[go: up one dir, main page]

EP0778932A1 - Durchlaufdampferzeuger - Google Patents

Durchlaufdampferzeuger

Info

Publication number
EP0778932A1
EP0778932A1 EP95928954A EP95928954A EP0778932A1 EP 0778932 A1 EP0778932 A1 EP 0778932A1 EP 95928954 A EP95928954 A EP 95928954A EP 95928954 A EP95928954 A EP 95928954A EP 0778932 A1 EP0778932 A1 EP 0778932A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
combustion chamber
tube
evaporator
steam generator
evaporator tubes
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Granted
Application number
EP95928954A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0778932B1 (de
Inventor
Joachim Franke
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Siemens AG
Siemens Corp
Original Assignee
Siemens AG
Siemens Corp
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Siemens AG, Siemens Corp filed Critical Siemens AG
Publication of EP0778932A1 publication Critical patent/EP0778932A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0778932B1 publication Critical patent/EP0778932B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

Links

Classifications

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

Definitions

  • the invention relates to a once-through steam generator with a combustion chamber which is rectangular in cross section, each combustion chamber of which comprises and essentially vertically arranged and gas-tightly connected evaporator tubes, through which a flow medium can flow from bottom to top.
  • the heating of the evaporator tubes forming the combustion chamber walls in contrast to a natural circulation steam generator with only partial evaporation of the water-water / steam mixture circulating, leads to complete evaporation of the flow medium in the evaporator tubes in one pass.
  • the evaporator tubes While in the natural circulation steam generator the evaporator tubes are in principle arranged vertically, the evaporator tubes of the once-through or forced-flow steam generator can be arranged both vertically and helically - and thus inclined.
  • a continuous steam generator the combustion chamber walls of which is constructed from vertically arranged evaporator tubes, is compared to one with a helical tube
  • Continuous steam generator to produce more cost-effectively.
  • Continuous-flow steam generators with vertical pipes also have lower water / steam-side pressure losses than those with inclined evaporator tubes.
  • the unavoidable differences in the heat supply to the individual vertically arranged evaporator tubes can lead to temperature differences between adjacent evaporator tubes - especially at the outlet of the evaporator.
  • the continuous-flow steam generator with vertically tube-shaped combustion chamber walls is usually operated with relatively high mass flow densities in the evaporator tubes in order to always have a sufficiently high heat transfer from the evaporator tube wall to the flow or heat absorption medium in the critical pressure range from about 200 bar to 221 bar to reach.
  • these measures primarily take into account the temperature profile in the vertical direction of the combustion chamber.
  • a compensation of the temperature curve in the horizontal direction - and thus a good heating compensation - is achieved with the helical tubing of the combustion chamber (spiral winding), since each evaporator tube or parallel tube runs through practically all heating zones of the combustion chamber.
  • the spiral winding leads to higher velocities of the flow medium in the evaporator tubes in comparison to vertical tubing due to the comparatively small inlet areas of the evaporator tubes and thus a comparatively small total number of evaporator tubes. This in turn leads to a comparatively high pressure drop on the water / steam side.
  • the invention is based on the object of specifying a continuous steam generator designed for high thermal efficiencies with vertically tubular combustion chamber walls, in which the temperature differences at the evaporator outlet are reduced to particularly low values.
  • This object is achieved according to the invention in that a heat-absorbing surface formed from a single evaporator tube and the tube web assigned to it is provided in the case of evaporator tubes. ren in the central area of the combustion chamber wall is smaller than in a corner of the combustion chamber.
  • the invention is based on the consideration that the heat absorption of the evaporator tubes takes place not only via the gas-side half of the tube circumference, but also via the tube webs or tube fins.
  • the heat absorbed by the non-cooled tube webs is given off to the neighboring evaporator tubes.
  • the heat absorption surface of an individual evaporator tube is therefore composed of the half circumference of the evaporator tube facing the flame body in the interior of the combustion chamber and the surface of a tube web.
  • the area of a tube web results from the entire width of a tube web or from twice the width of two tube webs and from its length in the vertical direction.
  • the width of the connecting the evaporator tubes is expedient
  • Pipe webs in the middle area of each combustion chamber wall are smaller than in the corners of the combustion chamber.
  • the width of the tube webs starting from the central area to the corners of the tube
  • combustion chamber walls with vertically arranged evaporator tubes and with tube webs of different widths can also expediently be simplified in that the width of the tube webs of groups adjacent to the corners of each wall of the combustion chamber is the same.
  • the evaporator tubes can have additional tube webs in the area of the corners of the combustion chamber, which protrude into the combustion chamber.
  • smooth pipes with a smooth inner surface are expediently used.
  • internally finned pipes can also be used.
  • a variation of the tube inner and / or the tube outer diameter can additionally even out the different heat supply in a single evaporator tube.
