Titel: Das Bremsen der Turbinen, speziell einiger von der Maschinenfabrik von J. M. Voith ausgeführter Anlagen.
Autor: Anonymus
Fundstelle: 1899, Band 314 (S. 1–5)
URL: http://dingler.culture.hu-berlin.de/article/pj314/ar314001

Das Bremsen der Turbinen, speziell einiger von der Maschinenfabrik von J. M. Voith in Heidenheim ausgeführter Anlagen.

Von C. Schmitthenner.

In dem rastlosen Bestreben, den Bau von Turbinen immer mehr zu verbessern und zu vervollkommnen, ist es der Maschinenfabrik von J. M. Voith in Heidenheim gelungen, in den letzten 10 Jahren ganz hervorragende Erfolge zu erzielen und den Turbinenbau auf eine ungeahnte Höhe zu bringen. Wie bekannt, baut die Firma ausschliesslich Francis-Turbinen und nur für hohe Gefälle Turbinen nach dem Girard-System.

Textabbildung Bd. 314, S. 1

Die Gefällgrenze, bis zu welcher hin noch vor 8 bis 10 Jahren Francis-Turbinen, also Ueberdruckturbinen, verwendet wurden, war ziemlich niedrig; jetzt werden sie schon mit Vorteil bis für 80 und 90 m Gefälle gebaut. Dass dadurch die Francis-Turbine eine ganz besondere Bedeutung erlangt hat, liegt auf der Hand.

Ueber die verschiedenartigen Typen der. Voith'schen Turbinen sowie über die vorzügliche Regulierfähigkeit ist bereits an anderer Stelle ausführlich berichtet worden, dagegen sind die meines Wissens zuletzt veröffentlichten Bremsergebnisse wesentlich überholt worden und sollen hier einige neuere Turbinenbremsungen ausführlich behandelt werden.

Aus örtlichen Verhältnissen ist es in den seltensten Fällen möglich, bei vertikalachsigen Turbinen an der Turbinenwelle selbst zu bremsen, sondern es muss die Bremsscheibe auf die Vorgelegeweile aufgesetzt werden. Bei der nun notwendig werdenden Berücksichtigung der Reibung der konischen Räder und der Vorgelegewelle oder was sonst noch mitläuft, findet man jetzt noch in vielen Bremsberichten entschieden zu hoch gegriffene Reibungskoeffizienten, bis zu beispielsweise für Lager, wodurch naturgemäss für die Turbine eine viel zu hohe Nutzleistung sich herausrechnen lässt.

Bei modernen Transmissionen und vorzüglicher Ausführung sind die Reibungskoeffizienten wesentlich geringer.

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Francis-Turbine der Firma Wieland und Co. in Ulm.

Die Turbinen anläge der Firma Wieland und Co. ist in Illerzell an der Hier gelegen.

Die Fig. 1 bis 3 zeigen die komplette Anlage, während vorläufig nur die Turbine I zur Aufstellung gelangt ist.

Die Turbine ist konstruiert für

H = 2 m Nutzgefälle,

Q = 5,2 cbm Wasser,

n = 35,5 Umdrehungen pro Min.,

N = 109 .

Für volle Beaufschlagung wurde 79% Nutzeffekt,
¾ 80%
½ 76%

an der vertikalen Turbinenwelle seitens der Firma Voith garantiert.

Konische Räder mit einer Uebersetzung von 1 : 4 ins Schnelle treiben die Vorgelegewelle an. Letztere trägt zum Betrieb einer Dynamo das Riemenscheibenschwungrad von 3400 mm Durchmesser, 400 mm Breite und 2640 kg Gewicht.

Textabbildung Bd. 314, S. 2

Es sei hier noch erwähnt, dass der Turbinenregulator in Verbindung mit dem Schwungrad selbst bei plötzlichen starken Belastungsschwankungen eine ebenso präzise Regulierung der Geschwindigkeit bewirkt, wie sie nur von vorzüglich regulierten Dampfmaschinen aufgewiesen werden kann.

Während der Versuche war der Regulator natürlicherweise ausgeschaltet.

Die Turbine wurde am 27. August 1898 gebremst und es sollten durch die Versuche sowohl die Maximalleistung als auch die Nutzeffekte bei verschiedener Beaufschlagung festgestellt werden.

Ausgeführt wurde die Bremsung gemeinschaftlich von dem Betriebsingenieur Renz des Vöhringer Werkes, von Wieland und Co. und der Firma J. M. Voith.

Seitens der Besteller waren noch zugegen Stadtrat Ph. Wieland aus Ulm und Direktor Schimpf der Ulmer Elektrizitäts- und Wasserwerke.

Versuchseinrichtungen.

