Online-Bibliothek

Dampfturbinen [2]

[142] Dampfturbinen. A. Hauptgesichtspunkte. Die ursprünglichen Bauarten können als Konstruktionselemente angesehen werden, aus denen die neuen hauptsächlich durch Kombination entstanden sind. Einstufige Turbinen werden nur noch für ganz kleine Einheiten zuweilen gebaut.

Für kleinere Einheiten bis zu etwa 300 PS werden in der Regel 1–2 Druckstufen mit Geschwindigkeitsstufen verwendet (Bauart Curtis, »Elektra«). Diele Turbinen sind billig in der Herstellung, wenn auch die Wärmeausnützung keine sehr gute ist. Für größere Einheiten kommen in Betracht: a) Reine Gleichdruckturbinen, Bauart Zölly oder Rateau, wobei die neueren Maschinen eingehäusig gebaut werden, b) Kombinierte Curtis-Gleichdruckturbinen, wobei der Dampf zunächst in 1 Druckstufe mit 2–3 Geschwindigkeitsstufen auf etwa 1–3 Atmosphären expandiert und sodann in einigen Gleichdruckrädern arbeitet, c) Kombinierte Curtis-Ueberdruckturbinen, bei denen der Dampf wie bei b) zunächst in einem Curtis-Rade, dann aber in einer Ueberdruckschauflung entspannt wird. – Reine Ueberdruckturbinen (Parsons) sind von der Bildfläche fast vollständig verschwunden, einerseits wegen der großen Baulänge, anderseits wegen der hohen Undichtigkeitsverluste der Ueberdruckschauflung im Hochdruckteil. Die Verwendung des Curtis-Rades hat überdies den Vorteil, daß die Turbine selbst den hohen Drücken und Temperaturen nicht ausgesetzt wird. – Als wesentliche Merkmale der neueren Bauarten gegenüber den älteren sind hervorzuheben: Herabsetzung der Stufenzahl und der Baulänge, namentlich bei Gleichdruckturbinen, sowie Erhöhung der Betriebsdrehzahl; Verwendung hoher Dampftemperatur und hohen Vakuums (bei Kondensationsturbinen); Verwendung von starren Wellen, d.h. von solchen, bei denen die Betriebsdrehzahl unter der kritischen liegt. Zunehmender Verbreitung erfreuen sich Abdampf- [7], Gegendruck- und sogenannte Entnahmeturbinen (vgl. C) [8]. Hohe Ueberhitzung erhöht die Wirtschaftlichkeit, der Dampfverbrauch wird bei Hochdruckturbinen mit Kondensation für je 5–7° Ueberhitzung um 1% vermindert. Wesentlich ist der Einfluß der Kondensation. Man kann bei Hochdruckturbinen für 1% besseres Vakuum etwa 1¹/₂–3% Verminderung des Dampfverbrauchs annehmen. Beim Vergleich von Versuchswerten untereinander muß die Umrechnung auf gleiche Dampfzustände erfolgen, wobei in der Regel unveränderlicher thermodynamischer Wirkungsgrad angenommen wird. Doch muß hierbei der Einfluß der wechselnden Ueberhitzung und des geänderten Vakuums berücksichtigt werden [25]. Begründeter ist der Vergleich auf Grund des Wärmeverbrauches oder des thermischen Wirkungsgrades (vgl. B). – Verglichen mit der Kolbendampfmaschine, ergibt die Turbine bei mittleren Einheiten eine ebenso gute, bei großen eine etwas bessere Wärmeausnützung. Wesentliche Vorteile der Turbinen sind: Große Ueberlastungsfähigkeit bei wenig veränderlichem Wirkungsgrad; geringer Oelverbrauch (ölfreies Kondensat); geringe Wartung; geringer Raumbedarf. Mit einer Maschine können sehr große Leitungen (20000 Kilowatt und mehr) bewältigt werden.

B. Theorie und Berechnung.

Im folgenden bedeuten: A = ¹/₄₂₇ das mechanische Wärmeäquivalent; T die absolute Temperatur; p den Druck; v das spezifische Volumen; G das in der Zeiteinheit durchströmende Gewicht; u die innere Energie für 1 kg Dampf; i den Wärmeinhalt für 1 kg Dampf; z die Entropie für 1 kg Dampf; H, h das Wärmegefälle für 1 kg Dampf; z die Stufenzahl; L die Arbeit pro 1 kg Dampf; N die Leistung in PS oder in KW; n die Drehzahl (pro Minute).

a) Thermodynamische Grundlagen. Diagramme. Ist Q die von außen pro 1 kg Dampf zugeführte Wärme, W die durch Reibung des Dampfstrahls beim Durchströmen durch die Schauflung entstehende Wärme, die sich dem Dampf mitteilt, so gilt:

d Q + d W = du + A p d v

(1.)

Durch Einführung des Wärmeinhaltes i = u + A p v [12] in (1.) erhält man

d Q + d W = d i – A v d p

(2.)

