Wärmeaustauseher für Wärmekraftanlagen, in welchen ein gasförmiges Arbeitsmittel, vorzugsweise Luft, dauernd einen geschlossenen Kreislauf unter Überdruck beschreibt. Die Erfindung betrifft einen WärmeauG- tauscher für Wärmekraftanlagen, in welchen ein gasförmiges, Arbeitsmittel, vorzugsweise Luft, dauernd einen geschlosenen Kreislauf unter Überdruck beschreibt, nach dem Pa tentanspruch des Hauptpatentes.
Wärmekraftanlagen dieser Art, bei wel chen das; Arbeitsmittel unter äusserer Ar beitsabgabe expandieren gelassen und hier auf wieder auf höheren Druck gebracht wird, sowie ein Wärmeaustausch zwischen dem expandierten und dem wieder verdicUte- ten Teildes ArbeitsmittelGtromes stattfindet, haben bis jetzt keine Verbreitung gefunden, weil sie nicht genügend wirtschaftlich ar beiteten. Das hängt damit zusammen, dass den verschiedenen: Nebenverlusten, vor allem denen im Wärmeaustauscher, nicht ge nügende Beachtung geschenkt wurde.
In sol chen Wärmeaustauschern sind grosse Wärme mengen vom Arbeitsmittelstromteil niedrigen Druckes an den wieder auf höheren Druck gebrachten Arbeitsmittelstromteil abzugeben. Da die Wärmeübergangszahlen der Gase bei Anwendung normaler Strömungsgeschwin digkeiten verhältnismässig schlecht sind, wer den die erforderlichen Wärmeübergangsflä- chen, und damit .der ganze Wärmeaustau- scher, so gross und teuer, .dass eine wirtschaft liche Energieausbeute nicht möglich ist.
Der Wärmeübergang lässt sich zwar in bekann tem Masse wohl dadurch verbessern, dass die Gasgeschwindigkeiten erhöht werden, was zu einer Verkleinerung der Austauscherflä- chen führt. Mit diesem sehr erwünschten preislichen Vorteil ist aber der schwer wiegende Nachteil verbunden, dass dabei die Druckverluste in dem den Austauscher durchaträmenden Arbeitsmittel derart zu nehmen, dass der erwartete gute Gesamtwir kungsgrad der Wärmekraftanlage durch diese Verluste wieder unzulässig stark her abgedrückt wird.
Die Verluste im Wärme= austauscher können schon bei praktisch noch gerade tragbaren Grössen desselben bis zu einem Drittel der gesamten ausnutzbaren Energie ausmachen.
Zweck vorliegender Erfindung ist nun. einen Wärmeaustauscher für Wärmehraft- a.nlagen der erwähnten Art zu schaffen, der es gestattet, grosse Flächen in einem Mindest- mass von Raum unterzubringen, ohne dass die Druckverluste des die Rohre durch- und um strömenden Arbeitsmittels gross werden.
Zu diesem Behufe sind bei einem Wärmeaustaii- ,scher nach dem Patentanspruch des Haupt patentes gemäss vorliegender Erfindung Rohr schlangenbündel, die sich aus in parallelen Ebenen verlaufenden Rohrschlangen zu sammensetzen, an den U mlenkbogen der Schlangen durch zwischen benachbarte Rohr schlangenbündel gelegte Zwisclien@stücke in ihrer gegenseitigen Lage gesichert,
und es ist ferner der Abstand zwischen den einzelnen hmlenkbogen in den Ebenen der Robrschlan- genbündel mindestens um so viel grösser als der Abstand zwischen den geraden Strängen der Bündel, dass der freie Durchströmquer- schnitt für den die Rohrschlangen umfliessen den Teil de. Arbeitstnittelstromes auch bei den Umlenkbogen trotz der Z-,vischenstücke nicht kleiner als an den übrigen Stellen des Wäizneaustauschers ist.
Auf der beiliegenden Zeichnung ist eine beispielsweise Au@sfülirungsforrn des Erfin dungsgegenstandes veranschaulicht, und zwar zeigt: Fig. 1 einen Längsschnitt nach der Linie 1-I der Fig. 2 durch den Wärmeaus- tau#scher: Fig. 2 zeigt in der linken Hälfte eine Draufsicht dieses 'N#@'ärmeaustauschers und in der rechten Hälfte einen Querschnitt nach der Linie II-II der Fig. 1;
Fig. 3 zeigt. in einem grösseren Massstab den untern Teil eines Rohrbündels-.
