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Autor Thema: Schiffs-Dampfturbinen  (Gelesen 25463 mal)

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Offline Turbo-Georg

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Schiffs-Dampfturbinen
« am: 14 Oktober 2010, 19:41:21 »
Noch heute geht von stationären Kolbendampfmaschinen an Land und im besonderen Maße von Schiffs-Dampfmaschinen eine Faszination aus, die seltsamerweise von keiner Dampfturbinen auch nur annähert erzielt wird. Im ersten Moment ist das schwer nachvollziehbar, aber es liegt wohl in der Dampfturbine selbst begründet.  Bei einem geschlossenen, mehr oder weniger zylindrischen Gebilde mit allerlei Leitungen und Apparaturen und mit einem eher nervigen Geräusch, also kein, auf Kraft und Stärke deutendes, rhythmisches Stampfen und Zischen, muss man schon ein arger Technik-Freak sein, um in ihr ein echtes „Schmankerl“ zu sehen. Bereits durch ihre äußere Erscheinungsform verwehrt sie sich dem Verständnis der, zugegebener Maßen komplexen Vorgänge in ihrem Inneren. Auf die Frage nach den Ursachen einer, auch durch die Dampf-Modellbauer recht stiefmütterlichen Behandlung folgt häufig als Antwort: Es bewegt sich fast nichts und man sieht auch nicht viel.
Dennoch halte ich es für eine sinnvolle Ergänzung des Berichts „Schiffs-Dampfmaschinen“ http://forum-marinearchiv.de/smf/index.php?topic=12823 den Lesern einen kurzen Überblick, vorrangig über Schiffs-Dampfturbinen und ihre Besonderheiten zu verschaffen. 

Bereits in der ersten Dekade des vorigen Jahrhunderts zeichnete sich ab, dass die zu diesem Zeitpunkt teilweise schon riesigen und recht schweren Kolbendampfmaschinen den weiteren Forderungen nach höherer Antriebsleistung im Schiffbau nicht mehr gerecht werden konnten. Der Antrieb durch Verbrennungsmaschinen befand sich noch in den Kinderschuhen und bot noch keine ernsthafte Alternative. Aber den langjährigen Bemühungen Parsons die Schwierigkeiten bei der Verwendung der Dampfturbine auch als Antriebsmaschine für Schiffe zu überwinden, verdanken wir schon im Jahre 1897 ihren ersten Einsatz auf einem kleinen Dampfboot. Seine bereits 1884 patentierte „Parson-Turbine“ nach dem so genannten Reaktionsprinzip, setzte sich nach Weiterentwicklung aufgrund der überlegenen Technik schnell durch und bildet, übrigens bis heute die Grundlage aller modernen Dampfturbinen.
Die Vorteile der Dampfturbine gegenüber der Kolbenmaschine, wie gleichmäßiges Drehmoment, geringere Schwingungen und Vibrationen durch das Fehlen hin und her bewegter Massen, Raum- und Gewichtsersparnis, sowie einfache Wartung waren so  augenscheinlich, dass sie vermochten, die Kolbenmaschine als Schiffsantrieb zu verdrängen, wenn es gelänge einige Nachteile der Dampfturbine zu beseitigen. Im Wesentlichen galt es, durch geeignete Maßnahmen die hohen Drehzahlen der Dampfturbinen auf die niedrigeren Umlaufzahlen der Schiffsschrauben herabzusetzen. Ein weiteres zu lösendes Problem war die Unfähigkeit der Dampfturbine in eine Entgegengesetzte Drehrichtung umgesteuert zu werden.
Der Arbeitsprozess in Dampfturbinen ist thermodynamisch gesehen mit dem Arbeitsprozess in  Kobendampfmaschinen identisch. Beide sind Wärmekraftmaschinen. In ihnen soll Wärme in mechanische Arbeit umgeformt werden. Hilfsmittel hierfür ist dabei der Wasserdampf.
In der Kolbendampfmaschine nutzen wir den Dampfdruck mit seiner Kraftwirkung auf die Fläche des Kolbens, das heißt seine potentielle oder ruhende Energie. In der Dampfturbine hingegen wird die Dampfgeschwindigkeit, also die kinetische oder Bewegungs-Energie des Dampfes in mechanischer Arbeit umgewandelt. Die Höhe des jeweiligen Arbeitsvermögens von Wasserdampf ist dabei gleichbedeutend mit der in ihm vorhandenen Wärmemenge.