  • an evaporator tube with a larger diameter than an evaporator tube in the middle of a combustion chamber wall is then inserted.
  • the advantages achieved by the invention are, in particular, that by reducing the heat absorption area in the central region of the combustion chamber walls, in contrast to the corners of the combustion chamber, the different heat supply into the individual evaporator tubes is made more uniform. Because the width of the tube webs or tube fins between the evaporator tubes is not chosen to be the same over the entire circumference of the combustion chamber as before, but rather is smaller in the wall centers than in the corners of the combustion chamber, the heat-absorbing area for each individual is reduced in the wall centers Evaporator tube and it enlarges in the corners. Accordingly, the heat absorption of the individual evaporator tubes is reduced or increased.
  • FIG. 1 shows a simplified representation of a continuous steam generator with vertically arranged evaporator tubes
  • FIG. 2 shows a detail of a cross section along the line II-II in FIG. 1 with gas-tight combustion chamber walls with pipe webs of different widths
  • FIG. 3 shows a section according to FIG. 2 with groups of evaporator tubes with web widths that are the same in groups.
  • a continuous steam generator 2 is shown schematically with a rectangular cross section, the vertical gas train is formed from a surrounding wall 4, which merges into a funnel-shaped bottom 6 at the lower end.
  • the bottom 6 comprises a discharge opening 8 for ashes, not shown.
  • a number of burners 10, only one of which is visible, are attached for a fossil fuel in the peripheral wall or combustion chamber 4 formed from vertically arranged evaporator tubes 12.
  • the vertically arranged evaporator tubes 12 are welded together in this area A via tube fins or tube webs 14 (FIGS. 2 and 3) in the form of metal strips to form gas-tight combustion chamber walls 4a.
  • the evaporator tubes 12 flowed through from bottom to top during operation of the continuous steam generator 2 form an evaporator heating surface 16 in this area A.
  • the continuous steam generator 2 when the continuous steam generator 2 is operating, there is a combustion of the fossil fuel Fuel resulting flame body 17, so that this area A of the continuous steam generator 2 is characterized by a very high heat flow density.
  • the flame body 17 has a temperature profile which, starting from approximately the center of the combustion chamber 4, decreases both in the vertical direction upwards and downwards and in the horizontal direction to the sides, that is to say to the corners of the combustion chamber 4.
  • FIGS. 2 and 3 each show a cross section through the combustion chamber 4 in area A of the throttle cable, two combustion chamber walls adjoining a corner 26, 26 '
  • each combustion chamber wall 4a, 4a ' is made up of approximately 360 evaporator tubes 12 or 12 '.
  • d ] _ With an outer diameter d ] _, d ⁇ of the evaporator tubes 12, 12 "of approximately 30 mm and a width b, b' of the tube webs 14, 14 'of approximately 20 mm, a total width of each results Combustion chamber wall 4a or 4a 'of approximately 20 m.
  • the heat absorption surface F of the respective evaporator tube 12 results from the width b of the tube webs 14 and the half circumference 12a of the evaporator tube 12 and its length. This is illustrated in FIG. 2 on a single evaporator tube 12.
  • the heat absorption surface F' also results from half the width b 'of two tube webs 14' adjoining the evaporator tube 12 'and again half the circumference of the individual evaporator tube 12' and its length.
  • This latter definition is based on the consideration that, on the one hand, the temperature of each tube web 14, 14 'at its half width b, b', that is to say in the middle of the tube web 14, 14 ', has the highest value and the two adjacent evaporator tubes 12 or 12 'decreases.
  • each tube web 14, 14 ' gives half of its heat to the two adjacent evaporator tubes 12 and 12', respectively.
  • the width b of the tube webs 14 between the evaporator tubes 12 gradually, that is to say gradually, decreases from the center of each combustion chamber wall 4a to each corner 26 of the combustion chamber 4. If the length of the evaporator tube 12 and the tube webs 14 is the same, the heat absorption area F of the individual evaporator tubes 12 is continuously reduced from the center of each combustion chamber wall 4a to each corner 26 of the combustion chamber 4. The fin width b is thus reduced with the same heat supply per surface, the heat absorption per evaporator tube 12. A resulting lower heat flow density on the outside of the evaporator tube 12 leads to a reduced amount of heat on the inside of the evaporator tube 12.
  • the evaporator tubes 12 'of each combustion chamber wall 4a' are combined into groups G1 to G4 with tube webs 14 'each having the same width b'.
  • the width b 'of the tube webs 14' of different G 'groups Gl, G2, G3 and G4 different.
  • the width b 'of the tube webs 14' of those groups, the adjacent 4-lock chamber to the corner 26 'of B is preferably the same.
  • these are the tube webs 14 'of the group G1 and a group G5 of the two combustion chamber walls 4a' adjacent to the corner 26 '.
  • the evaporator tubes 12 'of the combustion chamber 4 arranged in the area of the corner 26' have additional tube webs 14 '' which protrude into the combustion chamber 4 with different inclinations.
  • the evaporator tubes 12 and 12 'shown in the exemplary embodiments according to FIGS. 2 and 3 are smooth tubes with a smooth surface on the inside.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Physics & Mathematics (AREA)
  • Thermal Sciences (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Heat-Exchange Devices With Radiators And Conduit Assemblies (AREA)
  • Fluidized-Bed Combustion And Resonant Combustion (AREA)
  • Sorption Type Refrigeration Machines (AREA)
  • Gas Burners (AREA)