1 bezeichnet Rohrschlangen, die gerade Stränge a und diese verbindende Umlenk- bogen b aufweisen. Je drei Rohrschlangen 1 sind in parallelen Ebenen zu einem Bündel .4 vereinigt. Die einzelnen Rohrschlangen 1 sind an einer den obern Abschluss des Wärme- austauschers bildenden Platte 2 hängend an geordnet. :3 bezeichnet eine Leitung, durch die ein Teil des Arbeitsmittelstromes, zum Beispiel wieder auf höheren Druck gebrachte. Luft, die von aussen noch nicht erhitzt ist, dem Wärmeaustauscher zuströmt.
Dieser Teil des Arbeitsmittelstromes tritt bei 5 in die Rohrschlangen 1 ein, um sie nach deren Durchströmung, das heisst nachdem er erhitzt worden ist, bei 6 wieder zu verlassen und durch die Leitung 7 aus dem Wärmeaustau6cher zu strömen.
Durch eine Leitung @8 strömt ein zweiter Teil des Arbeitsmittelstromes, bei- spielsweise die aus einer Kraftmaschine aus tretende, expandierte Luft, welche also einen niedrigeren Druck als die durch die Leitung 3 zuströmende Luft hat und dieser Wärme abgeben soll, dem Wärmeaustauscher zu.
An die Leitung 8 ist ein weiter unten noch aus führlicher beschriebener, gekrümmter und sich erweiternder Verteiler 9 angeschlossen, weleher den durch die Leitung 8 zuströmen den Teil des Arbeitsmittelstromes den Rohr schlangenbÜndeln A zuführt, die von diesem Teil des Arbeitsmittels in der Längsrichtung im Gegenstrom umflossen werden, wobei Bleche 1:1 und Zwischenwände 10 zu desceii Führung dienen.
Der im Wärmeaustausclier abgekühlte Teil des Arbeitsmittelstromes strömt durch den Stutzen 11 ab. Damit der Abstand zwischen den einzelnen Rohrschlan- genbündeln A gewahrt bleibt und keine schädlichen Schwingungen und gegenseitige Verlagerungen der Rohrschlangen 1 auftre ten, sind zwischen den einzelnen Ebenen der Rohrschlangenbündel A an den Umlenk- bogen b der Schlangen 1 aus Blech be stehende Zwischenstücke 12 von Dreiecks- form vorgesehen.
Durch diese Zwisehen- stücke 12 werden auch ,die einzelnen, hän gend angeordneten Schlangen 1 der Rohrbün del in der erforderlichen Lage gehalten. L m dies zu erleichtern sind die Zwichenstückc- 12 an den Umlenkbogen b befestigt. Durch diese Zwischenstücke 12 wird nun an gewis sen Stellen der freie Durchströmquerschnitt für den die Rohrschlangen umfliessenden Teil des Arbeitsmittelstromes verkleinert.
Daher müsste, wenn keine besonderen Massnahmen betreffend Rohrabstand getroffen wurden, der Durchgang des Arbeitsmittelstromes in der Umgebung jener Stellen beschleunigt werden, was mit unerwünschten, erheblichen Druckverlusten verbunden wäre. Ein solcher Druckverlust entsteht jedoch nur, wenn, wie dies für gewöhnlich der Fall ist, der Ab stand zwischen den einzelnen Rohren im ganzen Wärmeaustauscher praktisch überall gleich ist.
In der Erkenntnis, dass nur die Unterdrückung aller Druckverluste, und vor allem jener an .der Umlenkung, eine Er höhung .der Geschwindigkeiten, und damit eine Verkleinerung der Austauscherflächen, gestattet, sind die Umlenkbogen b der einzel nen Rohrschlangen 1 in den Ebenen der Rohrschlangenbündel in der Längsrichtung der geraden ,Stränge .der Rohrschlangen der art verschoben, dass die Abstände lag, h= (Fig. 3)
zwischen den einzelnen Bogen jedes Rohrschlangenbündels in bezug auf die Mitte der Bogen von innen nach aussen zu nehmen. Infolgedessen ist auch in der Um lenkgegend trotz der Zwischenbleche 12 der freie Durehströmquerschnitt zwischen den einzelnen .Schlangen 1 nicht kleiner als zwi schen den geraden Strängender Rohrschlan gen, das heisst als an den übrigen Stellen des Wä.rmeaustauschers. Durch entsprechende Bemessung der Rohrbogenabstände kann gegenüber den Durchströmstellen zwischen den geraden Strängen a der Rohrschlangen die Geschwindigkeit bei der Umlenkung selbst sogar verkleinert werden.