Wenn sich Dampf in einer geeigneten Vorrichtung (Düse) von einem Anfangsdruck p1 auf einen Enddruck p0 entspannt, also expandiert ohne äußere Arbeit zu verrichten, so bewirkt die frei werdende Energie eine Beschleunigung der Dampfmasse auf eine bestimmte Geschwindigkeit. Ruhende Energie wird dabei in Bewegungsenergie umgewandelt.
Während der Expansion sinkt nicht nur die Temperatur des Dampfes, auch sein Wärmeinhalt i fällt von einem Anfangswert i1 bei einem Druck p1 auf einen Endwert i2 bei einem Druck p0. Diese Differenz des Wärmeinhaltes i nennt man das theoretische Wärmegefälle ht.
Je größer  das Wärmegefälle ht ist, umso höher ist die Arbeitfähigkeit des Dampfes und umso höher ist die theoretisch erreichbare Dampf-Geschwindigkeit c0.

c0  (m/s) = 91,5 ∙ √ht   (ht in kcal/kg)    oder     c0 (m/s) = 44,7 ∙ √ht  (ht in kJ/kg)                       

Wir erinnern uns in diesem Zusammenhang auch an die Aussagen und Erläuterungen im Beitrag „Die Dampfturbine im Modellbau“, prinzipiell gelten diese im gleichen Maße für die Dampfturbinen des Großbetriebes, wie für Modell-Dampfturbinen.
( http://forum-marinearchiv.de/smf/index.php/topic,12568.0.html ). Hier wurde unter #16 u.a. die Darstellung von Wärmeinhalt i und Wärmegefälle ht  im Mollier-Diagramm, wie auch die Darstellung des Arbeitsprozesses von Dampfturbinen mit den dabei auftretenden Verlusten erläutert. Wir werden im Laufe dieser Abhandlung ggf. auf dieses im Dampfturbinenbau wichtige Diagramm zurückgreifen. Wir ersparen uns aber unnötige Wiederholungen und gehen dafür mehr auf die Gegebenheiten des Großbetriebes ein.
Die oben genannten Probleme, die es beim Einsatz der Dampfturbine als Schiffsantrieb zu  lösen galt, liegen in ihrer Art der Energieumwandlung begründet. Wir erinnern uns, dass die Bewegungsenergie des Dampfes durch den erzeugten Bahndruck (Zentrifugalkraft der Dampf-Teilchen) in den Krümmungen der Laufrad-Schaufeln auf die Turbinenwelle übergeht. Dabei wird der günstigste Wirkungsgrad erzielt, wenn die tatsächlich am Düsenausgang auftretende Dampfgeschwindigkeit c1 und die Umfangsgeschwindigkeit u des Laufrades in einem bestimmten Verhältnis stehen. Dieses Verhältnis (u/c1) ist von der Turbinenbauart abhängig und ist z.B. bei Überdruckturbinen gleich 1. Hieraus würden sich bei den hohen Dampfdrücken bzw. Wärmegefällen des Großbetriebes zwangsläufig auch hohe Umfangsgeschwindigkeiten, sprich Drehzahlen ergeben, die nicht nur die Grenzen der Belastbarkeit der Bauteile überschreiten, sonder für eine direkte Aufschaltung auf die Schraubenwelle ungeeignet sind.
Es ist demnach erforderlich, einerseits die Drehzahl der Turbine auf ein vertretbares Maß zu reduzieren und andererseits ihre noch immer recht hohe Drehzahl durch Zwischenschaltung geeigneter Einrichtungen auf eine optimale Schraubendrehzahl zu transformieren.
Am Anfang der Entwicklung musste man aus technologischen Gründen auf die  nahe liegende Zwischenschalten von Getrieben verzichten; man war am Anfang des vorigen Jahrhunderts noch nicht in der Lage sie in geeignete Größe und Zuverlässigkeit herzustellen. Andere, später sich bietende Alternativen waren entweder noch nicht erfunden oder steckten noch in den Kinderschuhen. Die ersten Einsätze der Dampfturbine als Schiffsantrieb beschränkten sich daher bei vergleichsweise niedrigen Turbinen-Drehzahlen auf kleinere, schnelle Schiffe mit unmittelbarem Schraubenantrieb (u.a. Torpedo-Boote). Hierin liegt im Wesentlichen der Verdienst Parsons, durch die Aufteilung eines hohen Wärmegefälles auf eine Vielzahl von Turbinenstufen die Turbinendrehzahl auf eine zum Direktantrieb der Schraube geeignete Größenordnung zu senken. Siehe hierzu: Parson-Turbine,
http://www.deutsches-museum.de/sammlungen/ausgewaehlte-objekte/meisterwerke-iv/turbine/