Abstract

Bei einem Durchlaufdampferzeuger mit einer im Querschnitt rechteckigen Brennkammer (4), deren jede Brennkammerwand (4a, 4a') im wesentlichen vertikal angeordnete und über Rohrstege (14, 14') miteinander gasdicht verbundene Verdampferrohre (12, 12') umfasst, die von einem Strömungsmedium von unten nach oben durchströmbar sind, ist zur Vergleichmässigung einer unterschiedlichen Wärmezufuhr in die Verdampferrohre (12, 12') erfindungsgemäss eine aus einem einzelnen Verdampferrohr (12, 12') und dem diesem zugeordneten Rohrsteg (14, 14') gebildete Wärmeaufnahmefläche (F, F') bei Verdampferrohren (12, 12') im Mittenbereich der Brennkammerwand (4a, 4a') kleiner als in einer Ecke (26, 26') der Brennkammer (4).

Description

Beschreibung
Durchlaufdampferzeuger
Die Erfindung bezieht sich auf einen Durchlaufdampferzeuger mit einer im Querschnitt rechteckigen Brennkammer, deren jede Brennkam er and im wesentlichen vertikal angeordnete und über Rohrstege miteinander gasdicht verbundene Verdampferrohre um¬ faßt, die von einem Strömungsmedium von unten nach oben durchströmbar sind.
Bei einem Durchlaufdampferzeuger führt die Beheizung von die Brennkammerwände bildenden Verdampferrohren, im Gegensatz zu einem Naturumlaufdampferzeuger mit nur teilweiser Verdampfung des im Umlauf geführten Wasser-Wasser/Dampf-Gemisches, zu einer vollständigen Verdampfung des Strömungsmediums in den Verdampferröhren in einem Durchgang. Während beim Naturum¬ laufdampferzeuger die Verdampferrohre prinzipiell vertikal angeordnet sind, können die Verdampferrohre des Durchlauf- oder Zwangdurchlaufdampferzeugers sowohl vertikal als auch schraubenförmig - und damit geneigt - angeordnet sein.
Ein Durchlaufdampferzeuger, dessen Brennkammerwände aus ver¬ tikal angeordneten Verdampferröhren aufgebaut ist, ist ge- genüber einem eine schraubenförmige Berohrung aufweisenden
Durchlaufdampferzeuger kostengünstiger herzustellen. Durch¬ laufdampferzeuger mit vertikaler Berohrung haben außerdem ge¬ genüber solchen mit geneigten Verdampferröhren niedrigere wasser-/dampfseitige Druckverluste. Allerdings können die nicht vermeidbaren Unterschiede in der Wärmezufuhr zu den einzelnen vertikal angeordneten Verdampferrohren zu Tempera¬ turdifferenzen zwischen benachbarten Verdampferrohren - ins¬ besondere am Austritt des Verdampfers - führen.
Da bei einer vertikal berohrten Brennkammer die Größe des
Wärmestroms und damit der Wärmeeintrag in ein einzelnes Ver¬ dampferrohr abhängig von dessen Position in der Brenn- kammerwand ist, erfährt ein Verdampferrohr in einer Ecke der rechteckigen Brennkammer oder Brennkammerumfassung über des¬ sen gesamter Länge eine geringere gasseitige Wärmestromdichte als ein Verdampferrohr in der Mitte einer Brennkammerwand. Ursache hierfür ist der Umstand, daß ein bei der Verbrennung eines fossilen Brennstoffs entstehender Flammenkörper inner¬ halb der Brennkammer den gesamten zur Verfügung stehenden Raum nicht gleichmäßig ausfüllt. Somit ergibt sich innerhalb der Brennkammer ein sowohl in vertikaler als auch in horizon- taler Richtung annähernd glockenförmiges Temperaturprofil, das ausgehend vom Mittenbereich der Brennkammer sowohl nach oben und nach unten als auch zu den Ecken der Brennkammer hin abnimmt. Dadurch ergibt sich eine erhöhte Wärmezufuhr in die Verdampferröhre in der Mitte der Brennkammerwände im Ver- gleich zu den Verdampferrohren im Bereich der Ecken der
Brennkammer. Dies wiederum erschwert die waεser-/dampfseitige Kühlung der Verdampferrohre im Mittenbereich der Brennkammer¬ wände. Dies kann zu unzulässig hohen Dampftemperaturen am Austritt der Verdampferrohre führen. Auch die Temperatur der Rohrstege kann infolge der hohen Wärmestromdichte in der Mitte der Brennkammerwände unzulässig hohe Werte annehmen.
In vertikaler Richtung der Brennkammer können unzulässig hohe Temperaturdifferenzen zwischen benachbarten Rohren vermieden werden durch eine drastische Reduzierung des Reibungsdruck- verlusts. Die Reduzierung ihrerseits wird erreicht durch eine entsprechende Absenkung der Strömungsgeschwindigkeit oder der Massenstromdichte in den Verdampferrohren. Dazu ist aller¬ dings der Einsatz innenberippter Verdampferröhre erforder- lieh, da diese auch bei niedrigen Massenstromdichten beson¬ ders gute Wärmeübergangseigenschaften aufweisen. Derartige Verdampferröhre mit auf ihrer Innenseite ein mehrgängiges Ge¬ winde bildende Rippen sowie deren Einsatz in Dampferzeugern sind zum Beispiel aus der europäischen Patentanmeldung 0 503 116 bekannt. Bei einer Berohrung der Brennkammerwände eines Durchlauf¬ dampferzeugers mit innenberippten Verdampferrohren wird der Axialströmung ein Drall überlagert, der zu einer Phasensepa¬ ration des Wärmeaufnahmemediums mit einem Wasserfilm an der Rohrinnenwand führt. Dadurch kann der sehr gute Wärmeübergang des Siedens fast bis zur völligen Verdampfung des Wassers aufrechterhalten werden. Im Druckbereich zwischen 200 bar und 221 bar lassen sich jedoch bei starker Beheizung mit einer Drallströmung allein nicht immer unzulässig hohe