本发明涉及具有基本上由垂直设置并彼此气密性焊接的管子构成的垂直燃气通道的直流式蒸汽发生器，这些管子共同地构成燃烧室壁并支撑矿物燃料燃烧器，管子的管内径用d表示而且在管子内侧上具有用h表示肋间距和用H表示肋高的多头螺旋构成的肋，这些肋将流过的冷却剂并行地分隔。 这种带有构成燃烧室壁的垂直管系的直流式蒸汽发生器和那些由螺纹形管系构成的直流式蒸汽发生器相比生产成本低而且除此之外水/蒸汽的压力损失也很少。当然，在向各个管子供热的过程中，不可避免地会出现差异，例如在吹烟灰之前和之后由于不同的成渣度，每个蒸发器排气口的各个管之间地温度差达160℃（欧洲专利申请0217079），从而造成不允许的热压损失。此外，迄今为止这种以管系冷却为基础的蒸汽发生器仅适用于大单位功率，在一份题为“具有垂直燃烧室管系的浮动压力工作式强制循环锅炉”（由H，Juzie et al在VGB电站技术64，Heft 4至292页）的公开出版物中，给出了功率范围在500兆瓦以下的具有由垂直管系和石煤切向炉膛构成的燃烧室的蒸汽发生器。
从该出版物中还可以得出，除了管子的内径之外，管内冷却剂的流量密度对于平行管系统的流量工程设计来说是一个确定的值，平行管系统是起蒸发器受热表面的作用。对于构成燃烧室且内侧为光滑管的螺旋形管系来说，具体的流量密度在2000和3000公斤/平方米秒之间，而由内部设置肋的管构成的垂直管系其流量密度则在1500和2000公斤/平方米秒之间。在这些设计参数中，摩擦压降部分在直流式蒸汽发生器的总压降中是相当大的。因此，基于所述的设计参数可使这种蒸发器有一个典型的特点，即在很强的加热条件下单个管中的流量降低，而在较弱的加热条件下则流量增加。
该特点是造成在具有垂直管的燃气通道中每个管子的排气口之间存在较大温差的原因。众所周知，为了减小该温差可以在蒸发器入口安装一个节气门和/或在燃气通道外部的燃烧室壁上部设置一个混合收集管，管子在其中通过并在其中借助混合进行一定的热焓补偿。迄今为止，当单位功率低于500兆瓦时，都是将所述的直流式蒸汽发生器的燃烧室壁设计成螺旋形管系，以便能在管中保持冷却光滑管所需的流量密度和在较大管长的情况下实现一定的热补偿。这种方式致使直流式蒸汽发生器的生产成本较高而且根据所出现的高压差需要相对较大的给水泵功率。
本发明的任务是生产成本低的直流式蒸汽发生器和降低蒸汽发生器的运行成本，与此同时经济地和在允许值范围内减小蒸发器排气口处的温差，此外使具有构成燃烧室壁的垂直管系的直流式蒸汽发生器的应用范围扩展到其单位功率实际上在500兆瓦以下。
按照本发明，上述关于直流式蒸汽发生器的任务是这样实现的，即管内径d是商k的函数，而且由管内径和商k的数值对确定的点在坐标系中位于曲线A和直线B之间。与此同时，商K是在100%的蒸发效率下用所有管子的总流量M除以在相邻管子的管轴连线上测得的燃气通道水平截面的周长获得的。与数值对相应的点。
当K1＝3公斤/秒米时，d1＝12.5毫米
当K2＝7公斤/秒米时，d2＝20.4毫米
当K3＝13公斤/秒米时，d3＝30.6毫米和
当K4＝19公斤/秒米时，d4＝39.0毫米
位于连续上升的曲线A上而且通过当数值对相应的点。
当K5＝1.8公斤/秒米时，d5＝14.3毫米和
当K6＝7.6公斤/秒米时，d6＝38.4毫米
来确定直线B。
对本发明的蒸汽发生器进行适当设计之后，在管子内侧上由多头螺纹构成的肋的肋间距h（米）最大等于管子内径d（米）的方根的0.9倍，而且肋高H至少应是管内径d的0.04倍。
本发明的一种有益的设计为，每一个与商K对应的管内径d与曲线A上的商K对应的管内径d的最大偏差约为30%。
曲线A和直线B是这样确定的，在不失去本发明优点的情况下，直流式蒸汽发生器能够在满负荷的50%的最小负荷下或能够确保连续工作的更小负荷下运行。
按照本发明设计的直流式蒸汽发生器是非常有利的，因为通过这种设计可以使流过管子中的流量密度如此大幅度地降低和如此地确定管内径，即使得总压降中的局部压降（geodaetisch）部分迫使直流蒸汽发生器的特性发生变化，根据该变化和设计参数，当单个管受热较强时管中的流量增加，而当受热较弱时管中流量降低。这种新的特点使蒸汽温度和由蒸发器加热表面形成的燃烧室壁排气口处的管壁温度实现了有意义的补偿。
蒸发器管中流量密度的降低具有进一步的优点，因为在流过蒸发器平行管系的总流量不变的情况下以及在保持相等的管内径d的情况下，燃气通道的燃烧室壁上以流通方式并行联通的管子数量自然比以往设计的要多。因此有可能使燃烧室的周长与总流量之比增大和可以使具有垂直管状燃烧室壁的直流式蒸汽发生器的应用范围扩展到其功率范围远低于500兆瓦。
然而为了同时确保各管的冷却，管的内部必须是加肋的。而且肋的几何形状必须是几乎在所有蒸发区域，通过强制冷却剂流旋转使管的内壁上始终存在水并由此消除薄膜蒸发的危险。
