Titel: Der heutige Stand im Dampfturbinenbau.
Autor: Anonymus
Fundstelle: 1911, Band 326 (S. 376–381)
URL: http://dingler.culture.hu-berlin.de/article/pj326/ar326111

Der heutige Stand im Dampfturbinenbau.

Von Bauinspektor Dr.-Ing. Meuth, Stuttgart.

(Fortsetzung von S. 357 d. Bd.)

Als eine aussichtsreiche Lösung des Turbinenbetriebs für Schiffspropeller darf der sog. „hydraulische Transformator“ von Dr. Föttinger2) angesehen werden. Auf der Turbinenwelle sitzt eine Kreiselpumpe, welche mit der güngstigsten Geschwindigkeit läuft; sie beaufschlagt eine unmittelbar damit zusammenhängende Turbine, die auf der Propellerwelle sitzt. Das als Treibmittel der letzteren benutzte Wasser läuft der Kreiselpumpe wieder zu. Durch die Wahl der Schaufelung und der Stufenzahl kann das gewünschte Uebersetzungsverhältnis erreicht werden Fig. 3a gibt die primitivste Anordnung eines solchen Transformators wieder. I ist die Antriebswelle, auf |377| welcher die Kreiselpumpe A sitzt; H ist die Propellerwelle mit dem Turbinenrad B, welehes das Triebwasser der Kreiselpumpe unmittelbar aufnimmt, das dann durch den festen Kanal C der Kreiselpumpe wieder zufließt. Zwischen A und B kann auch ein fester Umlaufkanal zwischengeschaltet und damit erreicht werden, daß das sekundäre Rad in anderem Drehsinn umläuft als bei der ersten Anordnung. In der rechten Hälfte von Fig. 3b findet sich ein solcher Umleitkanal zwischen das primäre und sekundäre Rad zwischengeschaltet und in dieser Kombination zweier Transformatoren wird die Einrichtung auch umsteuerbar. In Fig. 3b dient die linke Hälfte für den Vorwärtsgang, die rechte für den Rückwärtsgang. A ist das Rad der Kreiselpumpe, die auf der Turbinenwelle sitzt. B und D gehören zu der Turbine auf der Propellerwelle, die hier doppelkränzig ausgeführt ist, um das Uebersetzungsverhältnis ins Langsame zu vergrößern, der ringförmige Umleitkanal C verbindet die erste Stufe mit der zweiten; aus dem zweiten Radkranz D strömt dann das Betriebswasser wieder der Kreiselpumpe A zu und beginnt seinen Kreislauf von neuem. Dicht neben diesem hydraulischen Umformer ist ein zweiter für den Rückwärtsgang angeordnet; letzterer weist indessen nur eine einstufige Turbine auf. Hier ist E das Schleuderrad der Kreiselpumpe, F ein Umleitkanal, und G das Schaufelrad der Rückwärtsturbine. Fig. 4 veranschaulicht die erste Ausführung eines Föttinger-Transformators für den Antrieb durch eine 500 PS-Dampfturbine. Die Bezeichnungen sind dieselben wie in der schematischen Fig. 3b. Wenn umgesteuert werden soll, wird das Betriebswasser aus dem Gehäuse der Vorwärtsturbine auslaufen gelassen und der Rückwärtsturbine durch Kanal Q frisches Betriebswasser zugeführt. Es wird dies einfach durch Umstellen des Steuerventiles, das unter dem Transformator angeordnet ist, erreicht. Die Dampfturbine läuft dabei in unverändertem Drehsinn weiter.

Textabbildung Bd. 326, S. 377
Textabbildung Bd. 326, S. 377

Eine weitere Vereinfachung dieser Einrichtung ist bereits zur Ausführung gebracht dadurch, daß mit Hilfe eines verschiebbaren Leitrades nur ein einziger Kreislauf des Wassers für Vor- und Rückwärtsgang stattfindet. Das verschiebbare Leitrad kann auch dazu verwendet werden, das Uebersetzungsverhältnis durch einfaches Umstellen für verschiedene Fahrgeschwindigkeiten zu ändern. Mit dem hydraulischen Transformator kann annähernd die gleiche Kraftleistung für den Rückwärtsgang wie für den Vorwärtsgang entwickelt werden.

