Verhalten von raschlaufenden Gegendruckturbinen bei Drehzahländerungen 9783486755091, 9783486755084

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VERHALTEN VON RASCHLAUFENDEN GEGENDRUCKTURBINEN BEI DREHZAHLÄNDERUNGEN VON

DR.-ING. KURT MAURITZ

DRUCK UND VERLAG VON R.OLDENBOURG MÜNCHEN UND BERLIN 1927

Alle Rechte, insbesondere das der Übersetzung, vorbehalten Copyright 1927 by R . Oldenbourg, München und Berlin

Inhalts-Verzeichnis. Seite

Einleitung Allgemeiner Versuchs plan Versuchsturbine Vorbereitende Messungen Hauptversuche Versuchsanordnung Durchführung der Versuche Betrachtung der Versuchsergebnisse Berechnung von Leistung und Verlusten Bezeichnungen und Formelgrößen Feststellung der Grenzdrehzahl zwischen Gleidhdruck und Überdruck

1 1 2 3 11 11 13 20 23 23 25

Verluste: Nabenverlust Radreibungs- und Ventilationsverlust Stoßverlust Leistungsentwicklung der Turbine bei veränderlicher Drehzahl Vereinfachte Nachrechnung Beeinflussung der Turbine durch die Absaugung Dampfaufnahme Mechanische Verluste der Turbine, insbesondere durch Lagerreibung Die Frage der günstigsten Drehzahl Zusammenfassung

27 27 29 33 35 39 40 40 41 42

1»

Einleitung. Die Anwendung der Turbine als Fahrzeugmotor, insbesondere ihr Einbau als Antriebsmaschine von Lokomotiven, hat den Turbinenbau vor neue Aufgaben gestellt. Neben der Frage der Kondensation steht hier der Einfluß weitgehender Drehzahlveränderungen auf Leistung, Drehmoment und Wirkungsgrad im Vordergrund des Interesses. Auf diesem Gebiet liegen zur Zeit kaum Untersuchungen vor, auf die sich der Konstrukteur stützen könnte. Hierzu möchte die vorliegende Untersuchung einen Beitrag liefern. Sie bezweckt, durch Versuch den Einfluß der Drehzahl zu bestimmen und an Hand dieser Ergebnisse Rechnungsverfahren auszuarbeiten, die die Vorausbestimmung dieses Einflusses ermöglichen. In gleicher Richtung haben früher G r a m b e r g (Forschungsarbeit 76) und E i s n e r (Dampfturbinen mit veränderlicher Drehzahl, Dissertation München, „Die Turbine" 1912, Seite 97) gearbeitet und die Grundlagen geschaffen, auf denen die vorliegende Arbeit weiterbauen konnte. Durch das besondere Entgegenkommen der M.A.N., Werk Nürnberg, erhielt Verfasser Gelegenheit, im dortigen Prüffeld eine vielstufige Gegendruckturbine für den Drehzahlbereich 0 bis 7500 Umdr./min zu untersuchen. Für die bereitwilligste und liebenswürdige Unterstützung sei den Herren der M.A.N. auch an dieser Stelle herzlichst gedankt. Die Korrektur besorgten die Herren Dr.-Ing. W. B u c h er und Dipl.-Ing. F. L ö ß e r des gleichen Werkes.

Allgemeiner Versuchsplan. Der Einfluß der Drehzahländerungen macht sich geltend in der Leistung, im Wirkungsgrad und in der Zustandsänderung des Dampfes. Das Arbeiten des Dampfteils der Turbine läßt sich am besten beurteilen und am klarsten veranschaulichen durch Darstellung des Zustandsverlaufes im y-S-Diagramm; denn Leistung, Verluste und Wirkungsgrad sowie ihre Verteilung auf die einzelnen Stufen lassen sich aus diesem Schaubild ersehen. Auf diese Darstellung wurde deshalb der Hauptwert gelegt. Für die Kurve, die die Zustandspunkte am Anfang und Ende jeder Stufe im y-S-Diagramm verbindet, wurde der Ausdruck „Ganglinie" gebraucht. Um für verschiedene Drehzahlen die Ganglinie festzulegen, müssen einige ihrer Punkte bestimmt werden, was durch Messung von zwei Zustandsgrößen geschehen kann. Als erste Größe wird man stets den Druck messen, da dies verhältnismäßig einfach durchzuführen ist. Für die zweite Größe hat man die Wahl, einerseits im Naßdampfgebiet die Dampffeuchtigkeit oder im Heißdampfgebiet die Temperatur zu messen, anderseits den Wärmeinhalt zu bestimmen. Die letztere Feststellung erwies sich, wie weiter unten ausgeführt, als undurchführbar; die Bestimmung der Dampffeuchtigkeit ist mit großen Schwierigkeiten verknüpft, auch umständlich und nach S e n d t n e r nur sehr schwer mit genügender Genauigkeit durchzuführen. Die günstigste Möglichkeit

2 bietet die Temperaturmessung, wobei allerdings die Ganglinie vollständig im überhitzten Gebiet liegen muß. Für die Untersuchung kommt deshalb in erster Linie eine Gegendruckturbine in Betracht. Der Unterschied der Wärmeinhalte am Anfang und Ende jeder Stufe wie auch der ganzen Turbine gibt im Wärmemaß die zugehörige innere Leistung an. Aus dem Vergleich der tatsächlich abgegebenen Leistung — im vorliegenden Fall durch eine Wasserbremse gemessen — mit der inneren Leistung ergeben sich die mechanischen Verluste des Versuchsaggregates (Turbine mit Bremse). Zur Nachprüfung dieser Verluste und vor allem, um sie trennen zu können nach ihrem auf die Turbine und die Bremse entfallenden Anteil, erwies sich eine besondere Bestimmung als notwendig. Ein Elektromotor, der die Möglichkeit gegeben hätte, das Versuchsaggregat bzw. seine Teile einzeln von außen anzutreiben, stand nicht zur Verfügung. Dabei wären in einfacher Weise die Verluste durch die abgegebene elektrische Leistung bestimmt. Deshalb sollte die Verlustbestimmung und Beurteilung des mechanischen Teils auf Grund von Auslaufversuchen vorgenommen werden. Außer der Drehzahl kann sich auch noch Belastung, Anfangszustand des Dampfes und der Gegendruck ändern. Mit Rücksicht auf die zur Verfügung stehende Zeit wurden alle diese Größen konstant gehalten und die Auswirkung ihrer Änderung bei gleichzeitiger Drehzahländerung nicht untersucht. Alle Versuche wurden mit voll geöffneten Einströmventilen durchgeführt, so daß — von Überlastungsmöglichkeit abgesehen — bei jeder Drehzahl die entsprechende höchste Leistung abgegeben wurde. Das Einstellen der Maschine auf eine bestimmte Drehzahl geschah infolgedessen nur durch Änderungen in der Belastung.

Versuchsturbine. Die zur Verfügung stehende Maschine war eine zehnstufige Gegendruckturbine mit 30% Reaktion und 866 PSe bei normaler Drehzahl. Die Leitschaufeln sind allseitig bearbeitet und einzeln eingesetzt. Der Läufer ist aus einem Stück hergestellt und hat aus dem Vollen gedrehte Scheiben von gleicher Breite. Weitere Angaben sind aus der Schnittzeichnung Abb. 1 ersichtlich. Das vor der sechsten Stufe eingebaute Überlastungsventil war für die vorliegenden Versuche durch einen Blindflansch ersetzt. Die Hauptdaten der Maschine sind: Eintrittsdruck Eintrittstemperatur Gegendruck Drehzahl Durchmesacr mm 1. S t u f e

500

2.

400

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3.

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4.

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5.

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6.

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7.

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8. 9. 10.

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15 ata 300° C 1,5 ata 6000 Umdr./min Beaufschlagung 76% voll

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Schaufellange mm

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5,0

17°

35°

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7,0 8,73

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22,0

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ßi 30o

Die Bedeutung der Winkel erhellt aus der Aufstellung auf Seite 24. Die Leiträder sind nicht direkt in das Turbinengehäuse eingebaut, sondern d a m p f dicht in einen zweiteiligen Zylinder eingepaßt; dieser wird in besondere Nuten des Turbinengehäuses eingesetzt und ist allseitig von Dampf umspDlt. Durch diesen

— , >f «5

Abb. 1.