Bestimmung der effektiven Pferdestärken.

Die Bremseinrichtung zeigt Fig. 4. Neben dem Schwungrad wurde die Bremsscheibe von 1250 mm Durchmesser und 320 mm Breite aufgekeilt. Der Bremshebel drückte mit einer leicht beweglichen Rolle auf die Dezimalwage, deren Tisch sich auf gleicher Höhe mit dem Wellenmittel befand. Eine Veränderung der Bremshebellänge bei den Schwingungen der Bremse war somit auf ein Minimum reduziert. Als Unterlage für die Druckrolle auf der Wage diente ein gehobelter gusseiserner Schuh. Die Bremse war mit einer Vorrichtung versehen, die eine ausserordentlich feine Regulierung des Anpressungsdruckes der Bremsbacken und somit auch des Reibungsmomentes gestattete. Das eine Ende des Bremsbandes hing am kurzen Hebelarm des schmiedeeisernen Hebels h, während die mit feinem Gewinde und Handrad ausgestattete Regulierschraube s am langen Hebelarm angriff. Das Regulieren der Bremse erforderte mittels dieser Vorrichtung minimalsten Kraftaufwand, so dass die Fehlerquelle, hervorgerufen durch das fortgesetzte Berühren der Bremse beim Regulieren, nach Möglichkeit beseitigt war.

Bremshebellänge und toter Bremshebeldruck wurden sowohl vor als nach den Versuchen bestimmt; erstere durch direkte Messung, letztere durch Abwägen mittels der Wage, und die Mittelwerte allen Versuchen zu Grunde gelegt.

Der Mittellage der Bremse entspricht horizontale Lage des Bremsbalkens. Es wurde dementsprechend die Brückenwage derartig aufgestellt, dass die auf den Bremsbalken aufgesetzte Wasserwage einspielte.

Mittels Senkels wurde das Wellenmittel beiderseits auf den Bremsbalken senkrecht nach oben übertragen, |3| letzterer etwas angehoben und ein Dreikanteisen derart unterlegt, dass der Bremsbalken nach dem Mittelriss auf einer Schneide seine Abstützung fand (Fig. 5).

Nachdem das freie Ende des Bremsbalkens ebenfalls soweit unterlegt war, dass die Wasserwage wiederum einspielte, konnte der Wagedruck bestimmt werden.

Textabbildung Bd. 314, S. 3

Das zur Kühlung der Bremse erforderliche Kühlwasser wurde mittels Handpumpe aus dem Obergraben in ein hoch aufgestelltes Fass gepumpt und derart reguliert, dass durch einen Ueberlauf stets etwas Wasser überfloss. Durch elastischen Schlauch, der dem Spielen der Bremse keinerlei Widerstand entgegensetzte, floss das Wasser der Bremse zu.

Infolge des Ueberlaufs wurde die Druckhöhe und damit auch der Wasserzulauf konstant gehalten, was für ein ruhiges und genaues Arbeiten mit der Bremse unbedingtes Erfordernis ist.

Es sei noch bemerkt, dass zwischen Bremse und Schwungrad eine Wand eingebaut war, um zu verhindern, dass Spritzwasser auf die Innenseite des Riemenscheibenschwungrades gelangen konnte und dadurch verzögernd auf dasselbe gewirkt hätte.

Da die garantierten Nutzeffekte sich auf die Leistung der Turbine, gemessen an der vertikalen Turbinenwelle, beziehen, während an der Vorgelegewelle gebremst wurde, so ist die Reibungsarbeit der Vorgelegewelle, der konischen Räder und des Schwungrades der Turbine gutzuschreiben und sollen die Beziehungen hierfür zunächst ermittelt werden.

Die Arbeitsleistung der Turbine setzt sich zusammen aus:

1. den an der Bremse abgenommenen Pferdestärken = N1;

2. der Reibungsarbeit N2 welche durch das Eigengewicht der Vorgelegewelle, des konischen Triebes, des Schwungrades und der Bremsscheibe verbraucht wird;

3. der Zahnreibungsarbeit N3;

4. der Reibungsarbeit N4, welche durch den Zahndruck in den Lagern der Vorgelegewelle und dem Halslager der Turbinenwelle verursacht wird;

5. der Luftreibung N5 des Schwungrades.

