Titel: Polytechnische Schau.
Autor: Anonymus
Fundstelle: 1922, Band 337 (S. 208–212)
URL: http://dingler.culture.hu-berlin.de/article/pj337/ar337050

Polytechnische Schau.

(Nachdruck der Originalberichte – auch im Auszüge – nur mit Quellenangabe gestattet.)

Der billigste Rohrdurchmesser für Heißdampf-Kraftleitungen. Während in dem früheren Aufsatz „Der billigste Rohrdurchmesser für Dampfkraftleitungen“ (vergleiche Seite 77 u. 102) die Berechnung allein der Sattdampfleitungen behandelt wurde, sind in der vorliegenden Arbeit entsprechende Formeln für Heißdampf entwickelt, die naturgemäß bei der völlig verschiedenen Eigenart des Heißdampfes – besonders Fortfall des Kondensats durch Abkühlung und statt dessen Dampfverbraucherhöhung in der Maschine – zu ganz anderen Ergebnissen führen müssen. Berücksichtigt wurden bei Aufstellung der Formeln alle für die Wirtschaftlichkeit solcher Heißdampfleitungen maßgebenden Größen:

1. Güteverminderung des Heißdampfes durch Druckabfall infolge der Rohrreibung und der Einzelwiderstände; 2. Güteverminderung durch Temperaturabfall infolge der Wärmeverluste unter Beachtung der Wertigkeit der Umfüllung; 3. Kapitalkosten: Verzinsung, Abschreibung und Unterhaltung der Rohrleitung, unter besonderer Berücksichtigung von etwa vorhandenen, nicht unter Dampfstehenden Reserveleitungen; 4. Arbeitszeit und 5. Gesamtbetriebskosten.

Der Aufbau der entwickelten Formeln setzt, wie bei den Sattdampfleitungen, stetige Strömung in der Rohrleitung voraus. Dieselben sind daher streng gültig nur für Dampfturbinen, für Kolbendampfmaschinen ohne |209| Bedenken nur dann, wenn vor der Maschine ein großer Wasserabscheider als Dampfspeicher wirkt.

Als endgültige Formel für den billigsten Rohrdurchmesser db wird entwickelt:

*)

Hierin stellt dR den „Reibungsdurchmesser“ dar, d.h. den Rohrdurchmesser, welcher erhalten wird, wenn als Leitungswiderstand nur Rohrreibung und wenn die Anlagekosten nicht berücksichtigt werden.

Die Einzelwiderstände (Rohrkrümmungen, Ventile, Schreber), dargestellt durch den Zähler A des Bruches, vergrößern den Durchmesser wesentlich und zwar umsomehr, je größer die Widerstandszahl ∑ξ und die Dampfmenge ist.

Die Anlagekosten, berücksichtigt durch den Bruch B des Nenners, verringern dagegen den Rohrdurchmesser, und zwar um so stärker, je kürzer die Arbeitszeit Z.

Besonders beachtenswert ist:

1. Daß der billigste Rohrdurchmesser db nahezu unabhängig ist von der Größe 1 der Rohrlänge, dagegen sehr stark abhängig von dem Verhältnis , d.h. von den auf 1 m Rohrlänge enfallenden Einzelwiderständen. Bei gleichbleibenden ∑ξ wird also db um so größer, je kürzer die Rohrleitung ist.

2. Der Einfluß der Einzelwiderstände der Absperrvorrichtungen (Ventile, Schieber usw.) ist gegenüber der Rohrreibung unter normalen Verhältnissen so überwiegend, daß die Zahl und Bauart der Absperrvorrichtungen nahezu allein den Rohrdurchmesser db bestimmt.

Weiterhin berücksichtigen Sonderformeln verschiedene Belastungen der Maschinen während der jährlichen Arbeitszeit Z.

Ein Vergleich von a) Normal-Ventile und b) Koswa-Ventile lehrt:

1. Der große Widerstand (∑ξ = 25,5) der Normalventile bedingt einen wesentlich größeren Durchmesser db gegenüber den Koswa-Ventilen (nach Spalte 1db = 254 mm gegen 200) und dementsprechend eine wesentlich kleinere Dampfgeschwindigkeit.

