Titel: Polytechnische Rudschau.
Autor: Anonymus
Fundstelle: 1911, Band 326 (S. 812–815)
URL: http://dingler.culture.hu-berlin.de/article/pj326/ar326239

POLYTECHNISCHE RUNDSCHAU.

Curtis-Turbinen der nordamerikanischen Zerstörer „Sterrett“ und „Perkins“. Im Engineering vom 18. August 1911 sind die Turbinen zweier neuen von The Fore River Shipbuilding Co., Quincy, Mass., U. St. A. gelieferten Torpedoboote von 720 t Deplacement in ihren konstruktiven Einzelheiten unter Beifügung zahlreicher Illustrationen beschrieben und die „amtlich“ bekannt gegebenen Probefahrtsergebnisse veröffentlicht. Im folgenden sei ein Auszug unter Hervorhebung einiger wesentlicher Unterschiede von bisher bekannt gewordenen Konstruktionen nach Umrechnung der Angaben in metrisches System gebracht.

Jedes der beiden Boote besitzt zwei Curtis-Turbinen zum Antrieb je einer Welle bezw. Schraube. Die von denjenigen der „Perkins“ sich wenig unterscheidenden Schrauben der „Sterrett“ haben 2000 mm , 1920 mittlere Steigung, je 1,69 qm projizierte Gesamtflügelfläche gleich 0,54 der Schraubenkreisfläche.

Die Turbinen sind infolge Platzmangels voreinander in gemeinsamem Raume angeordnet und besitzen eine Länge von 4575 mm zwischen den Mitten der Traglager, 2433 mm zwischen dem ersten Düseneintritt und dem letzten Laufschaufelaustritt des Vorwärts- bezw. 610 mm des Rückwärtsteils, einen mittleren Laufschaufeldurchmesser von 1830 in ersterem und 1627 in letzterem. Das erste Rad (ebenso beide Räder der Rückwärtsturbine) besitzt vier, das zweite bis sechste Rad je drei und die als Trommelturbine ausgeführte siebente bis vierzehnte Druckstufe je zwei Geschwindigkeitsstufen, letztere volle, das zweite bis sechste Rad (vermutlich konstante) teilweise Beaufschlagung. Das erste Rad wird beaufschlagt durch 19 mittels Schieber einzeln absperrbare Düsen, deren von 3,03 qcm engstem auf das 1,145 fache (vor dem ersten Rückwärtsrade von 4,35 qcm auf das 1,35 fache) divergierende Kanäle rechteckigen Querschnitts aus dem vollen Material eines Bronzesegments herausgefräst sind. a1 = 20°. In diesen Kanälen expandiert der Dampf von z.B. 17,2 auf 6,05 at abs. und erhält 635 m/Sek. Austrittsgeschwindigkeit, dieser entspricht eine Schaufelumfangsgeschwindigkeit von 57 m/Sek. und n = 593,5. Für die Dampfzuleitung der Vor- und Rückwärtsturbine sind 397 qcm, für die gemeinsamen Austrittsstutzen 4400 qcm Querschnitt vorgesehen.

Die Schaufeln sind auf ringförmigen Segmenten von U-förmigem Querschnitt festgenietet, deren beide Schenkel zwecks bequemen Biegens aufgeschlitzt und in die Lauf- bezw. Leitradkränze eingesetzt und hier verstemmt sind, und tragen am Umfang zur zylindrischen Begrenzung der Kanäle ein Stahlband. Hierbei ist eine Rücksichtnahme auf radiale Schaufelspielräume nicht erforderlich. Derachsiale Schaufelspielraum beträgt 2,5 mm. Die Schaufellängen wachsen im ersten Rad von 39 auf 90 (2,5 fach), im |813| zweiten bis sechsten Rad von 39,3 auf 82,2 (2,16 fach), in der siebenten bis vierzehnten Druckstufe von 57,5 auf 247 mm (4,3 fach, in jeder Einzelstufe um das 1,2 fache); die radial gemessene lichte Weite des Düsenaustritts ist durchschnittlich um 6 v. H. geringer als der folgende Schaufelkanal.

Die Probefahrtsergebnisse sind für beide Boote in Tabelle 1 zusammengestellt:

Tabelle 1.

Vierstündige Fahrten von
Perkins Sterrett
Vmax in kn 16,61 25,2 29,76 30,37
Anzahl offener Düsen 2 7 12 12
nmax beider Turbinen 301,15 479,7 593,5 631
Pmax at abs. im H D-Receiver 18,0 17,4 17,2 19,2
Dampfnässe 0,973 0,975 0,978
Pmax der ersten Stufe in at abs 1,35 3,48 6,05
Pmax der sechsten Stufe in at abs 0,188 0,535
Vakuum in mm Hg 72 71 69,5 67,7
Bremsleistung in PS 1560 6540 11800 13000
Dampf verbrauch* kg- PSe/Std. 9,64 6,93 6,48 6,56
Verdampfungsziffer d. Oels 10,42 11,81

*) Einschließlich desjenigen sämtlicher Hilfsmaschinen.