Beginnen wir mit den konstruktiven Maßnahmen zur Reduzierung der Turbinen-Drehzahl.
Hierzu müssen wir die, für Modell-Dampfturbinen vorgenommene Unterscheidung der Bauformen nicht nur präzisieren, sonder auch erweitern. Die für den Modellbau geeigneten Gleichdruck-Turbinen mit Geschwindigkeits- bzw. Druckstufung, sowie eine Kombination von beiden haben wir bereits kennen gelernt. Die, für den Modellbau als ungeeignet erachtete Überdruck-Turbine, sowie weitere ungenannte Bauformen haben im Großbetrieb nicht nur eine völlig andere Bedeutung, sondern sie bilden seine Grundformen.
Der, im Zusammenhang mit der oben genannten Parson-Turbine genannte  Begriff „Reaktionsprinzip“ soll bei dieser Gelegenheit erläutert werden. Statt der uns bereits geläufigen Bezeichnungen Gleichdruck-Turbine und Überdruck-Turbine werden auch die Bezeichnungen „Aktions-Turbine“ und „Reaktions-Turbine“ verwendet. Das hängt von der Funktion ihrer Schaufeln und deren Druck-Verhältnis ab.
Die Dampfkanäle zwischen den Schaufeln von Gleichdruck-, oder Aktions-Turbinen haben einen fast unveränderlichen Querschnitt
(Bild 1a). Der aus der Düse austretende Dampf bewirkt beim Durchströmen der Schaufeln eine Aktion (Bahndruck). Vor und hinter den Schaufeln herrscht der gleiche Druck. 
Die Dampfkanäle der Schaufeln von Überdruck-, oder Reaktions-Turbinen (Bild 1b) dagegen, haben die Form einer Düse, in ihnen erfolgt eine Umwandlung von Druck in Geschwindigkeit, es erfolgt neben dem Bahndruck zusätzlich ein Rückstoß, also eine Reaktion. An ihren jeweiligen Schaufelkränzen entsteht ein Druckgefälle (Druckstufung).
Zur Definition der Begriffe Aktion und Reaktion eignen sich am ehesten die wenigen Gemeinsamkeiten mit Wasser-Turbinen.
Aktionsprinzip: Ein Dampf- oder Wasserstrahl tritt in die Schaufel eines Rades ein und versetzt es in eine Drehbewegung.
Reaktionsprinzip: Unter Druck stehendes Wasser oder Dampf tritt durch seine hohle Drehachse in einen Hohlkörper ein, der an seinem Umfang tangential gebogene Düsenrohren trägt. Das Wasser oder der Dampf bewirkt bei Ausströmen aus den Düsen einen Rückstoß, der den Körper in Drehung versetzt.
Nach der Überlieferung arbeitete Herons erste Dampfmaschine der Antike nach dem letzt genannten Prinzip:
http://www.Dampfmaschine.wundersamessammelsurium.info/heron/aeolipile/index.html
« Letzte Änderung: 16 Oktober 2010, 12:18:19 von Turbo-Georg »
Vermeintlich Schwieriges leicht verständlich machen.

Gruß Georg

Offline scharrenberg

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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #1 am: 16 Oktober 2010, 11:19:31 »
@ Turbo-Georg
Guten Morgen
Deine Darstellungen über die Schiffsdampfmaschinen sind eine Wucht. Sie lassen die Erinnerungen an meinen Schiffstechnik -A-Lehrgang für Offiziere an der TMS I (Technische Marineschule I in Kiel-Wik) aus dem Jahr 1964 erinnern. Wenn mein beruflicher Schwerpunkt in der Bundesmarine und dann Deutschen Marine bei den Marinefliegern war, haben mich Fragen zum Schiffsantrieb als ein Merkmal zur Identifizierung von Schiffen ständig weiter beschäftigt. Nun, schon Jahre im Ruhestand verfolge ich diese Fragen als Hobby weiter. Und so ergeben sich für mich ein paar Fragen zu diesem Thema:
1. In wie weit sind heute schon bei Dampfturbinenanlagen auf Schiffen eine Zwischenüberhitzung des Dampfes nach der Hochdruckturbine zur
    Anwendung gekommen?
2. Diese Frage ist etwas komplexer. In der Fachliteratur wird die Kombination Gasturbine mit nach geschalteter Dampfturbine, bei Landanlagen als
    Gas- und-Dampf (GUD) -Turbineanlagen bezeichnet, diskutiert. Ich meine die US-Untersuchungen, die unter der Abkürzung RACER (Rankine
    Cycle Energy Recovery) liefen. In einem derartigen System sehr ich zwei extreme Vorteile.
    Einmal eine erheblich bessere Ausnutzung der Brennstoffenergie und
    Zweitens, und das ist heute bei Marineeinheiten ein Schlüsselargument die Reduzierung der IR-Signatur, da die heißen Abgase der Dampf-
    turbine zur Dampfgewinnung für die Dampfturbinenanlage genutzt werden. Es wird immer wieder argumentiert, dass die Dampfturbine in
    diesem System zu träge auf Fahrtstufenänderungen reagiert. Meine Überlegungen sind dabei, wird die volle Antriebsleistung benötigt, werden
    notfalls im Dampfkessel, Typ Zwangsumlauf, zusätzliche Brenner mit vorgewärmte Brennluft zugeschaltet, der Dampfkessel wie bei einer reinen  
    Dampfturbinenanlage gefahren.
Ist es möglich, diese Fragen im Zusammenhang mit Dienen Darstellungen zu Dampfturbinenanlagen zu beantworten?