下面将根据附图对本发明的直流式蒸汽发生器的结构作更详细的描述。各图所示：
图1是穿过垂直燃气通道的水平截面局部图，
图2是穿过一个管的纵剖面图，
图3是具有曲线A和B的坐标系。
具有垂直燃气通道1的直流式蒸汽发生器包括燃烧室壁2。燃烧室壁2由垂直和并排设置的管3构成，管3之间彼此气密焊接（图1）。彼此气密焊接的管子以管子-腹板-管子的结构或散热管（Flossenrohr）的结构形式构成气密燃烧室壁2。
根据图2，管3的内侧设置肋4，肋4构成肋间距为h的多头螺纹，肋的高度为H。管3的管内径d是通过计算园的直径来确定的，该园具有与肋4限定的管3的自由截面一样相等的面积。管内径d和肋间距h彼此通过函数h≤0.9而确定，这是为了以足够大的旋转来调整冷却剂流动。同时，h和d的计量单位用米。
垂直燃气通道的燃烧室壁2不支撑所述的矿物燃料燃烧器，矿物燃料在燃气通道1内燃烧并产生热。生成的热由冷却剂吸收，冷却剂流过构成燃烧室壁2构成的管3并同时蒸发。在正常情况下用合适的净化水充当冷却剂。肋4在管3中至少突起约管内径d的0.04倍，以便流动的冷却剂的水份通过管子内侧，因冷却剂的旋转首先在水份蒸发的区域内将当时还作为液体存在的水压迫到管3的内侧，这样管3能将它所吸收的热很好地传递给液体并由此确保冷却。
为了保证足够的尺寸，本发明的管内径d要根据商K进行选择。而且商K是在100%的蒸发效率下通过将所有管子的总流量（公斤/秒）除以燃气通道1的周长（米）来确定的。燃气通道的周长是沿图1中虚线5测得的，该虚线将各相邻管子3的管轴彼此相连。
在图3所示的坐标系中，管内径d可作为商K的函数来描述。曲线A上的四个点通过数值对给出：
当K1＝3公斤/秒米时，d1＝12.5毫米
当K2＝7公斤/秒米时，d2＝20.4毫米
当K3＝13公斤/秒米时，d3＝30.6毫米 和
当K4＝19公斤/秒米时，d4＝39.0毫米
曲线A和直线B之间的区域上的每一点都表示一个数值对，在该点上摩擦压降和局部压降彼此有合适的比例关系，一般来说，局部压降大于摩擦压降，当各管吸收更多热量时，通过管子的流量增加。
因此，要确保管子冷却，则在给定商K的情况下不允许任意选择管内径d。所以实际上通常存在的数值对区域是由直线B进行限定的，该直线是由相应于数值对的点
当K5＝1.8公斤/秒米时，d5＝14.3毫米 和
当K6＝7.6公斤/秒米时，d6＝38.4毫米
来确定的。因此，按照本发明由管内径d和商K构成的数值对位于图3所示坐标系中的曲线A和直线B之间。
在特别不利的加热情况下，与商K对应的管内径d至多比在曲线A上的商K对应的管内径d小10%或大30%。
通过用给出的方式和方法对管内径d的尺寸确定能强制获得管3中的流动状态，在这种流动状态下，总压降中由摩擦形成的压降部分和局部引起的压降部分形成了一个合理的比例关系，也就是说不管是在满负荷还是在部分负荷，甚至于部分负荷达到满负荷的50%或更低的情况下，都是如此，由于在本发明中管3以及燃气通道1相互调整了尺寸，所以其合理的比例可以通过相对较低的、与冷却剂的量有关的冷却剂在轴向上同时伴有强旋转运动的流速来保障。这个用流量密度表示的流速在管内径d达到25毫米且蒸发效率为100%时最大可达约800公斤/平方米秒和850公斤/平方米·秒（曲线A）。当管内径d大于25毫米时，流量密度有所增加而且最大可达850和约950公斤/平方米·秒（曲线A）。
管3中的总压降，也就是说位于底部入口集水管中的压力和位于上部出口集水管中的压力之间的差值是由摩擦压降部分、局部压降部分和加速压降部分合在一起构成的。
当单个管3相对于其它管接受更多的热量时，由于水-蒸汽混合的体积增大而使该管中的摩擦压降增加。因为直流式蒸汽发生器的加热蒸发面上的所有并行相通的管道与共同入口集水管和共同出口集水管联结并确定了相同的压降，所以在受强加热的管中为了补偿这些压降部分就必须使流量降低。这些经减小了的流通量从受强加热的管中流过;其管端的蒸汽出口温度比受平均加热和弱加热的管子端部的温度高许多。
与此相反，在受热较多的管子中，因为水-蒸汽柱很轻，所以因蒸发增加而使单个管3相对于其它管压降降低了。在这些因素的作用下，流过受热较多的管子的流量增加，直到增大的摩擦压降和降低的局部压降的总和达到经入口集水管和出口集水管联合后给出的压降。为了使管子端部处蒸汽出口的温度在受热较多时仍保持很低，理想的方法是增加流量。本发明中局部压降的影响是使直流式蒸汽发生器特性改变的原因，这种改变避免了在蒸发器管子端部上有较大的温差，因为受强加热的单个管子可以利用更高的冷却剂流量由其自身最大程度地得到补偿。
本发明的优点在用固体燃料例如煤进行燃烧的直列式蒸汽发生器中是特别明显的，因为基于燃烧室壁不同程度的污染，单个管受热多或少的问题大量存在。