. Wegen seines verhält nismäßig kleinen Wasservolumens im Vergleich zur Verdampfungsleistung bekommt der WTM-beheizte Verdampfer den Charakter eines Schnellver dampfers, der sich dem mit dem Anfahren der Dampfmaschine schnell ansteigenden Dampfverbrauch rasch anpassen kann, ebenso umgekehrt dem Wegfall des Dampfverbrauchs mit Reglerschließen. Durch die Ver bindung mit der eher ausgleichenden Leistungscharakteristik des Ver brennungswärme-beheizten Kessels mit seiner großen Speicherfähigkeit ist somit eine ideale Ergänzung gegeben, die Kesselanlage ist gut geeignet für stark schwankende Leistungsanforderungen.

Vom Verdampfer gelangt das Wärmetauscher-Medium in den Kondensat- Vorwärmer, von dort geht es in den Frischwasser-Vorwärmer (4), der das vom Tender kommende Speisewasser für den Kessel auf etwa 80-90°C vorheizt, das Wärmetauscher-Medium wird im Gegenstrom auf etwa 30°C abgekühlt, bevor es durch die Wärmepumpe geht und wieder in den Wärmetauscher des Kondensators eingeleitet wird.

Die Bauart des Wärmetauschers/Kondensators kann nicht Gegenstand dieser Funktionsbeschreibung sein, sondern muß nach konstruktivem Einzelfall angemessen ausgeführt werden. Eine Möglichkeit der Aus führung besteht darin, daß der Abdampf in einen ringförmigen Konden satorraum geleitet wird, der durch fein unterteilte Kühlflächen, die von WTM-durchströmten Feinrohren gekühlt werden, gekennzeichnet ist. Weitere WTM-durchströmte, flächig-deckend aneinanderliegende Röhren schotten den Kondensator gegen die Rauchgaswärme ab. Zwischen diesen und dem Kondensator wird noch eine Isolierung zwischengelegt.

Zweck der Anordnung von Rauchgas-beheizten WTM-Röhren ist es, die Abgaswärme zusätzlich für die weitere Aufheizung des Wärmetauscher- Mediums zu nutzen, bevor es in die Wärmepumpe geleitet wird um im Hochdruckteil die Re-Verdampfung zu leisten. Dadurch wird unter Aus nutzung von Abgaswärme, die im konventionellen Kessel verloren geht, eine Erhöhung der Re-Verdampfung im Verhältnis zur Kondensation er reicht, der Anlagewirkungsgrad wird somit verbessert.

Ein weiterer Zweck ist es, ein schnelleres Anlaufen der Verdampfung im WTM-beheizten Verdampfer zu erreichen, wenn die Dampfmaschine angefahren wird, da bereits eine Aufheizung des Wärmetauscher-Mediums durch das Rauchgas gegeben ist, wenn auch zunächst ohne Abdampf-Kon densationswärme unvollständig.

Ein zusätzlicher günstiger Effekt wird mit der weiteren Abkühlung der Rauchgase erreicht, da sich somit das Abgasvolumen verringert wodurch die Wirkung der Saugzuganlage verbessert wird. Diese kann also mit der für eine bestimmte Verdampfungsleistung erforderlichen Rauchgasmenge besser Schritt halten.

Ein dritter Vorteil besteht darin, daß durch die Rauchgas-Vorheizung des Wärmetauscher-Mediums der Kondensat-Vorwärmer vorgeheizt werden kann, der Frischwasser-Vorwärmer I (4) sogar bei Stillstand der Dampf maschine betrieben werden kann, bei Betriebsbeginn vergleichsweise sehr rasch in Betrieb genommen werden kann, während konventionelle Kesselanlagen solange mit Speisung durch Injektor betrieben werden müssen, bis die Dampfmaschine läuft.

Da die Wärmemenge der Rauchgase in etwa proportional zu der Verdampf ung im Kessel ist, hält die Rauchgas-Beheizung des Wärmetauscher-Mediums mit der für die Speisewasservorheizung erforderlichen Wärmemenge leicht mit. Da somit schon vor Anfahren der Dampfmaschine alle Funktionsgruppen der Wärmerückgewinnungsanlage auf Betriebstemperatur oder nahe dieser sind, beginnt der Kreislauf von Kondensation und Re-Verdampfung sehr schnell zu wirken, wenn mit dem Anfahren der Dampfmaschine die Abdampflieferung beginnt.

Der Kesselbetrieb ist schon vor dem Anfahren der Dampfmaschine nicht mehr auf Injektorspeisung angewiesen, die eine nur unzureichende Vor wärmung des Speisewassers erreicht und unwirtschaftlich arbeitet.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung: Auspufftakt

Im Zusammenhang mit erwünschter Verwendung von je 50% der Abdampf menge für Kondensation/für Saugzug wird erfindungsgemäß die Auspuffkammer jeder Zylinderseite nicht mehr durch Auspuffkrümmer zu sammengeführt, sondern je die der einen Zylinderseite in die Kondens- Anlage, die der anderen in den Saugzug geführt.

Dadurch wird die Ausströmungsführung wesentlich schlanker, strömungs günstiger und einfacher bei Mehrzylinder-Maschinen, für die allein diese Auspuffbauart sinnvoll ist. Bei innenliegenden Zylindern bedeu tet die Trennung von vorderer und hinterer Ausströmung eine erhebliche maschinenbauliche Erleichterung und Verbesserung der Dampfströmung in Anbetracht des sehr beengten Bauraumes. Die Ausströmung muß nicht mehr wie bisher eng um 90° abgewinkelt werden, sondern kann gerade, oder in weitem Bogen in Kondensator bzw. Saugzug geführt werden. Bei gegenüber dem Saugzugdüsenkopf zurückversetzten Innenzylindern kann die Ausströmung zwanglos und strömungsgünstig einem tief gelegten Düsenkopf zugeführt werden, was für die Durchbildung der Saugzuganlage günstig ist. Hierfür wird die Ausströmung aus den vorderen Ausström kamern der Zylinder verwendet, während die aus den hinteren Kammern in den Kondensator geleitet wird. Bei Vierlings-Maschinen mit 180° Versetzung der äußeren zu inneren Kurbeln jeder Maschinenseite und 90° Versetzung linker zu rechter Seite ändert sich am Auspufftakt nichts gegenüber der bisher üblichen Anordnung, da je zwei Zylinder zugleich Ausström-Eröffnung haben.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung: Kesselbauform

Im Zusammenhang mit Kesseln mit Verbrennungskammer ergibt sich folgen de Besonderheit:
Bei konventionellem Verbrennungskammer-Kessel besteht durch die gegenüber dem Kessel gleichen hinteren Trommel-Durchmessers aber ohne Verbrennungskammer kleineren Rohrwandfläche ein Nachteil hin sichtlich des bei gegebenem Trommel-Durchmesser erzielbaren freien Rauchgasquerschnitt des Rohrbündels im Langkessel. Um dies zu mildern sind verschiedene Formen konischer Langkessel oder wenigstens Lang kessel-Schuß ausgeführt worden. Bei geschweißten Kesseln deutscher Einheitslok wurde der hinterste Langkesselschuß, der an die Verbren nungskammer anschließt unten konisch nach hinten erweitert. Damit ließ sich zwar der freie Rauchgasquerschnitt für gegebenen Trommel- Durchmesser, gemessen an den nicht-erweiterten, zylindrischen vorderen Schüssen, vergrößern - jedoch nur unter Inkaufnahme einer ansich unerwünschten Gewichtserhöhung am sowieso schon schweren Feuerbüchs ende des Kessels. Da das Gewicht dieses Kesselendes maßgebend für die auf gegebenem Fahrwerk ohne Achslastüberschreitung aufzubringende Kesselgröße ist, muß man unter dem Gesichtspunkt des Vergleichs je der maximal erreichbaren Kesselgrößen mit zylindrischem/mit konisch er Kesseltrommel feststellen, daß es sich so gesehen bei dem konischen Kesselschuß der Verbrennungskammer-Kessel eher um eine Verengung nach vorn handelte, denn um eine Erweiterung nach hinten als die sie ange sehen wurde. Es wurde also mitnichten der Nachteil der Verengung des freien Rauchgasquerschnittes im Vergleich zu Kessel gleichen Feuerbüchsgewichts jedoch ohne Verbrennungskammer-Einschub im der Kesseltrommel, beseitigt. Bei Verbrennungskammer-Ersatzkesseln für ältere Einheitslok, insbesondere Lok BR 03, ist trotz gegenüber alter Kesselbauart ohne Verbrennungskammer größerem hinteren Trommel-Durch messer (1840 mm gegenüber 1700 mm) der Rauchgasquerschnitt immernoch kleiner geworden. Der konische Langkesselschuß hat also lediglich unnötiges Kesselgewicht im vorderen Langkesselbereich gespart, was jedoch von geringem Nutzen war, da das vorhandene Fahrwerk sowieso auf das gegebene Gewicht des alten Kessel ausgelegt war.

Da nun mit dem Einfügen des WTM-beheizten Verdampfers ohnehin das Rohrbündel in seinem Umfang schlanker gehalten werden muß um zwischen diesem und der Langkesseltrommel einen ringsegmentförmigen Raum für den Verdampfer zu schaffen, so eignet sich diese Verdampferanordnung besonders gut für Verbrennungskammer-Kessel mit zylindrischem Lang kesselteil, bei denen sonst ein umfänglicher Raum der Kesseltrommel ungenutzt für Heizflächen bleiben müßte.

Die Ausgestaltung der Erfindung kann noch dahingehend verfeinert werden, daß der Kessel mit einem Rauchgasvorwärmer-Teil ausgerüstet wird, das durch eine Trennkammer von dem Verdampfer-Rohrbündel ge trennt ist. Dadurch kann in diesem Teil von gleichem Trommel-Durchmes ser das Rohrbündel wieder nahe an die Kesseltrommel heran vergrößert werden, da in diesem Langkesselteil kein WTM-beheizter Verdampfer installiert ist. Rauchgasvorwärmer und Trennkammer sind Bauarten des gleichen Erfinders, wie der hier gegenständlichen Schrift. (3)

Durch die umfängliche Vergrößerung des Rohrbündels des Rauchgasvorwär mers kann dessen Rohrlänge für gleiche Heizfläche verkürzt werden. Zusammen mit der guten Ausnutzung eines zylindrisch durchgehenden Lankesseltrommel-Durchmessers eignet sich die so gebildete Kessel bauart auch für Lokomotiven von kürzerem Fahrwerk.

Ein weiterer Vorteil der Bauart mit WTM-beheiztem Verdampfer und daher umfänglich verkleinertem Rohrbündel ist es, daß die bauartbe dingt sehr steife Verbrennungskammer-Rohrwand nicht mehr wie bei konventionellen Kesseln bis an den äußersten Rand mit Rohrbohrungen versehen werden muß. Die äußeren Rohre des Rohrbündels können etwas vom Rand abgerückt liegen, da der um diese herumgehende Raum der Kesseltrommel für den WTM-beheizten Verdampfer genutzt werden kann. Die Umbördelung der Verbrennungskammer-Rohrwand wird dadurch sehr geschont, ebenso die Einschweiß-Verbindungen mit den umfänglich-äußer en Rohren, der Kessel ist weniger schadanfällig, die spezifische Verdampfungsleistung bezogen auf die gasseitige Heizfläche kann höher angesetzt werden.