Während des Arbeitsvorganges in der Dampfturbine findet eine Wärmezufuhr von außen nicht statt, wohl aber eine Wärmeabgabe durch Strahlung und Leitung (Os). Aus (2.) ergibt sich mithin durch Integration:

Dabei bezieht sich der Zeiger 1 auf den Anfangs-, der Zeiger 2 auf den Endzustand. Da die Wärmemenge Os in den meisten praktischen Fällen nicht beträchtlich ist [26], so kann man sie vernachlässigen. Man erhält:

Aus der Zeunerschen Grundgleichung für Strömungsvorgänge ergibt sich, wenn der Dampf im Zustand 1 (p₁, v₁, i₁) in die Turbine tritt, im Zustand 2 (p₂, v₂, i₂) die Turbine verläßt, die übertragene »innere« Arbeit pro 1 kg Dampf – entsprechend der indizierten Arbeit der Kolbendampfmaschine:

A L_i = i₁ – i₂,

(5.)

wobei der Strahlungsverlust nicht berücksichtigt ist.

Wegen (4.) und (5.) ist:

[142] Fig. 1 veranschaulicht den Expansionsvorgang im p/v-Diagramm, Fig. 2 im i/s-Diagramm von Mollier. Dieses wird für die praktische Berechnung fall durchweg verwendet. In beiden Darstellungen bedeutet A₁ den Anfangs-, A₂ den Endzustand des Dampfes beim Durchströmen der Turbine. Wegen der Reibungsverluste in den Schaufeln, sowie der Spalt- und Undichtigkeitsverluste ist der Vorgang nicht umkehrbar [1], [4], die Entropie nimmt zu. Im i/s-Diagramm wird die übertragene Arbeit wegen (5.) durch die Strecke Hi dargestellt. Würden keine Verluste auftreten, so müßte die Expänsion adiabatisch längs A₁ A₂' verlaufen. In diesem Falle würde sich die Arbeit pro 1 kg Dampf ergeben aus:

AL₀ = H₀ = i₁ – i₂',

(7.)

wobei i₂' den Endwert des Wärmeinhaltes für den verlustfreien Vorgang bedeutet. H₀ wird im i/s-Diagramm durch die Strecke A₁ A₂' dargestellt. Ebenso läßt sich Hi = ALi in Fig. 2 als Strecke abgreifen. Im p/v-Diagramm entspricht für die adiabatische Expänsion A₁ A₂' die »technische« Arbeit [4] L₀ = ∫v' d p der Fläche A₁ A₂' B₂ B₁, während für den wirklichen Vorgang von der Fläche A₁ A₂ B₂ B₁ die Reibungsarbeit abzuziehen ist. Man kann nun die Nutzarbeit darstellen, indem man durch A₂ eine Kurve konstanten Wärmeinhalts legt und diese mit der Adiabate A₁ A₂' zum Schnitt bringt. Fläche A₁ X Y B₁ ergibt die »innere« Arbeit. Das Verhältnis

ηi = Li/L₀ = Hi/H₀

(8.)

ist der »innere Wirkungsgrad«, der allen Verlusten thermodynamischer Art im Innern der Turbine Rechnung trägt. Berücksichtigt man noch die mechanischen Verluste in den Lagern, Stopfbüchsen u.s.w., so erhält man den »effektiven« Wirkungsgrad:

ηe = Le/L₀ = ηi · Le/Li = ηi · η mech.

(9.)

Le ist die effektive Arbeit pro 1 kg Dampf. Sie wird an der Kupplung abgegeben. – Der Dampfverbrauch für die Pferdekraftstunde (PS-St.) berechnet sich wie folgt: Da 1 Pferdekraftstunde 270000 mkg oder 632,3 Kalorien entspricht, so ergibt sich der Dampfverbrauch pro Pferdekraftstunde zu:

D = 632,3/H = 632,3/AL ... kg/PS-St.

Der Dampfverbrauch pro Kilowattstunde (KW-St.) berechnet sich aus:

D = 860/H = 860/AL ... kg/Kw-St.

Strömen durch die Turbine in der Stunde G kg Dampf, so ist

632,3 Ne^Ps = 860 Ne^Kw = G · H₀ ηe

(10.)

Ne bedeutet die effektive Leistung in Pferdekräften oder Kilowatt. Bei Versuchen an Turbodynamos wird in der Regel nicht die Nutzleistung an der Kupplung, vielmehr die elektrische Nutzleistung als maßgebend erachtet, die um die elektrischen Verluste geringer ist als jene. Die Bestimmung der »effektiven« Leitungen und des effektiven Wirkungsgrads kann auf dem Prüffelde mit Hilfe von Wasserbremsen erfolgen. Häufig begnügt man sich mit der Bestimmung der »inneren« Leistung Li, wobei für überhitzten Dampf je eine Druck- und Temperaturmessung am Eintritt und am Austritt der Turbine genügt. Ist der Dampf am Ende der Expänsion naß, so ist die betreffende Temperaturmessung gegenstandslos; die Bestimmung des Zustandspunktes kann durch Feststellung der im Kühlwasser bei der Kondensation (Oberflächenkondensator) übergegangenen Wärmemenge erfolgen.

