Die Dampfturbinensysteme

  • A. Stodola
Chapter

Zusammenfassung

Irgend eines der bekannten hydraulischen Turbinensysteme könnte, wie sich von selbst versteht, ohne weiteres als Dampfturbine Verwendung finden. Wir schöpfen indessen aus dieser Möglichkeit nur geringen Vorteil, denn das Bestreben des modernen Wasserturbinenbaues ist vornehmlich darauf gerichtet, bei dem Vorherrschen der kleinen Gefälle die Umlaufzahl der Turbine zu erhöhen. Die Hauptaufgabe, welche jedes Dampfturbinensystem lösen muß, ist demgegenüber die Herabsetzung der Umlaufzeit auf ein praktisch zulässiges Maß unter Wahrung der erforderlichen Betriebszuverlässigkeit und Wirtschaftlichkeit.

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Referenzen

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    Nach einem Vortrag von Prof. Dr. Riedler im Jahrbuch der Schiffbautechnischen Gesellschaft, V. Bd. 1904, dem auch die Figuren 198, 199 bis 203, 206 und 207 entnommen sind, und nach Mitteilungen der A. E.-G. Berlin.Google Scholar
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    Der axiale Druck, der auf ein bestimmtes Laufrad ausgeübt wird, ist bekanntlich durch den Ausdruck (math) gegeben, worin p′ den Druck im Spalt vor dem Laufrade, p“ hinter dem Laufrade, F den Inhalt der Ringfläche zwischen dem äußeren und dem inneren Schaufelradius, M die sekundliche Dampfmasse, c 01 und c 02 die axialen Komponenten der absoluten Geschwindigkeiten beim Ein- und Austritt am Laufrade bedeuten. Zu der Summe der Kräfte P kommen die Pressungen, welche der Dampf auf die Kingflächen zwischen zwei Trommeln ausübt, und schließlich der Bodendruck auf das letzte Rad. Es ist bemerkenswert, daß der Druckausgleich durch die Labyrinthkolben, wenn er bei einem bestimmten Anfangsdrucke bestand, auch bei Änderungen der Belastung gut erhalten bleibt. Wie wir später nachweisen werden, ändert sich der Druck an irgend einer Stelle mit dem Anfangsdrucke angenähert proportional; es werden also die Pressungen auf die Räder, die Trommeln und auf die Ausgleichkolben annähernd gleichmäßig zu- oder abnehmen, und das Gleichgewicht wird um so weniger gestört, als auch der Vakuumdruck bei kleiner Belastung erheblich zu sinken pflegt.Google Scholar
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    The Power, 1905, S. 47 nach einem Vortrag von Rockwood in der Amer. Soc. of Mec. Eng., der sich gerade über den letzten Punkt vollkommen ausschweigt und nur so viel angibt, daß bei 400 KW Turbinenleistung das Einspritzrohr des barometrischen Kondensators 7“ Durchmesser besaß. Auch das berührt eigentümlich, daß als ursprünglich das Einspritzrohr auf eine gewisse Länge horizontal lief, das Vakuum nur 22“ betrug; als man aber das Rohr vertikal anordnete, sei das Vakuum auf 28½“ gestiegen (!?).Google Scholar
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    In Stahl und Eisen 1904, S. 755, stellt Boveri eine Betrachtung über die Luftpumpenarbeit an, die in mehrfacher Hinsicht berichtigt werden muß. Erstens beachtet Boveri das Vorhandensein des kritischen Druckes nicht; zweitens verwechselt er die Arbeit, die eine gegebene Luftpumpe pro Umdrehung bei verschiedenen Vakuumdrücken zu leisten hat mit der Gesamtleistung, die erforderlich ist, um ein gegebenes Luftgewicht aus dem Vakuum zu schaffen. Wenn eine Luftpumpe mit konstanter Umlaufzahl, aber sinkendem Vakuumdruck arbeitet, so nimmt allerdings die Leistung in PS anfänglich zu später bei kleinem Druck wieder ab, weil das Kompressionsdiagramm zum Schluß einen kleinen Inhalt hat. Allein, z. B. bei halbem Druck, fördern wir pro Umdrehung auch nur die halbe Luftmenge. Da das eindringende Luftquantum bei höherem Vakuum nicht von selbst abnehmen wird, so müssen wir die Pumpe für unser Beispiel doppelt so rasch laufen lassen, was auch die Leistung verdoppelt. Boveri kommt zum Schlusse, daß unendlich kleiner Kondensatordruck auch die kleinste Luftpumpenarbeit bedingen würde. Auf die Irrtümlichkeit dieser Folgerung hat übrigens schon Kießelbach a. a. O. hingewiesen.Google Scholar
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    Nach dem Schweiz. Patent Nr. 27 214.Google Scholar
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    Nach Engineering 18. Nov. 1904, S. G91. Kretschmer vertritt in der Zeitschr. d. Ver. d. Ing. 1905, S. 940 die Ansicht, daß die guten Erfolge des Turbinenschiffes zum Teile der Schiffsform, welche sich der von Kretschmer befürworteten Tetraedergestalt nähert, zuzuschreiben sind. Diese Form habe die Eigenschaft, bei kleiner Geschwindigkeit verhältnismäßig größere Widerstände darzubieten als bei hoher Geschwindigkeit, woraus auch das bis zu 14 Knoten schlechtere Ergebnis des Turbinenschiffes zu erklären sei.Google Scholar
  40. 1).
    In neuester Zeit hat gemäß der Zeitschrift des Vereins deutscher Ingenieure 1903, S. 725, Prof. Schröter an einer 250 pferdigen Verbundmaschine von Van den Kerk-hove bei gesättigtem Dampf einen Verbrauch von 5,28 kg pro PSi-st; bei Überhitzung auf 304,6° C einen solchen von 4,31 kg, oder einen Wärmeaufwand von 3490 bzw. 3180 WE pro PSi-st festgestellt. Für diese Maschine gilt mithin obige Aussage nicht, und es muß abgewartet werden, inwieweit diese an Maschinen ähnlicher Größe noch nicht beobachteten niedrigen Verbrauchszahlen sich im Dauerbetriebe bewähren und auch von anderen Dampfmaschinenarten erreicht werden können.Google Scholar
  41. 1).
    Zeitschr. d. Ver. deutsch. Ing. 1902, S. 187.Google Scholar
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    Nach einer Mitteilung der Herren Gebr. Sulzer in Winterthur ist neuerdings an einer 2000 pferdigen horizontalen Maschine bei 12.1 At abs. Dampfdruck 280° Dampf-temperatur vor dem Hochdruck und 69,5 cm Vakuum im Dampfverbrauch von rd. 4,0 kg/PSi-st ermittelt worden, was einem Wärmeverbrauch von rd. 2850 WE entspricht. Ferner an den Maschinen des Berliner Elektrizitätswerkes in Moabit bei 4170 PSi Leistung, 12,2 At Druck, 303° Dampftemperatur vor dem Hochdruck, 68,6 cm Vakuum einen Dampfverbrauch von 3,948 kg/PSi-st oder 2829 WE/SPi-st.Google Scholar

Copyright information

© Springer-Verlag Berlin Heidelberg 1905

Authors and Affiliations

  • A. Stodola
    • 1
  1. 1.Eidgenössischen Polytechnikum in ZürichSchweiz

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