Da der Kessel in seinem Trommelteil zylindrisch statt konisch ausge führt ist und in seiner Masse rauchkammerseitig/feuerbüchsseitig ausgeglichener ist als bisherige Bauarten mit konischem Langkessel teil und zudem kürzerer Rohrlänge im Vergleich zur addierten Länge der Rohrlängen der hier beschriebenen Kesselbauart mit getrennten Rohrbündeln für Verdampfer- und Rauchgasvorwärmerteil des Kessels, ist die hier beschriebene Kesselbauart besonders gut geeignet für den Einbau in Lokomotiven mit Achsanordnungs-Reihen mit Laufachse vorn, gefolgt von Kuppel- und Treibachs-Gruppe, ohne hintere Laufachse bzw. mit vorderem zweiachsigem Drehgestell, gefolgt von Kuppel- und Treibachs-Gruppe, mit einer hinteren Laufachse, da die Kesselbauart eine Überlastung des hinteren Fahrwerksbereichs vermeidet gleichzeitig jedoch die im vorderen Bereich (vor der Treibachse) durch die größere Achszahl gegebene Belastungskapazität gut ausnutzt, sodaß sich von vorn nach hinten zwanglos gleichmäßige Achsfahrmassen ergeben.

Beschreibung von Ausführungsbeispielen 2. Anlage für Voll-Kondensation und Wärmerückgewinn des Abdampfes, geeig net für Kessel mit Verbrennungsluft-Förderung durch Ventilator(en)

Die Anlage ist wegen des zwischen dem verkürzten konventionellen durch Verbrennung beheizten Kessel, und seinem Rauchgas-beheiztem Vorwärmerteil angeordneten Schnellverdampfers der Wärmerückgewinnungs anlage nicht für die Verfeuerung von Kohle geeignet sondern es sind Brennstoffe vorteilhaft, bei denen keine Verunreinigung des Inneren der Kesselanlage durch Asche bzw. Ruß erfolgt.

Da die Kesselanlage durch die hintereinanderliegende Anordnung von Verbrennungs-beheiztem Kessel, WTM-beheiztem Schnellverdampfer, Rauch gasvorwärmer, WTM-Erhitzer in der Rauchkammer große Längen überbrücken kann, ohne daß der Kessel selbst übermäßig lang wird, eignet sie sich für Lokomotiven mit sehr großer Achsenzahl und großer Längenentwicklung des Fahrwerks bzw. für alle anderen Anwendungsgebiete, die eine langgestreckte Bauart der Dampferzeugungsanlage erfordern. Dies kann gegebenenfalls auch im Schiffbau der Fall sein.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nachfolgend anhand der schematischen, nicht notwendigerweise maßstäblichen Zeichnungen 2 und 3 näher dargestellt.

Fig. 2

In Fig. 2 ist auf dem Schema einer Güterzug-Dampflok der Kreislauf des Wärmetauscher-Mediums (im Folgenden als WTM abgekürzt) dargestellt.

Hierbei zeigen die Ziffern

1 Leitung vom Kondensator zum Wärmetauscher, Zustand d. WTM: ca. 60 bis 80°C, Niederdruck (ND im Folgenden)
2 Leitung vom Wärmetauscher zum Rauchgaserhitzer in der Rauchkammer, Zustand d. WTM: ca. 90-120°C, ND
3 Rauchgaserhitzer, dient zur weiteren Aufheizung des WTM, Zustand d. WTM: Erwärmung auf ca. 150°C oder darüber; ND
4 Leitung vom Rauchgaserhitzer zum Kompressorteil der Wärmepumpe, ND
5 Kompressorteil der Wärmepumpe, Verdichtung mit Erhitzung des WTM
6 Leitung zum Schnellverdampfer, Hochtemperatur/Hochdruck-Bereich
7 Ableitung aus Schnellverdampfer zum Speisewasservorwärmer SWV-1 Zustand d.WTM: ca. 210-240°C, HD
8 Speisewasservorwärmer SWV-1, Wärmetausch WTM an Speisewasser
9 Wärmetauscher für WTM mit Überleitung aus SWV-1, Zustand d. WTM: bei Ausgang SWV-1 ca. 160-180°C, HD, bei Ausgang Wärmetauscher ca. 70-90°C, HD
10 Leitung Wärmetauscher zu Wärmepumpe, Expansionsteil
11 Expansionsteil der Wärmepumpe, Entspannung des WTM
12 Leitung Wärmepumpe zu Kondensator, Zustand d. WTM: ca. 0-10°C, Niederdruck
13 Kondensator (2teilig)
14 Dampfejector für Erzeugung von Unterdruck im Kondensator
15 Lage des Brennstoffbehälters

Fig. 3

In Fig. 3 ist auf dem Schema einer Güterzug-Dampflok der Kreislauf des Speisewassers und des Abdampfes dargestellt.

Hierbei zeigen die Ziffern

1 Kondensat-Wasserbehälter, Wasserzustand: ca. 60-70°C, Unter druck
2 Speisewasser-Speisepumpe mit Speisewasser-Zuleitung aus Kondensa tor und aus Kondensatsammler der Verbrennungsluft-Vorwärmung, von Speisepumpe geht die unter Kesseldruck stehende Speiseleitung zum Speisewasservorwärmer SWV-1
3 Speisewasservorwärmer SWV-1, Erwärmung des Speisewassers durch WTM auf bis ca. 200°C
4 Rauchgasvorwärmer SWV-2, restliche Vorwärmung des Speisewassers auf Verdampfungstemperatur
5 Eintritt des Speisewassers in den WTM-beheizten Schnellverdampfer
6 Abdampfrückleitung, Dampfzustand; ca. 110-150°C, 1,1-1,3 bar absoluter Druck
7 Abdampf-beheizter Luftvorwärmer für Verbrennungsluft mit Konden satabscheider am Ausgang
8 Abdampf-Gelenkleitung für Übergang von Maschine zu Tender, Ein speisung des Abdampfes in den Kondensator
9 Abdampf-Kondensator
10 Dampfejector für Erzeugung eines Unterdruckes im Kondensator
11 Ventilatorschächte für die Verbrennungsluftzufuhr

Funktionsweise

Aus dem Kondensatbehälter (1/in Fig. 3) wird das Speisewasser von der Speisepumpe (2/3) zusammen mit Kondensat aus dem Verbrennungs luftvorwärmer (7/3) unter Druck dem Speisewasservorwärmer SWV-1 (3/3) zugeleitet. Der SWV-1 ist durch das Wärmetauscher-Medium beheizt und wärmt das Speisewasser im vollen Betriebszustand bereits auf nahe zu Verdampfungstemperatur vor. Bei Betriebsbeginn kann aufgrund des erst anlaufenden Wärmetauscher-Prozesses die Vorwärmung erst unvoll kommen sein. Daher ist dem SWV-1 der Rauchgas-beheizte Speisewasser vorwärmer SWV-2 (4/3) nachgeschaltet, der bei befeuertem Kessel aber nicht-arbeitender Dampfmaschine, also keiner Abdampflieferung, die Vorwärmung des Speisewassers für den Schnellverdampfer übernimmt. Überheizung des Speisewassers ist unkritisch, da bei Erreichen der Verdampfungstemperatur der SWV-2 bereits einen Beitrag zur Verdampfung liefern kann, da ab Speisepumpe das Speisewasser unter Verdampferdruck steht. Nach Verdampfung im vom Wärmetauscher-Medium beheizten Schnell verdampfer wird der Dampf im Rauchgas-beheizten Überhitzer hocher hitzt. Dieser befindet sich im Hohlraum der durch den trommelartig in der Trennkammer der Kesseltrommel zwischen vorderer Rohrwand der Rauchrohre und hinterer Rohrwand des Röhrenvorwärmers des befeuer ten Kessels angebrachten Schnellverdampfers gebildet wird.

Der Überhitzer des befeuerten Kessel befindet sich in den Rauchrohren, die die Heizgase von der Feuerbüchse durch die Trennkammer in den Röhrenvorwärmer leiten und sodann durch die Rauchkammer aus dem Schorn stein. Die Trennung der Überhitzer für Dampf des befeuerten Kessels und des WTM-beheizten Schnellverdampfers hat den Vorteil, daß sich die Heißdampftemperatur des Dampfes aus befeuertem Kessel nicht ändert wenn nach dem Anfahren der Dampfmaschine und Abdampflieferung die Dampfproduktion im Schnellverdampfer beginnt. Mit Anstieg der Dampf produktion im Schnellverdampfer wird aber dessen Überhitzer auch von Dampf durchströmt. Der damit erfolgende Wärmeentzug aus den Heiz gasen bewirkt im Röhrenvorwärmer daß dort ein geringeres Wärmegefälle zur Verfügung steht, wodurch der Beitrag zur Verdampfung den dieses Kesselteil bei starker Feuerungsleistung und nicht-arbeitender Dampf maschine leistet, also im Betriebszustand des Vorheizens der Kessel anlage vor Anfahren der Dampfmaschine, geringer wird bzw. gegen Null geht. Damit wird durch das Verhalten der Kesselanlage bewirkt, daß bei nicht-arbeitender Dampfmaschine rasch eine kräftige Dampfproduk tion vom befeuerten Kessel aufgebaut wird, diese aber mit Aufnahme der Dampfproduktion durch den WTM-beheizten Schnellverdampfer etwas verringert wird. Dadurch entspricht die Kesselanlage im zeitlichen Übergang vom einen in den anderen Betriebszustand besser dem rasch ansteigenden Dampfbedarf Anfahren der Dampfmaschine.

Die Dampfproduktion aus den beiden verschiedenen Verdampfern und Überhitzern kann nun zusammengeführt und über einen Heißdampfregler der Dampfmaschine zugeführt werden. Eine weitere Ausgestaltung ist im Anschluß an diese Funktionsbeschreibung dargestellt.

In der Dampfmaschine wird der Dampf in Arbeit umgewandelt und sodann über die Abdampfleitung (6/3) zur Abdampf-beheizten Vorwärmung der Verbrennungsluft zugeleitet. Die Luftvorwärmung ist gegen Strah lungswärme aus der Feuerung abgeschirmt. Die Verbrennungsluft wird von unten durch Ventilatoren (11/3) durch die Luftvorwärmung ge drückt. Ein geringerer Teil des Abdampfes wird hierbei kondensiert und im Ausgang der Luftvorwärmung in den Kondensatsammler ausgeschie den, fließt von dort direkt der Speisepumpe zu. Der übrige Abdampf wird über die Gelenkleitung (8/3) zwischen Maschine und Tender dem Kondensator zugeleitet. Dessen dampf/wasserseitige Räume stehen unter mittels Dampfejector erzeugtem Unterdruck. Dieser regelt sich selbsttätig nach der Relation anfallende Abdampfmenge zu Durchsatz und Eingangstemperatur des Wärmetauscher-Mediums. Erreicht der Nieder schlag der Dampfmenge die volle Auslastung des Kondensators bei einer gegebenen Wärmeaufnahme-Kapazität des Wärmetauscher-Mediums, so ver ringert sich durch entstehenden nicht-kondensierten Restdampf der Unterdruck rasch, die Kondensationstemperatur Dampf zu Wasser steigt und die Kondensatorleistung vergrößert sich. Nimmt die Abdampfmenge durch Zurückregelung der Dampfmaschine ab, so bewirkt die verhältnis mäßig reichliche Kondensator-Kapazität rasch eine restlose Kondensa tion und der Dampfejector bewirkt vermehrten Unterdruck. Dadurch sinkt die Temperatur bei der der Dampf kondensiert und die Kapazität des Kondensators wird genutzt um den Gegendruck auf die Dampfmaschine zu verringern. Günstig ist, daß die Verminderung des Gegendrucks für die wirtschaftliche Arbeitsweise der Dampfmaschine gerade bei kleineren Leistungen umso bedeutender ist, je kleiner die verarbeitete Dampfmenge ist, da dies bei der Kolbendampfmaschine mit kleinen Füllungen einhergeht, also die Dampfexpansion weiter geht als bei größeren Leistungen. Die Verminderung des Gegendrucks im Auspufftakt verbessert das Kennbild des Dampfdiagramms und verhindert die schäd liche Schleifenbildung, die dafür kennzeichnend ist, daß der Enddruck der Expansion unter den bei Dampfauspuffgerät wodurch Leistungsver lust entsteht.