Hierbei sind nicht in Rechnung gezogen: die Reibungsarbeit in den Lagern, herrührend vom Eigengewicht des auf der Bremsscheibe lastenden Bremszaumes, und die Reibungsarbeit |4| in den Lagern, hervorgebracht durch den achsialen Seitenschub der konischen Räder; dagegen wird aber auch die Entlastung der Vorgelegewellenlager durch den Gegendruck der Dezimalwage der Einfachheit halber vernachlässigt. Der Fehler, welcher durch Vernachlässigung der erstgenannten Reibungsarbeit (Bremszaumgewicht) begangen wird, erhält seine Ausgleichung teilweise auch dadurch, dass die unter 2. und 4. benannten Arbeiten für sich berechnet und addiert, stets nach dem Parallelogramm der Kräfte zusammengesetzt werden. Die Reibungsarbeit durch Spurzapfenreibung wurde der Turbine nicht gutgeschrieben.

Textabbildung Bd. 314, S. 4

Mithin ist die gesamte von der Turbine entwickelte Arbeit in Pferdestärken

Nt = N1 + N2 + N3 + N4 + N5.

Zu 1. Es bezeichne:

L die Länge des Bremshebels in Meter; diese
wurde vor den Versuchen bestimmt zu 3,019 m
und nach 3,029 m
woraus sich eine mittlere Länge von 3,024 m

ergibt.

P den Wagedruck in Kilogramm nach Abzug des toten Bremshebelgewichtes, das sich vor und nach der Bremsung zu 80 kg ergab.

n die minutliche Umdrehungszahl der Vorgelegewelle.

Es ist

oder

Zu 2. Es betrug:

das Gewicht der Vorgelegewelle 512 kg
Bremsscheibe 943 kg
des konischen Triebes 363 kg
Schwungrades 2640 kg
–––––––
zusammen G = 4458 kg
Textabbildung, Bd. 314, S. 4

Die drei Lagerzapfen der Vorgelege welle haben 120, 140 und 120 mm Durchmesser, woraus sich der mittlere Zapfenreibungsdurchmesser zu d = 126 mm bestimmt.

Der Zapfenreibungskoeffizient kann für die im vorliegenden Fall verwendeten Ringschmierlager mit beweglichen Weissmetallschalen zu gesetzt werden.

Es ergibt sich nun:

N2 = 0,01 . n .

Die genaue Berechnung der Reibung würde allerdings verlangen, dass die einzelnen Lagerdrücke der in drei Lagern getragenen Welle berechnet und die Reibungsverluste bestimmt würden. Nun sind die Durchmesser so wenig verschieden, dass man, ohne einen merkbaren Fehler zu machen, sich die komplizierte Rechnung ersparen kann.

Zu 3. Die konischen Zahnräder haben 2800 : 700 mm äusseren Teilkreisdurchmesser.

144 : 36 Zähne,

61 mm Teilung,

300 mm Zahnbreite.

Die Zahnreibungsarbeit in Teilen der Nutzleistung berechnet sich nach Bach, Maschinenelemente, Gleichung 227, unter Entnahme der diesbezüglichen Daten aus der Konstruktionszeichnung zu

N3 = μ1 . 0,141(N1 + N2).

Der Zahnreibungskoeffizient μ1 werde in Anbetracht der genauen Herstellung der Räder gesetzt zu

μ1 = 0,075,

somit

N3 = 0,075 . 0,141 = 0,0105(N1 + N2)

N3 ∾ 0,01(N1 + N2).

Genau genommen dürfte zum Klammerausdruck noch die Luftreibungsarbeit N5 sowie die Reibungsarbeit der Vorgelegewelle, hervorgerufen durch den Zahndruck, hinzuaddiert werden.

Zu 4. Aus dem Zahndruck p auf die Lager folgt die Arbeit N4, welche sich aus zwei Teilen zusammensetzt.

a) Die Reibungsarbeit in den Lagern der Vorgelegewelle beträgt

wobei der Zapfendurchmesser von 0,130 mm als Mittel aus den beiden beteiligten Wellenlagern genommen worden ist.

b) Die Reibungsarbeit im Turbinenhalslager (275 mm Durchmesser) ist

somit

Der Zahndruck p greift an dem mittleren Treibraddurchmesser 0,627 m an und lässt sich aus der Gleichung

bestimmen. Mit Hilfe dessen berechnet sich

N4 = 0,00793 . (N1 + N2 + N3)

oder

N4 = 0,00793 . 1,01(N1 + N2)

= 0,00801(N1 + N2).

Zu 5. Für die Berechnung der Luftreibung fehlen heute noch zuverlässige Unterlagen. Aus Versuchen an einem ähnlichen Schwungrad könnte schätzungsweise gefolgert werden, dass für das vorliegende Schwungrad bei einer mittleren Tourenzahl von 130 pro Minute die Luftreibung etwa 1,5 bis 1,8 beträgt. Da aber die gewonnenen Versuchsresultate vorläufig allein dastehen und der Bestätigung bedürfen, so soll hier weiter nicht darauf eingegangen werden und die Luftreibung für die mittlere Tourenzahl von 130 während der Versuche mit nur 0,8 in Rechnung gesetzt werden. Dieser Wert dürfte jedenfalls eher zu niedrig als zu hoch gegriffen sein.