Der Transformator arbeitet mit einem verhältnismäßig guten Wirkungsgrad, namentlich dadurch, daß infolge der engen Verbindung von Pumpe und Turbine größere Reibungsverluste und durch die direkte Ausnutzung der Geschwindigkeit die Verluste durch die Umsetzung in Druck und dann wieder in Geschwindigkeit vermieden sind. Auch die Austrittsgeschwindigkeit aus dem Turbinenrad geht nicht verloren. Versuche an einer vom Stettiner Vulkan gebauten ersten Anlage haben ergeben, daß sich im günstigsten Falle ein Wirkungsgrad von 83 v. H. erreichen läßt bei vier- bis fünffacher Uebersetzung der Geschwindigkeiten der Dampfturbinen- und Propellerwelle. Dieser Wirkungsgrad kann noch etwa um 4 v. H. erhöht werden, wenn das Betriebswasser, an welches zum großen Teil die Verlustarbeit in Form von Wärme übergeht, zur Kesselspeisung verwendet wird. Aber auch schon mit einem Wirkungsgrad von etwa 80 v. H. kann der Transformator mit dem direkten Dampfturbinenantrieb in Konkurrenz treten wegen des geringeren Wirkungsgrades der raschlaufenden Propeller und der langsamer laufenden Dampfturbinen.

Textabbildung Bd. 326, S. 377

Die Energieausnutzung in heutigen Schiffsturbinen bei direktem Propellerantrieb arbeiten mit einem Wirkungsgrad von 55–60 v. H., die Propeller mit einem Wirkungsgrad von 62 bis ausnahmsweise 73 v. H. Das ergibt einen Gesamtwirkungsgrad von bestenfalls 42 v. H. Bei Anwendung eines Föttinger-Transformators kann die Dampfturbine mit ihrer günstigsten Geschwindigkeit laufen und annähernd den Wirkungsgrad guter ortsfester Anlagen erreichen, also etwa einen Wirkungsgrad 67 bis 70 v. H. Der Propeller wird dabei ebenfalls mit günstigster Umdrehungszahl arbeiten und einen Wirkungsgrad |378| wie bei Antrieb durch Kolbenmaschinen von 76–80 v. H. erreichen, so daß auch bei Annahme der niedersten Werte und bei 80 v. H. Wirkungsgrad des Transformators ein annähernd gleicher Wirkungsgrad wie bestenfalls bei direktem Turbinenantrieb erreicht wird. Mit weiterer Verbesserung des Transformators tritt seine Ueberlegenheit immer mehr hervor. Nach neueren Mitteilungen ist bei einer 500 PS-Anlage auf einem mit Sauggasmaschinen betriebenen Schiff ein Transformatorwirkungsgrad von 88 v. H. erreicht worden. Solange es nicht gelingt, raschlaufende Propeller mit genügend hohem Wirkungsgrad zu bauen, wird dem Föttinger-Transformator eine große Bedeutung zukommen, zumal die bisherigen Versuchsfahrten zu keinem Bedenken über die Betriebssicherheit des Zwischengliedes Anlaß gegeben haben. Das Umsteuern ging stets rasch und glatt vor sich; es vergingen z.B. bei dem Versuchsschiff beim Uebergang von höchster Tourenzahl vorwärts bis zur höchsten Tourenzahl rückwärts nur etwa 15 Sek. Schon 4–5 Sek. nach Zurückstellen des Steuerschiebers von „Voraus“ auf „Rückwärts“ stand die Sekundärwelle aus forcierter Fahrt still, um nach weiteren 10 Sek. eine Rückwärtstourenzahl von 200 bis 250 zu erzeichen, während die Dampfturbine in gleichem Sinn und mit annähernd gleicher Geschwindigkeit weiterlief.