Wandtempe- raturen vermeiden. In der Nähe des kritischen Drucks bei etwa 210 bar - wo es nur noch einen geringen Dichteunter¬ schied gibt zwischen flüssigkeitsähnlichem und dampfähnlichem Medium - ist die Benetzung der Rohrinnenwand oder Heizfläche wesentlich schwieriger zu gewährleisten als in einem unter- halb von 200 bar liegenden Druckbereich. Dies ist dadurch be¬ dingt, daß ein sich zwischen der Rohrwand und der flüssigen Phase des Wärmeaufnahmemediums bildender Dampffilm den Wärme¬ übergang behindert (Filmsieden) . In diesem Bereich der Dampf- fUmbildung steigt die Temperatur der Rohrwand stark an. Wie in dem Aufsatz "Verdampferkonzepte für Benson-Dampferzeuger" von J. Franke, W. Köhler und E. Wittchow, veröffentlicht in VGB Kraftwerkstechnik 73 (1993), Heft 4, Seiten 352 bis 360, beschrieben, reichen oberhalb eines Drucks von rund 210 bar bereits geringe Wandüberhitzungen aus, um vom Siedezustand mit benetzter Heizfläche zum Filmsieden mit unbenetzter Heiz¬ fläche zu gelangen. Auch können sich im genannten Druckbe¬ reich bereits bei geringfügigen Überhitzungen in der über¬ hitzen Grenzschicht Dampfblasen bilden, die sich zu großen Blasen vereinigen und somit die Wärmeübertragung behindern (homogene Keimbildung) .
Der beschriebene Wärmeübergangsmechanismus führt nun dazu, daß in den genannten Rohren von Durchlaufdampferzeugern, die mit Drücken von etwa 200 bar und darüber betrieben werden, die Massenstromdichte - und damit der Reibungsdruckverlust - höher gewählt werden müssen als bei Durchlaufdampferzeugern, die mit Drücken unterhalb von 200 bar betrieben werden. Da- durch geht der Vorteil verloren, daß bei Mehrbeheizung ein¬ zelner Rohre auch deren Durchsatz steigt. Da jedoch hohe Dampfdrücke über 200 bar erforderlich sind, um hohe thermi¬ sche Wirkungsgrade - und damit niedrige Kohlendioxid-Emissio- nen - zu erzielen, ist es notwendig, auch in diesem Druckbe¬ reich eine gute Wärmeübertragung sicherzustellen. Daher wer¬ den Durchlaufdampferzeuger mit senkrecht berohrten Brennkam¬ merwänden üblicherweise mit verhältnismäßig hohen Massen- stromdichten in den Verdampferrohren betrieben, um im kriti- sehen Druckbereich von etwa 200 bar bis 221 bar stets einen ausreichend hohen Wärmeübergang von der Verdampferrohrwand an das Strömungs- oder Wärmeaufnahmemedium zu erreichen. Diese Maßnahmen berücksichtigen jedoch in erster Linie den Tempera¬ turverlauf in vertikaler Richtung der Brennkammer.
Eine Kompensation des Temperaturverlaufs in horizontaler Richtung - und damit ein guter Beheizungsausgleich - wird bei der schraubenförmigen Berohrung der Brennkammer (Spiralwick¬ lung) erzielt, da jedes Verdampferrohr oder Parallelrohr praktisch alle Beheizungszonen der Brennkammer durchläuft. Allerdings führt die Spiralwicklung im Vergleich zu einer senkrechten Berohrung aufgrund vergleichsweise kleiner Ein¬ trittsflächen der Verdampferrohre und damit einer vergleichs¬ weise geringen Gesamtzahl von Verdampferröhren zu höheren Ge- schwindigkeiten des Strömungsmediums in den Verdampferrohren. Dies wiederum führt zu einem vergleichsweise hohen wasser-/ dampfseitigen Druckverlust.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, einen für hohe thermische Wirkungsgrade ausgelegten Durchlaufdampferzeuger mit vertikal berohrten Brennkammerwänden anzugeben, bei dem die Temperaturdifferenzen am Verdampferaustritt auf besonders niedrige Werte reduziert sind.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß eine aus einem einzelnen Verdampferrohr und dem diesem zugeordne¬ ten Rohrsteg gebildete Wärmeaufnahmefläche bei Verdampferroh- ren im Mittenbereich der Brennkammerwand kleiner ist als in einer Ecke der Brennkammer.
Die Erfindung geht dabei von der Überlegung aus, daß die Wärmeaufnahme der Verdampferrohre nicht nur über die gassei- tige Hälfte des Rohrumfangs, sondern auch über die Rohrstege oder Rohrflossen erfolgt. Dabei wird die von den selbst nicht gekühlten Rohrstegen aufgenommene Wärme an die benachbarten Verdampferrohre abgegeben. Die Wärmeaufnahmefläche eines ein- zelnen Verdampferrohres setzt sich daher zusammen aus dem dem Flammenkörper im Innern der Brennkammer zugewandten halben Umfang des Verdampferrohrs und der Fläche eines Rohrstegs. Die Fläche eines Rohrstegs ergibt sich aus der gesamten Brei¬ te eines Rohrstegs oder aus zweimal der halben Breite zweier Rohrstege und aus dessen Länge in vertikaler Richtung.
Um nun die so definierten Wärmeaufnahmeflächen der einzelnen Verdampferrohre zumindest annähernd an den Temperaturverlauf in horizontaler Richtung anzupassen, ist in zweckmäßiger Aus- gestaltung die Breite der die Verdampferrohre verbindenden
Rohrstege im Mittenbereich jeder Brennkammerwand kleiner als in den Ecken der Brennkammer.
In zweckmäßiger Ausgestaltung nimmt dabei die Breite der Rohrstege, ausgehend vom Mittenbereich zu den Ecken der
Brennkammer hin, sukzessiv ab. Alternativ sind die Verdamp¬ ferrohre jeder Brennkammerwand zu Gruppen mit Rohrstegen je¬ weils gleicher Breite zusammengefaßt, wobei die Breite der Rohrstege verschiedener Gruppen unterschiedlich ist. Diese Alternative ist gegenüber der erstgenannten praktisch ein¬ facher durchzuführen.