U m s t a n d wird ein etwa sich ausbildender Wärmefluß im Einsatzzylinder und auch im Gehäuse zwar nicht beseitigt, aber doch stark vermindert. Mit Rücksicht auf die weiter unten durchgebildete Temperaturmessung ist dies von Bedeutung, da durch Ab- oder Zuleitung von Wärme die Messung stark gefälscht würde.

Vorbereitende Messungen. Wie schwierig es ist, Temperaturen richtig zu messen, ist nach K n o b l a u c h und H e n c k y genügend bekannt. Durch Ableitung und Abstrahlung k o m m t es leicht vor, d a ß sich Wärmemengen der Messung entziehen; deshalb m u ß auf alle Nebenumstände sehr sorgfältig geachtet und die Ausbildung jedes Wärmestromes möglichst verhindert werden. Bei Messungen im strömenden Medium kommen noch neue Fehlerquellen hinzu; so kann z. B. durch Stoß auf Thermometer oder Thermoelement die T e m p e r a t u r zu hoch oder auch dadurch, d a ß das Instrument nicht völlig vom strömenden Medium umgeben ist, zu gering gemessen werden. Um eine richtige Messung zu erreichen, k o m m t es also auf die Beantwortung der Fragen a n : 1. Herrscht an der Stelle, die das Instrument erfaßt, überhaupt die Temperatur, die gemessen werden soll?

4 2. Zeigt d a s Instrument tatsächlich die T e m p e r a t u r seiner Umgebung a n ? 3. Welche Fehlerquellen verneinen die beiden Fragen zu 1. und 2., wie sind sie zu beseitigen oder rechnerisch zu berücksichtigen? Die Erfassung dieser Nebenumstände und ihrer Einflüsse erfordert häufig besondere Versuche mit öfterer Wiederholung; so auch im vorliegenden Falle. Bei der Turbine k o m m t noch als besondere Schwierigkeit hinzu, daß die Meßstellen mit den normalen Instrumenten kaum zu erreichen und noch viel weniger zu überwachen sind. Zunächst bestand die Absicht, aus den zu messenden Stufen eine geringe Menge Dampf abzusaugen, ihn in einem Kalorimeter niederzuschlagen und seinen Wärmeinhalt zu bestimmen. In A u s f ü h r u n g dieses Gedankens wurde ein Kalorimeter gebaut, bestehend aus einem zylindrischen Dampfgefäß von einem Wassermantel umgeben. Die Dampfeinströmung geschah von oben; unten konnte das Kondensat abgelassen werden. Der Kühlwasserstrom wurde durch eine düsenartige Verengung in den Mantel eingeführt, so d a ß das Wasser in starker Bewegung das D a m p f g e f ä ß umkreiste. Die Ein- und A u s t r i t t s t e m p e r a t u r des Kühlwassers wurde mittels in Vio° geteilter Thermometer gemessen, ferner die K o n d e n s a t t e m p e r a t u r ; Kühlwasserund Kondensatmenge wurden durch Wägung bestimmt. Zur Kontrolle wurde das Dampfgefäß mit je einem Manometer und Thermometer versehen. Besondere Bea c h t u n g verdiente der U m s t a n d , d a ß das Wasser im Kühlmantel viel Luft ausschied, f ü r deren E n t f e r n u n g gesorgt werden m u ß t e , ohne daß sich Wärmemengen der Messung entzogen. Die Niederschlagsmenge wurde für jede Bestimmung zu etwa 15 kg gewählt. Bei der E r m i t t l u n g des Wasserwertes zeigte sich nach langen Versuchen hin und her und häufigen Änderungen und Verbesserungen, daß sich die notwendige Genauigkeit nicht erzielen ließ; es wollte nicht gelingen, die Fehlergrenze im W ä r m e nihalt des Dampfes unter 7 kcal/kg herunterzudrücken. Es lag dies an der zu großen Zahl von Einzelmessungen, deren an sich geringe Fehler durch Summierung zu groß wurden. Inzwischen war b e k a n n t geworden, daß im Laboratorium f ü r Wärmekraftmaschinen an der Technischen Hochschule zu München Temperaturmessungen durch Einbau von Thermoelementen in Absaugleitungen mit Erfolg d u r c h g e f ü h r t waren. Ein Einblick in die Anordnung der Meßvorrichtung gab wertvolle Anregungen. Nun wurde in die Absaugleitung ein Thermometer eingebaut. Einzelheiten über den Einbau der Thermometer gehen aus Abb. 2 hervor. Zuerst wurde versucht, das T h e r m o m e t e r unmittelbar vom Dampf umspülen zu lassen. Da aber, deutlich erkennbar durch Wärmespannungen — vielleicht hervorgerufen durch kondensierende Wassertröpfchen —, eine größere Zahl von Instrumenten Risse bekam und auseinander fiel, wurde eine einseitig geschlossene Kupferhülse von 0,5 mm Stärke angeordnet. Wie Abb. 2 zeigt, geschah die Befestigung der Hülse mit Klingeritscheiben, so daß keine metallische Wärmeleitung s t a t t f i n d e n konnte. Die Hülse wurde mit Quecksilber im unteren Teil gefüllt; in dieses t a u c h t e das Thermometer ein. Wegen der Wärmeverluste und der Expansion in der Absaugleitung wird die Anzeige des Thermometers jedenfalls geringer sein als die tatsächliche T e m p e r a t u r der betreffenden Stufe. Diese Minderanzeige so festzustellen, daß sie bei den Messungen

5 an der T u r b i n e von vornherein entsprechend berücksichtigt werden konnte, war die n ä c h s t e Aufgabe. Zu dem Zweck wurden eine Reihe von Eichversuchen angestellt.

Abb. 3-

Die Verhältnisse wurden möglichst entsprechend denen an der Turbine hergestellt, siehe Abb. 3, 4 und 5. Abb. 6 zeigt eine Ü b e r s i c h t der Versuchsanordnung für die

Abb. 4.

Eichung. Das Absaugen geschah durch ein 3 / 8 " - G a s r o h r , das an der T u r b i n e bis in den jeweiligen Strömungsquerschnitt durchgeführt wurde. An der Einführungsstelle erfuhr das R o h r sorgfältige Abrundung. K u r z vor dem T h e r m o m e t e r wurde ein M a u r i t z , Gegendruckturbinen.

2

6 Absperrhahn in die Leitung eingebaut. An einem Rohr von 60 mm I. W. wurde die Absaugleitung in der Länge, wie an der Turbine erforderlich, a n g e b r a c h t ; sie mündete in eine Sammelleitung von 40 mm 1. W., die zu einem Hilfskondensator f ü h r t e . Ein Ventil in der Sammelleitung gestattete, den Druckabfall im Absaugrohr genau zu regeln. Die Hauptleitung von 60 m m 1. W. ersetzte bei der Eichung gewissermaßen die Turbine. In ihr wurden in R o h r k r ü m m u n g e n vor und hinter der Abzweigung der Absaugleitung T h e r m o m e t e r eingebaut, auch wieder die Achse in der Strömungsrichtung, um möglichst große Eintauchtiefe zu gewährleisten. Da es sich nur um Messungen von kürzerer Dauer handelte, ließ man die T h e r m o m e t e r ohne Hülse unmittelbar vom Dampf umströmen, u m die Genauigkeit zu erhöhen. Von

A b b . 5.