Offline Turbo-Georg

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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #2 am: 16 Oktober 2010, 12:02:58 »
Hallo Scharrenberg,
das geht ja schon recht munter los, dabei habe ich gerade erst die Einleitung geschrieben.
Recht vielen Dank für Dein interessantes Posting. Ich gehe davon aus, dass ein Teil der Fragen im Laufe der Fortsetzung zur Beantwortung gelangen; ich arbeite z.Z. daran.
Bezüglich Kombinationsantriebe hat Captain Hans einige Ausführungen gemacht.
http://forum-marinearchiv.de/smf/index.php/topic,9825.0.html

Sollten Fragen offen bleiben, können wir sie am Ende gemeinsam diskutieren.
Vermeintlich Schwieriges leicht verständlich machen.

Gruß Georg

Offline Redfive

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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #3 am: 16 Oktober 2010, 13:22:34 »
Hallo Herr Scharrenberg,

zu ihrer 2. Frage wollte ich mal ein kleines Komentar loswerden.
Die Trägheit der Dampfturbinen bezieht sich nicht auf die Dampfturbine, sondern in der Dampfproduktion liegt der Hase begraben.
Der Kessel der zur Dampferzeugung da ist, muß nach und nach in seiner Leistung hochgefahren werden um die nötige Dampfmenge zu produzieren und den nötigen Systemdruck aufrecht erhalten zu können. Dies ist meiner Meinung nach das eigendliche problem an der Dampfanlage und macht sie in schnellen Fahrstufenänderungen so träge.
Den Schiffstechnischen Lehrgang an der TMS-Kiel durfte ich auch noch als letzter Lehrgang in Kiel genießen bevor er nach Parow umzog.
Danach fuhr ich als Kesselgast und als Kesseluffz auf unseren alten 103érn und bekahm als Uffz immer sehr schnell mit wenn das Vorwärtsfahrventil zu schnell geöffnet wurde.  :wink:

Gruß und mit Spannung auf den weiteren Bericht
Sven  :MG:
Werft: Schwerer Kreuzer Prinz Eugen, Leichter Kreuzer Nürnberg

Offline Captain Hans

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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #4 am: 16 Oktober 2010, 15:55:37 »
Das kenn ich gut Georg.

Wenn wir unsere 4 Cargogopumpen (a 4500 PS Turbinen) langsam hochfuhren war die Beobachtung des DampfdrucK Manometers
von auschlaggebender Bedeutng. Bis wir die vollen Drehzahlen erreichten dauerte es bis zu 30 - 40 Minuten.
Dazu mußten immer größere Brenner im Kessel eingeführt werden.(ging voll automatisch, Hochdruckkessel mit 72 atü)

"Lustig" wurde es wenn wir einen Notstop der Pumpen wegen Ölleckagen ausführen mußten, dann hatten wir einen gewaltigen
Dampfdruck, der über Abfeuern der Sicherheitsventile (in 6 nach einander geschalteten Stufen) abgebaut wurde.
Danach ging das Spiel wieder von vorne los, also Dampfdruck wieder aufbauen und die Pumpen wieder  langsam entsprechend
hochfahren.

viele Grüße

Hans
,Nur wer sich ändert,bleibt sich treu"!!!
,,Nicht was du bist,ist das was dich ehrt,wie du bist,bestimmt den Wert"!!!

Offline Turbo-Georg

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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #5 am: 17 Oktober 2010, 16:23:44 »
Im Gegensatz zu den Modell-Dampfturbinen liegen die Prioritäten im Großbetrieb bei den mehrstufigen Ausführungen. Die im Bild 2 dargestellten Bauarten bleiben daher in der Regel dem Antrieb von kleineren Hilfsmaschinen vorbehalten oder werden in andere Bauformen als Vorschaltstufen (Curtis-Rad) integriert. Wir unterscheiden also die Turbinenarten im Wesentlichen nach folgenden Merkmalen,

1.   der Art der Stufung in Geschwindigkeits- oder Druckstufen,
2.   den Druck-Verhältnissen an ihren Schaufeln, in Gleichdruck- bzw. Aktionsturbinen oder in Überdruck- bzw. Reaktionsturbinen,
3.   nach der Bauart der Läufer in Radläufer- oder Trommelläufer-Turbinen
4.   und ggf. nach der Richtung des Dampfstromes, in Längsstrom- bzw. Axialturbinen oder Querstrom- bzw. Radialturbinen.