2. Obwohl die neuzeitlichen Koswa-Ventile 0,7% teurer sind (Spalte 3) als die normalen Ventile, werden die Mehrkosten durch Verringerung des Durchmessers (200 gegen 254 mm nach Spalte 1) um 23,7% billiger, sodaß die Gesamtkosten der Rohrleitungsanlage K (Spalte 4) noch um 13690 M. oder 10,5% geringer ausfallen.

Die so berechneten Formeln ergeben verhältnismäßig große Rohrdurchmesser. Die vorteilhaftesten Geschwindigkeiten fallen, zumal bei Ventilen mit großem Durchgangswiderstand, viel kleiner aus als bisher gebräuchlich war.

Es wird nun gezeigt, daß bei Verringerung des Rohrdurchmessers bis 10% gegenüber dem errechneten db die jährlichen Betriebskosten M nur etwa 3% höher werden, so daß es also ratsam ist, bei Abrundung auf Handelsmaße auf den nächst niedrigen Durchmesser herabzugehen.

Zur Erläuterung der Rechnung ist dann ein Zahlenbeispiel eingehend durchgeführt: Kondensations-Dampfturbine, dauernd belastet mit N = 5600 kW; Kesseldruck 14 at absol., Kesseltemperatur 325° C.

Normalerweise wird der Dampf von je zwei gleichartigen Kesseln geliefert, sodaß die Rohrleitung zerfällt in zwei gleich starke, je mit der halben Dampfmenge belastete Teilstrecken I bezw. I' und in die gemeinschaftliche, mit der ganzen Dampfmenge belasteten Teilstrecke II.

A) Um den Einfluß der Ventilwiderstände zu zeigen, sind gegenübergestellt der Einbau von Normalventilen mit großem Widerstand (je ξ = 7) und von neuzeitlichen Ventilen mit geringem Widerstand (je ξ = 1); und zwar ist für letztere das Koswa-Ventil der Firmen Buschbeck & Hebenstreit in Dresden und Schumann & Co., Leipzig-Plagwitz 12, gewählt, da hierfür einwandfreie Zahlen durch Versuche an der technischen Hochschule zu Dresden vorlagen.*) Ferner sind die Preise für Rohrleitung, Ventile und Kosten vom 1. Vierteljahr 1921 zugrunde gelegt.

Teilstrecke I:

Belastet mit N1 = 2800 kW, stündlicher Dampfverbrauch G = 16500 kg/h. Bei 3 Ventilen wird für Normalventile ∑ξ = 25,5, für Koswa-Ventile ∑ξ = 7,5. Rohrlänge l = 15 m.

Die Ergebnisse der Rechnung zeigt Zahlentafel 12.

Zahlentafel 12.

Vergleich der Kosten für die billigsten Durchmesser db für Ventile mit großem und kleinem Durchgangswiderstand.

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Durch-
messer
db

mm

Anlagekosten
Gesamt-
anlagen-
kosten
K =
Kr + Kv
%

Kapital-
kosten
MK

%

Dampf-
kosten
MD

%
Jährliche
Betriebs-
kosten
M =
MK + MD
%

Druck-
abfall
Δp

kg/cm2

Tempera-
turabfall
Δt

°C
Dampf-
geschwin-
digkeit
vb

m/sek
Rohre
Kr
%
Ventile
Kv
%
a) Normale Ventile ∑ξ = 25,5 254 100 100 100 100 100 100 0,2148 1,869 17,8
b) Koswa-Ventile ∑ξ = 7,5 200 77,3 100,7 89,5 89,5 80,9 84,1 0,1813 1,474 28,5
Ersparnisse durch b + 23,7 – 0,7% + 10,5%
––––––––
(13690 M)
+ 10,5% + 19,1% + 15,9%
––––––––
(14230 M)

3. Durch den geringeren Druck- und Temperaturabfall (Spalte 8 und 9) ermäßigen sich die jährlichen Dampfkosten MD (Spalte 6) um 19%, sodaß die jährlichen Betriebskosten M, sich zusammensetzend aus Dampf- und Kapitalkosten, eine jährliche Ersparnis von 14230 M. oder 15,9% ergeben (Spalte 7).