Anbringung eines Strahlungsschutzes wurde abgesehen, um bei höheren Geschwindigkeiten die Instrumente nicht zu sehr zu gefährden, nachdem bereits mehrere Thermometer zerstört waren; infolge der guten Isolierung dürfte der etwaige Fehler vernachlässigbar klein sein. An den gleichen Stellen und an der Abführungsstelle der Absaugleitung wurde durch Manometer der Druck gemessen, ebenso in der Sammelleitung nach E i n m ü n d u n g des Absaugrohres. Die Rohrleitungen wurden so weit als nötig, wie Abb. 3 zeigt, mit Asbestschnur 30 mm stark isoliert. In der Hauptleitung, die in einen Kondensator mündete, konnte mit Ventilen vor und hinter der Versuchsstrecke die Strömung genau eingestellt werden. Für die Eichung kam es auf den Vergleich der Temperaturen in der Absaugstelle der H a u p t l e i t u n g und der gemessenen im Absaugrohr an. Die erstere kann m a n aus den gemessenen T e m p e r a t u r e n vor und hinter der Absaugstelle berechnen, wenn man die T e m p e r a t u r ä n d e r u n g über die Länge der Versuchsstrecke als linear a n n i m m t , was von den tatsächlichen Verhältnissen nicht sehr abweichen wird. Vor den Versuchen wurde die ganze Anordnung mit Sattdampf ü b e r p r ü f t ; die gemessenen Drücke und T e m p e r a t u r e n stellten sich genau als einander zugeordnet heraus. Daß tatsächlich gesättigter Dampf vorhanden war, wurde dadurch erreicht, d a ß der u n m i t t e l b a r vor der Versuchsleitung angeordnete

7 Wasserabscheider bis zur Hälfte mit Wasser gefüllt wurde. Durch Mischung von Heißdampf und Sattdampf bestand die Möglichkeit, die Temperatur in der Versuchsstrecke weitgehend zu verändern. Sämtliche benutzten Manometer und Thermometer für die Eichung und für die Hauptversuche wurden in der Nürnberger Versuchsanstalt der M.A.N. nach von der Reichsanstalt geprüften Normalinstrumenten genau geeicht und häufiger zwischen den Versuchen und nach Abschluß genau überprüft.

Die Messungen bei der Eichung erstreckten sich in der Hauptstrecke auf: 1. Temperaturen vor und hinter der Absaugstelle, 2. Druck vor, hinter und in der Absaugstelle; in der Absaugleitung auf: 3. Temperatur; in der Sammelleitung auf: 4. Druck, 5. Niederschlagsmenge im Kondensator, 6. Niederschlagsmenge im Hilfskondensator. Die beiden letzten Messungen dienten zur Errechnung der Geschwindigkeit in Hauptstrecke und Absaugrohr. Jede Messung erstreckte sich auf mindestens'5 min; die Ablesungen erfolgten jede Minute. In sieben Versuchsreihen wurde der Einfluß von Druck, Druckgefälle, Temperatur und Geschwindigkeit auf die Minderanzeige des Thermometers festgestellt. Es zeigte sich bald, daß die notwendige Temperaturberichtigung sich als Abhängige des Wärme2*

8 gefälles in der Absaugleitung darstellen ließ. Der Druck des zu messenden Dampfes war im untersuchten Gebiet ohne Einfluß auf die Temperaturabweichung. Mit zunehmender Dampftemperatur wurde, wie leicht einzusehen, das Unterschreiten des richtigen Wertes größer, da die Wärmeverluste durch Leitung und Strahlung mit der Temperaturdifferenz zunehmen. Zahlentafeln 1 bis 5 geben die Versuchsergebnisse. In Versuchsreihe 7 wurde der Einfluß der Geschwindigkeit untersucht. Druck, Temperatur in der Hauptleitung und das Wärmegefälle der Absaugleitung wurden unverändert gehalten, nur die Geschwindigkeit in der Hauptleitung wurde gewandelt. Wie zu erwarten war, erwies sich die Änderung der Geschwindigkeit als einflußlos auf die Temperaturabweichung, da das Absaugrohr mit gut abgerundeter Einmündung versehen war. Dies ist nur eine Bestätigung der schon von B ü c h n e r (Forschungsarbeit 18, S. 89) und L o s c h g e (Forschungsarbeit 144, S. 15) festgestellten Tatsache. Es folgt daraus, daß die Eichung sehr wahrscheinlich auch für die höheren Dampfgeschwindigkeiten in der Turbine Gültigkeit hat. Z a h l e n t a f e l 1.

Eichung der Absaugleitung zur Temperaturmessung. Versuchsreihe 1. In der Absaugleitung

In der Hauptleitung Geschwindigkeit m/s

Druck

Temperatur

ata

•c

Geschwindigkeit m/s

15 15 27 30 29 26

2,15 2,1 2,3 2,4 2,4 2,65

130 128,5 123 124,5 124,5 127,5

145 129 80 80 70 20

29 30 29 28 29

4,1 4,1 3,9 4,2 3,85

150,5 153 149 151,5 149

Temperatur •C

at

124,5 123,5 121 122 122,5 127,5

Druckgefälle Wärmegefälle

Temperaturberichtigung

kcal /kg

•C

0,7 0,55 0,2 0,2 0,15 0,0

14 11 4,2 4,2 3,1 0,0

5,5 5 2 2,5 2 0

0,45 0,35 0,3 0,1 0,1

4,7 3,7 3,1 1 1

3 3 3 3,5 2,5

Versuchsreihe 2. 84 76 69 40 42

147,5 150 146 148 146,5

Z a h l e n t a f e l 2.

Versuchsreihe 3. in der Absaugleitung

In der Hauptleitung

Temperaturberichtigung

Temperatur

•C

Geschwindigkeit m/s

•C

at

kcal/kg

•C

204,5 205,5 206,5 207,5 202 200 218 217 185,5

174 151 144 125 80 75 35 39 39

199,5 201 202 203 199 197 215 213,5 182,5

0,7 0,6 0,55 0,4 0,75 0,65 0,1 0,15 0,15

18 15,5 14 10 4,3 3,7 0,8 1 1

5 4,5 4,5 4,5 3 3 3 3,5 3

Geschwindigkeit m/s

Druck

Temperatur

ata

73 74 81 83 31 13 28 27 17

2,0 2,05 2,15 2,05 8,7 8,8 6,6 7,7 7,0

Druckgefälle Wärmegefälle

9 Z a h l e n t a f e l 2.

(Fortsetzung.)

Versuchsreihe 4. In der Absaugleitung

In der Hauptleitung Geschwindigkeit m/s

Druck

Temperatur •C

ata

Geschwindigkeit m/s 188

Temperatur •C

DruckgefaUe Wirmegefalle at

kcal/kg

Temperaturberichtigung •C

73

3,15

252

245

1,55

70

3,15

231

182

224

1.55

26

7

66

3,15

245

185

239,5

u

22

5,5

66

3,15

241,5

156

235,5

0.95

16

6

69

3,05

242,5

129

237,5

0,65

11

5

69

3,15

243

104

237,5

0,4

6,8

18

7,1

231,5

91

228JS

0,7

5,5

3

72

3,1

236

88

231

0,3

5,1

5

18

7,15

230,5

83

228,5

0,55

4,5

2

17

7,1

230

73

227,5

0,45

3,5

2JS

82

9,65

224,5

70

221,5

0,65

3,3

3

16

7,3

229,5

67

226,5

0,35

3

3

33

6,75

226

27

214,5

0,05

0,5

26

7

5,5

11,5

Z a h l e n t a f e l 3. Versuchsreihe 5. In der Hauptleitung Geschwindigkeit m/s

In der Absaugleitung Temperatur

•C

Geschwindigkeit m/s

Druck

Temperatur

ata

•C

DruckgefaUe w a r m e g e f i l l e at

kcal/kg

Temperaturberichtigung •C

92

4,6

259,5

163

254,5

1.4

17,5

5

92

4,6

252,5

107

248,5

0,6

7,5

4

51

6,8

254

111

250,5

0,95

7,5

3,5

91

4,6

260,5

103

257

0,55

7

3,5

91

4,65

260,5

96

257

0,5

6

3,5

92

4,65

258,5

87

255

0,4

5

3,5

51

7,15

254,5

87

252

0,65

5

2,5

53

7,25

254,5

67

251,5

0,35

3

3

92

4,65

259

55

255,5

0,15

2

3,5

51

7,15

253

48

249,5

0,2

1.5

3,5

94

4,6

254

28

248,5

0,05

0.5

5,5

Z a h l e n t a f e l 4. Versuchsreihe 6. In der Hauptleitung Geschwindigkeit m/s

In der Absaugleltung

Druck

Temperatur

ata

•C

Geschwindigkeit m/s

Temperatur •C

Dmckgefaile warmegefälle

Temperatur berichtigung

at

kcal/kg

•C

10

5,5

32

8,75

274

123

268,5

1.5

32

7,4

275,5

113

270,5

1.3

8,5

5

73

7,15

276

110

271,5

1.2

8,0

4,5

32

8,9

277,5

99

273

1.0

6,5

4,5

30

7,6

273

94

269

0,9

5,8

4

50

9,3

289

94

285

0,9

5,8

4

73

7,2

280,5

88

277

0,8

5,2

3,5

52

9,25

285,5

78

282

0,6

4

3,5

10 Z a h l e n t a f e l 4.

V e r s u c h s r e i h e 6.