Die häufig verwendeten Bezeichnungen Hochdruck- (HD), Mitteldruck- (MD) oder Niederdruck- (ND)-Turbine sind nur bedingt Bauart typisch, sondern beschreiben mehr die Teilfunktionen der Turbinen in einer gesamten Antriebsanlage. Diese Teilfunktionen werden nicht selten von Turbinen verschiedener Bauart wahrgenommen, denn die   unterschiedlichen Merkmale können für eine bestimmte Funktion von Vorteil oder eher von Nachteil sein.
Bei allen Unterschieden haben die verschiedenen Arten von Dampfturbinen doch eine Gemeinsamkeit, nämlich die Aufgabe, die zum Teil sehr hohen Wärmegefälle, also hohen  Dampfgeschwindigkeiten mit einem guten Wirkungsgrad in mechanische Arbeit umzuwandeln. Hierin besteht auch eine der Hauptschwierigkeiten im Dampfturbinenbau.
Wir wissen inzwischen, dass sich eine Dampfturbine nicht mit Nassdampf betreiben lässt. Die Überhitzungswärme des erforderlichen Heißdampfes wird zwar weitgehend den Rauchgasen entzogen, aber aus wirtschaftlichen Gründen ist es dennoch angebracht mit möglichst hohen Kessel-Drücken und Dampf-Temperaturen zu arbeiten, weil der zu ihrer Erhöhung nötige Mehraufwand an Erzeugungswärme geringer wird. Der Einfluss des Verhältnisses der Dampfgeschwindigkeit zur Turbinendrehzahl, sprich Umfangsgeschwindigkeit des Läufers (u/c1) auf den Wirkungsgrad ist uns ebenfalls aus anderen Beträgen bekannt.
Zu den charakteristischen Merkmalen der verschiedenen Turbinenarten.
Die in Bild 2 dargestellte einstufige Turbine besitzt ein Laufrad mit nur einem Schaufelkranz und in der Regel auch nur eine Düse oder eine Düsengruppe. Solch eine einfache Turbine, mit einer Drehzahl von 30.000 U/min wurde bereits 1833 von dem Schweden de Laval gebaut und stellt die ursprünglichste Form der Dampfturbine dar. Der Druck- und Geschwindigkeitsplan zeigt, dass in der Düse das gesamte zur Verfügung stehende Wärmegefälle in Form des Dampfdruckes p1 in Bewegungsenergie, sprich Dampfgeschwindigkeit c1 umgesetzt wird. Der beschleunigte Dampf tritt mit dieser recht hohen Geschwindigkeit in die Schaufeln ein und gibt in ihnen nahezu seine gesamte  Bewegungsenergie an das Laufrad ab, um mit einer geringen Restgeschwindigkeit c2 die Turbine zu verlassen. Wir sehen, dass der Druck vor und hinter den Schaufeln gleich dem Enddruck p0 ist. Das Laufrad besitzt die oben beschriebenen und in Bild 1a dargestellten Gleichdruck-Schaufeln. Diese Bauart erreicht ihren höchsten Wirkungsgrad bei einem Verhältnis u/c1 = 0,5. Bei einem früher üblichen Kesseldruck von 20 bar würde das Wärmegefälle, auch ohne Kondensator etwa 140 kcal/kg betragen. Wir können mit Hilfe der o.a. Gleichungen eine theoretische Dampfgeschwindigkeit von weit über 1.000 m/s  und somit eine Umfangsgeschwindigkeit von 500 m/s ermitteln. Das bedeutet hohe Drehzahl bei recht großem Raddurchmesser. Wegen der hohen Belastung durch die auftretenden Fliehkräfte muss man sich daher mit einer niedrigeren, also auch unwirtschaftlicheren Drehzahl begnügen. Wegen ihrer einfachen, kostengünstigen Bauweise und dem niedrigen Gewicht würde sie ggf. unter niedrigerem Wärmegefälle zum Antrieb von kleineren Hilfsmaschinen zum Einsatz kommen.
Bevor wir fortfahren, müssen wir allerdings auf einen wichtigen Umstand zu sprechen kommen, dem sich de Laval gegenüber sah.
Im Allgemeinen verstehen wir unter einer Düse einen sich verengenden Dampfkanal. Die Querschnittsform kann beliebig und seine Achse gerade oder gekrümmt sein. Wir wissen, dass sich in ihr der Dampf von einem Druck p1 vor der Düse auf einen Druck p0 im Mündungsraum entspannt.
In einer solchen Düse, „einfache Düse“ genannt, lässt sich der Dampf jedoch nur bis zu einem bestimmten Druckverhältnis beschleunigen. An der Mündung der Düse, das heißt an ihrem kleinsten Querschnitt (Fmin), stellt sich immer nur ein bestimmter Minimal-Druck ein, Laval- oder kritischer Druck pk genannt. Auch die Dampfgeschwindigkeit erreicht nur maximal die Schall-Geschwindigkeit des Dampfes, kritische Geschwindigkeit ck genannt. Diese Werte sind in einem gewissen Maße von der Dichte des Dampfes abhängig. Hier die Richtwerte aus dem Großbetrieb.