Große Vorteile bringt der Föttinger-Transformator auch durch die Raum- und Gewichtsersparnis, namentlich bei großen Kriegsschiffen. So beträgt bei einer Installation von 30000 PS, die auf drei Wellen mit 275 Umdrehungen i. d. Min. verteilt sind, die Gesamtlänge der Maschine 15,6 m, die Grundfläche 312 qm und das Gewicht einschl. Propeller 724 t. Bei Anordnung eines Föttinger-Transformators hat man berechnet, daß für eine Propellertourenzahl von 125 i. d. Min. und bei 720 Touren der Antriebsmaschine die Gesamtlänge 12 m, die Grundfläche 240 qm und das Gesamtgewicht 600 t beträgt, daß also nach jeder Richtung eine Ersparnis erzielt wird.

Der Erfinder beschäftigt sich zurzeit auch mit der Anwendung seines Transformators auf ortsfeste Anlagen, z.B. für den Antrieb von Walzenstraßen mit und ohne Umkehr der Drehrichtung.

Im Folgenden werden die Ausführungen einer Reihe von Dampfturbinen besprochen und durch Abbildungen veranschaulicht mit Beschränkung auf die Konstruktionen deutscher Fabriken und von Firmen des deutschen Sprachgebietes.

4. Reine und kombinierte Ueberdruckturbinen.

Brown-Boveri & Co. haben in ihren Werkstätten in Baden (Schweiz) und Mannheim als eine der ersten Firmen auf dem Kontinent den Bau von Parsons-Turbinen aufgenommen und durch schrittweise Vervollkommnung und durch eine hervorragende Ausführung zu einem guten Teil zu der großen Verbreitung der Parsons-Turbine beigetragen. Die Mängel, welche der ursprünglichen Parsons-Turbine anhafteten: ihre allzugroße Baulänge, die Empfindlichkeit gegenüber plötzlichen Temperaturschwankungen namentlich bei der Inbetriebsetzung, können bei den neuen Konstruktionen als beseitigt gelten.

Die neuere Ausführungsform der reinen Parsons-Turbine erscheint gegenüber der älteren bedeutend zusammengedrängt. Um große Temperaturunterschiede im rotierenden Teil beim Einlassen des Frischdampfes zu vermeiden, ist der vordere Teil der Trommel heizbar gemacht; die Verbindung der Welle mit diesem Teil der Trommel ist mittels Bajonettverschluß hergestellt; ferner ist der Niederdruckentlastungskolben am Ende des Niederdruckteils der Trommel angeordnet. Dadurch wie durch die vollkommen symmetrische Ausbildung des Gehäuses ist den einseitigen Wärmedehnungen, welche bei raschem Anlassen aus dem kalten Zustand auftreten und die Maschine in Gefahr bringen, wirksam begegnet.

Textabbildung Bd. 326, S. 378

Die Abdichtung der Welle nach außen, welche sowohl vorn wie hinten nur das Eindringen von Luft zu verhindern hat, geschieht durch die Labyrinthwirkung von Rillen an der Welle, welche derselben eine genügende Längsbeweglichkeit lassen. An einer Stelle wird etwas Dampf zugeführt, dessen Austritt nach außen in leichten Wolken anzeigt, daß die Dichtung nach innen vollkommen Abschluß gibt. Die Wellenlager haben bei langsam laufenden Turbinen (unter 1500 Umdr.) einfache mit Weißmetall ausgegossene Schalen, die in einer Kugelfläche gestützt sind und so der Welle eine kleine Querbeweglichkeit gestatten. Für höhere Umdrehungszahlen werden die bekannten Mehrbüchsenlager von Parsons verwendet. Durch die kleine Exzentrizität, welche diese ineinandergeschobenen Büchsen haben, kann die Welle durch Verdrehen der Büchsen sehr genau eingestellt werden. |379| Der geringere Spielraum zwischen den einzelnen Büchsen ist mit Drucköl ausgefüllt, welches etwa auftretende Stöße mildert.