Die Herstellung von Brennkammerwänden mit vertikal angeord¬ neten Verdampferrohren und mit in der Breite unterschiedli- chen Rohrstegen kann zweckmäßigerweise auch dadurch verein¬ facht werden, daß die Breite der Rohrstege von an die Ecken jeder Brennka merwand angrenzenden Gruppen gleich ist. Um die Wärmeaufnahmefläche im Bereich der Ecken der Brenn¬ kammer gegenüber dem Mittenbereich zusätzlich zu vergrößern, können die Verdampferrohre im Bereich der Ecken der Brenn¬ kammer zusätzliche Rohrstege aufweisen, die in die Brennkam- mer hineinragen.
Bei einem im Gleitdruck betriebenen Durchlaufdampferzeuger, bei dem sich der Pumpendruck nach der benötigten Dampfmenge richtet, werden zweckmäßigerweise sogenannte Glattrohre mit einer glatten Innenoberfläche eingesetzt. Alternativ können aber auch innenberippte Rohre eingesetzt werden. Dabei kann sowohl bei Glattrohren als auch bei innenberippten Ver¬ dampferrohren eine Variation des Rohrinnen- und/oder des Rohraußendurchmessers die unterschiedliche Wärmezufuhr in ein einzelnes Verdampferrohr zusätzlich vergleichmäßigen. In ei¬ ner Ecke der Brennkammer ist dann ein Verdampferrohr mit ei¬ nem im Vergleich zu einem Verdampferrohr in der Mitte einer Brennkammerwand größeren Durchmesser eingesetzt.
Die mit der Erfindung erzielten Vorteile bestehen insbesonde¬ re darin, daß durch eine Verringerung der Wärmeaufnahmefläche im Mittenbereich der Brennkammerwände im Gegensatz zu den Ecken der Brennkammer die unterschiedliche Wärmezufuhr in die einzelnen Verdampferröhre vergleichmäßigt wird. Dadurch, daß die Breite der Rohrstege oder Rohrflossen zwischen den Ver¬ dampferrohren nicht - wie bisher - über den gesamten Brenn¬ kammerumfang gleich, sondern in den Wandmitten kleiner als in den Brennkammerecken gewählt wird, verringert sich in den Wandmitten die wärmeaufnehmende Fläche für jedes einzelne Verdampferröhr und sie vergrößert sich in den Ecken. Dement¬ sprechend verringert bzw. vergrößert sich die Wärmeaufnahme der einzelnen Verdampferrohre. Dadurch wird die hohe Wärme¬ zufuhr in ein in der Mitte einer Brennkammerwand angeordnetes Verdampferrohr verringert und die geringere Wärmezufuhr in ein in der Ecke der Brennkammerwand angeordnetes Verdampfer¬ rohr wird erhöh . Ausführungsbeispiele der Erfindung werden anhand einer Zeich¬ nung näher erläutert. Darin zeigen:
Figur 1 in vereinfachter Darstellung einen Durchlaufdampfer- zeuger mit vertikal angeordneten Verdampferrohren,
Figur 2 im Ausschnitt einen Querschnitt entlang der Linie II-II in Figur 1 mit gasdichten Brennkammerwänden mit unter¬ schiedlich breiten Rohrstegen, und
Figur 3 einen Ausschnitt gemäß Figur 2 mit Gruppen von Ver¬ dampferrohren mit gruppenweise gleichen Stegbreiten.
Einander entsprechende Teile sind in allen Figuren mit den gleichen Bezugszeichen versehen.
In Figur 1 ist schematisch ein Durchlaufdampferzeuger 2 mit rechteckigem Querschnitt dargestellt, dessen vertikaler Gas¬ zug aus einer Umfassungswand 4 gebildet ist, die am Unterende in einen trichterförmigen Boden 6 übergeht. Der Boden 6 um¬ faßt eine nicht näher dargestellte Austragsöffnung 8 für Asche.
Im unteren Bereich A des Gaszugs sind eine Anzahl von Bren- nern 10, von denen nur einer sichtbar ist, für einen fossilen Brennstoff in der aus vertikal angeordneten Verdampferrohren 12 gebildeten Umfassungswand oder Brennkammer 4 angebracht. Die vertikal verlaufend angeordneten Verdampferrohre 12 sind in diesem Bereich A über Rohrflossen oder Rohrstege 14 (Figu- ren 2 und 3) in Form von Metallbändern zu gasdichten Brenn¬ kammerwänden 4a miteinander verschweißt. Die beim Betrieb des Durchlaufdampferzeugers 2 von unten nach oben durchströmten Verdampferrohre 12 bilden in diesem Bereich A eine Verdamp¬ ferheizfläche 16.
In der Brennkammer 4 befindet sich beim Betrieb des Durch¬ laufdampferzeugers 2 ein bei der Verbrennung des fossilen Brennstoffs entstehender Flammenkörper 17, so daß sich dieser Bereich A des Durchlaufdampferzeugers 2 durch eine sehr hohe Wärmestromdichte auszeichnet. Der Flammenkörper 17 weist ein Temperaturprofil auf, das, ausgehend von etwa der Mitte der Brennkammer 4, sowohl in vertikaler Richtung nach oben und nach unten als auch in horizontaler Richtung zu den Seiten, das heißt zu den Ecken der Brennkammer 4, hin abnimmt.
Über dem unteren Bereich A des Gaszugs befindet sich ein zweiter flammenferner Bereich B, über dem ein dritter oberer Bereich C des Gaszugs vorgesehen ist. In den Bereichen B und C des Gaszugs sind Konvektionsheizfl chen 18, 20 und 22 ange¬ ordnet. Oberhalb des Bereichs C des Gaszugs befindet sich ein Rauchgasaustrittskanal 24, über den das durch die Verbrennung des fossilen Brennstoffs erzeugte Rauchgas RG den vertikalen Gaszug verläßt.
Die Figuren 2 und 3 zeigen jeweils im Ausschnitt einen Quer¬ schnitt durch die Brennkammer 4 im Bereich A des Gaszugs, wo- bei zwei an einer Ecke 26, 26' angrenzende Brennkammerwände