(Fortsetzung.)

In der Absaugleitung

In der Hauptleitung Geschwindigkeit m/s

Druck

Temperatur

ata

49 73 49 53 32 72 53 31 72 48 50

8,9 7,4 9,3 9,2 8,85 7,15 8,75 9,55 7,35 9,45 9,15

Temperaturberichtigung

Temperatur

•C

Geschwindigkeit m/s

•c

at

kcal/kg

•C

287,5 280,5 283,5 289,5 284 279,5 286 278,5 276,5 280 284

76 78 66 67 66 55 44 39 33 33 20

283,5 277 279,5 286 280,5 276 283 274 270,5 274 273,5

06, 0,6 0,45 0,45 0,45 0,3 0,2 0,15 0,1 0,1 0,05

3,9 3,9 3,0 3,0 3,0 2,0 1,3 1,0 0,7 0,7 0,3

4 3,5 4 3,5 3,5 3,5 3 4,5 6 6 10,5

Druckgefälle Wärmegefalle

Z a h l e n t a f e l 5. Versuchsreihe 7. In der Absaugleitung

In der Hauptleitung Geschwindigkeit m/s 13 31 47 66 69 82 81

Druck

Temperatur

ata

•C

8,95 8,85 9,6 9,05 9,3 9,8 9,1

200 202 202,5 204,5 214 224,5 210

Temperaturberichtigung

Geschwindigkeit m/s

Temperatur •C

at

kcal/kg

•C

78 82 79 79 79 73 79

197 199 200 201 211,5 221,5 206,5

0,65 0,75 0,75 0,75 0,75 0,65 0,75

3,9 4,5 4,0 4,0 4,0 3,5 4,0

3 3 2,5 3,5 2,5 3 3,5

Druckgefälle Wärmegefälle

Um den Umfang der meßtechnischen Hilfsmittel und der Eichversuche nicht zu groß werden zu lassen, wurden alle Messungen mit nur einer Eintauchtiefe der Thermometer durchgeführt. Daher war meist die Vermehrung der gemessenen Temperatur um eine Fadenkorrektur nötig nach der Formel 6300 0

n = herausragende Fadenlänge in C, t, — gemessene Temperatur in 0 C, t, = Fadentemperatur. Die Konstante 6300 entspricht der bei den Thermometern verwendeten Glassorte. Die Fadentemperatur wurde mittels Thermometer stets besonders bestimmt. In Abb. 7 ist die bei den Versuchsreihen ermittelte Temperaturberichtigung in Abhängigkeit vom Wärmegefälle der Absaugleitung graphisch aufgetragen. Wenn man die verschiedenen Temperaturgebiete berücksichtigt, in denen die Feststellungen gemacht sind, so findet man recht gute Übereinstimmung der Versuche. Die Minderanzeige des Thermometers bzw. die hinzuzufügende Temperaturberichtigung setzt sich aus zwei Gliedern zusammen: erstens aus dem Temperaturabfall, der bedingt ist durch die Expansion in der Absaugleitung und der, wie ein Blick auf das J-S-Diagramm lehrt, linear abhängig vom Wärmegefälle des Absaugrohres ist; zweitens aus einem Glied,

11 das seine Ursache in den Wärmeverlusten durch Leitung und Strahlung hat und von der Dampftemperatur und den Wärmeübergangskoeffizienten abhängt. Nehmen wir die letzteren für die betrachteten Verhältnisse als einigermaßen unveränderlich an, so hat das zweite Glied ffir gleichbleibende Temperatur eine feststehende Größe, mit hinreichender Genauigkeit also auch für ein engeres Temperaturgebiet. Daraus folgt, daß die Temperaturberichtigung in Abhängigkeit vom Wärmegefälle für ein begrenztes Temperaturgebiet eine Gerade sein muß, wie es die Versuche auch etwa ergeben. Daß die Kurve nicht durch Null geht bzw. bei kleinen Gefällen keine Gerade mehr ist, leuchtet ein; denn beim Gefälle Null geht gar kein Dampf mehr durch, so daß die Temperaturabweichung dem Unterschied von Raumtemperatur und Versuchsreihe 6 W

bis 750° kcal 8

10

Versuchsreihe 5

I

\ —

e Oj "Cx gi 1 5 c. 3 $ z ö0 ts u n d rp b e r ü c k s i c h t i g t , deren G r ö ß e a n H a n d der a u f g e n o m m e n e n Ganglinien durch P r o b i e r e n e r m i t t e l t w u r d e . Von einer B e r e c h n u n g des A u s l a ß v e r l u s t e s k o n n t e gänzlich a b g e s e h e n w e r d e n , d a er in d e r L e i s t u n g a m R a d u m f a n g nicht m e h r e n t h a l t e n ist.

Bezeichnungen und Formelgrößen. A

427

c» c2 u» F Gh, G s Dt h AL0 AL{ ALU Md n N„ N; N,

Nvr

kcal/mkg m/s m/s m2 kg/h, kg/s kg/PSh kcal/kg kcal/kg kcal/kg kcal/kg mkg Umdr./min PS PS PS PS

mechanisches

Wärmeäquivalent,

absolute Dampfgeschwindigkeiten, U m f a n g s k o m p o n e n t e n der G e s c h w i n d i g k e i t e n , Querschnitte, D a m p f g e w i c h t in der S t u n d e , S e k u n d e , effektiver D a m p f v e r b r a u c h j e P S u n d S t u n d e , W ä r m e g e f ä l l e einer Stufe, a d i a b a t i s c h e s W ä r m e g e f ä l l e von 1 kg D a m p f , innere A r b e i t von 1 kg D a m p f , A r b e i t a m R a d u m f a n g von 1 k g D a m p f , Drehmoment, Drehzahl in der Minute, L e i s t u n g an der K u p p l u n g bzw. Bremsscheibe, innere L e i s t u n g ( b e s t i m m t d u r c h A n f a n g s - u n d z u s t a n d des D a m p f e s ) , Leistung am Radumfang, Radreibungsverlust,

End-

24 N

PS PS PS kcal/s at °C m/s 1/s m 3 /kg m/s m/s m/s

vst

N Vmech NVN AR P t u (O V Wv

w2

w2F w2„,

kg/m3 /o

7 n> Vi Vu

Winkel a , Winkel

ßlS

Winkel ß1D

Winkel ß2 V xp

% %

Stoßverlust, mech. Verluste, Nabenverlust, Radreibungsverlust im Wärnieniaß, Druck, Temperatur, Umfangsgeschwindigkeit, Winkelgeschwindigkeit, spez. Dampfvolumen relative Dampfgeschwindigkeiten, aus dem Querschnitt errechnete Dampfgeschwindigkeit, mittels des Geschwindigkeitskoeffizienten aus u^ errechnete Dampfgeschwindigkeit, spez. Dampfgewicht, effektiver Wirkungsgrad, innerer Wirkungsgrad, Wirkungsgrad am R a d u m f a n g Neigungswinkel der Austrittsgeschwindigkeit aus dem Leitrad gegen die Umfangsrichtung, Neigungswinkel der Laufschaufel am E i n t r i t t gegen die Umfangsrichtung, Neigungswinkel der relativen Dampfgeschwindigkeit a m Eintritt in die Laufschaufel gegen die Umfangsrichtung, Neigungswinkel der Laufschaufel am Austritt gegen die Umfangsrichtung, Geschwindigkeitskoeffizient f ü r das Leitrad, Geschwindigkeitskoeffizient f ü r das Laufrad.