Es folgt jetzt:

Nt = N1 + N2 + 0,01(N1 + N2) + 0,00801(N1 + N2) + 0,8

Nt = 1,01801(N1 + N2) + 0,8.

Bestimmung der absoluten Pferdestärken.

Gefällmessung.

Für die Messung des Gefälles wurde ein ⌶-Eisen des Rechenpodiums dicht vor der Einlassfalle und ein ⌶-Eisen am Turbinenhaus dicht über dem Auslauf gegenseitig einnivelliert und deren Höhenabstand zu 1,224 m ermittelt. Die jeweilige Tieflage des Ober- und Unterwasserspiegels unter den ⌶-Eisen wurde mit h0 bezw. hu bezeichnet, so dass sich das Nutzgefälle berechnete zu

H = 1,224 – h0 + hu m.

Gemessen wurde im Stromstrich und zwar alle 2 Minuten, |5| so dass man für die ganze Zeit der Versuche eine fortlaufende Aufzeichnung des Nutzgefälles erhielt.

Wassermessung.

Für die im Oberwassergerinne vorzunehmenden Wassermessungen wurde der im Besitz der Firma J. M. Voith befindliche Woltmann'sche Flügel mit elektrischer Zeichengebung nach je 50 Flügelumdrehungen verwendet. Die Gleichung für den Flügel heisst v = 0,03 + 0,226u, worin

v die Wassergeschwindigkeit in m/sek.

u die sekundliche Umdrehungszahl des Flügels

bedeutet.

Textabbildung Bd. 314, S. 5

Der Flügel wurde gleich nach der Bremsung von der hydrometrischen Prüfungsanstalt an der Technischen Hochschule in München untersucht und die Konstante laut Attest vom 1. Oktober 1898 als richtig befunden.

Das Messprofil (Fig. 6) hatte rechteckigen Querschnitt, glatt cementierte Wände und befand sich in der Vertikalebene des oben erwähnten ⌶-Eisens.

Im Mittel betrug die vertikale Entfernung der Kanalsohle von der genau horizontalen Oberkante dieses ⌶-Eisens 2,038 m, so dass sich die jeweilige Wassertiefe berechnete zu

2,038 – h0 m,

wobei h0 als Mittelwert der alle 2 Minuten gemachten Beobachtungen des jeweiligen Versuches genommen wurde.

Die Seitenwände des Profils waren genau senkrecht und gerade und es betrug die lichte Weite genau 3,300 m. Gemessen wurde die Wassergeschwindigkeit in den acht Punkten I0, Iu, II0, IIu, III0, IIIu, IV0, IVu des nach der Teichmann'schen Methode für 1,688 m mittlere Wassertiefe eingeteilten Messprofiles.

Für jeden Punkt wurden die Beobachtungen für 250 Umdrehungen des Flügels ausgedehnt, indem der Stand des Sekundenzeigers bei jedem nach je 50 Umdrehungen ertönenden Glockenzeichen notiert wurde. Aus der Gleichmässigkeit der Zeitintervalle konnte auf den gleichmässigen Gang des Flügels geschlossen werden.

Es entstand so für jede Wassermessung eine kleine Tabelle, aus welcher in bekannter Weise die mittlere Wassergeschwindigkeit vm berechnet wurde.

Es ist dann die Wassermenge

Q = 3,3(2,038 – h0) . vm cbm/sek.

Für die Wassermessung mittels Woltmann'schen Flügels hat man sich einen möglichst regelmässigen Kanal mit geometrisch einfachem Querschnitt und glatten Wänden auszusuchen, in welchem sich die Wasserfäden parallel und mit möglichst gleicher Geschwindigkeit bewegen.

Gewöhnlich bleibt einem da kein anderer Querschnitt als der oben ebenfalls gewählte übrig und kann man da mitunter recht verschiedene Wassergeschwindigkeiten, sogar negative, finden. Einmal übt die Turbine auf die verschiedenen Wasserfäden verschiedene Saugwirkung aus, andererseits entsteht bei den kurzen vorgebauten Pfeilern Kontraktion. Man hilft sich dadurch, dass man den Pfeiler durch eine Bretterwand bis über den Rechen hinaus künstlich verlängert.

Eine solche Gefahr bestand im vorliegenden Fall, wie aus den Wassermessungen ersichtlich, nicht, so dass dieselben in keiner Weise ungünstig beeinflusst wurden.

(Fortsetzung folgt.)

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