4a (Figur 2) bzw. 4a' (Figur 3) dargestellt sind. Zur Bildung der gasdichten Brennkammerwände 4a, 4a' sind die zwischen be¬ nachbarten Verdampferrohren 12, 12' vorgesehenen Rohrstege 14 bzw. 14' mit diesen längsseitig verschweißt. Diese Bauweise wird auch als Rohr-Steg-Rohr-Konstruktion bezeichnet.
Die Rohrstege 14, 14' weisen eine dem jeweiligen Abstand zwi¬ schen benachbarten Verdampferrohren 12, 12" entsprechende Breite b bzw. b' auf. Bei einem Durchlaufdampferzeuger 2 mit einer Leistung von 600 MW ist jede Brennkammerwand 4a, 4a' aus etwa 360 Verdampferrohren 12 bzw. 12' aufgebaut. Bei ei- nern Außendurchmesser d]_, d^ der Verdampferrohre 12, 12" von etwa 30 mm und einer Breite b, b' der Rohrstege 14, 14' von etwa 20 mm ergibt sich eine Gesamtbreite jeder Brennkam- merwand 4a bzw. 4a' von etwa 20 m. Aus der Breite b der Rohrstege 14 und dem halben Umfang 12a des Verdampferrohrs 12 sowie dessen Länge ergibt sich die Wärmeaufnahmefläche F des jeweiligen Verdampferrohrs 12. Dies ist in Figur 2 an einem einzelnen Verdampferrohr 12 veran- schaulicht.
Wie in Figur 3 ebenfalls an einem einzelnen Verdampferröhr 12' veranschaulicht, ergibt sich die Wärmeaufnahmefläche F' auch aus jeweils der halben Breite b' zweier an das Ver- dampferrohr 12' angrenzender Rohrstege 14' und wiederum dem halben Umfang des einzelnen Verdampferrohrs 12 ' sowie dessen Länge. Dieser letzteren Definition liegt die Überlegung zu¬ grunde, daß zum einen die Temperatur jedes Rohrstegs 14, 14' auf dessen halber Breite b, b', das heißt in der Mitte des Rohrstegs 14, 14', den höchsten Wert hat und zu den beiden angrenzenden Verdampferrohren 12 bzw. 12' hin abnimmt. Zum anderen gibt jeder Rohrsteg 14, 14' seine Wärme jeweils zur Hälfte an die beiden angrenzenden Verdampferrohre 12 bzw. 12' ab.
Bei dem Ausführungsbeispiel nach Figur 2 nimmt die Breite b der Rohrstege 14 zwischen den Verdampferrohren 12 von der Mitte jeder Brennkammerwand 4a zu jeder Ecke 26 der Brennkam¬ mer 4 hin allmählich, das heißt nach und nach, ab. Bei glei- eher Länge der Verdampferröhre 12 und der Rohrstege 14 ver¬ ringert sich somit kontinuierlich die Wärmeaufnahmefläche F der einzelnen Verdampferrohre 12 von der Mitte jeder Brenn¬ kammerwand 4a zu jeder Ecke 26 der Brennkammer 4. Durch die Verringerung der Flossenbreite b verringert sich somit bei gleicher Wärmezufuhr pro Fläche die Wärmeaufnahme pro Ver¬ dampferrohr 12. Eine dadurch bedingte geringere Wärmestrom¬ dichte an der Außenseite des Verdampferrohrs 12 führt zu einer verringerten Wärmemenge auf der Innenseite des Ver¬ dampferrohrs 12. Dadurch geht sowohl die lokale Wärmestrom- dichte als auch über der Gesamthöhe des Durchlaufdampferzeu- gers 2 die integrale Wärmestromdichte zurück. Dies führt zu einer guten lokalen Kühlung der Verdampferrohre 12. Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Figur 3 sind die Ver¬ dampferrohre 12' jeder Brennkammerwand 4a' zu Gruppen Gl bis G4 mit Rohrstegen 14' jeweils gleicher Breite b' zusammenge¬ faßt. Dabei ist die Breite b' der Rohrstege 14' verschiedener Gruppen Gl, G2, G3 bzw. G4 unterschiedlich. Die Breite b' der Rohrstege 14' derjenigen Gruppen, die an die Ecke 26' der Brennkammer 4 angrenzen, ist vorzugsweise gleich. Im Ausfüh- rungsbeispiel sind dies die Rohrstege 14 ' der Gruppe Gl und einer Gruppe G5 der beiden an die Ecke 26' angrenzenden Brennkammerwände 4a'.
Wie lediglich beim Ausführungsbeispiel nach Figur 3 darge¬ stellt ist, weisen die im Bereich der Ecke 26' angeordneten Verdampferrohre 12 ' der Brennkammer 4 zusätzliche Rohrstege 14'' auf, die mit unterschiedlicher Neigung in die Brennkam¬ mer 4 hineinragen.
Die in den Ausführungsbeispielen nach den Figuren 2 und 3 dargestellten Verdampferröhre 12 bzw. 12' sind Glattrohre mit einer glatten Oberfläche auf der Innenseite. Alternativ kön¬ nen die Verdampferrohre 12, 12' aber auch in nicht näher dar¬ gestellter Art und Weise auf ihrer Innenseite ein mehrgängi¬ ges Gewinde bildende Rippen und damit eine Oberflächenstruk¬ tur aufweisen. Bei einer Berohrung der Brennkammerwände 4a, 4a' des Durchlaufdampferzeugers 2 mit derartigen innenberipp- ten Verdampferröhren 12 bzw. 12' wird der Axialströmung in den Verdampferrohren 12, 12' ein Drall überlagert, so daß durch eine dadurch bedingte zusätzliche Geschwindigkeitskom¬ ponente eine besonders gute Kühlwirkung der Verdampferrohre 12, 12' erzielt wird. Diese wirkt sich besonders vorteilhaft beim Betrieb des Durchlaufdampferzeugers 2 im kritischen Druckbereich bei etwa 210 bar aus.
Sowohl beim Einsatz von Glattrohren als auch bei Verwendung von innenberippten Verdampferröhren führt eine Variation des
Außendurchmessers d]_, d^ und/oder des Innendurchmessers d2, d2 der Verdampferröhre 12, 12' zu verschieden großen Wärme- aufnahmeflächen F, F' der jeweiligen Verdampferrohre 12, 12', so daß die unterschiedliche Wärmezufuhr in die einzelnen Ver¬ dampferrohre 12, 12' zusätzlich oder alternativ kompensiert werden kann. Dabei verringert sich die Wärmeaufnahmefläche F,
F' mit abnehmendem Durchmesser dι_, d-j_ oder d2, d2 .