                                                                    Sattdampf           Heißdampf
                                   Der kritische Druck pk = p1 ∙ 0,58      pk = p1 ∙ 0,55                           
                     Die  kritische Geschwindigkeit ck = 450 m/s       ck = 550 m/s

Ist der kritische Druck pk gleich oder kleiner als der Druck p0 im Mündungsraum (pk ≤ p0), kann der Dampf in einem geschlossenen Strahl aus der Düse austreten (Bild 3a).
Wird der Anfangsdruck p1 erhöht, ist auch der kritische Druck  pk höher. Liegt dadurch der kritischen Druck pk über dem Druck p0 (pk > p0), expandiert der Dampf erst hinter der Mündung explosionsartig; er tritt in einem ungeordneten, Wirbel bildenden Strahl aus und ist zur wirkungsvollen Arbeitsleistung im Laufrad ungeeignet (Bild 3b).
Um auch in überkritischen Bereichen, also bei größeren Druck- bzw. Wärmegefällen zu einem geschlossenen Dampfstrahl zu gelangen, muss die Düse hinter ihrem engsten Querschnitt eine Erweiterung erhalten. Wir sprechen von der „erweiterten Düse“ oder Laval-Düse. Auch hier herrscht am engsten Querschnitt Fmin  stets der kritische Druck pk und die kritische Geschwindigkeit ck. Bei richtiger Wahl von Erweiterungsverhältnis und Düsenlänge kann der Dampf in der Erweiterung weiter expandieren und die Düse in einem geschlossenen Strahl verlassen (Bild 3c).

In der Praxis wird man aber nur ungern mit unwirtschaftlich, kleinen Wärmegefällen arbeiten und sich die erwartete Leistung durch eine entsprecht hohe Dampfmenge erkaufen. Stattdessen geht es darum, möglichst hohe Wärmegefälle, das heißt hohe Dampfgeschwindigkeiten oder hohe Dampfdrücke auf mehrere Laufräder (Stufen) zu verteilen. Wir sprechen in diesen Fällen von Turbinen mit Geschwindigkeits- oder Druckstufung.
Im Bild 2 betrachten wir nun eine Gleichdruck-Turbine mit zwei Geschwindigkeitsstufen. Das Laufrad, das so genannten Curtis- oder kurz C-Rad ist mit zwei Schaufelkränzen versehen. Diese Turbinen werden auch häufig nach ihrem Erfinder, dem Amerikaner Curtis benannt, der als erster bei Turbinen die Geschwindigkeitsstufung anwendete.
Wie uns der Druck- und Geschwindigkeitsplan zeigt, wird wie bei der einfachen Laval-Turbine wiederum das gesamte Druckgefälle p1–p0 durch die Düsen in die Dampfgeschwindigkeit c1 umgesetzt. Der Dampfstrahl gelangt mit dieser hohen Geschwindigkeit in den ersten Schaufelkranz des Laufrades und gibt einen Teil seiner Bewegungsenergie ab. Der Dampf verlässt unter diesen Gegebenheiten die ersten Schaufeln mit der noch sehr hohen Geschwindigkeit c2’. In feststehenden Leitschaufeln wird der Dampf umgelenkt und tritt mit der Geschwindigkeit c1’ in den zweiten Laufschaufelkranz. Hier erfolgt die Herabsetzung auf die Ausström-Geschwindigkeit c2. Der Druck p0 ist auch hier in der gesamten Radkammer gleich.
Die Umfangsgeschwindigkeit u des Laufrades kann wegen der niedrigeren Schaufeleintritts-Geschwindigkeiten kleiner gewählt werden. Das heißt, Drehzahl n und Raddurchmesser d werden in zweckmäßigen Grenzen gehalten. Das Verhältnis u/c1 ist bei zwei Stufen 0,25 und bei drei Stufen, also drei Schaufelkränzen 0,16. Wir sehen, das die Geschwindigkeitsstufung die Umfangsgeschwindigkeit u wirksam herab setzen kann. Mit zunehmender Stufenzahl steigen allerdings die Verluste durch Umlenkung und Reibung. Der Wirkungsgrad nimmt hierdurch deutlich ab, so dass nur drei, maximal vier Stufen sinnvoll sind. Diese Turbinen werden, wie bereits gesagt vorwiegend zum Antrieb von Hilfsmaschinen oder als Vorschaltturbinen in Hauptmaschinen verwendet.
« Letzte Änderung: 18 Oktober 2010, 09:39:16 von Turbo-Georg »
Vermeintlich Schwieriges leicht verständlich machen.