Für die Beurteilung der Wirtschaftlichkeit der Brennstoffausnützung in der Dampfturbine ist der Gesamt- oder wirtschaftliche Wirkungsgrad maßgebend. Ist Q₀ der Wärmeaufwand für 1 kg Dampf, so ist der Gesamtwirkungsgrad:

ηg = ALe/Q₀

(10a.)

Q₀ entspricht dem Wärmeinhalt des erzeugten Dampfes, vermindert um die Flüssigkeitswärme des in den Kessel gespeisten Wassers.

Das Produkt D Q₀ = W ergibt den Wärmeverbrauch pro Pferdekraftstunde bezw. pro Kilowattstunde.

b) Wirkungsgrad am Radumfang. Vom verfügbaren Gefälle h₀ einer Turbinenstufe sind zunächst die Verluste am Radumfang abzurechnen. Sie bestehen aus den Verlusten im Leitrad, im Laufrad und beim Austritt [1], [19]. Zu weiteren inneren Verlusten geben die Ventilation und die Radreibung [15] sowie die Undichtigkeiten Anlaß.[143]

1. Gleichdruckturbinen ohne Ausnützung der Austrittsgeschwindigkeit aus der vorhergehenden Stufe. Ist c₀ die theoretische Austrittsgeschwindigkeit aus der Düse (Leitard) so ist

h = Al₀ = A c₀²/2 g

(11.)

Infolge der Verlüde im Leitrad ist die wirkliche Austrittsgeschwindigkeit aus demselben c₁ = φ c₀. Die Umfangsgeschwindigkeit sei mit u, die relative Geschwindigkeit beim Eintritt ins Laufrad mit w₁ beim Austritt aus demselben mit w₂, die absolute Austrittsgeschwindigkeit mit c₂ bezeichnet (s. Fig. 3). Man setzt w₂ = ψ w₁, wobei ψ die Reibung im Laufrad berücksichtigt. Die Stufenarbeit am Radumfang ist pro 1 Kg Dampf

lu = u/g (c₁ cos α₁ + c₂ cos α₂)

(12.)

Dividiert man lu durch lo, die verfügbare Arbeit, so erhält man den Wirkungsgrad am Radumfang η_u. Dieser ergibt sich zu:

η_u hängt außer von den Schaufelwinkeln und den Reibungskoeffizienten insbesondere vom Verhältnis u/c₁ = x ab. Dieser Zusammenhang ist parabolisch. Der Höchstwert von η_u ergibt sich für x = cos α₁ : 2. Für φ = 0,95 und φ = 0,8, ferner α₁ = 20° erhält man (η_u) _max = 0,74 bei x = 0,47. In Wirklichkeit wird der Konstruktion zumeist ein etwas kleinerer Wert von x zugrunde gelegt, insbesondere mit Rücksicht auf den Einfluß von Ventilation und Radreibung. Im Hinblick auf die Expansion des Dampfes muß der freie Durchflußquerschnitt im Niederdruckteil größer sein als im Hochdruckteil. Dies wird durch zunehmende Schaufellängen und zunehmenden Beaufschlagungsgrad erzielt. In den Hochdruckstufen wird nur ein kleiner Teil des Umfanges mit Leitschaufeln versehen, wobei die nichtbeaufschlagten Laufschaufeln mit wirbelndem Dampf ausgefüllt werden. Man kann die Ventilationsverluste nach der Formel von Stodola berechnen:

N_r = β D² u³/10 γ,

wobei ß = 3 ~ 10 je nach dem Beaufschlagungsgrad zu setzen ist. (Dimensionen: Kilogramm; Meter; Sekunden.) γ bedeutet das spezifische Gewicht des Dampfes, D den mittleren Laufraddurchmesser.

2. Gleichdruckturbinen mit Ausnützung der Austrittsgeschwindigkeit aus der vorhergehenden Stufe. Formel (13.) für η_u berücksichtigt außer den eigentlichen Reibungsverlusten in den Leit- und Laufschaufeln noch den »Austrittsverlust«. Man kann diesen vermeiden oder zumindest herabsetzen, indem man die Austrittsgeschwindigkeit des Dampfes aus dem Laufrad in der nächsten Stufe ausnützt. Dabei muß der nächste Leitapparat knapp hinter dem Laufrad abgeordnet werden. Ist c₀ die ideelle Austrittsgeschwindigkeit aus dem Leitrad, so ist das verfügbare Einzelgefälle, wenn von der Austrittsenergie der vorhergehenden Stufe der Teil ε c₂²/2 g ausgenützt wird:

Nach einigen Umformungen erhält man daraus [4], [32]:

wobei

ist. Da sich das Gefälle am Radumfang hu = A lu ebenso wie unter (1.) berechnet, so erhält man:

Durch die Ausnützung von c₂ in der folgenden Stufe erreicht man einen besseren Wirkungsgrad. Auch nimmt die Kurve für η_u einen flacheren Verlauf an, d.h. η_u wird gegenüber Aenderungen des günstigsten Wertes von x unempfindlicher [1].