Da die<B>Um_</B> lenkverluste einen wesentlichen Bestandteil der Gesamtverluste bilden und ungefähr mit dem Quadrat der mittleren Strömungsge schwindigkeit wachsen, so ist es begreiflich, dass eine Verkleinerung .der Geschwindigkeit an ,den Rohrbogen.stellen, wie sie die be schriebene Massnahme zu erreichen gestattet, den Gesamtverlust des Austauschers erheb lich herabzusetzen gestattet. Die dreieckige Form der Zwischenbleche 12 ist dabei inso fern vorteilhaft,
als sie eine Verengung des Durchströmquerschnittes zwischen je zwei Rohren 1 erst an jener Stelle bedingt, wo bereits die Möglichkeit besteht, die Entfer nung zwischen den Rohren der Bündel zu vergrössern. Das ist aber bei jedem Rohr, wenn nur eine Verschiebung parallel zum geraden Rohrteil erfolgen kann, erst an der Stelle .der Umlenkbogen. b selbst der Fall. Durch die Wahl dreieckförmiger Zwischen bleche 12 lässt sich also erreichen, dass keine oder nur unwesentliche Beschleunigungen zwischen den Rohrschlangen 1 stattfinden.
Die Zwischenstücke 12 werden zweckmässig in der in Fig. 2 angedeuteten Weise in der Strömungsrichtung möglichst stromschnittig zugeschärft.
Eine weitere grosse Verlustquelle bilden für gewöhnlich die Stellen, wo der von der Leitung 8 herkommende Teil des Arbeits mittels unmittelbar Zutritt zu den Rohr schlangenbündeln A hat. Träfe ein Arbeits mittelstrahl von kreisförmigem Querschnitt auf den ersten Strang a der verschiedenen Rohrschlangenbündel A mit verhältnismässig grosser Geschwindigkeit auf, so. böten die dahinter liegenden Teile der Bündel dem Strahl grossen Widerstand.
Da ferner die Strecke q (Fig. 2), über :die sich die ver schiedenen Bündel A quer zum Strahl er strecken, ziemlich gross ist, so würden zudem die aussen liegenden Bündel A sehr schlecht beaufschlagt, so dass auch in den weiter hin- ten liegenden Durchlässen (in der Strömungs richtung betrachtet) zwischen den Rohren 1 eine sehr ungleiche Geschwindigkeitsvertei lung herrschen würde, die nur langsam und unter Verlusten ausgeglichen werden könnte.
Wollte man eine gleichmässige Beaufschla- gung mit .gewohnten Mitteln, das heisst geradagigen Verteilkanälen, erreichen, so müsste die Zufuhrleitung langsam von einem runden in einen schmalen, rechteckigen Ka nal übergehen, von dem aus dann die Luft zu den Rohrschlangenbündeln gelangen würde. Ein solcher geradagiger Verteilkanal beansprucht aber viel Platz, da die Neigung der divergierenden Wände gegenüber der Age nur wenige Grad betragen darf.
Um mit ein- fachen Mitteln zu erreichen, dass die Beauf- schlagung der Rohrschlangen 1 eine gleich mässige wird, was zu guten Wärmeüber- gangSzahlen und wenig Verlusten führt, ist zweckmässig zwischen die Leitung 8 von kreisförmigem Querschnitt und dem Raum 17, in welchem die Rohrschlangenbündel A untergebracht sind, der bereits weiter oben erwähnte Verteiler 9 mit eingebautem, ge bogenem Blech 13 geschaltet.
Der kreisrunde. aus der Leitung 8 tretende Strahl trifft. nun auf das gebogene Blech 13, welches zusam men mit den äussern Wandungen des Vertei lers den Strahl umlenkt, wobei die Zentrifu- galkraft, welche senkrecht zu den Umlenk- flächen wirkt, ein Druckgefälle zwischen dem Kern und den äussern Teilen des Strahls bewirkt, so dass sich der Strahl innerhalb der Krümmung des Verteilers 9 selbständig aus breitet.