b) Würde die Rohrleitung bei Verwendung von Normalventilen (∑ξ = 25,5) den Durchmesser 200 mm erhalten, welches bei Koswa-Ventilen mit ∑ξ = 7,5 die günstigsten Verhältnisse liefert, so wäre die Rohrleitung zu eng, müßte ein unwirtschaftlich großer Druckabfall und demnach eine Steigerung der Dampfkosten MD entstehen. Die hierdurch bedingten Verhältnisse zeigt

|210|

Tafel 12 a) Reihe c. Würden in der so überlasteten Rohrleitung jetzt die Normalventile durch Koswa-Ventile ersetzt, also der Zustand b) der Zahlentafel 12 eingeführt, so läßt die in Tafel 12a gebotene Gegenüberstellung von c) und b) erkennen, welche Ersparnisse an jährlichen Betriebskosten durch Auswechslung normaler Ventile gegen neuzeitliche Ventile in zu enger Rohrleitung erzielt werden können.

Zahlentafel 12a.

Ersparnis durch Auswechslung normaler Ventile gegen neuzeitliche Ventile in zu enger Rohrleitung.

1 2 3 4 5 6 7 8 9

Durch-
messer
d

mm

Anlagekosten
Gesamt-
anlagen-
kosten
K =
Kr + Kv
%

Kapital-
kosten
MK

%

Dampf-
kosten
MD

%
Jährliche
Betriebs-
kosten
M =
MK + MD
%

Druck-
abfall
Δp

kg/cm2

Tempera-
turabfall
Δt

°C
Rohre
Kr
%
Ventile
Kv
%
a) Normale Ventile ∑ξ = 25,5 200 100 100 100 100 100 100 0,5732 1,474
b) Koswa-Ventile ∑ξ = 7,5 200 100 167,6 132,7 132,7 54 70 0,1813 1,474
Ersparnisse durch Koswa-Ventile 0 – 67,6 – 32,7 – 32,7 + 46
––––––––
(39160 M)
+ 30
––––––––
(31960 M)

Durch Auswechslung der Ventile ermäßigt sich also der große Druckabfall von 0,5732 at auf 0,1813 at (Spalte 8). Trotz der erheblichen Mehrkosten der neuzeitlichen Ventile von 67,6% (Spalte 4) wird daher durch die starke Verminderung der Dampkosten um 39160 M. (46 v. H.) eine Ersparnis von jährlich 31960 M. (30 v. H.) Betriebskosten (Spalte 7) erzielt. Der Mehraufwand für Ventile würde bereits nach 9 Monaten wieder eingespart sein.

c) Bemerkenswert ist weiterhin noch die Zusammenstellung 12b):

Zahlentafel 12b.

Vergleich richtig berechneter Leitung (a) mit zu enger Leitung (c).

1 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Durch-
messer
d

mm

Anlagekosten
Gesamt-
anlagen-
kosten
K =
Kr + Kv
%

Kapital-
kosten
MK

%

Dampf-
kosten
MD

%
Jährliche
Betriebs-
kosten
M =
MK + MD
%

Druck-
abfall
Δp

kg/cm2

Tempera-
turabfall
Δt

°C
Dampf-
geschwin-
digkeit
vb

m/sek
Rohre
Kr
%
Ventile
Kv
%
a) Normale Ventile ∑ξ = 25,5
(Zahlentafel 12)
254 100 100 100 100 100 100 0,2148 1,869 17,8
b) Normale Ventile ∑ξ = 25,5
(Zahlentafel 12a)
200 76,3 60,1 67,5 67,5 150 119,7 0,5732 1,474 28,5
Mehrkosten – 23,7 – 39,9 – 32,5 – 32,5 + 50 + 19,7

Die Verringerung des Rohrdurchmessers von 254 auf 200 mm, also Steigerung der Dampfgeschwindigkeit von 17,8 auf 28,5 m/sek (Spalte 1 u. 10) hat naturgemäß eine starke Verbilligung der Anlagekosten, und zwar um 32,5 v. H. (Spalte 4) zur Folge. Durch Steigerung des Druckabfalles von 0,2148 auf 0,5732 kg/cm2 (Spalte 8) entsteht jedoch eine so kräftige Steigerung der Dampfkosten (50,0 v. H. nach Spalte 6), daß die jährlichen Mehrausgaben an Betriebskosten 19,7 v. H. betragen.

Teilstrecke II.

Belastet mit der Gesamtleistung N = 5600 kW; stündlicher Dampfverbrauch G = 33000 kg/h. Bei 1 Ventil und 1 großen Wasserabscheider (ξ = 7) wird für Normalventile ∑ξ = 16, für Koswa-Ventile ∑ξ = 10. Rohrlänge l = 22 m.