Die Baufirma, die bisher bereits für verschiedene Mannen Curtis-Turbinen von zusammen 290000 PSe baute, sieht bei einer Neukonstruktion für gleiche Boote 18 Druckstufen vor bei Verringerung des Schaufelkranzdurchmessers auf 1600 mm, um eine Anordnung beider Turbinen nebeneinander zu ermöglichen.

Aus den obigen Angaben läßt sich mit genügender Sicherheit die Turbinenanlage der „Perkins“ für 29,76 kn Fahrt nachrechnen: Zunächst ist die Beschleunigung des Dampfes innerhalb der ersten Düsen auf 635 m/Sek. nur bei Annahme einer großen Dampfgeschwindigkeit im Düseneintritt oder eines erheblich größeren Druckgefälles möglich, als dem durch 17,2 und 6,05 at abs gegebenen entspricht. Außerdem ergeben sich die im Engineering angegebenen Rückenwinkel für die Laufschaufel-Eintrittskanten des ersten Rades als u groß.

Nimmt man dem gegebenen Druckgefälle (p1 = 17,2 at abs., x1 = 0,778 und p2 = 6,05 at abs.) entsprechend das verfügbare Wärmegefälle zu 46 Kai. an, so dürfte die weitere Expansion – für deren Form ein Anhalt nur noch durch gegebene Leitschaufel-Austrittswinkel und 57 m/Sek. Schaufelumfangsgeschwindigkeit geboten ist – mit je 17 Kal. Gefälle in jedem der folgenden fünf Räder und mit je 8,5 Kal. Gefälle in jedem der weiteren acht Druckstufen erfolgen können. Dies führt auf einen sogen. indizierten Gesamtwirkungsgrad von ηi = 0,65 und bei Annahme, daß sämtliche Hilfsmaschinen einen Dampfverbrauch von 14 v. H. desjenigen der Hauptmaschinen benötigen, auf Db = 5,69 kg/PSe stündlichen und auf G = 9,3 kg sekundlichen Dampfverbrauch einer jeden Turbine (dessen direkte Berechnung aus den Abmessungen der ersten Düsen, von denen zwölf geöffnet waren, liefert einen um 6½ v. H. geringeren Wert). Dies würde ergeben.

Die Nachrechnung der Rückwärtsturbine nach Annahme ihrer Umlaufzahl zu dreiviertel derjenigen der maximalen für Vorwärtsfahrt führt auf ηi = 0,31, und bei Zugrundelegung des aus der Düsenabmessung berechneten sekundlichen Dampfverbrauchs von 9½–1 kg und des oben angegebenen mechanischen Wirkungsgrades von 93,5 v. H. ergibt sich eine maximale Bremsleistung zu 30–32 v. H. von derjenigen für Vorwärtsfahrt. Hierbei würde nur etwa 10 v. H. Vakuum erreicht. Das zugehörige Drehmoment beträgt dann etwa 3/7 desjenigen der Vorwärtsturbine bei voller Fahrt voraus.

Die für die vorhergehende Fahrt mit v = 25,2 kn angegebenen Werte würden infolge der gegebenen Endspannung des ersten Rades eine genauere Nachrechnung (B) ermöglichen, wenn nicht die in den Profilzeichnungen gegebenen Schaufelwinkel den durch die Geschwindigkeitsdiagramme enthaltenen weniger entsprächen als in Rechnung A. Dies gilt in noch höherem Maße von der Nachrechnung der Ergebnisse der ersten Fahrt mit v = 16,61 kn (C). Da nun die durch die Diagramme enthaltenen Schaufel-Eintrittswinkel kleiner als die im Engineering angegebenen sind, so treten wohl Stoßverluste beim Eintritt des Dampfstrahls, aber keine Bremsverluste durch diesen auf, da er in Fall B und C um so weniger den Schaufelrücken treffen kann. Die Vergrößerung der Stoßverluste berücksichtigte ich in Fall B und C durch Annahme eines entsprechend größeren Geschwindigkeitsverlustes des Dampfes innerhalb der Kanäle. Ein weiterer Verlust von Strömungsarbeit des Dampfes in Fall B und namentlich in Fall C gegenüber Fall A entsteht dadurch, daß die für die Höchstleistung (A) bemessene Düsenerweiterung den für B und C gegebenen größeren Expansionsverhältnissen nicht mehr genügt, so daß nach der Expansion innerhalb der ersten Düsen noch etwa 2,7 (B) bezw. 5,1 at (C) Spannungsabfall mit der Folge von Schallschwingungen stattfindet. Auch dieser Verlust ist durch größere Dampfgeschwindigkeits-Verlustziffern berücksichtigt worden.