Dieser Verteiler 9 mit dem Blech 13 bewirkt somit auf kleinstem Rauin eine starke Strahlverbreiterung, so dass am Aus trittsende des Verteilers ein flacher Strahl von nahezu der Breite q des Gesamtröhren systems vorhanden ist und daher sämtliche Rohrschlangenbündel _4 gleiehmä,ssig beauf- schlagt werden.
Die Verbreiterung das Arbeitsmittel- strahls kann durch passende Wahl des Krümmungsradius des Verteilers 9, und so mit auch desjenigen des Umlenkbleches 13, beaimmt werden. Vorzugsweise werden im Verteiler mehrere parallele U mlenkbleche vorgesehen. so dass der ankommende Strahl in mehrere breite Teilströme aufgelöst wird, wodurch eine noch gleichmässigere Beauf- selilagung der Rohr3chlangenbiindel ermög licht wird.
Da. im Strom, der die Rohrschlangen 1 umspült, ein mehr oder -,veniger hoher Über- druck, allenfalls von einigen Atmosphären, herrschen kann, wären die das Gesamtröhren system von rechteckiger Grundfläche und annähernd gleicher Seitenlänge umkleiden den und begrenzenden Führungsbleche 11, welche den Rohrbogenteilen b angepasst sind, au.s :ehr dicken Blechplatten herzustellen, um dem Innendruck standhalten zu können.
Die Bleche müssten dort, wo sie eben sind, dick sein, weil ebene Platten unter Druck sehr grossen Biegungsbeanspruchungen aus gesetzt sind. Um derartiges zu vermeiden, sind die Umhüllungsbleche 14 zweckmässig lediglich als dünne Führungswände ausge bildet und dafür ihrerseits in einen zylin drischen, geschlossenen Behälter 15 passend eingelassen.
Dabei sind in den Blechen 14 kleinste Bohrungen 1.6 angebracht, die einen Druckausgleich zwischen dem das gesamte Rohrschlangensys'tem aufnehmenden Raum 17 und den Räumen 1.8 zwischen den Füh rungsblechen 14 und dem Behälter 15 ermög lichen. In den zum Teil im Querschnitt kreis- abschnittförmigen Zwischenräumen 18 bleibt die Luft bezw. das Gas dauernd in Ruhe.
Die Räume 18 werden für den Betrieb vor teilhaft als Isolierraum verwendet, das heisst mit einem passenden Isolationsmaterial ge füllt, wobei die in diesen Räumen 18 vor handene Luft bezw. das vorhandene Gas die isolierende Wirkung in vorteilhafter Weise unterstützt. Der Behälter 15 nimmt die Be anspruchungen durch den Innendruck auf und kann, da er zylindrisch ist und lediglich Zugbean3pruchungen erfährt, sehr dünn und leicht gehalten werden.
Auf diese Weise sind die umhüllenden Führungsbleche 14 entlastet und der ganze Wärmeaustauscher wird, trotz der zusätzlichen Zylinderhülle 15, bedeutend leichter als wenn die ebenen Teile der Füh rungsbleche 16 den ganzen Gasüberdruck au-zuhalten hätten.
Die Zwischenstüclze, welche dazu dienen, die Rohrschlangen und Rohrbündel gegensei- t.ig in der erforderlichen Lage zu halten. können auch andere Formen als Dreiecks form aufweisen.
Heat exchangers for thermal power plants in which a gaseous working medium, preferably air, continuously describes a closed circuit under excess pressure. The invention relates to a heat exchanger for thermal power plants, in which a gaseous working medium, preferably air, continuously describes a closed circuit under excess pressure, according to the patent claim of the main patent.
Thermal power plants of this type, in which the; Work equipment is allowed to expand under external work and is brought up to a higher pressure again, as well as heat exchange between the expanded and the re-condensed part of the work equipment stream, have not yet found widespread use because they have not worked economically enough. This is due to the fact that the various: secondary losses, especially those in the heat exchanger, were not given sufficient consideration.
In such heat exchangers, large amounts of heat are to be given off from the working medium flow part of low pressure to the working medium flow part brought back to higher pressure. Since the heat transfer coefficients of the gases are relatively bad when normal flow rates are used, the required heat transfer surfaces, and thus the entire heat exchanger, are so large and expensive that an economical energy yield is not possible.