Im Kondensator wird das Wärmetauscher-Medium mit der Kondensationswär me des Abdampfes aufgeladen. Weitere Temperaturerhöhung erlangt es im Wärmetauscher (9/Fig. 2), in welchem das noch unter Hochdruck stehende WTM im Gegenstrom Wärme an das im Niederdruck zuströmende WTM überträgt. Dieses wird sodann in den Rauchgas-beheizten WTM- Erhitzer in der Rauchkammer geführt, bevor es in der Wärmepumpe kom primiert und damit hocherhitzt wird. Die zusätzliche Beheizung durch die Rauchgase hat den Zweck, auch bei stillstehender Dampfmaschine und also fehlender Abdampfmenge (bzw. nur sehr kleiner, wenn der Abdampf der Hilfsmaschinen ebenfalls in den Kondensator geleitet wird) doch eine Beheizung des Wärmetauscher-Mediums zu haben und damit den Kreislauf in geringem Umfang schon in Gang setzen zu können bzw. schneller sein volles in Gang kommen zu erreichen, wenn Abdampf anfällt. Es kann somit erreicht werden, das der WTM-beheizte Schnell verdampfer bei kürzeren Zwischenperioden nicht-arbeitender Dampf maschine nicht völlig zum Stillstand kommt. Weiters wird durch die Zusatzbeheizung durch Rauchgas bewirkt, das dessen Restwärme noch zu einem Teil ausgenutzt werden kann und somit ohne weiteren Energie aufwand das Verhältnis zwischen Kondensations- und Verdampfungsmengen verbessert wird, d. h. ein größerer Prozentsatz der kondensierten Dampfmenge kann im Schnellverdampfer durch WTM-Beheizung wieder-ver dampft werden. Die Leistung des befeuerten Kessels kann geringer bleiben, der Brennstoffverbrauch ist geringer.

Nach der Kompression in der Wärmepumpe durchströmt das Wärmetauscher- Medium den Schnellverdampfer und bewirkt dort die Verdampfung des eingespeisten Wassers. Danach wird das Wärmetauscher-Medium in den Speisewasservorwärmer SWV-1 übergeleitet, wo sein Temperaturgefälle weiter genutzt wird. Sodann erfolgt die Überleitung in den Wärme tauscher, wo das unter Hochdruck stehende WTM seine restliche Tempera turdifferenz gegenüber dem WTM in Niederdruck im Gegenstrom weitge hend an das in Niederdruck befindliche WTM überträgt. Sodann erfolgt die Expansion und damit die Unterkühlung und die Überleitung in den Kondensator wo die Abdampfniederschlagung bewirkt wird und umgekehrt das Wärmetauscher-Medium dessen Kondensationswärme aufnimmt.

Das Kondensat wird dem Kondensatbehälter zugeleitet.

Neben dem Kondensatbehälter befindet sich im Tender noch ein den restlichen Raum ausfüllender Behälter für Frischwasser-Reserve. Aus der Frischwasser-Reserve wird ausschließlich der befeuerte Kessel beliefert. Im Betrieb werden daraus Verluste aus Abblasen der Sicher heitsventile, Zylinderentwässerung, eventuell nicht der Kondensation zugeleitetem Abdampf von Hilfsbetrieben sowie Leckagen gedeckt.

Da die Kondensatmenge jedenfalls größer ist als die Verdampfungsmenge des WTM-beheizten Schnellverdampfers kann dieser unter allen Betriebs zuständen ausschließlich aus Kondensatwasser gespeist werden, sodaß dieser als Reinwasser-Verdampfer anzusehen ist, bei dessen Bauart davon auszugehen ist, daß die Heizflächen von Verkrustungen frei bleiben und daher diese entsprechend feiner strukturiert werden können wodurch der Raumbedarf des Schnellverdampfers erheblich reduziert werden kann. Dies ist wesentlich für seine Unterbringung in der Kesseltrommel der Kesselanlage. Die äußere Gestaltung der Kesselanlage entspricht dadurch der eines konventionellen Kessel. Dadurch ist es auch möglich, die Anlage in vorhandene Lokomotiven unter Umbau der Kesselanlage einzubauen.

Durch die hintereinander-geschaltete Anordnung der Funktionsgruppen der Kesselanlage in jenem Bereich, der bei konventionellem Kessel allein von der Rohrlänge des Langkessels überbrückt wird, kann die hier beschriebene erfindungsgemäße Kesselbauart wesentlich längere Bau form nutzen, ohne gängige Rohrlängen zu überschreiten. Das Problem, das bisher bei in Relation zum Trommeldurchmesser sehr langen Kesseln auftrat: der relativ kleine freie Gasquerschnitt im Verhältnis zur Heizfläche, ist dadurch entschärft, daß ein erheblicher Teil der Verdampfungsleistung nicht durch die Verbrennungswärme aufgebracht wird, sondern durch Wärmerückgewinnung aus Kondensationswärme. Daher verfügt die Kesselanlage noch über eine zweite Wärmequelle. Bei kon ventionellen Kesseln war neben der konstruktiven Grenze der Rohrlänge die Längenentwicklung des Kessel auch durch die zunehmende Entfernung von der Feuerbüchse als Wärmequelle begrenzt. Durch die weiter vorn installierte zweite Wärmequelle wird die Längengrenze für die Kessel anlage erheblich erweitert. Dadurch können längere Achsanordnungen genutzt werden, die mit konventionellen Kesseln nicht überbrückbar bzw. nutzbar waren.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung

Die vorstehend beschriebene Anlage zur Vollkondensation kann auch so gestaltet werden, daß die von befeuertem Kessel und von WTM-beheiz tem Schnellverdampfer erzeugten Dampfmengen getrennt bleiben und getrennt regelbaren Dampfmaschinen zugeführt werden.

Unter Nutzung der dafür geeigneten Bauart des Schnellverdampfers, der als Wasserrohr-Verdampfer sich für höhere Dampfdrücke eignet als der befeuerte Kessel, kann dessen Dampfdruck erheblich höher gewählt werden, als der des befeuerten Kessels. Dies kommt der bau lichen Verkleinerung des Schnellverdampfers entgegen. Zugleich ergeben sich interessante Möglichkeiten für die Dampfmaschinen-Anlage:
Es sei für die Verarbeitung des Dampfes des befeuerten Kessels hierbei davon ausgegangen, das diese in einer Kolbendampfmaschine erfolgt.

Sodann ergibt sich die Möglichkeit

a) einer Hochdruck-Kolbenmaschine für die Verarbeitung des Dampfes des Schnellverdampfers. Der Auspuff dieser Maschine geht dann in den Dampfraum des befeuerten Kessels, wo der Auspuffdampf der Hochdruck- Maschine ein zweites Mal überhitzt wird und dann gemeinsam mit dem Dampf des befeuerten Kessels in der diesem zugeordneten Dampfmaschine verarbeitet wird. Hinsichtlich der Nutzung des Hochdruckdampfes ergibt sich damit das Prinzip einer Verbund-Maschine mit Zwischenüberhitzung. Zwar wird hierbei nicht die gesamte Dampfmenge beider Verdampferarten zweistufig genutzt, doch wäre eine gleichhohe Dampfspannung in einem Kessel mit Feuerbüchse wegen derer hoher thermisch-mechanischer Be lastung in der maschinenbaulichen Verwiklichung problematischer als in dem feuerlosen Schnellverdampfer mit seiner Feinrohrstruktur, der zudem als Reinwasserverdampfer ausgelegt werden kann.
Es kann somit immerhin das nutzbare Enthalpiegefälle für etwa 1/2 bis 3/4 der Gesamtdampfmenge wesentlich erhöht werden und dies ohne die kesselbaulichen Erschwernisse die bei gleich-hohem Dampfdruck in konventionellem Kessel zu erwarten sind.

Weiters ergibt sich die Möglichkeit

a) der Verarbeitung des Hochdruckdampfes des Schnellverdampfers in einer Dampfturbine die vom Kolbentriebwerk für Dampf des befeuerten Kessels unabhängig arbeitet.
Es wird hierbei die Leistung des Schnellverdampfers möglichst gleich mäßig gehalten, wobei Schwankungen im Leistungsbedarf soweit möglich mit der Anpassung der Leistung des befeuerten Kessels und dessen zugeordneter Dampfmaschine entsprochen wird und erst nachrangig auch der Schnellverdampfer und dessen Turbinen-Maschine nachgeregelt werden.

Diese Anordnung ist maschinenbaulich für Dampflokomotiven großer Leistung vorteilhaft, da das Kolbentriebwerk als einfache Zwillings- Maschine ausgeführt werden kann ohne die Nachteile sehr großer Kolben kräfte in Kauf nehmen zu müssen, wie sie unvermeidlich sind, wenn die gesamte Leistung über diese beiden Zylinder aufgebracht werden muß, wie am Beispiel der großen amerikanischen Dampflok der Super- Power-Kategorie ersichtlich ist. (4)

Die Dampfturbine eignet sich widerum besser als ein klassisches Kolben triebwerk für die Innenanordnung, d. h. zwischen den Rahmenwangen. Es entfällt hierbei die Notwendigkeit von Kurbelachsen, die Komplika tion von Gestängeanordnungen im beengten Raum zwischen den Rahmen wangen und die Schwächung der Rahmenstruktur durch die für das Gestän ge erforderlichen Aussparungen.

Es kommt der Turbine entgegen, das der Schnellverdampfer als Reinwas serverdampfer arbeitet, da dabei keine Verunreinigungen der Schaufel oberflächen zu erwarten sind, wie sie durch mitgerissene Wasserauf bereitungspartikel im Verband mit Kesselschlämmen durch Schäumen veruracht werden können.

Umgekehrt kommt der ölfreie Abdampf der Turbine der guten Oberflächen reinheit des Kondensators entgegen.

Der volle Nutzen der Anlage kommt daher bei einer Anordnung von ge trennten Kondensatoren für Schnellverdampfer/Turbine und befeuertem Kessel/Kolbentriebwerk besonders vorteilhaft zum Tragen. Hierbei muß aber jeder Kondensator für sich für die höchste Dampfleistung des jeweiligen Dampferzeugers ausgelegt werden, nicht nur der gemein same Kondensator für die höchste Gesamtdampfmenge. Auch die Anzahl der Pumpen erhöht sich. In dem Maße wie es gelingt, den Abdampf der Kolbenmaschine ölfrei zu machen vermindert sich also der Vorteil der getrennten Kondensatorenanordnung.

In jedem Fall ist die Turbine besonders geeignet, hohe Dampfdrücke zu verarbeiten und kann daher vom WTM-beheizten Schnellverdampfer gelieferten Hochdruckdampf vorteilhaft umsetzen. Damit ist eine Bauart gegeben mit der sowohl der Raumbedarf des regenerativen Verdampfers wie auch der diesen Dampf verarbeitenden Dampfmaschine ein Minimum anstrebt. Andersherum kann somit die Leistungsdichte der Dampflok bei gleichzeitiger Verminderung des Brennstoffverbrauchs optimiert werden.