Claims

Patentansprüche
1. Durchlaufdampferzeuger mit einer im Querschnitt rechtecki¬ gen Brennkammer (4), deren jede Brennkammerwand (4a, 4a') im wesentlichen vertikal angeordnete und über Rohrstege (14, 14') miteinander gasdicht verbundene Verdampferrohre (12, 12') umfaßt, die von einem Strömungsmedium von unten nach oben durchströmbar sind, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß eine aus einem einzelnen Verdampferrohr (12, 12') und dem diesem zuge¬ ordneten Rohrsteg (14, 14') gebildete Wärmeaufnahmefläche (F, F') bei Verdampferrohren (12, 12') im Mittenbereich der Brennkammerwand (4a, 4a1) kleiner ist als in einer Ecke (26, 26') der Brennkammer (4).
2. Durchlaufdampferzeuger nach Anspruch 1, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Brei¬ te (b, b') der die Verdampferröhre (12, 12') verbindenden Rohrstege (14, 14') im Mittenbereich jeder Brennkammerwand (4a, 4a') kleiner ist als in. der Ecke (26, 26") der Brennkam¬ mer (4) .
3. Durchlauf dampf erzeuger nach Anspruch 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Breite (b) der Rohrstege (14) ausgehend vom Mittenbereich zu jeder Ecke (26) der Brennkammer (4) hin sukzessiv abnimmt.
4. Durchlauf dampf erzeuger nach Anspruch 2, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Ver- dampferrohre (12') jeder Brennkammerwand (4a') zu Gruppen (Gl, ..., G5) mit Rohrstegen (14') jeweils gleicher Breite (b1) zusammengefaßt sind, wobei die Breite (b1) der Rohrstege (14") verschiedener Gruppen (Gl, G2, G3) unterschiedlich ist.
5. Durchlaufdampferzeuger nach Anspruch 4, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Brei- te (b1) der Rohrstege (14') von an die Ecke (26') der Brenn¬ kammer (4) angrenzenden Gruppen (Gl, G5) gleich ist.
6. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 5, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Ver¬ dampferrohre (12, 12') mindestens im Bereich der Ecke (26, 26') der Brennkammer (4) zusätzliche Rohrstege (14' ') aufwei¬ sen, die in die Brennkammer (4) hineinragen.
7. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 6, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Ver¬ dampferrohre (12, 12') auf ihrer Innenseite eine Oberflächen¬ struktur aufweisen.
8. Durchlaufdampferzeuger nach einem der Ansprüche 1 bis 7, d a d u r c h g e k e n n z e i c h n e t , daß die Ver¬ dampferrohre (12, 12') im Bereich der Ecke (26, 26') der Brennkammer (4) einen größeren Außendurchmesser (dι_, d-, ) und/oder Innendurchmesser (d2, d2 ) aufweisen als Verdampfer- röhre (12, 12') im Mittenbereich der Brennkammerwände (4a, 4a' ) .
EP95928954A 1994-09-01 1995-08-21 Durchlaufdampferzeuger Expired - Lifetime EP0778932B1 (de)

Applications Claiming Priority (3)

Application Number Priority Date Filing Date Title
DE4431185 1994-09-01
DE4431185A DE4431185A1 (de) 1994-09-01 1994-09-01 Durchlaufdampferzeuger
PCT/DE1995/001103 WO1996007053A1 (de) 1994-09-01 1995-08-21 Durchlaufdampferzeuger

Publications (2)

Publication Number Publication Date
EP0778932A1 true EP0778932A1 (de) 1997-06-18
EP0778932B1 EP0778932B1 (de) 1998-07-22

Family

ID=6527192

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP95928954A Expired - Lifetime EP0778932B1 (de) 1994-09-01 1995-08-21 Durchlaufdampferzeuger

Country Status (8)

Country Link
US (1) US5979370A (de)
EP (1) EP0778932B1 (de)
JP (1) JP3046890U (de)
KR (1) KR100368516B1 (de)
CN (1) CN1107202C (de)
DE (2) DE4431185A1 (de)
ES (1) ES2119461T3 (de)
WO (1) WO1996007053A1 (de)

Families Citing this family (16)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
RU2208739C2 (ru) * 1998-06-10 2003-07-20 Сименс Акциенгезелльшафт Прямоточный парогенератор, работающий на ископаемом топливе
DE19825800A1 (de) * 1998-06-10 1999-12-16 Siemens Ag Fossilbeheizter Dampferzeuger
DE19858780C2 (de) 1998-12-18 2001-07-05 Siemens Ag Fossilbeheizter Durchlaufdampferzeuger
DE19901621A1 (de) 1999-01-18 2000-07-27 Siemens Ag Fossilbeheizter Dampferzeuger
DE19901430C2 (de) 1999-01-18 2002-10-10 Siemens Ag Fossilbeheizter Dampferzeuger
DE10254780B4 (de) * 2002-11-22 2005-08-18 Alstom Power Boiler Gmbh Durchlaufdampferzeuger mit zirkulierender atmosphärischer Wirbelschichtfeuerung
EP1512907A1 (de) * 2003-09-03 2005-03-09 Siemens Aktiengesellschaft Verfahren zum Anfahren eines Durchlaufdampferzeugers und Durchlaufdampferzeuger zur Durchführung des Verfahrens
EP1533565A1 (de) * 2003-11-19 2005-05-25 Siemens Aktiengesellschaft Durchlaufdampferzeuger
DE102005060704A1 (de) * 2005-12-19 2007-06-28 Rolls-Royce Deutschland Ltd & Co Kg Gasturbinenbrennkammer
TW200946838A (en) * 2008-03-04 2009-11-16 Ihi Corp Heating apparatus
EP2182278A1 (de) * 2008-09-09 2010-05-05 Siemens Aktiengesellschaft Durchlaufdampferzeuger
EP2180250A1 (de) * 2008-09-09 2010-04-28 Siemens Aktiengesellschaft Durchlaufdampferzeuger
CN101725955B (zh) * 2008-10-16 2012-04-04 林光湧 环保常压高温蒸汽发生器
US20100281864A1 (en) * 2009-05-06 2010-11-11 General Electric Company Organic rankine cycle system and method
GB201010038D0 (en) 2010-06-16 2010-07-21 Doosan Power Systems Ltd Steam generator
DE102013215456A1 (de) 2013-08-06 2015-02-12 Siemens Aktiengesellschaft Durchlaufdampferzeuger

Family Cites Families (11)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE429171C (de) * 1923-06-01 1926-05-21 Thomas Edward Murray Dampfkessel mit die Verbrennungskammer umgebenden Waenden aus in Abstaenden nebeneinander angeordneten Rohren
US1854342A (en) * 1925-01-20 1932-04-19 Combustion Eng Corp Art of combustion and steam generation
NL129291C (de) * 1961-07-27
US3375628A (en) * 1965-07-01 1968-04-02 Foster Whceler Corp Insulated wall construction for heated surfaces
US3301224A (en) * 1965-12-13 1967-01-31 Combustion Eng Steam generator organization
JPS5623603A (en) * 1979-08-01 1981-03-06 Mitsubishi Heavy Ind Ltd Forced flowinggthrough boiler
DE58905817D1 (de) * 1988-07-26 1993-11-11 Siemens Ag Durchlaufdampferzeuger.
DK0503116T4 (da) * 1991-03-13 1998-08-31 Siemens Ag Rør med ribber, som på dets inderside danner et flergænget gevind, samt dampgenerator til dets anvendelse
ATE117420T1 (de) * 1991-04-18 1995-02-15 Siemens Ag Durchlaufdampferzeuger mit einem vertikalen gaszug aus im wesentlichen vertikal angeordneten rohren.
DE4232880A1 (de) * 1992-09-30 1994-03-31 Siemens Ag Dampferzeuger
US5390631A (en) * 1994-05-25 1995-02-21 The Babcock & Wilcox Company Use of single-lead and multi-lead ribbed tubing for sliding pressure once-through boilers