The heat transfer can be improved to a known extent by increasing the gas velocities, which leads to a reduction in the size of the exchanger surfaces. This very desirable price advantage is associated with the serious disadvantage that the pressure losses in the working fluid breathing through the exchanger have to be reduced in such a way that the expected good overall efficiency of the thermal power plant is again inadmissibly suppressed by these losses.
The losses in the heat exchanger can account for up to a third of the total usable energy, even if the size is still practically acceptable.
The purpose of the present invention is now. To create a heat exchanger for heat transfer systems of the type mentioned, which allows large areas to be accommodated in a minimum of space without the pressure losses of the working medium flowing through and around the pipes becoming large.
For this purpose, in a heat exchanger, according to the patent claim of the main patent according to the present invention, tube snake bundles, which are composed of tube snakes running in parallel planes, are attached to the U-bend of the snakes by intermediate pieces placed between adjacent tube snake bundles mutual situation secured,
and furthermore the distance between the individual hinge bends in the planes of the tube coils is at least so much greater than the distance between the straight strands of the bundle that the free flow cross-section for which the tube coils flow around the part. Even with the deflection bends, despite the Z, intermediate pieces, the working medium flow is not smaller than at the other points of the heat exchanger.
The accompanying drawing shows an example of an embodiment of the subject of the invention, namely: FIG. 1 shows a longitudinal section along line 1-I of FIG. 2 through the heat exchanger: FIG. 2 shows in the left half a plan view of this 'N # @' heat exchanger and in the right half a cross section along the line II-II of FIG. 1;
Fig. 3 shows. on a larger scale the lower part of a tube bundle.
1 denotes pipe coils which have straight strands a and bends connecting them. Three coils 1 are combined in parallel planes to form a bundle .4. The individual pipe coils 1 are arranged hanging on a plate 2 forming the upper end of the heat exchanger. : 3 denotes a line through which part of the working medium flow, for example brought back to a higher pressure. Air that has not yet been heated from the outside flows into the heat exchanger.
This part of the working medium flow enters the pipe coils 1 at 5 in order to leave it again at 6 after it has flowed through, that is, after it has been heated, and to flow through the line 7 from the heat exchanger.
A second part of the working medium flow flows through a line @ 8, for example the expanded air exiting an engine, which has a lower pressure than the air flowing in through the line 3 and is intended to give off heat, to the heat exchanger.
A curved and widening distributor 9, described in more detail below, is connected to the line 8, which feeds the part of the working medium flow to the pipe serpentine bundles A, which this part of the working medium flows around in the longitudinal direction in countercurrent be, with sheets 1: 1 and partitions 10 to desceii serve.
The part of the working medium flow cooled in the heat exchanger flows off through the nozzle 11. To ensure that the distance between the individual pipe coil bundles A is maintained and that no harmful vibrations and mutual displacements of the pipe coils 1 occur, intermediate pieces 12 of triangles are located between the individual levels of the pipe coil bundles A on the deflection bends of the coils 1 made of sheet metal - form provided.
By means of these intermediate pieces 12, the individual, hanging snakes 1 of the tube bundles are also held in the required position. To facilitate this, the intermediate pieces 12 are attached to the deflection bend b. Through these intermediate pieces 12, the free flow cross-section for the part of the working medium flow flowing around the coils is now reduced at certain points.
Therefore, if no special measures were taken with regard to pipe spacing, the passage of the working medium flow in the vicinity of those points would have to be accelerated, which would be associated with undesirable, considerable pressure losses. However, such a pressure loss occurs only when, as is usually the case, the distance between the individual tubes in the entire heat exchanger is practically the same everywhere.
Recognizing that only the suppression of all pressure losses, and above all those at the deflection, an increase in the speeds and thus a reduction in the exchanger surfaces, are permitted, the bends b of the individual pipe coils 1 are in the planes of the pipe coil bundle in the longitudinal direction of the straight, strands of the tube coils shifted in such a way that the distances lay, h = (Fig. 3)
between the individual bends of each coil bundle from the inside to the outside in relation to the center of the bends. As a result, despite the intermediate plates 12, the free flow cross-section between the individual .Schlangen 1 is not smaller than between the straight strands of the Rohrschlan conditions, that is, than at the other points of the Wä.rmeaustauschers. By appropriately dimensioning the pipe bend distances, the speed of the deflection itself can even be reduced compared to the flow points between the straight strands a of the pipe coils.