Beschreibung von Ausführungsbeispielen 3. Anlage für Zwischenüberhitzung des Verbinderdampfes bei Dampfmaschinen in Verbundbauweise

Die Anlage ist grundsätzlich für alle Arten von Dampfmaschinen - Kolben- und Turbinen-Triebwerke sowie alle Anwendungsarten von Dampf antrieben geeignet, also für stationäre Anlagen, für Schiffsantriebe, für Lokomotiven und für Lokomobile.

Die Anlage bezweckt mit der Wärmerückgewinnung nicht eine Re-Verdampf ung sondern die Temperaturerhöhung des von der einen in die nächste Maschinenstufe übergehenden Dampfes bei mehrstufiger Expansion.

Hierzu genügt die Kondensations-Wärme eines Teils des Abdampfes, sodaß die Anlage auch mit Kesseln kombiniert werden kann, die auf Nutzung des Abdampfes zur Saugzugerzeugung nach dem Ejector-Prinzip angewiesen sind. Lediglich muß die Bauart der Saugzuganlage geeignet sein, die gleiche gegebene Pumpleistung für gegebene Dampfleistung des Kessel mit Nutzung von nur rd. 85% (eine beheizte Verbinderstufe) bzw. rd. 70% (zwei beheizte Verbinderstufen) zu leisten. Sie muß daher von hocheffektiver Bauart sein, etwa Bauart Giesl-Ejector.

Die Anlage besteht im wesentlichen aus den gleichen Baugruppen wie die vorher beschriebenen Anlagen, ist jedoch insgesamt wesentlich kleiner und kann daher auf der Maschine selbst untergebracht werden. Der kleine Wärmetauscher/Abdampfkondensator kann wie bei Fig. 1 des Beispiels 1 in der Rauchkammer untergebracht und gegen die Rauchgaswärme abgeschirmt werden. Einfacher kann er auch unter dem Langkessel etwa in Trommelform untergebracht werden.

Eine besondere für die Größe geeignete Lösung besteht darin, hierfür eine flächig ausgebreitete Form zu verwenden, deren große äußere Oberfläche eine etwas vergrößerte Kondensationsmenge erreichen läßt, was durchaus erwünscht ist, da dadurch die rückgewonnene Wassermenge größer wird. Bei Lokomotiven eignet sich hierfür eine Ausstreckung unter den Umlaufblechen links und rechts längsseits des Kessels. Das Wärmetauscher-Medium wird nach Aufheizung im Wärmetauscher/Kondensator einer zweiten Aufheizung durch Rauchgas in der Rauchkammer zugeführt, sodann in der Wärmepumpe mit Temperaturerhöhung verdichtet und zur Beheizung in den Überhitzer des Verbinders eingeleitet.

Bei Dampfmaschine mit Triple-Expansion ist im zweiten Verbinder auch bei Zwischenüberhitzung die anzustrebende Dampftemperatur niedriger als im ersten Verbinder im Übergang von Hochdruck- (HD) zu Mitteldruck- (MD) Stufe. Im Auspuff der ND-Stufe würde sonst eine übermäßige Ab dampftemperatur auftreten. Daher ist es möglich unter lediglich der höheren Dampfüberhitzungstemperatur entsprechend größeren Aufheizung einer zugleich größeren WTM-Durchsatzmenge pro Zeiteinheit beide Verbinderstufen nacheinander parallel zu ihrer Dampfwege-Abfolge durch das Wärmetauscher-Medium zu beheizen.

Sodann wird das Wärmetauschermedium in einem unter Kesseldruck stehen dem Speisewasservorwärmer SWV-3 weiterer Wärmeausnutzung zugeleitet, geht dann in die erste Stufe der Speisewasservorwärmung über, in der die WTM-Temperatur bis auf etwa 30°C zurückgeführt wird. Danach wird in der Wärmepumpe die Expansionsunterkühlung des Wärmetauscher- Mediums durchgeführt und in den Kondensator übergeleitet.

Für die Speisewasservorwärmung ist die genannte erste Stufe weniger von Bedeutung als für die möglichst tiefe WTM-Rückkühlung vor der Expansionsunterkühlung um eine möglichst große Temperaturdifferenz zur Niederschlagung des Abdampfes zu erhalten, wodurch die Größe des Kondensators verringert werden kann. Zusätzliche Speisewasservor wärmung des Bereichs bis 100°C geschieht indem das Speisewasser ebenfalls durch den Abdampfkondensator geleitet wird, sodaß dieser teilweise auch als Abdampf-Speisewasservorwärmer funktioniert. Dadurch vergrößert sich wieder die niedergeschlagene Abdampfmenge. Der Anteil der weiteren Speisewasservorwärmung im Bereich über 100°C, der je von WTM-beheiztem SWV-3 bzw. Rauchgasvorwärmer geleistet wird, hängt wesentlich davon ab, wie groß die zu kondensierende Abdampfmenge gewählt wird, da davon der WTM-Wärmeüberschuß im Abstrom aus der Beheizung des/der Verbinder-Überhitzer abhängt, der für diese Stufe der Speisewasser-Vorwärmung genutzt werden kann.

Da steigender Anteil der WTM-Vorwärmung auf Kosten der Abgaswärme- Verwertung im Rauchgasüberhitzer geht, bringt es keinen Wärmewirt schafts-Vorteil, die WTM-Beheizung besonders zu steigern. Vielmehr ist darin eine Regelmöglichkeit zu sehen, die es ermöglicht, die im Betrieb unter wechselnder Belastung der Dampfmaschine wechselnden Wärmemengen für die Beheizung der Verbinder-Überhitzer sowie die unter allen Betriebszuständen sichere Rückkühlung des Wärmetauscher- Mediums zu erreichen. Eine in bestimmten Bereich schwankende Einspeis temperatur in den Rauchgasvorwärmer ist für diesen gut zu verarbeiten und ist als Ausgleichsglied in der Kette der Temperaturstufen des Wärmetauscher-Mediums nützlich um auch bei raschem Leistungswechsel der Dampfmaschine stets die angestrebten Heißdampftemperaturen in dem/den Verbinder(n) sicherzustellen.

Mitsamt der wenigstens teilweise WTM-beheizten Speisewasservorwärmung ist aber auch schnell eine erforderliche Abdampfmenge von 30-35% der Gesamtmenge für die Kondensationswärme-Rückgewinnung erreicht. Bei noch höher getriebener Wärmerückgewinnung und Abdampfkondensation wird die Grenze der Saugzugförderung nach dem Ejector-Prinzip erreicht und es muß auf Ventilator-Förderung der Verbrennungsluftzufuhr um gestellt werden.

Der Vorteil der WTM-beheizten Verbinder-Überhitzer gegenüber einer Rauchgas-beheizten Zwischenüberhitzung besteht kesselseitig darin, daß kein Wärmemehraufwand vom Kessel zu erbringen ist gegenüber einer Maschine ohne Zwischenüberhitzung. Schon die Wärme für einen Zwischen überhitzer bedeutet, daß sich im Rohrbündel fast nurnoch Rauchrohre befinden müssen um die erforderlichen Überhitzerelemente unterzubrin gen. Eine zweite Zwischenüberhitzung einer Triple-Expansionsmaschine ist daher in dieser Weise praktisch unmöglich.

Mit der WTM-beheizten Zwischenüberhitzung bleibt der Kessel von dem zusätzlichen Wärmebedarf der Zwischenüberhitzung unbeeinflußt und in seiner Dampfleistung daher unbeeinträchtigt.

Für die Wärmebilanz der Kraftanlage bietet die WTM-Beheizung der Zwischenüberhitzung den Vorteil der Wärmerückgewinnung aus bei konven tioneller Bauart verlorengehender Abwärme des Abdampfes.

Für die Dampfmaschine besteht der Vorteil der WTM-Beheizung der Zwischen überhitzung darin, daß im Gegensatz zur Rauchgas-Beheizung nicht der Dampf zur Beheizung (in den Kessel rück-)geführt werden muß, sondern die Beheizung zum Dampf kommt. Das heißt, daß trotz Zwischen überhitzung der/die Verbinder wesentlich strömungsgünstiger und kompakter gebaut werden kann/können. Damit wird der Strömungsverlust der mit Druckverlust einhergeht und bei Mehrfachexpansion besonders schädlich ist, gegenüber konventioneller Zwischenüberhitzung wesent lich vermindert.

Die Zwischenüberhitzung selbst ist aber für das Verhalten des Dampfes in Bezug auf Strömung und Expansion wertvoll, sodaß die Maschine mit WTM-beheizten Verbinder(n) thermodynamisch wesentlich günstiger arbeitet, da die Strömung günstiger ist, dadurch der Drosselverlust geringer, Wandungsverluste durch die Temperatursteigerung des Dampfes im Verbinder ausgeglichen werden, somit die Expansion weiter gehen kann.

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist anhand der schematischen und nicht notwendigerweise maßstäblichen Zeichnungen 4 und 5 dargestellt.

Fig. 4

Fig. 4 zeigt die schematische Darstellung einer Güterzug-Dampflok mit Dreizylinder-Verbund-Maschine mit WTM-beheizten Verbinderüberhitzer.

Fig. 5

Fig. 5 zeigt die Anordnung von Wärmetauscher, Verbinder, Dampfleitungs- und Kondensator-Anordnung (WTM-Kreislauf sinngemäß analog zu Fig. 2)

Hierbei zeigen die Ziffern

1 Überhitzersammelkasten mit Naßdampf- und Heißdampfteil mit Regler
2 Frischdampfleitung zu Einströmung Hochdruckzylinder (HD)
3 Ausströmung HD zum Verbinder
4 Verbinder-Überhitzer, WTM-beheizte Heizelemente, (schematisch)
5 Verbinderdampfleitung zu Niederdruckzylindern (ND₁ und ND₂)
6 Verbinderdampfleitung zu ND₁, rechts
7 Verbinderdampfleitung zu ND₂, links
8 Ausströmkammer ND
9 Abzweigleitung ND Ausströmkammer zum Kondensator links u. rechts
10 Kondensator, links und rechts
11 Verbindungsleitung für Dampfkreislauf in Kondensator links/rechts
12 Kondensat-Abzugleitung

Die Anordnung der Wärmetauscher-Anlage ist prinzipiell genauso aufge baut wie die größeren Anlagen für Abdampfkondensation und -Wärmerück gewinnung nach Fig. 1 sowie 2 und 3.