Textabbildung Bd. 326, S. 379

Statt der früheren Regulierung mittels eines durch Dampf gesteuerten Relais kommt jetzt eine sehr einfache Druckölsteuerung zur Ausführung. Fig. 5 stellt dieselbe dar. Durch die Turbinenwelle E erhält die Regulatorspindel D, die bei G und F gelagert ist, mittels eines Schneckengetriebes ihren Antrieb. Am unteren Ende der Regulatorspindel sitzt die Oelpumpe R, welche das Preßöl erzeugt, das unter einen federbelasteten Kolben auf der Spindel des Dampfeinlaßventils geleitet wird. Es steht nun der Abfluß des Oels unter diesem Kolben und somit auch der Oeldruck unter demselben direkt unter dem Einfluß des Federregulators J. Das Oelabführungsrohr T mündet in eine Kammer im Reguliergehäuse M. Die Oeffnungen dieser Kammer nach dem Innern des Gehäuses werden durch die besonders ausgebildete Regulatorhülse K je nach deren Stellung mehr oder weniger geöffnet, und zwar so, daß bei einer Entlastung die Oeffnung für den Oeldurchlaß größer, der Oeldruck unter dem Steuerkolben also kleiner wird, so daß die Feder über demselben das Einlaßventil etwas schließt. Umgekehrt findet bei Belastungszunahme durch Verengung der Austrittsöffnungen für das Oel eine Zunahme des Oeldruckes und eine entsprechend größere Oeffnung des Einlaßventils statt. Das aus der Kammer austretende Oel fließt in das ganz geschlossene Regulatorgehäuse A, B, C und schmiert zugleich alle beweglichen Teile darin. Den Abschlußkanten der Regulatorhülse ist eine geringe Abschrägung gegeben, so daß bei jeder Umdrehung derselben die Austrittsöffnungen für das Oel abwechselnd etwas vergrößert und verkleinert werden. Auf diese einfache Weise wird mit jeder Umdrehung eine kleine Schwankung des Oeldruckes hervorgerufen, welche genügt, das Einlaßventil in kleinen oszillierenden Bewegungen zu erhalten, die sich in der Minute etwa 300 mal wiederholen. Die Empfindlichkeit der Regulierung wird dadurch sehr erhöht. Dadurch, daß hier die Regulatormuffe selbst als Steuerorgan dient und jede weitere Uebertragung der Regulatorbewegung auf das Regulierventil durch Hebel und Gestänge wegfällt, ist diese neue Reguliereinrichtung außerordentlich einfach. Sie gewährt indessen für sich allein nur eine Regulierung durch Drosselung des Frischdampfes. Um den vollen Kesseldruck auch bei kleineren Belastungsstufen auszunutzen, wendet Brown-Boveri bei ihren mit Curtis-Rädern ausgerüsteten Turbinen mehrere Zusatzventile an, die den Dampf zu den einzelnen Düsen zu- und abschalten. Dieses Zu- und Abschalten geschieht ganz unabhängig von der Bewegung des Regulators, vollkommen selbsttätig. In Fig. 8 ist ein solches selbsttätiges Düsenventil bei A zu erkennen. Fig. 6 erläutert die Wirkungsweise dieses selbsttätigen Zusatzventils, das hier für die Dampfzuführung zu einer späteren Stufe zum Zwecke der Ueberlastung dient. Der Raum über dem Kolben d steht in Verbindung mit dem Raum vor dem Regulierventil, in welchem annähernd der Kesseldruck herrscht. Im Raum i herrscht die Pressung des durch das Regulierventil gedrosselten Dampfes; dieser Druck ist um so höher, je mehr das Regulierventil geöffnet ist. Steigt also die Belastung der Turbine und öffnet dabei der Regulator das Regulierventil etwas mehr, so nimmt auch der Druck im Raum i zu und die Pressung auf die untere Fläche des selbsttätigen Ventils K überwiegt die Pressung des Frischdampfes auf die obere Ringfläche des Kolbens d, das Ventil wird gehoben und Frischdampf gelangt zu einer späteren Druckstufe bezw. zu einer weiteren Düse. In gleicher Weise wird der Dampfzutritt zu einer Düse durch Schließen des Ventils aufgehoben, so bald infolge geringer Belastung und entsprechender Druckverminderung des Dampfes im Raum i der Druck des Frischdampfes auf die obere Fläche des Kolbens d überwiegt. Der am Umfang des mit reichlichem Spiel eingesetzten Ventils durchschlüpfende Dampf wird durch Bohrung f zur Abdichtung in die Stopfbüchsen geleitet. Ebenso schließen sich Ueberlastungsventile durch den Ueberdruck des Frischdampfes selbsttätig, sobald der Druck in der Stufe, welcher sie vorgeschaltet sind, infolge Belastungsabnahme sinkt. Durch Einstellen der Feder kann der Wirkungsbereich des Ventils verändert werden.