3. Gleichdruckturbinen mit Geschwindigkeitsstufen. Bei der mehrstufigen Gleichdruckturbine wird in jeder Stufe ein gewisses Wärmegefälle ausgenützt, das namentlich von der Umfangsgeschwindigkeit abhängt. Um mit Hilfe einer Druckstufe bei gleicher Umfangsgeschwindigkeit ein größeres Wärmegefälle auszunützen, verwendet man die sogenannten »Geschwindigkeitsstufen«. Der aus den Düsen austretende Dampf gibt im Laufrad zunächst nur einen Teil seiner Energie ab. Mittels eines festen Umkehrapparates wird nun der Dampf nochmals einem Laufkranze zugeführt, und zwar entweder einem neuen (Bauart Curtis) oder wieder demselben (Bauart »Elektra«) [35]. In Fig. 4 wird[144] die Schauflung einer Druckstufe mit zwei Geschwindigkeitsstufen dargestellt. Der Vorgang kann auch öfter wiederholt werden, wodurch die Umfangsgeschwindigkeit immer mehr herabgesetzt wird. Doch ist dabei zu berücksichtigen, daß der Wirkungsgrad am Radumfang um so ungünstiger ausfällt, je größer die Zahl der Geschwindigkeitsstufen ist. Für die verfügbare Arbeit gilt Gleichung (11.), dagegen ergibt lieh die Arbeit am Radumfang zu:

Man erreicht bei zwei Geschwindigkeitsstufen einen Wirkungsgrad η_u ~ 0,6, bei drei Geschwindigkeitsstufen η_u ~ 0,45. Bei guten Ausführungen werden diese Werte noch überschritten. Wesentlich ist nun, daß die Maximalwerte für η_u bei niedrigeren Werten von x = u/c₁ erreicht werden. Mit Rücksicht auf die Ventilation wählt man im Durchschnitt bei zwei Geschwindigkeitsstufen x ~ 0,22, bei drei Stufen x ~ 0,14.

4. Ueberdruckturbinen. Es findet sowohl im Leitrad als auch im Laufrad Expansion des Dampfes statt, weshalb im Spalt ein »Ueberdruck« auftritt. Die relative Austrittsgeschwindigkeit w₂ ist mithin größer als die relative Eintrittsgeschwindigkeit w₁ (Fig. 5). Da die Austrittsgeschwindigkeit aus dem Laufrad mit Ausnahme der ersten Stufe jedes Trommelabsatzes in der nächsten Stufe ausgenutzt wird, so ist das verfügbare Gefälle für das Leitrad:

und für das Laufrad:

Da zumeist gleiche Schaufelprofile für Leit- und Laufrad einer Stufe vorgesehen werden, erhält man w₁ = c₂, c₁ = w₂, wodurch h_o1 = h_o2 wird. Das verfügbare Gefälle der Stufe ergibt sich mithin zu:

wenn ζ₁ = ζ₂ angenommen wird, und nach einigen Umformungen:

Die Arbeit am Radumfang berechnet sich wie bei der Gleichdruckturbine, und der Wirkungsgrad am Radumfang lautet:

Der Höchstwert von η_u tritt hier für einen höheren Wert von η_u ein als bei Gleichdruckturbinen. Aus praktischen Gründen wählt man x = 0,5. Mit ζ = 0,25 erhält man (η_u)max ~ 0,78. Die Kurve für η_u = f (x) steigt zunächst ziemlich rasch an und hat dann einen flachen Verlauf. Dieser Umstand ist günstig, denn er begründet die Unempfindlichkeit der Schauflung, gegenüber Aenderungen des Wärmegefälles.

c) Die praktische Berechnung mit Hilfe des spezifischen Gefälles. Um die Neuberechnung einer Dampfturbine leicht durchführen zu können, empfiehlt sich die Verwendung einiger Hilfsgrößen. Zu diesem Zwecke dividieren wir das verfügbare Gefälle einer Stufe, unbekümmert um die Bauart der Turbine, durch das Quadrat der Umfangsgeschwindigkeit und bezeichnen den Quotienten als das spezifische Gefälle [4], [32]:

h₀/u² = K

(20.)

K ist in gewissem Sinne dasjenige Gefälle, das bei der Umfangsgeschwindigkeit 1 in einer Stufe verarbeitet wird. Man erhält für die Gleichdruckturbine mit und ohne Geschwindigkeitsstufen:

für die Gleichdruckturbine mit Ausnützung von c₂ aus (15.):

für die Ueberdruckturbine aus (18.):

Aus (21.) bis (23.) geht hervor, daß K in erster Linie von x abhängt. Da von der Annahme von x auch η_u abhängt, so kann K für jede Bauart nur bestimmte Werte annehmen, von denen beim Entwurf der Turbine nicht wesentlich abgewichen werden darf. So erhält man für x = 0,34 und φ = 0,95 für die Gleichdruckturbine Kg ~ 1/900.