Auf eine erneute Darstellung ist im Sinne der Übersichtlichkeit daher hier verzichtet. Wesentlich ist die Anordnung des Verbinders mit relativ großem Volumen und dessen Ausrüstung mit Heizelementen, die durch das Wärmetauscher-Medium beheizt werden. Die Beheizung sollte für eine optimale Temperaturerhöhung des Verbinderdampfes unter Ausnutzung der WTM-Eingangstemperatur im Gegenstrom erfolgen.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung: Verbinderform, Zylinderbeheizung

Ein weiteres Merkmal der dargestellten Ausführung ist die Anordnung der Verbinderdampfleitung die sich durch folgendes auszeichnet:

a) Großräumige Führung mit weitem Bogen unter Ausnutzung der latz sparenden und wärmeisolierenden Unterbringung in der Rauchkammer in der Weise, daß sie dort beim Ein- und Ausbau der Kesselrohre nicht stört: die Verdickung zum Verbinderraum liegt im Bogen oben um die Rauchkammer herum, während an der Rohrwand die Rohrbohrungen den Kesselquerschnitt nur bis etwa 2/3 Höhe anfül len, sodaß die Rohre ohne Behinderung durch den Verbinderraum ein- und ausgebaut werden können. Die Anordnung Dampfleitung/Verbinderraum ist optimal strömungsgünstig und verläuft im weitest-möglichen Bogen.
b) Asymetrische Leitungsanordnung mit zunächst gemeinsamer Führung der Dampfmenge für beide Niederdruckzylinder: ergibt günstiges Volumen: Oberflächen-Verhältnis, somit geringste Strömungsver luste.
Die in unmittelbarer Nähe der Einströmkammer des entsprechend der Kurbelversetzung zuerst einlaßöffnenden Zylinders ND₁, rechts, befindliche Abzweigung der Querleitung zum nacheilenden Zylinder ND₂, links, bewirkt einen Rammeffekt in der Dampf strömung zu ND₂ und verbessert damit dessen Einström-Druck. Dies ist wesentlich bei der Dreizylinder-Verbund-Maschine, da bei dieser aus einem HD-Ausströmtakt zwei aufeinanderfolgende ND-Einströmtakte gespeist werden. Durch das endliche Verbinder volumen erreicht wegen der vorausgegangenen Dampfabnahme des ND₁ der Dampfdruck bei Füllung ND₂ nicht mehr die gleiche Höhe, die Leistung - oder die Füllungseinstellung - der beiden ND- Zylinder muß ungleich werden. Da bei der erfindungsgemäßen Anordnung die gesamte Leitung einschließlich Verbinderraum eine ausgeprägte und gleichgerichtete Strömungsrichtung hin zu den Einströmkammern der ND-Zylinder hat, die durch die Ein- strömung in ND₁ beschleunigt wird, schießt die Dampfsäule bei Einströmabschluß ND₁ an dieser vorbei in die Querleitung zu ND₂, dessen Einströmung noch geschlossen ist, wodurch sich die Dampfmenge durch die Massenträgheit vor dieser staut. Bei Einströmöffnung ND₂ drückt somit der Dampf mit höherem Druck und höherer Geschwindigkeit in den Zylinder, dessen Füllung wird auf etwa gleiche Höhe gebracht wie die von ND₁. Um dies zu erreichen, müssen Längen und Volumen der Dampfleitungen entsprechend so abgestimmt werden, daß sich der gewünschte Effekt hauptsächlich im Bereich der betrieblich meißt gebrauchten Fahrgeschwindigkeit, d. h. Triebwerksdrehzahl einstellt.

Eine weitere Ausgestaltungsmöglichkeit besteht darin, daß zur Ver meidung von Wandungsverlusten, hauptsächlich bestehend aus unerwünsch ter Wärmeableitung aus dem Dampf während Einströmung und Expansion, der Hochdruckzylinder durch das Wärmetauscher-Medium im Anschluß an die Beheizung des Verbinder-Überhitzers noch durch Kanäle in dem Hochdruckzylinderblock geleitet wird und dort für eine Warmhaltung des Zylinderblockes sorgt. Diese hat drei Aufgaben:

1. die rasche Anwärmung des Zylinders nach Anfahren der Dampf maschine, somit Vermeidung von Dampfwärmeverlust;
2. den Ausgleich verschiedengroßer örtlicher Aufheizung des Zylinders durch den Heißdampf: hohe Temperatur an Einströmung, niedrigere an Ausströmungskammer. Dadurch wird die Maßhaltigkeit des Blockes verbessert, Wärmespannungen gering gehalten;
3. Abfuhr von Wärmestau bei stark arbeitender Dampfmaschine, beson ders an den thermisch hoch belasteten Stellen um die Einströmventile; Vermeidung sowohl zu kalter dampfberührter Flächen, besonders in der Anwärmphase der Maschine und im Bereich der Ausströmung, als auch zu heißer Oberflächentemperaturen, die für die Zylinderschmierung abträglich wäre.

Sind hohe Leistungsausnutzung der Maschine und/oder sehr hohe Dampf temperaturen vorgesehen, so kommt den Punkten (2) - Ausgleich von örtlich verschiedenen Temperaturen am Block - und (3) - Vermeidung von überhöhen Oberflächentemperaturen geschmierter Flächen - beson dere Bedeutung zu. Für diesen Fall wird dann der Hochdruck-Block vorteilhaft durch Kondensatwasser von rund 95°C auf einer gleich mäßigen Temperatur gehalten, die für die Schmierung noch günstige Oberflächentemperaturen auch bei sehr hoher Dampftemperatur gewährt. Dafür übernimmt das Wärmetauscher-Medium, das nach Durchlaufen des Verbinder-Überhitzers noch 300-400°C hat, die Beheizung der ND- Zylinder. Deren Blöcke werden durch geeignete Intensität der Behei zung so beheizt, daß die Oberflächentemperatur etwas höher ist als im HD-Zylinder, was für die Schmierung verträglich ist, da die Intensität der Wärmeeinwirkung aus dem Dampf wegen dessen trotz Verbinder-Überhitzer geringeren Temperatur und wegen der HD-Expansion geringeren Dichte gegenüber Frischdampf deutlich herabgesetzt ist.

Weitere vorteilhafte Ausgestaltung der Erfindung: Triple-Expansion

Da durch die WTM-beheizte Zwischenüberhitzung auch die Triple- Expansionsmaschine als Lokomotivtriebwerk praktisch anwendbar wird, ergeben sich gegenüber den bekannten klassischen Bauarten der Vier zylinder-Verbundmaschine mit zwei Hoch- und zwei Niederdruckzylindern und der Dreizylinder-Verbundmaschine neue Möglichkeiten hinsicht lich der Dampfmaschinen-Bauart:

1. Vierzylinder-Maschine h4v₂

Eine Vierzylinder-Maschine, auf eine (oder zwei) Gruppen Treib- u. Kuppelachsen wirkend, mit einem Hochdruckzylinder in den der Kesseldampf geliefert wird, einem Mitteldruckzylinder, beliefert aus dem ersten Verbinder mit Überhitzer, zwei Niederdruckzylinder beliefert aus dem zweiten Verbinder mit Überhitzer. Durch die zwei Niederdruck-Zylinder wird eine übergroße Volumenentwicklung eines einzelnen Zylinder vermieden, die Verdoppelung der Zylinderzahl im Übergang von Mittel- zu Nieder druck ermöglicht noch praktisch realisierbare Größe der Niederdruck zylinder, während durch die einzelnen Hoch- und Mitteldruckzylinder deren Volumen nicht zu klein wird, wodurch übermäßige schädliche Wandungseinflüsse vermieden werden. Eine Dreifach-Expansion ist ohne Zwischenüberhitzung auf der Lokomotiv-Maschine nicht praktisch anwendbar, da sonst der Niederdruckteil schon weit in das Naßdampf gebiet hinein arbeiten müßte. Mit den zwei Niederdruck-Zylindern läßt sich zwanglos ein gleichmäßiger Auspufftakt von vier Auspuff stößen pro Radumdrehung wie bei einer einfachen Zwillingslok reali sieren.

Der Ungleichförmigkeitsgrad des Tangentialkraft-Diagrammes ist gerin ger als bei einer Dreizylinder-Verbundlok mit einem Hoch- plus zwei Niederdruckzylindern.

Die Kurbelversetzung kann gleich der bei klassischen Vierzylinder- Verbundlok mit zwei Hoch- plus zwei Niederdruckzylindern sein, also je 90° links zu rechts/180° Hoch- zu Niederdruckstufe.

Dies würde bei der Vierzylinder-Triple-Expansionslok dann bedeuten: 90° zwischen Hoch- und Mitteldruckstufe, 180° zwischen Mittel- und Niederdruckstufe, 90° zwischen linkem und rechtem Niederdruck zylinder. (Bei zwei Treibgruppen: 1. HD + MD, 2. ND₁ + ND₂, je in 90°-Versetzung) Es ist aber in der dreistufigen Expansionsmaschine auch die Kurbel versetzung von durchgehend 90° möglich.

Ein besonders gleichmäßiges Tangentialkraft-Diagramm ergibt sich durch Kurbelversetzung von 90° Hoch- zu Mitteldruckstufe, 135° Mittel- zu Niederdruckstufe, 90° zwischen linkem und rechtem Nieder druckzylinder. Dadurch ergeben sich nicht wie bisher in der üblichen Vierzylinder-Verbundmaschine 4 Kraftimpulse pro Kurbelumdrehung, sondern deren 8. (Bei zwei Treibgruppen: jeweils 4 Kraftimpulse)

Eine besonders für die Bedürfnisse von Lokomotiv-Kurbelachsen güns tige Kurbelversetzung des Innentriebwerks besteht in der 180°-Ver setzung der Kurbeln von Hoch- und Mitteldruckzylinder. Dazu muß das Außentriebwerk mit seinen zwei Niederdruckzylindern je um 120° dazu und in seinem linkem zu rechtem Zylinder versetzt werden. Diese Kurbelversetzung ergibt immernoch 6 Kraftimpulse pro Kurbelumdrehung und entlastet die Kurbelachse weitgehend von Massenkräften aus den hin- und hergehenden Massen, die Dampfkräfte heben sich größtenteils auf was die Biegebelastung der Kurbelachse betrifft, abgesehen von der seitlich-versetzten Lage der Kurbeln zueinander, die aber relativ geringe resultierende Kräfte verursacht, die von den außerhalb der Kurbelkreise liegenden Achslagern gut aufgefangen werden können. Es bleibt von der Dampfkolbenwirkung daher vorwiegend deren addiertes Drehmoment - ganz im Gegensatz zur einfachen Kurbelkröpfung bei der Dreizylinder-Verbundmaschine, deren Hochdruckzylinder unkompen siert auf die Kurbelwelle wirkt und erheblich höhere Biegebean spruchung für gleiches Drehmoment bewirkt, als die genannte gegen läufige Anordnung der Hoch- und Mitteldruck-Kurbeltriebe der Vier zylinder-Triple-Expansionsmaschine.

2. Sechszylinder-Maschine h6v₂

Eine Sechszylinder-Maschine mit in zwei Gruppen hintereinander ange ordneten Zylindern, wirkend auf eine oder auf zwei Gruppen von Treib- und Kuppelachsen, mit einem Hochdruck- zwei Mitteldruck- und drei Niederdruckzylindern.

Durch die Aufteilung von einem Hoch- auf zwei Mitteldruck- und von zwei Mittel- auf drei Niederdruckzylinder wird die Volumentwicklung der Zylinder sehr moderat, die Volumen je eines Zylinders der Hoch- Mittel- und Niederdruckstufen werden nicht mehr so stark unterschied lich wie in der klassischen Vierzylinder-Verbundmaschine mit je zwei Hoch- und Niederdruckzylindern, trotz dreifach Expansion kann für gleich-hohen Kesseldruck das Volumen pro Niederdruckzylinder in der h6v₂-Maschine etwa gleichgroß oder sogar kleiner werden als in der genannten klassischen h4v-Maschine.

Zylinderanordnung für eine angetriebene Radsatzgruppe

Da jedenfalls zwei Niederdruckzylinder außenliegend anzubringen sind, wird deren Dritter innen vorn untergebracht. Wegen dessen Durchmesser ist daneben der kleine Hochdruckzylinder angeordnet, die beiden Mitteldruckzylinder gegenüber dieser Gruppe zurückversetzt. Die beiden Gruppen innenliegender Zylinder treiben auf zwei verschie dene Treibachsen derselben Radsatzgruppe.