A) Das Ergebnis der Rechnung zeigt Zahlentafel 13.

Zahlentafel 13.

Vergleich der Kosten für den billigsten Durchmesser db bei Ventilen mit großem und kleinem Durchgangswiderstand.

1 2 3 4 5 6 7 8 9

Durch-
messer
db

mm

Anlagekosten

Gesamt-
anlagen-
kosten

%

Kapital-
kosten
MK

%

Dampf-
kosten
MD

%
Jährliche
Betriebs-
kosten
M =
MD + MK
%

Druck-
abfall
Δp

kg/cm2

Tempera-
turabfall
Δt

°C
Rohre
Kr
%
Ventile
Kv
%
a) Normale Ventile ∑ξ = 16 364 100 100 100 100 100 100 0,1317 1,912
b) Koswa-Ventile ∑ξ = 10 325 82,3 144,3 109,5 109,5 94 97,8 0,1342 1,741
Ersparnisse durch Koswa-Ventile + 17,7 + 44,3 – 9,5
–––––––
(6090 M)
– 9,5 + 6,0 + 2,2
–––––––
(1450 M)

Auch hier ergibt die Verwendung neuzeitlicher Ventile eine Ersparnis an jährlichen Betriebskosten (2,2% n. Spalte 7), aber höhere Anlagekosten (9,5% n. Spalte 4). Der Grund ist der, daß der Widerstand des einen Ventils gegenüber dem Wasserabscheider und sonstigen Widerständen zu gering ist, um durch Verkleinerung das stark beeinflussen zu können: der |211| kleine Unterschied der Rohrdurchmesser (364 gegen 325 mm nach Spalte 1) hat so geringe Verbilligung der Rohrleitung zur Folge, daß sie durch den höheren Preis des Koswa-Ventils nahezu ausgeglichen wird.

Weiterhin wird Teilstrecke II für den Fall berechnet, daß die Belastung der Turbine während der Betriebszeit Z verschieden ist, und zwar Vollbelastung für ½ Z, Dreiviertelbelastung während ½ Z und halbe Belastung für ¼ Z.

Der billigste Durchmesser verringert sich gegenüber dauernder Vollbelastung bei Normalventilen auf:

db = 377 mm gegen 364,

bei Koswa-Ventilen auf:

db = 283 mm gegen 325.

Bemerkenswert für Teilstrecke I und II sind die verhältnismäßig kleinen Dampfgeschwindigkeiten vb, welche bei Verwendung der billigsten Durchmesser db auftreten. Sie bleiben, selbst bei Verwendung der Ventile mit geringem Eigenwiderstand, weit unter den üblichen Werten. Da mehrfach in der Literatur eine Dampfgeschwindigkeit v = 80 m/sek als erstrebenswert angegeben ist, wurde für Teilstrecke II eine Vergleichsrechnung zwischen dem billigsten Mehrdurchmesser db = 268 mm mit vb = 31,5 m/sek und einem sehr engen Durchmesser d = 170 mm mit v = 81,6 m unter sonst gleichen Verhältnissen durchgeführt. Das Ergebnis ist: Bei der engen Leitung werden durch die kleineren Abmessungen der Rohre und Ventile zwar an Anlagekosten 51,7 v. H. (26 470 M.) gespart, die jährlichen Betriebskosten dagegen um 112 v. H. (51390 M.) erhöht. Solch hohe Geschwindigkeiten sind demnach unwirtschaftlich. (Die Wärme Nr. 8.).

Prof. Denecke, Braunschweig.