Ist ferner [u²]m das mittlere Quadrat der Umlaufgeschwindigkeit einer Turbine, bezogen auf alle Stufen gleicher grundsätzlicher Bauart (z.B. aller Gleichdruckstufen), z die Stufenzahl, so wird:

Dabei wird angenommen, daß der Durchmesser in den einzelnen Stufen verschieden sein kann. Das gesamte verfügbare Gefälle H_tot = Σh₀ ist größer als H₀ infolge der zurückgewinnbaren Reibungswärme [5]. Wegen h₀ = Ku² ist

H = Σ K u² = Km Σu²,

(25.)

wobei Km einem mittleren Werte für das spezifische Gefälle entspricht. Wegen (24.) erhält man

H_tot = z Km (u²) m

(26.)

[145] Mittels dieser Beziehung kann man die Stufenzahl einer Dampfturbine bestimmen, sobald man die Umfangsgeschwindigkeit gewählt oder berechnet hat. Man setze H_to = μ H₀, μ = 1,03 bis 1,10. Fig. 6 stellt den Druckverlauf für drei Gleichdruckstufen dar.

Bei der Dimensionierung einer Dampfturbine ist außerdem die Stetigkeitsbedingung zu berücksichtigen. Es genügt, hierbei die Strömung als eindimensional zu betrachten. So gilt z.B. für die Düse

Gv = f c,

(27.)

wobei f den senkrecht zur Strömungsrichtung gemessenen freien Querschnitt bedeutet. Für die Dampfaufnahme durch eine Lavalsche Düse gilt:

wobei fm den engsten Düsenquerschnitt, p₁ und v₁ Druck und spezifisches Volumen des Dampfes vor der Düse bedeuten. Dabei kann für kg/m/sek-Einheiten C = 2,03 sowohl für überhitzten als für gesättigten Dampf angenommen werden [13]. Aus den Versuchen ergibt sich, daß die Expansion in der Düse bis zum engsten Querschnitt, also bis zur »Schallgeschwindigkeit«, nahezu verlustfrei verläuft.

Bei den mehrstufigen Gleichdruckturbinen kann u = 150 bis 200 m/sek gewählt werden. Im Hochdruckteil wird teilweise, im Niederdruckteil volle Beaufschlagung angenommen. Außerdem wird die Schaufellänge, der Expansion des Dampfes entsprechend, gegen das Niederdrückende erhöht. – Bei Ueberdruckturbinen muß in allen Stufen volle Beaufschlagung vorgesehen werden, daher wird außer der Schaufellänge der Durchmesser staffelförmig vergrößert. Die Schaufellänge darf im Verhältnis zum Durchmesser der Schauflung weder zu klein (hohe Undichtigkeitsverluste), noch zu groß werden (ungleiche Geschwindigkeitsriffe in radialer Richtung). Für die endgültige Wahl der Stufenzahl sind neben den thermodynamischen weitere, besonders konstruktive, Gesichtspunkte maßgebend. Bei der Gleichdruckturbine hat der Konstrukteur durch die Möglichkeit der teilweisen Beaufschlagung einen gewissen Spielraum.

d) Regelungsvorgänge. Man unterscheidet: 1. die reine Drosselregelung; 2. die reine Füllungsregelung; 3. die kombinierte Drosselfüllungsregelung. Bei der reinen Drosselregelung wird mit Hilfe des Regulierventils der Dampfdruck vor dem ersten Leitrad beeinflußt. Dadurch wird auch die Dampfaufnahme der Turbine geändert. Ist p₁ der Druck vor dem ersten Leitrad bei Vollast, G₁ die hierbei durchströmende Dampfmenge, dagegen p₁' der Druck vor dem ersten Leitrad bei Teillast, G₁' die entsprechende Dampfmenge, so gilt [6], [18]:

G/p₁ = G'/p'₁.

(29.)

Bei der reinen Füllungsregelung bleibt der Druck vor dem ersten Leitrad konstant, während die Menge durch die Aenderung des freien Querschnittes eingestellt wird. Da auf diesem Wege eine Feinregelung schwer zu erzielen ist, vereinigt man (insbesondere bei Düsenturbinen) beide Regelungsarten (vgl. C, S. 147). Für das allgemeine Verhalten ist die kombinierte Regelung günstiger als die reine Drosselregelung. Zwecks Beurteilung des allgemeinen Verhaltens einer neueren Dampfturbine seien die folgenden Ergebnisse von Versuchen (durchgeführt von E. Lewicki im September 1912) an einer 3500 KW-Turbodynamo der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft, Berlin, mitgeteilt. Die Turbine besteht aus einem zweikränzigen Curtisrade und nur drei Gleichdruckstufen. Im Hochdruckteil sind zwölf Düsen vorgesehen, die gruppenweise abgestellt werden können.

Man ersieht daraus, daß der Wirkungsgrad (die in der letzten Spalte angegebenen Werte enthalten auch die Verluste der Dynamomaschine) in weiten Grenzen fast konstant bleibt. Das Vakuum wird mit zunehmender Belastung schlechter.