Gruß Georg

Offline Turbo-Georg

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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #6 am: 18 Oktober 2010, 16:53:53 »
Die Druckstufung bietet bekanntlich eine weitere Möglichkeit hohe Dampfgeschwindigkeiten oder hohe Dampfdrücke auf mehrere Laufräder (Stufen) zu verteilen.
Die Gleichdruck-Turbinen mit Druckstufung links im Bild 4, wurden von Zoelly eingeführt und werden daher häufig als Zoelly-Turbinen bezeichnet. Hier wird die hohe Umfangsgeschwindigkeit u gemindert, indem das Druckgefälle p1– p0 des Dampfes, oder was richtiger ist, das verfügbare Wärmegefälle h  in  mehrere gleiche Einzelgefälle (Stufengefälle der Druckstufen) aufgeteilt wird. Der ebenfalls in Bild 4 dargestellt Ausschnitt aus dem Mollier-Diagramm, zeigt uns auch, dass bei Druckstufung die gleichmäßige Aufteilung des Wärmegefälles und damit der Arbeitsfähigkeit, nicht auch die gleichmäßige Aufteilung des Dampfdruckes p1 bedeutet.
Diese Turbinen bestehen aus mehreren hintereinander angeordneten Kammern mit je einem Laufrad. Die Laufräder der einzelnen Kammern haben Gleichdruck-Beschaufelung und sind auf einer gemeinsamen Welle befestigt. Durch so genannte Zwischenböden sind die einzelnen Kammern von einander getrennt. In den, gegen die Welle abgedichteten Zwischenböden sind die Düsen der jeweils nächsten Stufe angeordnet.
Diese Bauform stellt also eine Hintereinanderschaltung von mehreren einstufigen Turbinen dar. Wir sehen wiederum den Verlauf von Druck p und Geschwindigkeit c. In den Düsen der ersten Stufe wird der Dampfdruck p1 nur bis zu einem Stufendruck p1’ entspannt. An der Düsenmündung kann sich daher nur eine, dem Druckgefälle p1 – p1’ entsprechend geringere Dampfgeschwindigkeit c1 einstellen. Die Dampfgeschwindigkeit c1  wird durch Energieabgabe in den Laufradschaufeln auf den Wert c2 abgesenkt. Der Dampf mit dem Druck p1’ wird durch die Düsen der zweiten Stufe wiederum nur bis auf den Stufendruck p1’’ entspannt. Auch in der zweiten Stufe erreicht die Dampfgeschwindigkeit nur den Werte c1 am Schaufeleintritt bzw. c2 hinter den Schaufeln. Dieser Vorgang wiederholt sich in der dritten Stufe. Hier hat der Dampf den Enddruck p0. In den einzelnen Kammern herrscht vor und hinter den Schaufeln also der jeweils gleiche Druck. Durch die stufenweise Entspannung nimmt das spezifische Dampfvolumen v zu. Die jeweiligen Durchtritts-Querschnitte werden entsprechend größer. Da es sich hier im Prinzip um einzelne, einstufige Turbinen handelt, ergibt sich theoretisch der günstigste Wirkungsgrad (ca. 0,75) wie bei der Laval-Turbine in Bild 2 bei einem Verhältnis u/c1 = 0,5, also wenn die Umfangs-Geschwindigkeit u gleich der halben Dampfgeschwindigkeit c1 ist. Wir erkennen daraus, dass diese Druckstufung eine bessere Ausnutzung des Dampfes ergibt als die Geschwindigkeitsstufung. Allerdings sind für die gleiche Minderung der Umfangsgeschwindigkeit u mehr Druckstufen als Geschwindigkeitsstufen erforderlich.

Die Dampfturbine rechts im Bild 4 stellt eine Kombinationen von Druckstufen und Geschwindigkeitsstufen dar.
Hier kommen in den einzelnen Druckstufen (Kammern) statt einkränziger Laufräder, Curtis-Räder mit zwei Schaufelkränzen zum Einsatz, wie wir sie bereits aus Bild 2 kennen. Sie hat die gleiche Verteilung des Druckgefälles (p1 - p1’ – p1’’ – p0) bzw. des Wärmegefälles (h1 – h2 – h3) wie die linke, einfache Zoelly-Turbine mit den einkränzigen Laufrädern. Durch die Geschwindigkeitsstufung in den C-Rädern ist die Eintrittsgeschwindigkeit des Dampfes in die einzelnen Schaufelkränze geringer (siehe Curtis-Turbine) und die Umfangsgeschwindigkeit u ist unter den gegebenen Umständen niedriger, denn das günstigste Verhältnis  u/c1 ist nun 0,25, aber der günstigste Wirkungsgrad in den Einzelstufen nur noch 0,45. Der Gesamtwirkungsgrad aller drei Stufen stellt sich aber im Mollier-Diagramm günstiger dar, weil die Verlustwärme der Stufen 1 und 2 in der jeweils nächsten Stufe verarbeitet wird.
« Letzte Änderung: 18 Oktober 2010, 17:00:24 von Turbo-Georg »
Vermeintlich Schwieriges leicht verständlich machen.