Textabbildung Bd. 337, S. 211

Bau und Berechnung von Wärmespeichern und Winderhitzern. Wärmespeicher und Winderhitzer müssen unter einheitlichen Gesichtspunkten betrachtet werden. Die Vorgänge in beiden unterliegen den gleichen Naturgesetzen, und eine Größenberechnung auf derselben Grundlage ist daher möglich. Bei jeder der genannten Vorrichtungen nimmt ein feuerfestes Gitterwerk Wärme von den Verbrennungsgasen auf und gibt sie in der Folgezeit an zu erhitzende Luft oder andere Gase ab. Da sich beide Vorgänge nach einander vollziehen, so müssen stets 2 Apparate vorhanden sein. Der Wirkungsgrad einer derartigen Anlage ist das Verhältnis der vom vorgewärmten Gas abgenommenen zu der in den Erhitzer eingeführten Wärme. Das Bestreben, die Temperatur der Speicherabgase möglichst niedrig zu halten, erweist sich unter Umständen geradezu als schädlich. Es führt zur Vergrößerung des Gitterwerkes. Hierbei wachsen aber bisweilen die Strahlungsverluste so stark, daß kein Gewinn durch Temperaturerhöhung bei der Vorwärmung erreicht wird. In der Abb. 1 ist schematisch der Temperaturverlauf in einem 4 m hohen SM-Wärmespeicher gezeigt. Die zu erhitzende Luft tritt mit 50° bei G ein. Der Temperaturunterschied zwischen ihr und den Steinen ist bedeutend, nämlich gleich der Strecke GD. Infolgedessen erfolgt eine rasche Erwärmung. Bei J ist der Punkt erreicht, wo die Wind- und Steintemperatur annähernd gleich ist und der noch vorhandene Unterschied zwischen beiden keine Veränderung mehr erfährt. Erniedrigt man das Gitterwerk um 1 m, so ist nunmehr B die unterste Schicht. Sie besitzt, wie der Verlauf von EF zeigt, eine höhere Temperatur als zuvor. Der bei G' wieder mit 50° eintretende Wind wird sich daher noch rascher erhitzen als im ersten Falle und die früher bei J erreichte Annäherung an die Steintemperatur erfolgt jetzt bei K. Die unteren Steinlagen sind starken Temperaturschwankungen ausgesetzt, was für die oberen nicht zutrifft. Die Größe der Vorwärmung hat keine Veränderung erfahren. Allerdings darf nicht außer Acht gelassen werden, daß sich K gegen Ende der Umsteuerzeit nach F verschiebt. Wird jedoch die Höhe der Kammer nicht gar zu gering, so richtet sich die Temperatur der obersten Steinschicht nur nach dem Wärmegrad der Heizgase. Abb. 2 veranschaulicht dieselben Verhältnisse in Cowper-Apparaten. Es fällt die außerordentliche Höhe von 20 m des Gitterwerkes auf, welche zurückzuführen ist auf lange Windzeiten, Aufheizschwierigkeiten bei ungereinigten Gasen und auf den irrtümlichen Glauben, daß die Wärmeausnutzung besser wird, wenn die Essentemperatur niedrig ausfällt. Seitdem man mit gereinigten Gichtgasen arbeitet, haben sich die Verhältnisse ganz und gar geändert. Die punktierten Linienzüge für die Stein- und Lufttemperatur auf der rechten Seite der Abbildung zeigen, daß sich bei einer Erniedrigung des Gitterwerkes auf 6 m die Windaustrittstemperatur nicht ändert. Die Möglichkeit einer Verringerung der Höhe des Erhitzers wird befördert durch eine Verkürzung der Umsteuerzeit. Eine derartige Maßnahme hat eine starke Abnahme der Ausstrahlungsverluste zur Folge.

Textabbildung Bd. 337, S. 211

Beachtenswert ist auch der Vorschlag, die Strahlungswärme der Cowperwandungen zur Erhitzung der Verbrennungsluft des Gases auszunutzen. Man umgibt zu diesem Zwecke den Apparat mit einem dünnen Blechmantel. Zwischen ihm und den Wänden des Cowpers bleibt ein Zwischenraum, in dem unten Luft eintritt, die durch den in der Kuppel des Winderhitzers befindlichen Brenner angesaugt wird. Eine etwa 5prozentige Gasersparnis läßt sich auf diesem Wege erzielen.