C. Die wichtigsten Bauarten.

Das reine Gleichdruckprinzip wird durch die Zölly-Turbine verkörpert. Fig. 7 stellt eine derartige Turbine der Görlitzer Maschinenbauanstalt dar. Die Hochdruckstufen sind teilweise, die Niederdruckstufen sind voll beaufschlagt. Die Turbine besteht aus einem in horizontaler Richtung geteilten Gehäuse. Der mit dem Abdampfstutzen verbundene, gleichfalls horizontal geteilte Niederdruckdeckel ist am Gehäuse angeschraubt. Für das ganze Aggregat (Turbine und Generator) sind nur drei Lager vorgesehen, die auf der Grundplatte ruhen. Dabei wird der Generator mit der Turbine durch eine starre Kuppelung verbunden, wodurch eine Erhöhung der kritischen Drehzahl eintritt. Die zweiteiligen, gußeisernen Leiträder sind dampfdicht[146] in beide Gehäusehälften eingepaßt. Die Leitschaufeln bestehen aus Nickelstahl, ebenso die Laufschaufeln, die aus Profilstäben geschnitten werden. Zum Ausgleich von Druckunterschieden sind die Laufradscheiben mit einigen Bohrungen versehen, der noch übrigbleibende Axialschub wird durch ein Kammlager aufgenommen. Die Abdichtung an den Wellenenden wird durch Stopfbüchsen mit eingepaßten Kohlenringen bewirkt, wodurch jede Schmierung entbehrlich wird. Das Regelventil wird durch einen Kraftkolben beeinflußt, wobei der Regulator mittels eines Steuerschiebers den Kraftkolben in ähnlicher Weise wie bei Wasserturbinen betätigt.

Der Zölly-Turbine ähnlich ist die Rateau-Turbine, bei der übrigens neuerdings im Hochdruckteil ein Curtisrad vorgesehen wird. Die ursprünglich zweigehäusige Anordnung ist fast durchweg verlassen [21], [46].

Zu derselben Gruppe gehört auch die Turbine der Maschinenfabrik Oerlikon. Fig. 8 stellt den Längsschnitt durch eine Großturbine für über 1000 PS. dar. Die Austrittsgeschwindigkeit des Dampfes aus der vorhergehenden Stufe wird überall tunlichst ausgenützt. Zu diesem Zwecke wird die beaufschlagte Bogenlänge in einigen Stufen hintereinander konstant gehalten, die Expansion des Dampfes wird dabei durch allmähliche Zunahme der Schaufellänge berücksichtigt. Die Maschinenfabrik »Oerlikon« verwendet grundsätzlich »starre« Wellen.

Die Curtis-Turbine, bei der das Prinzip der Geschwindigkeitsabstufung mit mehreren Laufkränzen verwirklicht wird, ist amerikanischen Ursprungs. In Amerika wird diese Turbine stehend gebaut, während in Europa ausschließlich die horizontale Anordnung verwendet wird. Fig. 9 stellt eine Curtisturbine der Allgemeinen Elektrizitätsgesellschaft dar; sie besteht aus zwei Druckstufen, wovon jede zwei Geschwindigkeitsstufen besitzt. Für größere Einheiten baut die Firma kombinierte Curtis-Gleichdruckturbinen. Fig. 10 zeigt den allgemeinen Aufbau, Fig. 11 die Schauflung einer derartigen Turbine. Durch das Curtisrad erreicht man einerseits eine Herabsetzung der Baulänge, anderseits eine einfache Verwirklichung der kombinierten Regelung. Fig. 12 stellt die Regulierung dar. Die Düsen werden paarweise durch Abschlußorgane geöffnet, z.B. mittels eines Schubkurvengetriebes, das durch einen Kraftkolben[147] betätigt wird. Bei Turbinen, die seltener Belastungsänderungen unterworfen sind, genügt es, wenn das Ein- und Ausschalten der einzelnen Düsengruppen von Hand aus erfolgt. In den Intervallen wird durch Drosselung reguliert [37], [42].

Aehnlich ist die Turbine der Bergmann-Elektrizitätswerke (Fig. 13). Die Nickelstahllaufschaufeln reiten auf der Laufscheibe, auf der sie mit einem Steg festgenietet sind. Die Düsenkörper werden besonders eingesetzt (Fig. 14).

Die A.-G. Brown-Boveri & Cie. baute ursprünglich reine Ueberdruckturbinen, wobei gegenüber den grundlegenden Konstruktionen von Parsons einige Aenderungen vorgenommen wurden. Im Laufe der Zeit wurde die Hochdrucktrommel durch ein Curtisrad ersetzt (Fig. 15). Durch die mäßigen Dampfgeschwindigkeiten im Niederdruckteil wird die Schauflung geschont. Die neue Bauart ist gegenüber Schwankungen der Dampftemperatur wenig empfindlich, so daß das Anlassen vom kalten Zustande aus vor sich gehen kann. Bemerkenswert ist die Anordnung des Niederdruckentlastungskolbens[148] auf der Abdampfseite nach Fullagar, wodurch man die Stopfbüchse nicht mehr gegen das Vakuum abzudichten braucht. Die Steuerorgane werden gegenwärtig mit Oel betrieben, während ursprünglich Dampf den Steuerkolben betätigte. Fig. 16 bringt den Schnitt durch eine Abdampfturbine. Der Dampf wird in der Mitte zugeführt und strömt nach beiden Richtungen. Durch diese Anordnung wird der Axialschub von selbst aufgehoben, sie ist aber nur bei solchen Turbinen vorteilhaft, bei denen ein großes Dampfvolumen verarbeitet wird [41], [43].