Da die Turbine bei höheren Drehzahlen mit Überdruck arbeitet, läßt sich eine einfache Abhängigkeit der Leistung am R a d u m f a n g von der Drehzahl nicht aufstellen, denn der Anteil des im Laufrad verarbeiteten Gefälles ändert sich ebenfalls mit der Drehzahl. Die Leistung muß also f ü r jede Umlaufzahl besonders gerechnet werden. Zugrunde gelegt wurde die Formel nach dem Satz vom Antrieb: AL

« = J

"(fi» +

c

2«)

(1)

Darin ist u mit der Drehzahl b e k a n n t . c lM = c 1 - c o s a 1

(2)

Aus den Geschwindigkeitsdreiecken ergibt sich: c2u

=

w2-cosß2

— u

(3)

wa ist aus der Kontinuitätsgleichung b e k a n n t :

Q

» i = « r • »i ' 2

(4)

F2 und v2 am Laufradaustritt. Mit dem Kosinussatz ergibt sich aus den

Geschwindigkeitsdreiecken:

25 Für Gleichdruck besteht die bekannte Beziehung: w,

Wt = W1-xp

(6)

•Ci-y

Für die Bestimmung von ALU bei Gleichdruck wurde zwecks möglichster Vereinfachung so vorgegangen: Aus (5) und (6) wurde w2 und daraus mittels (3) c 2 u bestimmt; aus (2) ist c l v bekannt, so daß man die Werte nur in (1) einzusetzen hat. Als wesent-

U

liehe Erleichterung wurde aus (5) —? in Abhängigkeit von — für die häufigst vor-

i

i

c

c

kommenden Fälle in Abb. 14 graphisch dargestellt.

Jede Kurve hat ein Minimum

\ ,v.

«1

1T

ai

02

0.3 a*

as ü . Cr

as

a7

as

as

Abb. 14.

von —^ für den Fall, daß Wj senkrecht auf der Umfangsrichtung steht.

i

c

Die beiden

Grenzfälle sind aj = 0, wobei die Kurve =

eine Gerade durch

0

und

= 1

Ci

c,

wird,

und zweitens = 0,89, W %

g i 1

«Mim—

•m vm

30 1 20 £

A 2000 3000 u00 5000 00 60 7000 Drehzahl n

welche mit den Ergebnissen der englischen Versuche ( E n g i n e e r i n g , 23. Nov. 1923) recht gut in Einklang stehen.

Die mit den oben erläuterten Verfahren durchgeführte Rechnung deckt sich mit der versuchsmäßig festgestellten Ganglinie für alle nachgeprüften Drehzahlen vollkommen; d. h. auch bei 7541 Umdr./min, wobei eine Überschreitung der Betriebsdrehzahl um 2 5 % stattfindet, waren noch keine zusätzlichen Verluste festzustellen. Lediglich in der sechsten Stufe kam bei allen Drehzahlen außer den normalen, oben behandelten ein zusätzlicher Verlust hinzu. Ein Blick auf die Schaubilder zeigt schon, daß diese Stufe aus dem übrigen Rahmen herausfiel; denn der im Laufrad verarbeitete Teil des Wärmegefälles, der in der oben beschriebenen Art im Schaubild kenntlich gemacht wurde, war in der 6. Stufe sehr viel geringer als in allen übrigen Stufen. Wegen der hier angeordneten Überlastungskanäle ist die Höhe des Laufschaufelkranzes für normalen Betrieb zu groß, wodurch der Zusatzverlust seine Erklärung findet. Bei der Betrachtung der Schaubilder finden sich die schon oben gegebenen Darlegungen bestätigt, daß die Überdruckwirkung mit abnehmender Drehzahl mehr und mehr verschwindet und das Gefälle der letzten Stufen immer mehr zunimmt. In der sechsten Stufe ist schon bei normaler Drehzahl eben wegen des zu großen Laufradquerschnittes keine Überdruckwirkung vorhanden. Um den Rechnungsgang und die Größenordnung von Leistungen und Verlusten anschaulich zu machen, wurde in Abb. 27 die Aufteilung der fünften Stufe im J - S - D i a g r a m m vergrößert dargestellt für n = 7541 und n = 4435. Abb. 26.

Die Verluste verteilen sich zahlenmäßig folgendermaßen: 7541

n Wärmegefälle der Stufe

AL

=

Ideelle Leistung am Radumfang Nabenverlust Radreibungsverlust Stoßverlust Innere Leistung

A Lu AV.v A V« AVr ALt

= = = t = =

10,4

4435

kcal

"ST

8,1 0,45 0,2 0,05 7,4

AL

=9,8

ALU — A Va- = A VB= A V« = A Li =

kcal

6,7 0,3 0.04 0,05 6.31

Das mit Restverlust in Abb. 27 bezeichnete Glied enthält neben den Wandungsverlusten von Leit- und Laufrad vor allem den Auslaßverlust. Dieser macht schon bei den hohen Drehzahlen die Hauptgröße aus, z. B. 1 kcal/kg bei der recht geringen

35 absoluten Austrittsgeschwindigkeit von 91,5 m/s, was einem Verlust von ca. 10% entspricht. Mit abnehmender Drehzahl werden die Geschwindigkeitsdreiecke immer 5. Stufe n - 75*1

5.Stufe

A b b . 27.

flacher, die Austrittsgeschwindigkeit und der Austrittsverlust also immer größer, so daß bei geringer Umlaufgeschwindigkeit der Hauptteil der Energie verlustbringend in Wärme umgesetzt wird.

Vereinfachte Nachrechnung. Um einen schnellen Überblick über die Leistung bei jeder Drehzahl zu haben, wurde zu folgender Vereinfachung gegriffen. Die Gefälle und die Geschwindigkeiten in den Stufen unterscheiden sich nur recht wenig; es seien daher diese Größen in allen Stufen einander gleich gesetzt. Nach (7) ist: G Für einen mittleren Wert c l r a ist:

ebenso: w am =

0.

Fi und F2' sind ideelle Werte, die sich mit den aus den Einzelberechnungen entnommenen mittleren Werten f ü r ym und clm zu F2' = 6045 m m 2

F / = 4580 mm»,

ergeben. Aus w2m und clm werde nach (2) und (3) c l u und c2u und damit aus (1) ALU bestimmt. . . . . „ 3600 . . . _ A 3600 f. = 10 ALU G, = 10. (c ltt + c2u) G, j Ni = Nu — Nrs

- Nr,t —

Nu = Ni + NrM+Nr.t

(11)

Nrs

+ Nrlr

(12)

Dabei wird unter A Lu die Arbeit einer Stufe, unter N u die Leistung der ganzen Turbine verstanden.