Textabbildung Bd. 326, S. 379

Bei H in Fig. 5 befindet sich ein Sicherheitsregulator, der bei Ueberschreitung einer höchsten zulässigen Tourenzahl den Sperrhebel X verstellt und das Hauptabsperrventil schließt. Die Tourenzahl der Turbine kann in engen Grenzen (5 v. H.) durch Drehen des Rades A1 (mit Hilfe eines magnetischen Fernschaltwerkes auch von einem beliebigen Punkte aus) verändert werden dadurch, daß die Regulatorhülse vermittels Kegelräder L und Gewinde |380| gehoben oder gesenkt wird, wodurch der Oelaustritt verändert wird. Der geänderte Oeldruck bedingt eine andere Stellung des Einlaßventiles und bei gleicher Belastung der Maschine eine Aenderung der Tourenzahl. Eine Oelbremse B1 dämpft die pendelnden Bewegungen der Hülse nach plötzlichen Belastungsänderungen. D1 ist ein Tourenzähler.

Für sehr große Leistungen wird die Turbine in zwei Gehäusen ausgeführt schon mit Rücksicht auf die für den Transport einzuhaltende Länge des Gehäuses, aber auch mit Rücksicht auf die ungleichen Wärmedehnungen und die großen Lagerabstände der langen Trommeln. Wegen des großen arbeitenden Dampfvolumens im Niederdruckteil ist die Dampfströmung hier gewöhnlich geteilt, wie aus Fig. 7 hervorgeht. Der Dampf wird auch vielfach in der Mitte des Niederdruckteils zugeführt und strömt nach rechts und links ab. Bei Turbinen, welche ausschließlich mit Abdampf betrieben werden und mit hohem Vakuum arbeiten, ist dies stets der Fall. Hier fehlt der Hoch- und Mitteldruckteil; der Dampf tritt an beiden Enden der Turbine je durch ein besonderes Abdampfrohr aus. Durch die gegenläufige Dampfströmung findet hier ohne weiteres der Druckausgleich statt, so daß besondere Ausgleichkolben hier wegfallen. Fig. 7 stellt eine Turbine für gemischten Betrieb dar; sie ist sowohl für die Verarbeitung von Frischdampf wie von Abdampf eingerichtet für die Fälle, wo Abdampf zeitweise nicht in genügender Menge zur Verfügung steht, die volle Turbinenleistung aber verlangt wird. Es kommt dies häufig in Bergwerks- und Hüttenbetrieben vor, wo die Abdampfturbine gewöhnlich die elektrische Energie zu liefern hat, auch dann, wenn die Kolbenmaschinen zeitweise stilliegen. Um auch in diesen Fällen wirtschaftlich zu arbeiten, tritt der Frischdampf bei B in die Hochdruckturbine und weiterhin in den Niederdruckteil. Bei Betrieb mit Abdampf tritt derselbe bei A in den Niederdruckteil ein, während der Hochdruckteil leer mitläuft. Die beiden Regulierventile C und D stehen unter der Einwirkung des gemeinsamen Regulators E, welcher das Hochdruckventil erst öffnet, wenn das Niederdruckeinlaßventil ganz geöffnet ist und die notwendige Abdampfmenge für die jeweilige Belastung nicht mehr ausreicht.

Nach eingehender Erprobung bringen Brown-Boveri neuerdings eine kombinierte Bauart ihrer Turbinen auf den Markt, bestehend aus einer Parsons-Reaktionsturbine im Mittel- und Niederdruckteil mit vorgeschaltetem Aktionsrad als Hochdruckteil. Fig. 8 zeigt einen Schnitt durch eine solche Turbine. Die Baulänge wird durch das Aktionsrad, das gewöhnlich mit zwei Geschwindigkeitsstufen ausgeführt wird, wesentlich kürzer als bei der reinen Parsons-Turbine. Im übrigen weist diese Ausführung dieselben konstruktiven Einzelheiten auf wie die normale Parsons-Turbine von Brown-Boveri. Auch hier ist die in Fig. 5 dargestellte Reguliervorrichtung in Verbindung mit einem Zusatzventil angeordnet, das aber hier nicht wie bei der reinen Parsons-Bauart Frischdampf zu einer späteren Expansionsstufe zuführt, sondern einen weiteren Düsensatz für die Beaufschlagung des Aktionsrades zuschaltet; auf diese Weise wird der Vorteil annähernd gleichhohen Anfangsdruckes erreicht.