Einen ähnlichen Aufbau besitzt die neuere Melms & Pfenninger-Turbine. Diese Firma baute von Haus aus kombinierte Turbinen, wenn auch die ursprüngliche Bauart im Hochdruckteil kein Curtisrad besaß; alle Laufschaufeln waren vielmehr auf einer Trommel angeordnet, wobei aber der erste Trommelabsatz mit einer partiell beaufschlagten Gleichdruckschauflung versehen war. Fig. 17 stellt den Längsschnitt durch eine 3000-PS.-Turbine neuer Bauart für 3000 Umläufe in der Minute dar. Dadurch, daß die erste Ueberdrucktrommel einen kleineren Durchmesser besitzt als der links vom Curtisrade angeordnete Ausgleichskolben, erhält man einen Axialschub nach links, der den von der Parsonstrommel herrührenden Rechtsschub ausgleicht. Der noch etwa übrigbleibende Schub wird durch ein Kammlager aufgenommen. – Als Schaufelmaterial wird Bronze, im Ueberhitzungsgeb et fünfprozentiger Nickelstahl oder Schmiedeeisen[149] verwendet. Fig. 18 zeigt den Schnitt durch die Ueberdruckschauflung. In der Trommel und in dem Zylinder befinden sich schwalbenschwanzförmige Nuten, in welche die Grundringe mit den Schaufeln eingesetzt werden. Die Schaufeln sind am andern Ende an einem Deckband angenietet, wodurch die Spaltverluste herabgesetzt werden. Fig. 19 zeigt die Schauflung des Hochdruckrades, bestehend aus 1 Druck- und 2 Geschwindigkeitsstufen.

Der Dampf strömt zunächst durch das Hauptabsperrventil, das unter der Turbine angeordnet ist, und gelangt sodann zum Hauptregulierventil, dessen Lage[150] durch den Servomotorkolben eingestellt wird. Für kleine Belastungen bis etwa ein Drittel der vollen Belastung arbeitet das Hauptregulierventil allein als einfaches Drosselorgan. Bei höherer Belastung werden automatisch Zusatzventile geöffnet, wodurch der Dampfverbrauch günstig beeinflußt wird. Für Abdampfturbinen verwenden Melms & Pfenninger die Zweiflußanordnung [7], ebenso für kombinierte Abdampf-Frischdampfturbinen, wobei der Frischdampf in einem Curtisrad arbeitet, das in der Mitte der Trommel sitzt.

Auch die Turbine von Franco Tosi (Fig. 20) gehört zur Gruppe der kombinierten Curtis-Ueberdruckturbinen. Trommel und Rad sind hierbei aus einem Stück.

Die von der Maschinenfabrik Ph. Swiderski gebaute Eyermann-Turbine [23] zeigt zum Unterschiede von allen bisher besprochenen Konstruktionen radialen Aufbau (Fig. 21).

Der Dampf strömt durch die Turbine senkrecht zur Achse, und zwar von innen nach außen; dabei ist die ganze Schauflung auf einem Laufrad untergebracht. Um die verbiegende Wirkung der durch die Fliehkraft beanspruchten Schaufeln aufzuheben, befinden sich auf der Rückseite der Scheibe besondere Ansätze. Zu den Radialturbinen gehören auch die Konstruktionen der Gebrüder Ljungström, bei denen jedoch zumeist das sogenannte »Gegenlaufprinzip« zur Anwendung gelangt. Dabei besteht die Turbine nur aus Laufkränzen, die in zwei Rädern eingebaut sind, welche sich in entgegengesetzter Richtung drehen. Leitapparate sind nicht vorgesehen, jedes Laufrad ist. gewissermaßen Leitapparat für das nächste Laufrad [45].

Von den Turbinen für besondere Zwecke seien noch die Gegendruckturbinen sowie die Turbinen für Zwischendampfentnahme erwähnt. In vielen Betrieben, insbesondere in chemischen Fabriken, wird Dampf für Koch- und Heizzwecke benötigt. In diesem Falle läßt man den Dampf in der Turbine nur bis etwa 1–3 At. abs. expandieren, wodurch die Kondensation wegfällt. Der die Turbine verlassende Niederdruckdampf kann dann die in ihm enthaltene latente Wärme[151] nutzbar abgeben. Man ist dadurch in der Lage, die Abwärme des Dampfes in einer sehr wirtschaftlichen Weise auszunützen. Ist der Bedarf nach Abdampf schwankend, so empfiehlt sich die Aufstellung einer Entnahmeturbine (Fig. 22). Während im Hochdruckteil die ganze Dampfmenge arbeitet, wird der Niederdruckteil nur durch diejenige Dampfmenge durchströmt, die für Heizzwecke oder dergl. nicht benützt wird. – Eine gewisse Aehnlichkeit mit den Entnahmeturbinen haben die kombinierten Abdampf-, Frischdampf- oder Zweidruckturbinen. Diese werden insbesondere dort verwendet, wo Abdampf von Kolbenmaschinen, insbesondere von solchen, die mit Unterbrechungen arbeiten, zur Verfügung steht. Die ersten Anlagen dieser Art rühren von Rateau her. Wird nicht genug Abdampf der Turbine geliefert, so muß Frischdampf zugeschaltet werden. Die Regelung muß derart erfolgen, daß einer bestimmten Belastung stets dieselbe Tourenzahl entspricht. Fig. 23 zeigt das Schema einer derartigen Regelung nach Rateau.