Die Kurbelversetzungen sind: 180° HDi zu NDi; 120° MDil zu MDir und zu HDi; 120° NDal zu NDar und zu NDi; es ergibt sich somit ein sechsarmiger Kurbelversetzungs-Stern der sechs Kraftimpulse pro Kurbelumdrehung ergibt. Hinsichtlich der Leistungsverteilung zwischen HD MD ND ist das Tangentialkraft-Diagramm unkritisch, da jede der zwei Gruppen von je drei Zylindern für sich ein gleichmäßiges Tangentialkraft-Diagramm ermöglicht.

Der Abzweig-Abdampf zum Kondensator wird hierbei von allen drei ND-Zylindern entnommen um gleichmäßiges Arbeiten der Saugzuganlage mit sechs Takten pro Kurbelumdrehung zu gewährleisten. Die getrennte Lage von Druckstufen HD zu MD und MD zu ND ist günstig für die Durch bildung des Verbinder-Überhitzers, der mehr Raum beansprucht, als im üblichen Verbinder der klassischen h4v-Maschine vorhanden ist.

Für eine vereinfachte Ableitung des Abdampfes in den Kondensor von nur einem Niederdruckzylinder ist folgende Kurbelversetzung geeignet: HDi zu NDi 180°; MDil zu MDir 180°; NDal zu NDar 90° und je 45° bzw. 135 zu HDi und MDi Kurbeltrieben. Diese Kurbel versetzung ergibt acht Kraftimpulse pro Kurbelumdrehung und er zeugt einen sehr gleichmäßigen Drehmomentverlauf wenn das gemeinsame Drehmoment von HDi + NDi = MDil + MDir ist was durch eine gute Ab stmmung der Dampfmaschine erreicht werden kann. Die Saugzuganlage arbeitet mit rund 66% des Gesamtabdampfes aus vier gleichmäßigen Auspufftakten pro Radumdrehung, wenn nicht Überschußabdampf aus dem dritten Niederdruckzylinder in den Saugzug geleitet wird.

Für kleinere Lokomotiven, die eine Unterbringung aller drei Niederdruckzylinder innen ermöglichen, ist folgende Kurbelversetzung günstig: HDi zu NDi₁ 180°; MDal zu MDar 90°; NDi₂ zu NDi₃ 180° sowie HDi zu NDi₂ 90° und je 45° bzw. 135° zu MDa Kurbeltrieben.

Hierbei wird der Abdampf für den Kondensator zum Zwecke des gleich mäßigen Arbeitens der Saugzuganlage am günstigsten von einem der gegenläufigen Niederdruckzylinder die auf gemeinsame Kurbelachse treiben entnommen. Hierbei arbeitet die Saugzuganlage wieder mit 4 Takten pro Radumdrehung, die Kurbelversetzung ergibt acht Kraft impulse pro Kurbelumdrehung, die sehr gleichmäßig sind, wenn das gemeinsame Drehmoment von HDi + NDi₁ = NDi₂ + NDi₃ ist, was über die entsprechende Abstimmung der Dampfmaschine möglich ist.

Eine weitere Anordnung der Kurbeltriebs-Versetzungen ist gekenn zeichnet durch 150° HDi zu NDi; 120° MD₁ zu MD₂; 120° ND₁ zu ND₂; dabei beträgt der Kurbelwinkel zwischen HDi und MD 120°, zwischen NDi und MD₁ oder MD₂ 90° und zwischen je einem der MD und ND Kurbel triebe 90° bzw. 150°. Damit ergeben sich 12 Kraftimpulse im gleich mäßigen Abstand von 30° zueinander über eine Kurbelumdrehung. Diese Kurbelversetzungs-Anordnung ergibt daher das gleichmäßigste Tangential kraftdiagramm bzw. gleichmäßigsten Drehmomentverlauf am Radumfang, wenn die Abstimmung der Drehmomente aus den Kurbeltrieben von HD, MD und ND je gleiche Werte ergibt. Durch entsprechende Auslegung der Größen von HD-, MD- und ND-Stufen und deren Leistungen ist dies dampf technisch in genügender Annäherung für weiten Leistungs- und Zugkraft bereich der Maschine möglich.

Der Vorteil der Kurbeltrieb-Versetzungen, die eine gegenläufige Anord nung der Kurbelachs-Kröpfungen ergibt, besteht jedoch im Selbstaus gleich eines Großteils der Massenkräfte und Kolbendrücke und damit der geringeren Beanspruchung der Kurbelachsen.

Zylinderanordnung für zwei angetriebene Radsatzgruppen

Die Unterteilung des Antriebes der Radsätze erfolgt vorteilhaft so, daß je drei Zylinder eine Radsatzgruppe treiben. Hierbei wird vorteilhaft die hintere Radsatzgruppe von dem Hochdruck- und den Mitteldruckzylindern, die vordere von den drei Niederdruckzylindern angetrieben. Damit ergibt sich eine kurze Auspuffleitung für den Abdampf, bei Kesselanlage mit Rauchgasvorwärmer und Trennkammer kann der Frischdampf über den Regler dem nah-gelegenen Hochdruck zylinder ohne Umweg durch die Rauchkammer direkt zugeleitet werden. Dies ist insbesondere für Lok der Bauart Mallet günstig, bei denen das hintere Triebwerk im Hauptrahmen installiert ist während das vordere schwenkbar angelenkt ist. "Vorn" ist hierbei wo der Saugzug ist.

Für diese Zylindergruppierung ist vorteilhaft die erstgenannte der Kurbelversetzungen zu verwenden, die einen sechsarmigen Kurbelver setzungs-Stern ergibt: Jedes Triebwerk für sich erhält dabei dreimal 120° Kurbelversetzung wobei das hintere wie eine Dreizylinder-Verbund- Maschine arbeitet, das vordere wie eine Drillingsmaschine.

Hierbei bedeuten die Abkürzungen der Zylinderbennenungen:
HD Hochdruck
MD Mitteldruck
ND Niederdruck
die Zusätze stehen für die Anordnung am Rahmen
i innen
a außen
l linksseitig
r rechtsseitig
und die Indexe ₁, ₂, ₃ für die Nummer des Zylinders einer Druckstufe

Weitere Ausgestaltung der Erfindung Verbund-Maschine mit drei Nieder druckzylindern 1. Vierzylinder-Verbundmaschine h4v 1 : 3

Die Zwischenüberhitzung gestattet es, die Niederdruckstufe der Dampf verarbeitung ohne übermäßige Verluste an Dampfwärme an die Zylinder wandungen mit drei statt bisher zwei ND-Zylindern auszuführen. Dafür wird die Hochdruckstufe wie bei der Dreizylinder-Verbundmaschine mit nur einem Zylinder ausgeführt, der dafür größer wird als bei gleichstarker klassischer h4v-Maschine mit 2 plus Zylindern. Dadurch werden in der HD-Stufe die Wandungsverluste verringert, in der ND- Stufe die großen Zylinderdurchmesser verkleinert, was maschinenbaulich sehr erwünscht ist.

Dabei wird erfindungsgemäß die Kurbelversetzung HD zu ND₁ 90° und ND₂ zu ND₃ ebenfalls 90°. Die Kurbelversetzung von HD zu ND₂ bzw ND₃ kann nach maschinenbaulichem Nutzen zwischen 45° und 180° gewählt werden, wenn das Drehmoment von HD und ND₁ gleich ist.

Hierbei arbeitet die Saugzuganlage wieder mit vier gleichmäßigen Auspufftakten aus ND₂ und ND₃, während der Auspuffdampf aus ND₁ in den Kondensator zur Wärmerückgewinnung geschickt wird.

Das Triebwerk der Maschine mit einer Treibgruppe arbeitet mit 8 Kraft impulsen pro Radumdrehung, außer es wird wegen des Masenausgleichs die Kurbelversetzung zwischen HD und ND₂ bzw. ND₃ 90° bzw. 180° gewählt, was vier Kraftimpulse pro Kurbelumdrehung ergibt.

Zylinderanordnung für zwei angetriebene Radsatzgruppen

Die Kurbelversetzung bleibt 90° für die je zwei Kurbeltriebe jeder Radsatzgruppe, wobei insbesondere für Mallet-Lok vorteilhaft die hintere mit dem HD-Zylinder und dem ND₁-Zylinder ausgerüstet wird, die vordere mit den auf den Saugzug auspuffenden ND₂ und ND₃. Damit arbeitet die hintere Maschine wie eine Zweizylinder-Verbund- und die vordere wie eine Zwillings-Maschine. Das unter ungünstigen Leistungslagen etwas ungleiche Drehmoment von HD und ND₁ ist hierbei unschädlich, da für die Sicherheit gegen Überschreitung der Reibungs haftung der Radsätze das Verhalten des vorderen Triebwerks entschei dend ist, das bei Mallet-Lok tendenziell geringer belastet ist, als das hintere und daher zuerst zu Rollieren beginnt. Dieses arbeitet aber auf jeden Fall stets mit gleichen Drehmomenten in beiden Zylindern. Eine Besonderheit besteht bei dieser Anordnung darin, daß zur Verein fachung der Dampfführung und zur Begünstigung der Dampfniederschlagung des Abdampfes des hinteren ND₁ nur der Dampf in der Verbinderleitung zu den vorderen ND₂ und ND₃ WTM-beheizt zwischenüberhitzt wird. Da die ND₁ bzw ND₂ plus ND₃ auf verschiedene Triebwerke wirken, ist es unerheblich, daß ihre Leistungen somit unterschiedlich werden. Falls erwünscht, kann dies durch verschieden große Volumen von ND₁ zu ND₂ und ND₃ und verschieden große Füllungsgrade kompensiert werden. Es ist somit die Leistung der beiden Triebwerke zueinander im Verhältnis ihrer Reibungsgewichte zweckmäßig abstimmbar. Hierbei muß natürlich auch die Größe des HD-Zylinders entsprechend mit-abgestimmt werden. Da durch die Triebwerksausteilung die Leistungsaufteilung zwischen HD und den drei ND Zylindern etwa 1 : 3 wird, so wird bei jeweils gleichen wirksamen mittleren Drücken in HD- und ND-Stufe auch das Volumenverhältnis etwa 1 : 3, damit aber können gleiche Zylinderblöcke für HD- und ND-Zylinder verwendet werden; geringe Durchmesserunter schiede zur Feinabstimmung der Leistngen der einzelnen Zylinder können aus dem gleichen Blockrohling gebohrt werden.

Wird auf die Zwischenüberhitzung des Verbinderdampfes für die vorderen ND-Zylinder verzichtet, so kann der Auspuffdampf des hinteren ND auch für andere Zwecke kondensiert werden. Die Leistungen und Abmes sungen der drei ND-Zylinder werden dann am vorteilhaftesten gleich dimensioniert.

3. Fünfzylinder-Verbundmaschine h5v mit Zwischenüberhitzung

Für besonders große Maschinenleistungen werden erfindungsgemäß zwei HD-Zylinder über WTM-beheizten Verbinder mit drei ND-Zylindern kombi niert. Hierbei liegen zweckmäßig die HD-Zylinder zurückversetzt, die ND-Zylinder vorn, nahe dem Saugzug.