Non-Patent Citations (1)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
See references of WO9607053A1 *

Also Published As

Publication number Publication date
DE59502913D1 (de) 1998-08-27
KR100368516B1 (ko) 2003-03-15
DE4431185A1 (de) 1996-03-07
CN1107202C (zh) 2003-04-30
CN1155326A (zh) 1997-07-23
EP0778932B1 (de) 1998-07-22
JP3046890U (ja) 1998-03-24
ES2119461T3 (es) 1998-10-01
KR970705724A (ko) 1997-10-09
WO1996007053A1 (de) 1996-03-07
US5979370A (en) 1999-11-09

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP0778932B1 (de) Durchlaufdampferzeuger
EP0349834B1 (de) Durchlaufdampferzeuger
EP0657010B2 (de) Dampferzeuger
EP0720714B1 (de) Durchlaufdampferzeuger und Verfahren zu dessen Betrieb
EP0617778B1 (de) Fossil befeuerter durchlaufdampferzeuger
EP0581760B2 (de) Durchlaufdampferzeuger mit einem vertikalen gaszug aus im wesentlichen vertikal angeordneten rohren
EP0503116B2 (de) Rohr mit auf seiner Innenseite ein mehrgängiges Gewinde bildenden Rippen sowie Dampferzeuger zu seiner Verwendung
DE19602680C2 (de) Durchlaufdampferzeuger
WO1998020280A1 (de) Verfahren zum betreiben eines durchlaufdampferzeugers und durchlaufdampferzeuger zur durchführung des verfahrens
DE4232880A1 (de) Dampferzeuger
DE4427859A1 (de) Rohr mit auf seiner Innenseite ein mehrgängiges Gewinde bildenden Rippen sowie Dampferzeuger zu seiner Verwendung
DE1907758A1 (de) Wasserrohrkessel
CH653758A5 (de) Zwangsdurchlaufkessel.
DE19600004C2 (de) Durchlaufdampferzeuger mit spiralförmig angeordneten Verdampferrohren
EP0767888A1 (de) Vorrichtung zum erwärmen von brauchwasser
DE2536757C3 (de) Dampferzeuger mit Beheizung durch Flüssigmetall
EP1533565A1 (de) Durchlaufdampferzeuger
WO1995009324A1 (de) Dampferzeugerrohr mit innenberippung sowie dampferzeuger zu seiner verwendung
DE1949963A1 (de) Dampfkessel mit einem Wasserraum
DE1751641C (de) Zwangdurchlaufdampferzeuger mit aus vertikalen verschweissten Rohren gebildeter Wandberohrung
AT391541B (de) Dampferzeuger mit parallelgeschalteten verdampferrohren
WO1994005950A1 (de) Dampferzeuger
DE19644763A1 (de) Dampferzeugerrohr
DE1426634A1 (de) Einrichtung zur Drallanregung in Verdampfer- und/oder UEberhitzerrohren von Dampfkraftanlagen
DE10126726A1 (de) Wasserrohrkessel

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

17P Request for examination filed

Effective date: 19970121

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): CH DE ES FR GB IT LI SE

GRAG Despatch of communication of intention to grant

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

GRAG Despatch of communication of intention to grant

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS AGRA

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

17Q First examination report despatched

Effective date: 19971218

GRAH Despatch of communication of intention to grant a patent

Free format text: ORIGINAL CODE: EPIDOS IGRA

GRAA (expected) grant

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009210

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: B1

Designated state(s): CH DE ES FR GB IT LI SE

REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: NV

Representative=s name: SIEMENS SCHWEIZ AG

Ref country code: CH

Ref legal event code: EP

REF Corresponds to:

Ref document number: 59502913

Country of ref document: DE

Date of ref document: 19980827

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FG2A

Ref document number: 2119461

Country of ref document: ES

Kind code of ref document: T3

GBT Gb: translation of ep patent filed (gb section 77(6)(a)/1977)

Effective date: 19980923

ET Fr: translation filed
PLBE No opposition filed within time limit

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009261

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: NO OPPOSITION FILED WITHIN TIME LIMIT

26N No opposition filed
PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: ES

Payment date: 20010817

Year of fee payment: 7

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Payment date: 20010829

Year of fee payment: 7

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: CH

Payment date: 20011112

Year of fee payment: 7

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: IF02

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: SE

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20020822

Ref country code: ES

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20020822

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: LI

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20020831

Ref country code: CH

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20020831

EUG Se: european patent has lapsed
REG Reference to a national code

Ref country code: CH

Ref legal event code: PL

REG Reference to a national code

Ref country code: ES

Ref legal event code: FD2A

Effective date: 20030912

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Payment date: 20120823

Year of fee payment: 18

REG Reference to a national code

Ref country code: FR

Ref legal event code: ST

Effective date: 20140430

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: FR

Free format text: LAPSE BECAUSE OF NON-PAYMENT OF DUE FEES

Effective date: 20130902

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Payment date: 20140815

Year of fee payment: 20

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: IT

Payment date: 20140826

Year of fee payment: 20

PGFP Annual fee paid to national office [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: DE

Payment date: 20141020

Year of fee payment: 20

REG Reference to a national code

Ref country code: DE

Ref legal event code: R071

Ref document number: 59502913

Country of ref document: DE

REG Reference to a national code

Ref country code: GB

Ref legal event code: PE20

Expiry date: 20150820

PG25 Lapsed in a contracting state [announced via postgrant information from national office to epo]

Ref country code: GB

Free format text: LAPSE BECAUSE OF EXPIRATION OF PROTECTION

Effective date: 20150820