Für die Geschwindigkeits-Diagramme sind nun zunächst nur die im Engineering an die Profile angeschriebenen Austrittswinkel (α1) aus Düsen und Leitschaufelkanälen, und zwar am Schaufelrücken gemessen, angenommen worden, damit ist die Gesamtrechnung der drei Fälle wiederholt worden unter Benutzung der Leit- und der Laufschaufel-Austrittswinkel (α1 und β2), und zwar beide an den Schaufel-Innenkanten gemessen. Letztere Rechnung liefert in Fall A um 1 v. H., in Fall B um 2½ v. H., in Fall C um 5 v. H. ungünstigere Ergebnisse als die Rechnung mit der vorhergehenden Annahme.

In Tabelle 2 seien die Ergebnisse dieser Nachrechnungen für die drei Fahrten zusammengestellt als Ergänzung zu den veröffentlichten Fahrtresultaten:

Der Vergleich dieser Ergebnisse führt zu folgenden Schlüssen:

Das erste Rad erhält entschieden zu viel Leistung |814| gegenüber den Druckstufen der zweiten und dritten Gruppe, die hierzu erforderliche vierte Geschwindigkeitsstufe drückt seinen Wirkungsgrad auf einen recht niedrigen Wert herab, selbst bei Höchstleistung der Turbine. Dieser Uebelstand vergrößert sich erheblich mit der Leistungsverringerung. Während hierbei Q1 stark wächst, verringert sich Q2 – 6 anfangs ein wenig und bleibt dann konstant; Q7 – 14 behält anfangs seinen Wert, um dann erst zu fallen. Infolge des mit der Leistung sich verringernden Dampfverbrauchs H1 (bezw. H2) läßt sich einerseits die Kesselspannung, andererseits das Vakuum genügend hoch halten, so daß das Druck- und somit das Wärmegefälle sich hierbei etwas vergrößern.

Tabelle 2.

Fall:
Rechnung:
A:v = 29,76 kn B:v = 25,20 kn C: v = 16,61 kn
I II I II I II
Q1 46,5 46,5 68,0 68,0 105,0 105,0
Q26 17,0 17,0 14,0 14,0 14,0 14,0
Q714 8,5 8,5 8,6 8,6 4,9 5,0
Q 184 184 194 194 196 196
η 1 0,480 0,467 0382 0,362 0,219 0,188
η26 0,590 0,565 0,563 0,550 0,464 0,453
η714 0,618 0,626 0,583 0,565 0,526 0,519
n i 0,625 0,619 0,539 0,526 0,393 0,373
Di 5,50 5,56 6,05 6,20 8,23 8,63
Db 5,69 5,69 6,07 6,07 8,45 8,45
Ni 12180 12020 6580 6410 1602 1575
Ne 11800 11800 6540 6540 1560 1560
G1 18,60 18,60 11,01 11,01 3,67 3,67
G2 17,44 17,44 10,34 10,34 3,09 3,09

Q1, Q2 – 6 und Q3 in Kal. = verfügbare Wärmegefälle,

Q = Gesamtgefälle f. d. Druckstufe,

n1, n2 – 6 und n7 – 14 = „indizierter“ Wirkungsgrad,

ni = „indizierter“ Gesamtwirkungsgrad,

Di = „indizierter“ Dampfverbrauch in kg. PSi/Std.,

De = effektiver Dampfverbrauch in kg. PSe/Std.,

Ni und Ne = „indizierte“ und Bremsleistung,

G1 aus Db und Ne berechneter sekundlicher Dampfverbrauch,

G2 aus den Düsenabmessungen und pi vi berechn. Dampfverbrauch,

Ni, Ne, H2 und H2 umfassen beide Turbinen.

Im Gegensatz zur erheblichen Verminderung von η1 bleibt η2 – 6 zunächst fast konstant und fällt dann in geringem Maße, während η7 – 14 von Anfang an allmählich abnimmt. Der Abfall des „indizierten“ Gesamtwirkungsgrades und mithin der Oekonomie der Anlage wird daher hauptsächlich durch denjenigen des ersten Rades bestimmt. Diese wird nun durch die Werte für Di und Db dargestellt, deren Vergrößerung bei Leistungsverringerung gleichmäßig stattfindet. Db wurde aus den veröffentlichten Werten zunächst unter einem für A, B, C gleichmäßigen Abzug von 14 v. H. als Dampfverbrauch der Hilfsmaschinen ermittelt.