Auf der Basis einer gleichmäßigen Kraftimpulsfolge in 72° Winkeln wird erfindungsgemäß Winkel HD₁ zu HD₂ 72°; ND₂ zu ND₃ 144°; ND₁ zu HD 144°. Diese Kurbelversetzung ist insbesondere für Unterbringung aller drei ND-Zylinder zwischen den Rahmenwangen geeignet, HD-Zylinder außenliegend in einer gemeinsamen Querebene oder abgestuft-versetzt. Insbesondere für Unterbringung der HD-Zylinder innenliegend wird die Kurbelversetzung HD₁ zu HD₂ 144°; ND₂ zu ND₃ 72°; ND₁ zu HD 72° womit sich für beide Kurbelversetzungs-Varianten jeweils 10 Kraft impulse pro Kurbelumdrehung ergeben.

Auf Basis einer Versetzung der Außenkurbeln um 90° für optimale Kup pelstangen-Kraftübertragung wird erfindungsgemäß die Kurbelversetzung:

a) HDl zu HDr 90°; ND zu ND zu ND je 60° oder 120°; dabei kann der Kurbel winkel zwischen ND- und HD-Stufe frei nach maschinenbaulicher Zweck mäßigkeit gewählt werden, ohne die Gleichmäßigkeit des Drehmomentver laufes zu beeinträchtigen, solange nicht ein HD- und ein ND-Zylinder auf 180° Versetzung kommen. Auch die Leistungsverteilung zwischen HD- und ND-Stufe ist hierbei unkritisch für den Drehmomentverlauf, da beide Stufen je für sich eine in sich ausgeglichene Drehmomentwir kung besitzen, die je für sich genommen dem einer Zwillings- und einer Drillingsmaschine gleichen, wobei die Wirkung der h5v-Maschine sich durch kleinere Drehmomentspitzen auszeichnet.
b) können die ND-Zylinder nicht innenliegend untergebracht werden, so wird die gleiche Kurbelversetzung gewählt, jedoch zwei ND in 90° Versetzung nach außen gelegt, der NDi zu diesen 135° versetzt und die beiden HD zu NDi je 60° oder 120° versetzt.

Bei der Kurbelversetzung nach (a) wird aus allen drei ND-Zylindern Auspuffdampf für die Kondensationswärme-Rückgewinnung angezapft, es ergibt sich daher ein gleichmäßiges Arbeiten der Saugzuganlage mit sechs Takten pro Kurbelumdrehung. Bei der Kurbelversetzung nach (b) wird nur aus dem mittleren ND-Zylinder der Auspuffdampf für die Kondensation verwendet, die beiden äußeren ND-Zylinder stoßen in die Saugzuganlage aus, die mit vier gleichmäßigen Takten pro Kurbelum drehung arbeitet.

Zylinderanordnung, Kurbelversetzung für zwei angetriebene Radsatzgruppen

Hierfür wird die Kurbelversetzung 90° zwischen den HD-Zylindern des einen Triebwerks, für Mallet-Lok zweckmäßig das hintere, sowie je 120° oder 60° zwischen den ND-Zylindern des zweiten Triebwerks. In der Verbinderleitung zwischen HD- und ND-Triebwerk läßt sich zwang los die WTM-beheizte Zwischenüberhitzung unterbringen, deren Konden sationswärme-Rückgewinnung aus allen drei ND-Ausströmkammern gespeist wird, die Saugzuganlage sechs gleiche Takte pro Kurbelumdrehung hat.

NACHTRAG Beschreibung Nutzung der Abdampf-Kondensationswärme für Nebenbetriebe

Der Abdampf wird einem Kondensator zugeleitet, in welchen ein Wärme tauscher-Medium als Kühlmittel durchgeleitet wird. Dieses wird durch Aufnahme der Kondensationswärme aufgeheizt.

Mit dieser Wärme kann eine Heißluftmaschine betrieben werden, die die Antriebsenergie für die gewünschten Verwendungszwecke liefert:
diese können sein:
Speisepumpe für Dampfkesselanlage;
Luftkompressor für Fahrzeugbetrieb;
Generatoren für Stromerzeugung.

Steht das Wärmetauscher-Medium beim Durchfluß des Kondensators unter Druck, so kann es im aufgeheizten Zustand selbst als Treibmittel für eine Expansionsmaschine verwendet werden und diese dann die Antriebs energie für die gewünschten Verwendungszwecke liefern.

In der Expansionsmaschine wird das Wärmetauscher-Medium entspannt und somit wieder abgekühlt. Es ist zweckmäßigerweise auch möglich noch weitere Durchlaufstationen vor bzw. nach einer Re-Kompression einzu schalten, um eine weitere Abkühlung vor Wiedereintritt in den Kondensa tor zu erreichen.

Wird der Kreislauf mit Sorbtionsspeichern verbunden, sodaß die Wärme energie der Abdampfkondensation zwischengespeichert werden kann, so steht für eine Kurzzeitnutzung ein erheblich größeres Energiepotential zur Verfügung. Dieses kann dann genutzt werden, um einen Hilfsantrieb für Lokomotiven zu betreiben, der auf eine/einige Achsen treibt, die im normalen Betrieb als Laufachsen verwendet werden.

Bei Dampflokomotiven eignet sich hierfür typischerweise ein Antrieb des hinteren Drehgestells, fallweise auch Antrieb jeder der anderen Lauf achsen möglich. Bei Lokomotiven mit hoher Kuppelachszahl un 02891 00070 552 001000280000000200012000285910278000040 0002019901165 00004 02772d hohem Reibungsgewicht könnte der Zusatzantrieb auch auf die von der Dampf maschine angetriebenen Räder wirken, da diese die Reibungsgrenze nicht ausnutzt sobald die Fahrgeschwindigkeit ein bestimmtes Maß überschrei tet.

Für die Zugheizung kann einfach die Wärmemenge an ein Heizmedium abge geben werden, das durch den Zug geleitet wird.

Dieses könnte im einfachsten Fall Wasser sein.

Es ist aber auch möglich, die Kondensation mit einem Medium zu bewir ken, das einen niedrigeren Verdampfungswärmeinhalt, bzw. eine niedrigere Verdampfungstemperatur als Wasser hat und somit dabei durch die Konden sation verdampft wird.

Mit diesem Medium können dann widerum Wärmemaschinen/Expansions maschinen betrieben werden, die die Antriebsenergie für Stromerzeuger liefern.

Somit kann dann die heute gebräuchliche elektrische Zugheizung damit betrieben werden, deren Bedarf mit höchstens 1000 kW nur einen Bruch teil der durch die Abdampfkondensation rückgewonnenen Wärmemenge aus macht.

Die Stromerzeuger können aber im übrigen auch den Strom für den besonders eleganten Betrieb von Hilfseinrichtungen an der Dampflokomotive selbst liefern: Servomotoren für die Maschinenbedienung, Speisepumpen, Umlauf pumpen werden dann mit E-Motoren betrieben und sind unabhängig von Zu- und Ableitungen von Dampf für die bisher verwendeten Dampfmotoren, -turbinen.

Die Stromerzeugeranlage kann bei Verwendung von Sorbtionsspeichern für die Zwischenspeicherung von Abdampfkondensationsenergie so ausge legt werden, daß eine wesentlich höhere Kurzzeitleistung erreichbar ist. Damit kann dann eine zusätzliche Antriebsmaschine (booster) für die Lokomotiv-Zugkrafterhöhung bei Leistungs-Spitzenbedarf betrieben werden. Diese kann auf Laufachsen oder die Kuppelachsen der Lokomotiven treiben und zum schnelleren Beschleunigen, zum Erzeugen einer besonders gestei gerten Anfahrzugkraft oder zum Überwinden kurzer, steiler Steigungen genutzt werden.

LITERATURVERZEICHNIS

(1) Dipl. Ing. Dr. Giesl-Gieslingen: Anatomie der Dampflokomotive international, Otto Slezak Verlag, Wien 1986, S. 139 ff (Blasrohranlagen)
(2) Autorenkollektiv: Die Dampflokomotive, VEB Transpress Verlag, Berlin 1965, S. 90 (Kondensationslokomotiven),
Autorenkollektiv: Dampflokomotivkunde, Band 134 der Lehrbücherei der Deutschen Bundesbahn, Lehrbuchverlag der Deutschen Bundesbahn, 1959, S. 86 ff (Kondensationslokomotiven)
(3) J. Quellmalz: Patentschrift 43 11 775 Deutsches Patentamt 1993 Spalte 8 bis 10 (Trennkammer in Langkessel)
(4) Dipl. Ing. Dr. Giesl-Gieslingen: Anatomie der Dampflokomotive international, Otto Slezak Verlag, Wien 1986, S. 210 ff (Rahmen und Kolbenkräfte)

Claims

1. Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeuge, insbesondere Dampflokomotiven und Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt durch Wärmetauscheranlage für die Re- Verdampfung/für die Verdampfung genutzt wird.

2. Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeuge, insbesondere Dampflokomotiven und Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt durch Wärmetauscheranlage für die Speisewasservorwärmung genutzt wird.

3. Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeuge, insbesondere Dampflokomotiven und Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt durch Wärmetauscheranlage für die Zwischenüberhitzung von Dampf im Verbinder von Maschinen mit zwei- oder mehrstufiger Dampfdehnung genutzt wird.

4. Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeuge, insbesondere Dampflokomotiven und Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt durch Wärmetauscheranlage für die Temperatur-Regelung der Dampfzylinder oder der Dampfturbine genutzt wird.

5. Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeuge, insbesondere Dampflokomotiven und Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt durch Wärmetauscheranlage für die Beheizung von Hilfsbetrieben genutzt wird.

6. Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeuge, insbesondere Dampflokomotiven und Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt durch Wärmetauscheranlage für die Antriebe von Hilfsaggregaten genutzt wird.

7. Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeuge, insbesondere Dampflokomotiven und Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt durch Wärmetauscheranlage oder Wärmespeicher für Sekundärantriebe/Sekundärbetriebe genutzt wird.

8. Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeuge, insbesondere Dampflokomotiven und Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt durch Wärmetauscheranlage oder Wärmespeicher für Heizanlagenbetrieb und/oder Fernwärmenutzung ver wertet wird.

9. Dampfkraftanlage, Dampfkraftfahrzeuge, insbesondere Dampflokomotiven und Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt für die Aufladung von Wärmespeichern genutzt wird, die eine zeitlich bzw. räumlich getrennte Nutzung ermöglichen.

10. Dampflokomotive, dadurch gekennzeichnet, daß deren Abdampfwärmeinhalt für die Zugheizung genutzt wird.

11. Abdampfwärme speichernde Wärmespeicheranlage, dadurch gekennzeichnet, daß damit die Wärme des Kesselinhalts und des Kessels selbst, die beim Abheizen/Abklingen oder Erkalten lassen von Dampfkesseln frei gesetzt wird von der Wärmespeicheranlage aufgenommen und für das Wiederanheizen von Dampfkesseln verwendet wird.

12. Abdampfwärme speichernder Wärmespeicher, dadurch gekennzeichnet, daß dieser in Modulbauweise ausgeführt ist, sodaß einzelne oder mehrere Module auf Dampfkraftfahrzeugen, insbesondere Dampflokomotiven oder Schiffen mitgeführt werden können und periodisch in betrieblich zweck mäßigen Intervallen gegen leere Module ausgetauscht werden können, wobei die aufgeladenen Module für räumlich bzw. zeitlich getrennte Wärmenutzung zur Verfügung stehen.

13. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff, dadurch gekennzeichnet, daß die Abdampfwärme durch Wärmetauscher- oder Wärmespeicher-Anlage für den Betrieb von Zusatzantrieben für kurzzeitigen Leistungs- Spitzenbedarf genutzt wird.

14. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff, dadurch gekennzeichnet, daß deren Kessel-Verbrennungsluftzufuhr durch Ejectorwirkung einer durch einen Teil des Abdampfes betriebenen Saugzuganlage bewirkt wird und der übrige Abdampfteil zur Abdampfwärmerückgewinnung durch Wärmetauscheranlage kondensiert wird.

15. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff nach Patentanspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Wärmetauscher-Kondensator in der Rauchkammer des Kessels untergebracht ist.

16. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff nach Patentanspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß durch das Wärmetauscher-Medium beheizte Verdampfer im eigentlichen Kessel mit eingebaut ist.

17. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff nach Patentanspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß der durch das Wärmetauscher-Medium beheizte Verdampfer einen eigen en Wasserraum besitzt.

18. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff nach Patentanspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß der durch das Wärmetauscher-Medium beheizte Verdampfer ein Schnellverdampfer ist, der ausschließlich mit Kondensat-Wasser betrieben wird.

19. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff nach Patentanspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß der durch das Wärmetauscher-Medium beheizte Verdampfer ein Schnellverdampfer ist, der um das Rohrbündel des eigentlichen Kessel herum in der Kesseltrommel angeordnet ist.

20. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff nach Patentanspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß das Wärmetauscher-Medium zusätzlich durch Abgaswärme beheizt wird.

21. Dampfkessel mit Verbrennungskammer, dadurch gekennzeichnet, daß der Langkesselteil zylindrisch ausgeführt ist und das Rohrbündel zur Aufnahme des durch Wärmetauscher-Medium beheizten Schnellver dampfers etwas schlanker als bisher üblich ausgeführt ist.

22. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff, dadurch gekennzeichnet, daß deren Kessel-Verbrennungsluftzufuhr durch Lüfter bzw. Ventilatoren geschieht und der Abdampf völlig oder im wesentlichen nahezu völlig der Kondensation zur Abdampfwärmerückgewinnung durch Wärmetauscher zugeführt wird.

23. Dampfkraftfahrzeug, insbesondere Dampflokomotive oder Schiff nach Patentanspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß der durch das Wärmetauscher-Medium beheizte Verdampfer in der Trennkammer gemäß Patent 43 11 775 des gleichen Erfinders vor dem Verdampfer-Rohrbündel des eigentlichen Kessels und hinter dessen Rauchgasvorwärmerteil eingebaut ist.

24. Kesselbauart nach Patentanspruch 23, insbesondere für Dampflokomotiven, dadurch gekennzeichnet, daß große Fahrwerkslänge vorteilhaft genutzt werden kann, ohne daß hierfür über gebräuchliche Maße hinausgehende Rohrlängen verwendet werden müßten.

25. Kesselbauart nach Patentanspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß in die Trennkammer gemäß Patent 43 11 775 auch der Überhitzer des durch das Wärmetauscher-Medium beheizten Verdampfers eingebaut ist.

26. Kesselanlage mit Verbrennungsuft-Vorwärmung, dadurch gekennzeichnet, daß für die Luftvorwärmung Abdampfwärme verwendet wird und soweit dabei Abdampfkondensat gebildet wird, dieses unmittelbar der Speise pumpe und über diese wieder dem Kessel zugeführt wird.

27. Kesselanlage mit durch Verbrennungswärme beheiztem Kessel und darin eingebautem durch Wärmetauscher-Medium beheizten Schnellverdampfer, nach Patentanspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß die produzierte Dampfmenge in einen gemeinsamen Dampfraum geht.

28. Kesselanlage nach Patentanspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß die von eigentlichem, Verbrennungswärme beheizten Kessel produzierte Dampfmenge und die des durch Wärmetauscher-Medium beheizten Schnellver dampfers durch separate Überhitzer geleitet wird.

29. Kesselanlage nach Patentanspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß der eigentliche, durch Verbrennungswärme beheizte Kessel und der durch Wärmetauscher-Medium beheizte Schnellverdampfer separate Dampf kreisläufe besitzen und verschiedene Dampfdrücke aufweisen.

30. Kesselanlage nach Patentanspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß der Schnellverdampfer Hochdruckdampf liefert, der in einer Hoch druckstufe der Dampfmaschinenanlage genutzt wird, die in den Dampf raum des eigentlichen Kessels, der niedrigeren Dampfdruck hat, aus stößt von wo dieser Dampf zusammen mit der Dampflieferung des eigent lichen Kessels durch Überhitzer geleitet wird.

31. Kesselanlage nach Patentanspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß der Schnellverdampfer Hochdruckdampf liefert, der in einer Dampf turbine verarbeitet wird, während der Dampf des eigentlichen Kessels in einer Kolbenmaschine verarbeitet wird.

32. Kombinierte Dampfmaschine nach Patentanspruch 31 für Dampflokomotiven mit Dampferzeuger nach Patentanspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß die Dampfturbine für das innenliegende Triebwerk, die Kolbenmaschine als zweizylindrige Bauart außerhalb der Rahmenwangen liegend durchge bildet wird.

33. Kondensatoranlage für Wärmerückgewinnung durch Wärmetauscher, dadurch gekennzeichnet, daß diese im Teillastbereich der Dampfmaschine mit Unterdruck arbeitet der in der Höhe umgekehrt im Verhältnis zur Dampfmaschinenleistung steht.

34. Kondensatoranlage für Dampflokomotiven oder Schiffe, dadurch gekennzeichnet, daß bei Dampflokomotiven der Kondensator unter dem Umlaufsteg, bzw. diesen bildend ausgeführt wird, bei Schiffen geeignete Oberflächen des Schiffskörpers über oder unter der Wasserlinie als Außenfläche des Kondensators genutzt werden.

35. Dampflokomotive nach Patentanspruch 1, 2, 3, 4, 5, 6 bzw. 13, dadurch gekennzeichnet, daß der Verbinder mit Überhitzer bogenförmig entlang der Innenseite der Rauchkammertrommeloberseite herumgeführt ist.

36. Dampflokomotive nach Patentanspruch 35, dadurch gekennzeichnet, daß vom Verbinder kommend die Dampfeinströmleitung für die Niederdruck zylinder direkt zu dem voreilenden Niederdruckzylinder geführt wird und von dort zum nacheilenden Niederdruckzylinder in der Weise, daß damit ein Rammeffekt verbunden ist, der die Dampfsäule vor der Einströmkammer des zweiten Niederdruckzylinders aufstaut.

37. Dampflokomotive nach Patentanspruch 35, dadurch gekennzeichnet, daß der/die Zylinder der Hochdruckstufe durch Abdampfkondensat in der Temperatur, wie es aus dem Kondensator entnommen wird, umspült wird/werden.

38. Dampfmaschine mit zweistufiger Dampfdehnung dadurch gekennzeichnet, daß diese einen Hochdruckzylinder und drei parallelgeschaltete Nieder druckzylinder aufweist.

39. Dampfmaschine mit zweistufiger Dampfdehnung, dadurch gekennzeichnet, daß sie auf zwei Triebwerke aufgeteilt ist, die bei Dampflokomotiven auf zwei angetriebene Radsätze wirken, wobei das erste Triebwerk mit dem Hochdruckzylinder und einem Niederdruckzylinder ausgerüstet ist, das zweite Triebwerk mit den beiden übrigen Niederdruckzylindern.

40. Dampfmaschine nach Patentanspruch 39, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Niederdruckzylinder des zweiten Triebwerks mit Verbinder dampf-Überhitzung arbeiten.

41. Dampfmaschine, dadurch gekennzeichnet, daß sie fünf Zylinder besitzt, die gleichmäßig in 72° Winkeln abfol gende Kurbelversetzungen aufweist, wobei zwei auf die gleiche Treib achse bei Lokomotiven wirkende Zylinder Kurbeltriebe im 144° Winkel effektiv, d. h. abzüglich gegebenenfalls verschieden geneigter Mittel linien, besitzen.

42. Dampfmaschine nach Patentanspruch 41 dadurch gekennzeichnet, daß sie zwei Hochdruck- und drei Niederdruckzylinder aufweist und mit Verbinderüberhitzer ausgerüstet ist, wobei in der Anwendung für Dampf lokomotiven mit Direktantrieb wahlweise die Hochdruckzylinder innen liegend im 144° Winkel auf eine Kurbelachse treiben, oder im 72° Winkel auf die Außenkurbeln treiben können.

43. Dampfmaschine nach Patentanspruch 41, dadurch gekennzeichnet, daß die vorderen Ausströmkammern der Zylinder in den Saugzug führen, die hinteren Ausströmkammern in den Abdampfkondensator, wobei fall weise auch die umgekehrte Anordnung gewählt werden kann.

44. Dampfmaschine für Lokomotiven mit zwei Triebwerken, dadurch gekennzeichnet, daß zwei Hochdruckzylinder in 90° Kurbelwinkelversetzung auf die eine Radsatzgruppe treiben, drei Niederdruckzylinder in je 120° Kurbelwin kelversetzung auf die zweite Radsatzgruppe und im Verbinder ein Über hitzer eingebaut ist, der durch Wärmetauscher-Medium beheizt wird.

45. Dampfmaschine für dreistufige Expansion, dadurch gekennzeichnet, daß sie einen Hochdruckzylinder, einen Mitteldruckzylinder und zwei Niederdruckzylinder aufweist, wobei in den Verbindern Überhitzer ein gebaut sind, die nacheinander von Wärmetauscher-Medium durchströmt und beheizt werden.

46. Dampfmaschine nach Patentanspruch 45 dadurch gekennzeichnet, daß in Dampflokomotiven mit zwei Triebwerken der Hochdruckzylinder und der Mitteldruckzylinder auf die eine Radsatzgruppe, die zwei Nieder druckzylinder auf die zweite Radsatzgruppe treiben.

47. Dampfmaschine für dreistufige Expansion, dadurch gekennzeichnet, daß sie einen Hochdruck- zwei Mitteldruck- und drei Niederdruckzylinder besitzt.

48. Dampfmaschine nach Patentanspruch 47, dadurch gekennzeichnet, daß in Anwendung für Dampflokomotiven mit Direktantrieb der Hochdruck- und ein Niederdruckzylinder auf eine Kurbelachse, die zwei Mitteldruck zylinder auf eine zweite Kurbelachse treiben, wobei die drei Nieder druckzylinder je in 120° Kurbelwinkel versetzt arbeiten.

49. Dampfmaschine nach Patentanspruch 47, dadurch gekennzeichnet, daß in Anwendung für Dampflokomotiven mit Direktantrieb die Mittel druckzylinder außenliegend, der Hochdruck- sowie die drei Niederdruck zylinder innenliegend angebracht sind, wobei die Kurbelversetzung der Außenkurbeln 60°, 90° oder 120° betragen kann.

50. Dampfmaschine nach Patentanspruch 47, dadurch gekennzeichnet, daß der Dampf für die Wärmerückgewinnung nur von einem der Niederdruck zylinder abgenommen wird, die anderen zwei in den Saugzug auspuffen, wobei deren Versetzung 90° zueinander ist.

51. Dampfmaschine nach Patentanspruch 47, dadurch gekennzeichnet, daß die Kurbelversetzung so gewählt wird, daß sich 12 gleichmäßig in 30° Winkeln aufeinanderfolgende Kraftimpulse pro Kurbelumdrehung ergeben.

52. Dampfmaschine nach Patentanspruch 47, dadurch gekennzeichnet, daß in Anwendung für Dampflokomotiven mit zwei Triebwerken, der Hoch druckzylinder und die beiden Mitteldruckzylinder auf die eine, die drei Niederdruckzylinder auf die zweite Radsatzgruppe treiben wobei die Kurbelversetzung jeweils durchgehend 120° beträgt.