Since the deflection losses form an essential part of the total losses and increase approximately with the square of the mean flow velocity, it is understandable that a reduction in the velocity at the pipe bend, as it is the case with the be allowed to achieve the measure allowed, the total loss of the exchanger allowed to reduce considerably. The triangular shape of the intermediate plates 12 is advantageous insofar as
when it causes a narrowing of the flow cross-section between two tubes 1 only at that point where there is already the possibility of increasing the distance between the tubes of the bundle. But with every pipe, if only a shift can take place parallel to the straight pipe part, only at the point of the deflection bend. b itself the case. By choosing triangular intermediate plates 12, it can be achieved that no or only insignificant accelerations take place between the pipe coils 1.
The intermediate pieces 12 are expediently sharpened as streamlined as possible in the flow direction in the manner indicated in FIG.
Another major source of loss is usually the places where the part of the work coming from the line 8 has direct access to the tube coil bundles A. If a working medium jet of circular cross-section were to strike the first strand a of the various coil bundles A at a relatively high speed, then so. the parts of the bundle lying behind would offer great resistance to the beam.
Furthermore, since the distance q (Fig. 2), over which the various bundles A extend transversely to the beam, is quite large, the outside bundles A would also be very poorly acted upon, so that in the further th lying passages (viewed in the direction of flow) between the pipes 1 a very unequal speed distribution would prevail, which could only be compensated slowly and with losses.
If one wanted to achieve an even loading with the usual means, i.e. straight distribution channels, the supply line would have to slowly change from a round to a narrow, rectangular channel, from which the air would then reach the tube bundles. Such a straight distribution channel, however, takes up a lot of space, since the inclination of the diverging walls relative to the age may only be a few degrees.
In order to achieve with simple means that the loading of the pipe coils 1 is uniform, which leads to good heat transfer coefficients and few losses, it is expedient between the line 8 of circular cross section and the space 17 in which the Coiled tube bundles A are accommodated, the manifold 9 already mentioned above with built-in, ge bent sheet metal 13 switched.
The circular one. from the line 8 emerging beam hits. now onto the bent sheet metal 13 which, together with the outer walls of the distributor, deflects the jet, the centrifugal force, which acts perpendicular to the deflecting surfaces, causing a pressure gradient between the core and the outer parts of the jet, so that the beam spreads out independently within the curvature of the distributor 9.
This manifold 9 with the sheet metal 13 thus causes a strong beam broadening in the smallest of spaces, so that at the exit end of the manifold there is a flat beam of almost the width q of the overall pipe system and therefore all coil bundles _4 are equally acted upon.
The broadening of the working medium jet can be determined by a suitable choice of the radius of curvature of the distributor 9, and thus also that of the deflection plate 13. Preferably, several parallel u-bend plates are provided in the distributor. so that the incoming jet is broken up into several broad partial flows, which enables an even more uniform exposure of the bundle of tubes.
There. In the stream that washes around the coils 1, a more or more high overpressure, possibly of a few atmospheres, could prevail, would enclose the entire pipe system with a rectangular base and approximately the same side length and delimiting guide plates 11, which the pipe bend parts b are adapted, except: rather thick sheet metal plates to be able to withstand the internal pressure.
The sheets would have to be thick where they are flat, because flat plates are subjected to very high bending loads under pressure. In order to avoid this, the cladding sheets 14 are expediently only formed out as thin guide walls and for this purpose in turn inserted into a cylindrical, closed container 15.
In this case, 14 smallest bores 1.6 are made in the sheets 14, which allow a pressure equalization between the entire Rohrschlangensys'tem receiving space 17 and the spaces 1.8 between the guide plates 14 and the container 15 union. In the intermediate spaces 18, some of which are circular in cross section, the air remains or. the gas constantly at rest.
The rooms 18 are used for operation before geous as an isolation room, that is, filled with a suitable insulation material, the BEZW in these rooms 18 before existing air. the gas present supports the insulating effect in an advantageous manner. The container 15 absorbs the stresses caused by the internal pressure and, since it is cylindrical and only experiences tensile stresses, it can be kept very thin and light.
In this way, the enveloping guide plates 14 are relieved and the entire heat exchanger is, despite the additional cylinder shell 15, significantly lighter than if the flat parts of the guide plates 16 had to withstand the entire gas overpressure.
The intermediate pieces, which serve to hold the pipe coils and pipe bundles mutually in the required position. can also have shapes other than triangular.