Da nun der Anteil der Hilfsmaschinen am Gesamtdampfverbrauch bei geringerer Fahrt größer zu erwarten ist als bei höherer Fahrtleistung, so dürfte unter Aufrechterhaltung von 14 v. H. Abzug im Fall C – eine Erhöhung dieses Anteils läßt sich mit den übrigen Ergebnissen, namentlich für Ni und Ne, nicht in Einklang bringen – der Abzug auf 9 v. H. für A und auf 10 v. H. für B vermindert werden können. Dies ergibt folgenden Ersatz für die Werte von Db, Ni und Gl der Spalten A und B (Tab. 3):

Tabelle 3.

Db 5,90 5,90 6,24 6,24
Ni 12630 12500 6740 6590
G1 19,30 19,30 11,31 11,31

Der Vergleich dieser Ni-Werte mit den Ni-Werten führt zu 5½ v H. Lagerreibungsverlust im Fall A und zu 1½ v H. Verlust in Fall B und C. Die Unterschiede zwischen den sekundlichen Dampfverbrauchszahlen G1 und G2 betragen jetzt im Fall A etwa 10 v. H., im Fall B etwa 8 v. H. und in Fall C etwa 16 v. H. Die Gründe hierfür können in ungenauer Bestimmung des Dampfzustands vor der Düse, des engsten Gesamtdüsenquerschnitts fm, der Anzahl offener Düsen oder schließlich in etwaiger Undichtheit ihrer Verschlüsse liegen, wenn die zur Berechnung von Gr herangezogenen Zeunerschen Gleichungen für anfänglich gesättigten Dampf

und p1 · (v1) μ = K, μ = 1,0646, K = 1,775.

für die vorliegenden Verhältnisse als genügend genau angesehen werden. Wenn der Dampfverbrauch für die Hilfsmaschinen des anglischen Kreuzers „Bristol“ zu ⅕ des Gesamtverbrauchs angegeben wird, und sich jener bei Ausnutzung ihres Abdampfes innerhalb der Turbinen auf die Hälfte verringern läßt (vergl. Ausführungen von V.-Adm. Oram, Engineering vom 19. 11. 09), so dürfte obiger Abzug von 9–10 v. H. als Dampfverbrauch der Hilfsmaschinen zulässig sein.

Zum Schluß liegt ein Vergleich der Ergebnisse der „Perkins“ und „Sterrett“ mit den im Engineering vom 30.9.10 veröffentlichten des englischen Curtis-Turbinenkreuzers „Bristol“ nahe. Dessen Dampfverbrauchszahlen sind noch um 16 v. H. bei Höchstleistung, um 6 v. H. bei halber Leistung geringer als die der amerikanischen Boote, nämlich Db1 = 12,2 lbs/SH, St. bei Nmax der „Bristol“ gegenüber Db1 = 14,49 lb/SH, St. der „Perkins“ und Db2 = 14,5 lbs/SH, St. bei etwa ½ Nmax der „Bristol“ gegenüber Db2 = 15,50 lb/SH, Std. der „Perkins“. Auch die „Bristol“-Turbine hat nach eingehenden Erprobungen dreier zu diesem Zweck ausgeführten Turbinen 1 vierkränziges und 6 dreikränzige, im Niederdruckteil aber 23 einkränzige Aktionsräder erhalten. Die im Engineering vom 18. 8. 11 erwähnte Neukonstruktion der Baufirma von „Perkins“ und „Sterrett“ scheint sich von deren Turbinen – abgesehen von der Verringerung des Durchmessers – nur durch Hinzufügung zweier Druckstufen am Niederdruckende zu unterscheiden. Der Wirkungsgrad dieser Neukonstruktion dürfte durch denjenigen des ersten Rades in demselben Maße herabgedrückt werden, wie aus den obigen Nachrechnungsergebnissen ersichtlich ist. Die Wirtschaftlichkeit der Anlage leidet hierbei sehr unter dem Bestreben einer Verringerung ihres Platz- und Gewichtsbedarfs.

|815|

Ein internationaler Flugmotorenwettbewerb ist von der gemeinsamen Kommission des Kaiserlichen Automobilklubs und des Vereins deutscher Motorfahrzeugindustrieller beschlossen worden.

Auf möglichste Anpassung des Motors an die im Flugzeug gegebenen Verhältnisse soll besonderer Wert gelegt werden. Es gelangen demzufolge auch alle Zubehörteile des Motors, wie Kühler, Betriebsstoffbehälter usw., zur Bewertung. Mehr Gewicht wie bisher soll auch auf einen möglichst günstigen Brennstoffverbrauch und auf einwandfreien Dauerbetrieb gelegt werden. Die Motoren sollen zu diesem Zweck einer siebenstündigen Dauerprobe unterworfen werden. Von den interessierenden Behörden ist eine tatkräffige Förderung des Wettbewerbes zugesichert worden.

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