Literatur: A. Bücher und Schriften. [1] Stodola, Die Dampfturbinen, 4. Aufl., Berlin 1910. – [2] Bauer und Lasche, Schiffsturbinen, 2. Aufl., München 1913. – [3] Josse, Neuere Wärmekraftmaschinen, München 1905, 1913. – [4] Zerkowitz, Thermodynamik der Turbomaschinen, München 1913. – [5] Deinlein, Zur Dampfturbinentheorie, München 1909. – [6] Loschge, Neue Beiträge zur Dampfturbinentheorie (Sonderabdruck aus der Zeitschr. f. d. ges. Turbinenwesen 1911). – [7] Roeder, Die Abdampf- und Zweidruckturbinen (Sonderabdruck aus der Zeitschr. f. d. ges. Turbinenwesen 1913). – [8] Kriegbaum, Ueber Turbinen mit Dampfentnahme, München 1913. – [9] Loeliger, Untersuchung des Druck- und Strömungsverlaufes in Schaufeln für Gleichdruckturbinen bei Ueberschallgeschwindigkeit, Zürich 1913. – [10] Wilda, Die Dampfturbinen, ihre Wirkungsweise und Konstruktion (Göschen). – [11] Wagner, Der Wirkungsgrad von Dampfturbinenbeschaufelungen, Berlin 1913. – [12] Mollier, Neue Tabellen und Diagramme für Wasserdampf, Berlin 1906. – B. Aus den Mitteilungen über Forschungsarbeiten, herausgegeben vom Verein deutscher Ingenieure. [13] Heft 37, Bendemann (Düsenversuche), sowie Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1909. – [14] Heft 50, Roetscher (Versuche an 2000-PS.-Turbine), sowie ebend. 1907. – [15] Heft 67, Jasinsky (Ventilationsverlust), sowie ebend. 1909. – [16] Heft 68, Briling (Schaufelverluste), sowie ebend. 1910. – [17] Heft 76, Gramberg (Versuche an Rateau-Turbine), sowie ebend. 1909. – [18] Heft 86, Baer (Regelung), sowie ebend. 1909 – C. Abhandlungen über Theorie und Versuche. [19] Banki, Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1905, S. 477, sowie Zeitschr. f. d. ges. Turbinenwesen 1906. – [20] Schröter, Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1906, S. 1811 ff. – [21] Rateau, ebend. 1906, S. 1505 ff. – [22] Stodola, Zeitschr. f. d. ges. Turbinenwesen 1907, S. 245. – [23] Josse, ebend. 1908, S. 69. – [24] Zerkowitz, ebend. 1908, S. 309 ff. – [25] Forner, Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1909, S. 673, und AEG-Ztg. 1909. – [26] Gensecke, Zeitschr. f. d. ges. Turbinenwesen 1909, S. 102 ff. – [27] Gutermuth, Zeitschr. d. Ver. deutsch Ing. 1910, S. 82. – [28] Josse, ebend. 1910, S. 121 ff. – [29] Foettinger, Jahrb. d. Schiffbautechn. Gesellsch. 1910. – [30] Mangold, Zeitschr. f. d. ges. Turbinenwesen 1911, S. 401 ff. – [31] Christlein, ebend. 1912, S. 1 ff. – [32] Zerkowitz, ebend. 1912, S. 117 ff. – [33] Loschge, Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1913, S. 60. – [34] Stodola, ebend. 1913, S. 1776. – D. Abhandlungen konstruktiven und beschreibenden Inhalts. [35] Wenger, Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1905, S. 1046. – [36] Lewicki, ebend. 1905, S. 1916. – [37] Lasche, ebend. 1906, S. 1289 ff.; 1907, S. 385. – [38] Körner, ebend. 1907, S. 417. – [39] Meuth, ebend. 1908, S. 182 ff. – [40] Reuter, ebend. 1908, S. 345. – [41] Körner und Lösel, ebend. 1910, S. 740 ff. – [42] Lasche, ebend. 1911. – [43] Münzinger, Zeitschr. f. d. ges. Turbinenwesen 1911, S. 1 ff. – [44] Keller, ebend. 1911, S. 65. – [45] Hoefer, ebend. 1912, S. 325 ff. – [46] Monteil, La technique moderne 1913 Nr. 4.

G. Zerkowitz.