Textabbildung Bd. 326, S. 380
Textabbildung Bd. 326, S. 380

Das Laufrad der Aktionsturbine (Fig. 9) hat zwei Schaufelkränze aus Spezialbronze. Die Schaufeln sitzen in schwalbenschwanzförmigen, in den Kranz eingedrehten Rillen und werden durch passende Zwischenstücke auseinandergehalten. Die zuletzt eingesetzte Schaufel hat einen verlängerten Fuß, der in ein entsprechendes radiales Loch in der Rille gesteckt und an der inneren Seite des Scheibenkranzes vernietet wird. Ein- und Austrittswinkel der Laufschaufeln sind ungleich. Bei den Schaufeln der Geschwindigkeitsstufenräder ist mit einer größeren Abnutzung zu rechnen. Die diesbezügliche Bemerkung von Brown-Boveri, daß die Abnutzung von der Größe der zur Energieübertragung zur Verfügung stehenden Arbeits-, also hier der Schaufelfläche, abhängt, ist durchaus zutreffend; ebenso wie bei anderen Maschinenteilen, welche Energie zu übertragen haben. So ist denn auch bei der großen Uebertragungsfläche der vollbeaufschlagten Parsons-Turbine selbst nach jahrelangem Betrieb nicht die geringste Abnutzung festgestellt |381|

Tabelle 1.


Stadt. Elektrizitätswerk Frankfurt a. M.
Einphasen-Wechselstrom-
Turbogeneratoren
Elektrizitätswerk
Hagen i. W.
Dreiphasen-
Wechselstrom
K. Sachs. Staats-
eisenb. in Chemnitz
Dreiphasen-
Wechselstrom
Nr. 1 Nr. 2 Nr. 3 Nr. 4
Leistung KW 3500 3500 5000 650
Belastung „ 3521,6 1542,6 3053 1539,9 3320 864,5 659,6 276,5
Tourenzahl 1360 1360 1360 1360 1500 1500 3000 3000
Dampfdruck am Einlaß kg/qcm abs. 11,0 10,97 10,52 10,62 12,72 13,0 11,1 11,25
Dampftemperatur am Einlaß °C 258,8 234,9 263,4 270,5 274 227,9 310,7 271,4
Vakuum v. H. 96,5 97,5 96,9 97,75 97 98 87,9 89,4
Dampfverbrauch pro KW/Std. gemessen kg 6,22 7,13 5,9 6,39 6,13 8,71 7,36 8,19
Dampfverbrauch auf 300° C reduziert 5,77 6,32 5,52 6,06 5,88 7,70 6,37 6,78
Thermischer Wirkungsgrad auf elektr. Leistung
bezogen v. H.

64


67


62,3


62

Dynamo-Wirkungsgrad „ 94 94 92 91,5
Thermischer Wirkungsgrad auf effekt. Tur-
binenleistung bezogen

68,5


71,5


68


68–

worden, während die Schaufeln von Gleichdruckturbinen, in erster Linie solcher mit Geschwindigkeitsstufen, namentlich bei Benutzung feuchten oder nicht ganz reinen Dampfes, nach kürzerer Zeit einer Erneuerung bedürfen. Diese ist jedoch bei den meisten Bauarten einfach und ohne große Kosten auszuführen. Eine erhebliche Verschlechterung der Energieumsetzung tritt erst bei stark vorgeschrittener Schaufelabnutzung auf.