36 An H a n d der Einzeldurchrechnungen und der Ganglinien werde zunächst der Verlauf von ym über der Drehzahl angenommen; damit ist c l m b e k a n n t und die einzelnen Verluste können bestimmt werden. Diese zu den aus dem Versuch bekannten Werten von TV, hinzugefügt, ergeben N„. Anderseits ergibt sich Nu aus (11). Durch Probieren werden nun die Werte von ym so berichtigt, d a ß Nu aus (11) und (12) einander gleich werden. Die D u r c h f ü h r u n g der Endrechnung mit den endgültigen Zahlen f ü r die Leistungen, Verluste, spez. Gewichte und Geschwindigkeitsverhältnisse enthält Zahlentafel 12. Radreibungsverlust und Stoßverlust zur inneren Leistung hinzugezählt, ergibt einen Wert, der um den Nabenverlust, also um 5 % unter der Leistung am R a d u m f a n g liegt; das erlaubt die letztgenannte Leistung aus der Summe zu berechnen. w i F bedeutet die Geschwindigkeit, die sich aus der Kontinuitätsgleichung errechnet, während w2l/, nach (6) aus Wj entstanden ist. Aus dem Vergleich von iv2f. und w2U erkennt man deutlich die Grenze der Überdruckwirkung, die zwischen n = 2000 und n = 3000 liegt, wodurch die oben durchgeführte Rechnung bestätigt wird. Ebenso ersieht man, wie erwähnt, daß unterhalb dieser Grenze, wenn die Geschwindigkeit w2l/, zugrunde gelegt wird, der Laufschaufelquerschnitt nicht mehr ganz ausgefüllt ist. Der Verlauf von ym und der Radreibung ist aus Abb. 28 zu ersehen. Z a h l e n t a f e l 12. Drehzahl n Nt . . . Nra

Umdr./min

2000

3000

4000

5000

6000

7000

7500

PS

520

700

815

887

930

950

950

0

0

10

18

27

31

• •

"r* " • N, + N r j

3,4

59

32

13

3,2

0,5

579

732

831

900

948

1.6 978

987

6 1040

610

771

875

950

991

1025

m/s

42,6

64,0

85,4

107

127,5

149

161

iu

m/s

509

430

365

316

277

245

230

Ym • • •

kg/m®

1,33

1,45

1,61

1,72

1,79

1,83

1,86

338

310

279

261

251

246

242

«/fim- •

0,126

0,206

0,305

0,41

0,51

0,605

0,70

IVlAl • • W2F . .

0,89

0,80

0,71

0,615

0,53

0,46

0,41

256

237

212

198

191

187

187

268

220

176

143

133

101

89 —2

N„. . . u . . . flu

c

c

lm • • •

Wty

. .

m/s

ciu . . .

185

140

99

62

38

13

Clu . . .

324

296

267

250

240

235

232

flu

509

436

366

314

278

248

230

Daß ym mit abfallender Drehzahl kleiner werden muß, leuchtet ein; denn die E n d t e m p e r a t u r steigt und mit ihr das Volumen, also verkleinert sich das spez. Gewicht. Über den steilen Verlauf der Radreibungskurve, der in Abbildung 28 klar zum Ausdruck kommt, ist früher schon gesprochen worden. Das angewandte Verfahren, d. h. das Gleichsetzen von Nu aus (11) und (12) ist bei sehr kleinen Drehzahlen nicht mehr zulässig, wie folgende Überlegung zeigt: Mit der Drehzahl n = 0 wird nach (11) Nu = 0, während nach (12) Nu einen endlichen Wert hat, da Nrit einen endlichen Wert hat — immer unter der Voraussetzung, daß die Drehzahl 0 durch Festbremsen erreicht ist, daß also noch Dampf durch die Turbine strömt. Die fehlende Übereinstimmung beruht darauf, daß die Berück-

37 s i c h t i g u n g des Stoßverlustes d u r c h einen A b z u g v o n der theoretischen Leistung n u r ein N ä h e r u n g s v e r f a h r e n darstellt, d a s f ü r sehr kleine Drehzahlen keine Gültigkeit m e h r h a t . S t r e n g richtig m ü ß t e , wie schon oben a n g e f ü h r t , die Geschwindigkeitsverminder u n g d u r c h den S t o ß e r m i t t e l t und mit der v e r m i n d e r t e n Geschwindigkeit die Leistung Í

1,6

AR f .

1.6 f* U

/

1,0

/ /

V

0,3 % /

/

/

ku •3.0

1 ¿8

2,6

1 •IM II 5

/

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A,5

3

u 1,2 •1,0

l

as

1

0,6 0,1

0

Li?

(U 2000

3000

mo

5000

7000

A b b . 28.

a m R a d u m f a n g berechnet w e r d e n ; bei diesem R e c h n u n g s g a n g wird bei n = 0 auch N u = 0. Die Verluste und Leistungen bei verschiedenen Drehzahlen, ebenso die d a r a u s b e r e c h n e t e n W i r k u n g s g r a d e und den D a m p f v e r b r a u c h e n t h ä l t Zahlentafel 13 und

A b b . 29.

die Abb. 29 und 30. gebracht.

Dort wurde auch die A b d a m p f t e m p e r a t u r tD zur Darstellung Z a h l e n t a f e l 13.

Leistungen:

N

u

N

t

N,'

(Versuchsaggr.). . .

Ne

(Turbine allein)

. .

Drehzahl n

2000

3000

4000

5000

6000

7000

7500

PS

610 520 502 509

771 700 673 684

875 815 760/770 784

950 887 821 849

991 930 828 866

1025 950 814 862

1040 950 803 856

38 Verluste:

Z a h l e n t a f e l 13. (Fortsetzung). Drehzahl n

N

V mech (Versuchsaggr.). . JV rnieeb (Turblnealltm) . . Nra NrNrs

PS

2000

3000

4000

5000

6000

7000

7500

18 11

27 16

69 38 10 3,2 48

102 64 18 0,5 50

136 88 27 1,6 51

147 94 31 6 52

59 31

32 39

55/45 31 3,4 13 44

40,2 39,3 14,6

54.1 52,4 10,85

63,0 60,6 9,47

—

Wirkungsgrade und Dampfverbrtuch: Vi tjt (Turbine allein) Dt

% %

. . . kg/PSh

68,5 71,9 73,5 65,6 67,0 66,6 8,74 8,57 8,61

73,5 66,2 8,66

In A b b . 29 wird der Verlauf von N e , das die an der Bremse gemessene Leistung bedeutet, durch zwei nicht völlig ineinander übergehende Linienzüge dargestellt, d a in den verschiedenen Drehzahlbereichen die Zahl der Bremsscheiben v e r ä n d e r t werden m u ß t e ; m i t größer w e r d e n d e r Zahl von Bremsscheiben wird s e l b s t v e r s t ä n d lich der E i g e n v e r b r a u c h der Bremse höher, daher der Unterschied in den K u r v e n . Die abgegebene Leistung der T u r b i n e allein, ohne Bremse, ist durch eine besondere K u r v e veranschaulicht. Das Zurückbleiben von Ne gegenüber N , s t i m m t a n n ä h e r n d mit den bei den Auslaufversuchen g e f u n d e n e n Zahlen überein. Die Verluste sind im zehnfachen M a ß s t a b der Leistungen dargestellt. Man erkennt, d a ß der N a b e n v e r l u s t

h 'C •xtr zur 20tr sr 100'

50'

Abb. 30.

nicht sehr von der Drehzahl beeinflußt wird, da er nur m i t t e l b a r über die Leistung m i t ihr z u s a m m e n h ä n g t . Über den R a d r e i b u n g s v e r l u s t ist schon eingehend gesprochen worden, m a n ersieht, d a ß er f ü r die vorliegende Maschine u n t e r 3000 U m d r . / m i n ü b e r h a u p t nicht in B e t r a c h t k o m m t . Der Stoßverlust m a c h t sich erst b e m e r k b a r , wenn die A b w e i c h u n g von der normalen Drehzahl mehr als 1 5 % b e t r ä g t und k a n n d a n n allerdings eine ganz beträchtliche Größe a n n e h m e n . Die W i r k u n g s g r a d e in Abb. 30 weisen den gleichen Verlauf auf wie die L e i s t u n g e n ; aus dem Unterschied von t){ und rj e fällt wieder das s t a r k e Steigen des E i g e n v e r b r a u c h s bei hoher Drehzahl auf. Der flache Verlauf zwischen den Umlaufzahlen 4000 und