Vielfach werden zur Berechnung Formeln benutzt, welche die Heizfläche, das Temperaturgefälle zwischen ihr und den vorzuwärmenden Gasen, die Zeitdauer und einen Wärmeübertragungskoeffizienten enthalten. Derartige Gleichungen leiden an Unsicherheit hinsichtlich einigermaßen zutreffender Annahmen über den Temperaturunterschied der Wärme austauschenden Körper. Einem praktisch verwendbaren Rechnungsverfahren muß das „wirksame Steingewicht“ zu Grunde gelegt werden. Man versteht hierunter das Verhältnis des theoretischen zum wirklichen Steingewicht, welches erforderlich ist, um einen bestimmten Temperaturabfall zu erreichen. Nachstehende mathematische Beziehung dürfte den Begriff deutlich erklären. Ist W die zu übertragende Wärme, S der Strahlungsverlust in der Windperiode, c die spezifische Wärme, Δt der mittlere Temperaturabfall aller Steinlagen und η das wirksame Steingewicht, so gilt , sofern G die tatsächlich benötigte Menge von Gittersteinen bezeichnet. Die Ermittlung von η kann auf folgendem Wege geschehen. Trägt man wie Abb. 3 zeigt, in ein Koordinatensystem den Verlauf der Oberflächentemperatur eines periodisch |212| erwärmten und sich abkühlenden Steines über der Zeit als Abszisse ein, so wird das Erkalten durch einen gebrochenen Linienzug AC gekennzeichnet. Zunächst geben die Randschichten des Steines Wärme nicht nur nach außen, sondern auch nach innen ab. Die Temperatur sinkt daher entsprechend Linie AB schnell. Im Augenblick aber, in dem auch der Steinkern an der Wärmeabgabe teilnimmt, verlangsamt sich der Temperaturabfall, was durch den Knick bei B und den sich anschließenden Linienzug BC gekennzeichnet wird. Verlängert man letzteren bis D, so stellt DF die Temperaturabnahme Δtm dar, die eingetreten wäre, wenn von Anfang an das ganze Steingewicht nach außen Wärme abgegeben hätte. Demgegenüber ist AF der wirkliche Temperaturabfall Δt und η wäre dem Verhältnis gleichzusetzen. Wie man leicht erkennt, ändert sich η mit der Umsteuerzeit. Wird dieselbe länger, so tritt der Einfluß von AB bezw. AD weniger hervor. Ohne Schwierigkeit läßt sich nun η für eine beliebige Umsteuerzeit bestimmen. Dieselbe umfaßte 40 Minuten bei dem der Darstellung zu Grunde gelegten Vorgange. Dehnt sie sich auf 60 Minuten aus, so müßte BC bis E verlängert werden. Im übrigen ändert sich in der Abbildung nichts, und man erkennt leicht den oben erwähnten Wechsel des Einflusses von AB. Beim Aufheizen finden ähnliche Vorgänge statt. Anfangs steigt die Temperatur schnell, da vom Kern des Steines Wärme nach der kälteren Oberfläche abfließt. Nach einiger Zeit aber nimmt das Steininnere Wärme auf, und die Temperaturzunahme vermindert sich dementsprechend. Die experimentelle Ermittlung der Aenderung des Wärmgrades der Oberfläche ist einfach. Sie kann mit Hilfe eines Thermoelementes und eines in Schamottemehl oder Kieselgur eingebetteten elektrisch beheizten Steines vorgenommen werden. Außer diesem im Laboratorium ausführbaren Versuch gibt es auch Verfahren, die sich auf Beobachtungen stützen, welche unmittelbar am Martinofen angestellt wurden.

Textabbildung Bd. 337, S. 212

Es versteht sich von selbst, daß große Oberfläche und geringe Dicke des Steines eine Erhöhung des wirksamen Gewichtes zur Folge haben müssen. Die Gefahr des Sicherschöpfens ist bei dünnen Steinen nicht so groß, wie vielfach angenommen wird. Es sind nämlich nicht nur die oberflächlichen Schichten Temperaturveränderungen unterworfen. Es fließt vielmehr Wärme, so lange wie an irgend einer Stelle des Steines gegenüber dem umspülenden Mittel ein Temperaturunterschied vorhanden ist. Hinsichtlich der Aussetzform sind rechteckige Kanäle den runden oder quadratischen vorzuziehen, da bei ihnen die Heizfläche größer ist. Je geringer die Abgasgeschwindigkeit wird, desto mehr Wärme kann der Speicher aufnehmen, und je kleiner die Geschwindigkeit des zu erhitzenden Stoffes ist, desto leichter erreicht dieser die Temperatur der Gittersteine. Indessen darf man aus baulichen Gründen nicht zu kleine Geschwindigkeiten wählen, da mit zunehmendem Kammerquerschnitt der Kuppelraum wächst und die Strahlungsverluste steigen. Bei Winderhitzern, deren Höhe auf 6 bis 8 m herabgesetzt wurde, dürfte es sich empfehlen, Luftgeschwindigkeiten von 0,5 bis 0,8 m/sek zu wählen. Dankbar wäre es zu begrüßen, wenn sich die Wärmeforschungsinstitute eine recht genaue Ermittlung des wirksamen Steingewichts sowie geeigneter Steinformen angelegen sein ließen. (Preußler in Heft 16 Stahl und Eisen.)