Die Anordnung eines Hochdruck-Curtis-Rades bietet in erster Linie bei Verwendung hochgespannten Dampfes Vorteile. Das geringe Dampfvolumen bedingt in diesem Falle bei dem Hochdruckteil der Parsons-Turbine eine sehr kleine Schaufellänge, die für die Ausnutzung des Dampfes, wie schon eingangs erwähnt, sehr ungünstig ist. Andererseits ist aber der Wirkungsgrad der Curtisräder geringer als derjenige einer Parsons-Turbine, und es bedarf in jedem Falle einer besonderen Erwägung, wieweit die Vorteile der einen und anderen Bauart überwiegen. Bei großen Leistungen und entsprechend großen zu verarbeitenden Dampfmengen werden auch die Schaufellängen des Hochdruckteiles einer Parsons-Turbine genügend groß, so daß hier noch die reine Parsons-Bauart ausgeführt wird. Um in wärmeökonomischer Beziehung die Grenze für die Anordnung eines Curtis-Rades zu bestimmen, sind schon vor einigen Jahren von Brown-Boveri eingehende Versuche an einer 1000 KW-Turbine gemacht worden. Es ergab sich dabei ein Wirkungsgrad des Hochdruckaktionsrades zu no 53 v. H. gegenüber etwa 75 v. H. des Mittel- und Niederdruckteiles. Der Gesamtwirkungsgrad wurde natürlich in diesem Falle durch den geringen Wirkungsgrad des Hochdruckteiles heruntergedrückt umsomehr, als dieser etwa ⅓ der verfügbaren Dampfenergie aufnahm, aber nur ⅓ davon zur Gesamtleistung beitrug.

Nach diesen Versuchen würde die Grenze für die reine Parsons-Turbine etwa bei 1000 PS liegen. Darunter ist ein Curtis-Rad im Hochdruckteil vorteilhafter. Nach neueren Mitteilungen sind mit Hochdruck-Curtis-Rädern mit zwei Geschwindigkeitsstufen Wirkungsgrade bis zu 65 v. H. erreicht worden; dadurch würde die Grenze für die Anwendung von Curtis-Rädern im Hochdruckteil weit hinaufgerückt. Auch für Turbinen mit gemischtem Betrieb, für Abdampf- und Anzapfturbinen wird für die Hochdruckstufe in der Regel ein Curtis-Rad angeordnet.

Bei den großen Einheiten kommt natürlich die Ueberlegenheit der Parsons-Turbine im Hochdruckteil gegenüber dem Curtis-Rad sehr in Betracht. Der Unterschied macht mehrere Zehntel kg Dampf pro Kilowattstunde aus; schon ein Mehrbetrag von 1/10 kg verursacht bei einer 10000 KW-Maschine, die täglich 10 Stunden mit voller Belastung arbeitet, einen jährlichen Mehraufwand für Kohlen von etwa 6000 M. Brown-Boveri führen daher große Turbinen, solche von über 5000 PS, als reine Parsons-Turbinen aus. Größere Turbinen werden ja schon wegen der Größe der Gußstücke in zwei Gehäusen ausgeführt; dadurch ist den Nachteilen durch die Wärmedehnung und durch die großen Lagerentfernungen schon wirksam begegnet. Neuerdings sind fünf Turbinen von je 22500 PS Leistung für ein Pariser Kraftwerk und eine weitere gleichgroße Maschine für das Westfälische Elektrizitätswerk in Essen im Bau.

In Tab. 1 sind die Resultate einiger neuerer Turbinen von Brown-Boveri zusammengestellt. Bei den im Betriebe vorgenommenen Versuchen konnten nicht die Dampfverhältnisse eingehalten werden, für welche die Turbinen gebaut waren; es ist deshalb die Umrechnung auf den Dampfverbrauch bei dem richtigen Dampfzustand vorgenommen. Die Turbinen Nr. 2 und 3 konnten auch wegen zu geringen Kesseldruckes bezw. wegen nicht genügender Netzbelastung nicht voll belastet werden. Die Resultate müssen unter Berücksichtigung dieser Umstände als sehr günstig bezeichnet werden. Bei der Turbine Nr. 2 betrug z.B. der Dampfverbrauch für die effektive PS/Std. 4,1 kg, entsprechend einem Wärmeverbrauch von 2900 Wärmeeinheiten für die effektive PS/Std., d. i. eine Ausnutzung der Dampfenergie von 22 v. H.

(Fortsetzung folgt.)

|376|

D. p. J. 1910, Bd. 325, S. 206.

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