39 7500 läßt Maschinen dieser Bauart als sehr geeignet erscheinen für Betriebe, in denen starke Drehzahlschwankungen vorkommen. Zurückzuführen ist dies auf die Überdruckwirkung. Mit zunehmender Expansion im Laufrad wird die Wirkungsgradkurve, die bei Gleichdruck eine Parabel ist, allmählich immer flacher. Eben wegen dieses Umstandes hat man für Schiffsantrieb stets Überdruckturbinen gewählt. Über das Ansteigen der Abdampftemperatur t D mit fallender Drehzahl wurde früher schon gesprochen. Der Dampfverbrauch De, der sich, wie bekannt, der Ordinatenachse asymptotisch nähern muß, verläuft im normalen Arbeitsgebiet sehr flach, was wieder für eine gute Anpassungsfähigkeit der Maschine an ihre Betriebsbedingungen spricht. Um die Eignung der Turbine als Fahrzeugmaschine kenntlich zu machen, wurde in Abb. 26 das verfügbare Drehmoment zu jeder Drehzahl aufgetragen. Die Kurve ist, ähnlich wie auch G r a m b e r g fand, schwach gekrümmt. Eine Gerade wäre sie nur, wenn die Leistungskurve genau eine Parabel wäre, also bei reinem Gleichdruckbetrieb und gleichwinkliger Schauflung. Mit fallender Drehzahl steigt das Drehmoment stark an, ein großer Vorzug gegenüber der Kolbenmaschine, denn bei dieser würde die Abhängigkeit des größten Drehmomentes annähernd durch eine Horizontale dargestellt, da es unabhängig von der Drehzahl mit größter Füllung erreicht wird. Bei vorliegender Turbine ist das Anfahrdrehmoment fast das dreifache desjenigen bei höchster Drehzahl; doch kann der Kessel, da die Dampfaufnahme die gleiche bleibt, stets mit günstigstem Wirkungsgrad betrieben werden, ein Vorteil von höchster Bedeutung.

Beeinflussung der Turbine durch die Absaugung. Es wurde nun noch untersucht, inwieweit der Zustandsverlauf in der Turbine durch die Absaugung eine Änderung erfuhr, bzw. wie die Verarbeitung des Dampfes ohne Absaugung erfolgen würde. In Abb. 25 ist das Ergebnis für n = 577 wiedergegeben; es wurde dazu gerade diese Drehzahl gewählt, weil in dem äußersten Fall die Änderung am deutlichsten hervortritt. Da Anfangspunkt und Enddruck unveränderlich sind, ist die Abweichung vom gemessenen Verlauf naturgemäß in der Mitte am größten und wird gegen Anfang und Ende kleiner. Am auffallendsten ist der Unterschied in der 4. und 5. Stufe, da zu Anfang von beiden Stufen abgesaugt wird. Die abgesaugten Mengen in den einzelnen Stufen waren Gg = 2,06 kg/s nach der 1. Stufe 0,026 kg/s vor „4. „ 0,027 „ nach „ 4 . „ 0,023 „ nach „ 6 . „ 0,016 „ vor „9. „ 0,010 „ nach „ 9 . „ 0,010 „ Die Durchrechnung im y-S-Diagramm mußte mehrmals durchgeführt werden, um durch Probieren die richtige durchgehende Dampfmenge zu finden; denn gegenüber dem Betrieb mit Absaugen kann der Verlauf als eine Zufuhr von Dampf an den früheren Absaugstellen angesehen werden, wodurch ebendort der Gegendruck steigt, so daß die im ganzen durchströmende Dampfmenge kleiner wird, wie ja schon aus dem Schaubild hervorgeht. So fand sich eine Dampfmenge von 1,99 kg/s gegenüber 2,06 kg/s bei den Versuchen mit Anzapfung. Auf die Weise ergab sich die eigenartige Tatsache, daß durch die Änderung in der Dampfmenge sich in bezug auf die Leistung kein nennenswerter Unterschied zeigte zwischen dem Betrieb mit und ohne Absaugung. Da die Anzapfmengen bei allen Drehzahlen die gleichen waren,

40 gilt die angestellte Untersuchung f ü r alle Drehzahlen. In Fällen, wo größere Einheiten untersucht werden und weniger Meßstellen vorhanden sind, dürfte von dem Einfluß der Absaugung gänzlich abzusehen sein.

Dampfaufnahme. Auf die bedauerliche Ungenauigkeit in der Kondensatmessung wurde f r ü h e r schon hingewiesen; Undichtigkeiten erscheinen immerhin wahrscheinlich, wenn man bedenkt, d a ß der Kondensator T e m p e r a t u r e n bis zu 248° C auszuhalten hatte. Die gemessene Menge schwankte zwischen 2,02 und 2,15 kg/s; allen Rechnungen und Vergleichsbetrachtungen wurde der mittlere Wert von 2,06 kg/s zugrunde gelegt. Da in den Schwankungen irgendeine Gesetzmäßigkeit nicht zu finden ist, liegt die Wahrscheinlichkeit sehr n a h e , d a ß die Dampfmenge von der Drehzahl völlig unabhängig ist. Der Beweis kann zwar noch nicht als geführt gelten; doch sprechen vor allem auch die bei Änderung der Drehzahl völlig gleichbleibenden Stufendrücke f ü r die Richtigkeit der Behauptung, denn eine Änderung der Dampfmenge könnte nur mit einer gleichzeitigen Änderung der Drücke stattfinden. Bei S t o d o l a (5. Aufl., S. 270) findet sich die Bemerkung, die Dampf menge sei von der Drehzahl unabhängig, wenn keine Verwertung der Auslaßenergie s t a t t f i n d e ; werde diese ausgenutzt, dann nehme die gesamte Durchströmgeschwindigkeit durch die Stufe zu und d a m i t auch die Dampfmenge; vorausgesetzt ist dabei aber, d a ß m a n von einer Zunahme der Widerstände (Stoßverluste usw.) absehe. — Mit kleiner werdender Umfangsgeschwindigkeit wird die relative Einströmgeschwindigkeit in die Schaufel größer, damit auch die Ausströmgeschwindigkeit und die Einströmgeschwindigkeit ins folgende Leitrad und so fort. Die Durchströmgeschwindigkeit wird also insgesamt größer, das leuchtet ein; ob die Vernachlässigung der Verlustz u n a h m e g e s t a t t e t ist, darf bestritten werden, zumal im vorliegenden Fall bei abnehmender Drehzahl. Das Gleichbleiben der D a m p f a u f n a h m e bei den Versuchen würde jedenfalls zeigen, d a ß trotz anscheinend günstiger Verhältnisse keine Verwertung der Auslaßenergie s t a t t f a n d . Bei der N u t z b a r m a c h u n g der Austrittsgeschwindigkeit, die danach die Entscheidung über eine erreichbare Abhängigkeit der D a m p f m e n g e von der Drehzahl in sich trägt, spielt wahrscheinlich die axiale Spaltweite zwischen Laufrad und folgendem Leitrad eine Rolle. Bei normaler Drehzahl hat der Dampf beim Austritt aus dem Laufrad etwa axiale Richtung, die sich mit abnehmender Umfangsgeschwindigkeit immer stärker gegen die der relativen Austrittsgeschwindigkeit zuneigt. Wir haben also ähnliche Verhältnisse wie beim Eintritt ins Laufrad, und es gilt das oben vom Stoßverlust Gesagte. G r a m b e r g (Forschungsarbeit 76) f a n d bei der Rateau-Turbine ebenfalls gleichbleibende Dampfmenge bei Änderung der Drehzahl. E i s n e r 1 ) spricht sich ähnlich wie S t o d o l a dahin aus, daß bei konstantem Druck vor der Turbine mit abnehmender Drehzahl die Dampfmenge zunehmen müsse; doch ist er wohl aus theoretischen Erwägungen heraus zu seinem Schluß gekommen, ohne durch Versuche gestützt zu sein. Da E i s n e r im übrigen Schiffsturbinen betrachtet, wobei die Drehzahl nur durch die Änderung der Dampfmenge wechselt, konnten seine Ergebnisse zum Vergleich nicht herangezogen werden

Mechanische Verluste der Turbine, insbesondere durch Lagerreibung. Bei der B e t r a c h t u n g des in Abb. 10 dargestellten Eigenverbrauchs der T u r b i n e fällt einerseits das starke Steigen mit der Drehzahl auf, sodann der an sich hohe Wert. Beide Erscheinungen stehen jedoch mit den bisherigen Erkenntnissen in Einklang l

) Dissertation, München 1911, S. 14.