Schmolke.

Trockene Kokslöschung nach System Sulzer. Eine der wichtigsten Aufgaben, welche der heutigen Technik gestellt sind, ist, dafür zu sorgen, daß in allen Betrieben gespart wird. Die Entwicklung der gesamten Technik steht heute unter dem Zeichen der sparsamen Wärmewirtschaft. Verwertung der Abhitze, Ausnützung von geringwertigen Brennstoffen und des Abdampfes sind in zahlreichen Fällen mit wirtschaftlichem Erfolg durchgeführt worden. Auch in den Gaswerken, die im engsten Sinne als städtische Wärmezentralen zu betrachten sind, ist man bemüht, den Wärme verbrauch für den Fabrikationsprozeß zu vermindern und die Abfallwärme so weit wie möglich zu gewinnen. Um so befremdender ist es, daß die Ausnützung einer bedeutenden Wärmequelle in den Gaswerken bis jetzt nicht durchgeführt worden ist. In dem glühenden, den Destillationsraum verlassenden Kokskuchen sind gewaltige Wärmemengen enthalten. Diese Wärmemengen werden beim Ablöschen des Kokses in Dampf umgesetzt, welcher vollständig nutzlos und dazu noch schädigend für die dem Kokslöschplatz nahe gelegenen Gebäudeteile in die Atmosphäre entweicht. Es fehlte nicht an Vorschlägen, die im glühenden Koks enthaltenen Wärmemengen zu verwerten, doch sind die bisherigen Versuche ohne Erfolg geblieben. Den Schritt zur Verwirklichung des Gedankens, die im glühenden Koks enthaltenen Wärmemengen nutzbar zu machen, unternahm die Aktiengesellschaft Gebr. Sulzer in Winterthur. Gebr. Sulzer verwenden indifferente Gase zum Kühlen des glühenden Kokses. Eine Versuchsanlage ist von genannter Firma im Gaswerk Schlieren-Zürich erbaut worden. Der aus den Vertikalkammern abgezogene glühende Koks wird in einen schachtförmigen, luftdicht abgeschlossenen Kokskühlbehälter, der unmittelbar mit einer Dampfkesselanlage verbunden ist, gefördert. Das gleiche unverbrennbare Gas nimmt im Kokskühlbehälter die Wärme auf und gibt sie an den Dampfkessel wieder ab. Das Gasgemisch bleibt also ohne Zusatz von Frischluft vollständig in demselben Kreislauf. Bei der Versuchsanlage in Schlieren-Zürich ist ein stehender Wasserröhrenkessel von 114 qm Fläche mit vorgebautem Vorwärmer zur Anwendung gekommen. Mit dieser neuen Einrichtung kann in den Gaswerken die gesamte für den Betrieb erforderliche Dampfmenge erzeugt werden. Der glühende Koks wird von 1000° C auf 250° C heruntergekühlt.

Man kann wohl sagen, daß durch die Ausnutzung dieser neuen Energiequelle für die Gas- und Kokereiindustrie eine Möglichkeit zu der Wohlfeilung der Erzeugungsmethoden gefunden worden ist. Vom rein wirtschaftlichen Standpunkte aus ist es nur zu wünschen, daß alle industrielle Abfallwärme, und um solche handelt es sich auch hier, wirklich genützt wird. (Stadtbaudirektor Kuckuck, Heidelberg, im Deutschen Verein von Gas- und Wasserfachmännern.)

Berichtigung. In Heft 19, Seite 201, rechte Spalte, 2. Absatz, ist zu lesen statt „1000 at verdichtete Gasgemisch“: „100 at vorverdichtete Gasgemisch“.

|209|

Gl. 61 des Originalaufsatzes.

|209|

Gasterstaedt, „Versuche mit Koswa-Ventilen“, Zeitschr. f. Dampfk. u. Masch.-Betrieb 1921, Nr. 47.

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