41 (vgl. dazu L a s c h e , „ K o n s t r u k t i o n und Material im Bau von D a m p f t u r b i n e n und T u r b o d y n a m o s " , Berlin 1920, S. 166, 167) und erklären sich aus dem sehr niedrigen spezifischen Flächendruck im Lager (p = 2 kg/cm 2 ). Bei der Schnelläufigkeit der Maschine ist man wohl aus Gründen der Betriebssicherheit mit der Beanspruchung soweit heruntergegangen. Das steile Ansteigen der Werte des Reibungskoeffizienten mit der Drehzahl darf ebenfalls nicht überraschen, denn aus Abb. 324 bei L a s c h e erhellt, d a ß // bei abnehmendem p mit der Zapfengeschwindigkeit immer stärker zun i m m t . Wenn man außerdem berücksichtigt, daß selbst bei rt = 7500 die ö l t e m p e r a t u r hinter den Lagern noch nicht 50° erreichte, so k o m m t m a n etwa auf die aus dem Versuch erhaltene Kurve. Bekanntlich n i m m t nämlich die Reibungsarbeit und damit auch der Reibungskoeffizient mit zunehmender E r w ä r m u n g ab, so lange bis die Zähigkeit des Öles nicht mehr ausreicht, um den Auflagerdruck zu übertragen, bis m a n also in das Gebiet der halbflüssigen Reibung k o m m t . Da den Kurven bei L a s c h e sehr viel höhere ö l e r w ä r m u n g zugrunde liegt als den vorliegenden Versuchen, k o m m t auch die steigende Tendenz in Abb. 10 stärker zum Ausdruck. Wie weit man mit der Lagerbeanspruchung bei solch schnellaufenden Maschinen gehen darf, ohne die Betriebssicherheit zu verringern, darüber können n u r planmäßige Versuche Klarheit schaffen; von deren Ergebnis wird es abhängen, in welchem Maß sich der mechanische Wirkungsgrad noch verbessern läßt.

Die Frage der günstigsten Drehzahl. Bei der Durchrechnung der einzelnen Versuche wurde schon gesagt, d a ß auch noch bei n = 7541 Umdr./min außer den normal errechneten keine besonderen Zusatzverluste festgestellt wurden, die etwa auf Kompression oder sonstige durch die Schnellläufigkeit bedingte Erscheinungen schließen ließen. Zwar scheint bei dieser Drehzahl der Scheitelpunkt der Wirkungsgradkurve noch nicht ganz erreicht zu sein, was schon aus dem Vergleich der u/Cj-Werte verständlich ist. Um dies noch anschaulicher

zu machen, wurde in Abb. 31 die Wirkungsgradkurve in Abhängigkeit von u/c x dargestellt, und zwar einmal Cj als Maßstab des Leitradgefälles aufgefaßt, das andere Mal als den des gesamten Stufengefälles einschließlich des im Laufrad verarbeiteten Teiles. Würde man die Umfangsgeschwindigkeit noch weiter steigern, so würde sich vielleicht ein Verdichtungsverlust durch Schleuderwirkung zeigen; doch kann m a n darüber auf Grund der vorliegenden Versuche nichts sagen. Jedenfalls aber läßt sich mit aller Bestimmtheit aussprechen, daß bis zur Drehzahl 7500, bei der u erst 161 m/s, von Kompression nichts zu merken war, wenn man von der Kompression absieht, die nach S t o d o l a (4. Aufl., S.591) bei Axialturbinen stets a u f t r i t t durch die Verschiedenheit der Umfangskomponenten der Dampfgeschwindigkeit am Fuß und Kopf der Schaufel. Da das Verhältnis von Schaufelhöhe zu Beaufschlagungsradius auch in der letzten

42 Stufe mit - ^ - = 0,11 noch sehr klein bleibt, erreicht diese Kompression noch nicht die Größe von 0,1 at. Bezüglich dieses Verlustes ist also nur dafür zu sorgen, daß die Umfangsgeschwindigkeit nicht zu hoch wird; die Drehzahl an und für sich hat darauf keinen Einfluß. Die starke Zunahme der Radreibung mit der Drehzahl ist b e k a n n t ; ein kleiner Raddurchmesser vermag auch diese Verluste in erträglichen Grenzen zu halten. Für den Dampfteil haben die Versuche den Beweis erbracht, daß der wirtschaftlichen Anwendung hoher Drehzahlen nichts im Wege steht. Über den mechanischen Teil wurde weiter oben schon gesprochen; es steht zu erwarten, daß künftige Versuche den Weg zeigen, wie man die mechanischen Verluste bedeutend herabsetzen kann. Wenn die Aufgabe gestellt wird, für eine bestimmte Leistung eine Turbine zu entwerfen, wird bei der Entscheidung über die Drehzahl die schnelläufige Maschine sehr wohl zu beachten sein. Zwar sind bei der raschlaufenden Maschine die Verluste möglicherweise höher als bei der normalen von 3 0 0 0 Umdr./min, dafür läßt sich aber die erstere bei gleichem Wirkungsgrad am Radumfang mit weniger Stufen ausführen, was eine bedeutende Herabsetzung der Erstellungskosten bedeutet. Zumal bei kleinen Einheiten werden die Kosten häufig den Ausschlag geben, daß die Maschine schnellläufig ausgeführt wird. Für große Leistungen wird häufig die Anwendung hoher Drehzahlen nicht möglich sein; denn große Dampfmengen verlangen großen Querschnitt, dieser bedingt eine Mindestgröße von Raddurchmesser. Die Drehzahl wird durch Umfangsgeschwindigkeit und Raddurchmesser bestimmt. Da der Umfangsgeschwindigkeit aus konstruktiven Gründen eine obere Grenze gesetzt ist, liegt die höchste erreichbare Drehzahl damit ebenfalls fest.

Zusammenfassung. Mittels Einbaues von Thermometern in Absaugleitungen wurde eine neue Meßart durchgebildet zwecks Erfassung der Stufentemperaturen. Bei der Feststellung der Ganglinie der Turbine erwies das neue Verfahren seine Brauchbarkeit. Für den Drehzahlbereich 600 bis 7500 wurde eine größere Zahl von Versuchen durchgeführt und dabei jedesmal der Zustandsverlauf in der Turbine, Leistung und Kondensat gemessen. Für den Stoßverlust wurde eine neue Rechnungsart gegeben und die ganze Turbine in vereinfachter Weise durchgerechnet. Durch Benutzung graphischer Tafeln wurde jlie Berücksichtigung der Verluste mit geringstem Arbeits- und Zeitaufwand ermöglicht. Die genaue Durchrechnung des Verlaufs bei verschiedenen Drehzahlen zeigte, daß bis zu 7500 Umdr./min außer den rechnungsmäßigen keine Sonderverluste im Dampfteil auftraten, so daß die von einigen Seiten erhobenen Warnungen vor Anwendung hoher Drehzahlen unberechtigt erscheinen. Das starke Ansteigen der mechanischen Verluste mit Erreichung hoher Drehzahlen überraschte zunächst, doch scheint es bei richtiger Berücksichtigung der verschiedenen Einflüsse mit den Versuchsergebnissen von L a s c h e übereinzustimmen. Wenn mehr Erfahrungen mit schnelläufigen Maschinen vorliegen, wird es wahrscheinlich möglich sein, die Lager höher zu beanspruchen und damit die Verluste herabzusetzen. Nach Behebung vorgenannter Schwierigkeiten dürfte der erfolgreichen Einführung hoher Drehzahlen nichts mehr im Wege stehen. Aus den Versuchen geht hervor, daß die untersuchte Bauart gut geeignet ist für Betriebe, bei denen Drehzahländerungen in großem Bereich erforderlich sind; denn die Leistung ändert sich nur wenig bei starken Drehzahlschwankungen.

Der k h l f h m a i c h i n c n b a u .

Von Prof. Dr. Dr.-Ing. e.h. G. Bauer. II. Band: T h e o r i e und K o n s t r u k t i o n der D a m p f t u r b i n e n mit einem Anhang ausgewählter Kapitel 644 5., 491 Abb.. 73 Tabellen. Lex.-8°. 1927. Broschiert M. 54.—. In Leinen geb. M. 58.—.

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