Gruß Georg

Offline Turbo-Georg

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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #7 am: 19 Oktober 2010, 17:06:34 »
Das Bild 5 zeigt uns links die schematische Darstellung einer Gleichdruck-Turbine mit Druckstufen. Sie besitzt einen so genannten Trommelläufer, statt der bereits bekannten  Laufräder. Die Zwischenböden mit Düsen der Turbinen aus Bild 4, sind hier durch feststehende Leitschaufelkränze ersetzt, deren Schaufelform den Überdruckschaufeln aus Bild 1b entspricht. Sie haben die Form von Düsen. In Ihnen erfolgt, wie bekannt eine Umwandlung von Druck in Geschwindigkeit. Durch die Druckdifferenz an den Leitschaufelkränzen entstehen in den Spalten allerdings Verluste durch Druckausgleich. Um diese Verluste niedrig zu halten, wählt man viele Stufen mit kleinem Stufengefälle bei niedriger Umfangsgeschwindigkeit u, also niedriger Turbinen-Drehzahl. Die Laufschaufelkränze sind mit Gleichdruck-Schaufel (Bild 2a) bestückt. Der Druck- und Geschwindigkeitsverlauf ähnelt der Zoelly-Turbine aus Bild 4. Es handelt sich also quasi auch hier um hintereinander geschaltete Einzelturbinen. Ihr günstigste Verhältnis u/c1 = 0,5.

Im Bild 5 sehen wir rechts die Darstellung einer Überdruck-Turbine. Wir wissen, dass sie auch als Reaktions- oder Parson-Turbine bezeichnet wird. Sie gleicht auf den ersten Blick der mehrstufigen Gleichdruck-Turbinen mit Druckstufen und Trommelläufer. Der einzige Unterschied ist nämlich, dass bei ihr sowohl in den Leitschaufeln als auch in den Laufschaufeln (Reaktion) eine Umsetzung von Druck in Geschwindigkeit erfolgt, also alle Schaufeln die Form von Düsen haben (Bild 2b). Überdruckturbinen werden nie als einstufige Turbinen ausgeführt, denn wie bereits eingangs bemerkt, ist bei ihnen das günstigste Verhältnis u/c1 = 1. Das bedeutet, ihre Umfangsgeschwindigkeit u müsste im Gegensatz zur einstufigen Gleichdruckturbine noch größer sein. Überdruckturbinen arbeiten aus diesem Grunde ebenfalls mit sehr kleinem Stufengefälle, aber nicht nur um die unvermeidlichen Spaltverluste zu senken, sondern um die günstigste Umfangsgeschwindigkeit u und die auftretenden Belastungen niedrig zu halten; sie benötigt daher sehr viele Stufen mit geringem Druck-Unterschied. Überdruck-Turbinen werden deshalb auch immer nur als Turbinen mit Trommelläufer ausgeführt.
Die Schaufelkränze von Überdruck-Turbinen können im Gegensatz zu denen der Gleichdruck-Turbinen nicht partiell, also nur teilweise mit Dampf beaufschlagt werden. Sie erfordern ausschließlich volle Beaufschlagung über den gesamten Radumfang. Bei partieller Beaufschlagung würde ein Druckausgleich über die nicht mit Dampf beaufschlagten, also von ihm nicht durchströmten Schaufeln drohen.
Wie bei Gleichdruck-Turbinen mit Druckstufen (Bild 4 und Bild 5, links), wird auch bei Überdruckturbinen das verfügbare Wärmegefälle gleichmäßig auf die einzelnen Stufen verteilt, aber innerhalb einer Stufe findet nochmals eine Verteilung auf die jeweiligen Leit- und Laufschaufeln statt (vergrößerter Ausschnitt ganz rechts in Bild 5). Wie wir bereits wissen, findet auch in den Laufschaufeln durch Ausdehnung eine Beschleunigung des Dampfes statt. Somit erfolgt durch den Rückdruck (Reaktion) der Bewegungsenergie eine weitere Übertragung von Arbeit auf das Laufrad. Durch die stufenweise Ausdehnung des Dampfes nimmt er auch hier einen immer größeren Raum in Anspruch. Deshalb müssen wiederum die Durchtrittsquerschnitte in Strömungsrichtung größer werden, z.B. durch Verlängerung der Schaufeln.
Durch die große Anzahl von Stufen mit kleinem Stufengefälle ergibt sich für die Überdruck-Turbine gegenüber den bisher behandelten Turbinenarten der Nachteil der großen Baulänge und somit des großen Raumbedarfs und des hohen Gewichts. Die zwingende, volle Beaufschlagung erbringt sehr kurze Schaufeln am Anfang der Turbine, sie ist daher für hohe Dampfdrücke ungeeignet. Die bereits erwähnten Druckunterschiede an ihren Schaufelkränzen bewirken darüber hinaus einen Längsschub am Trommelläufer. Der Gefahr der Schaufelberührung durch eine Verschiebung des Läufers, kann nur durch einen zusätzlichen Entlastungskolben entgegengewirkt werden. Ihr Vorteil liegt hingegen eindeutig in ihrer hohen Wirtschaftlichkeit im niedrigeren Druckbereich. Sie kam daher auf Kriegschiffen häufig als Hauptturbine zum Einsatz. 

Wenn eine Überdruck-Turbine aus unterschiedlichen Gründen als Hochdruck-Turbine eingesetzt werden soll, dann müssen Gleichdruckstufen als Regelstufen vorgeschaltet werden, denn sie erlauben durch die Möglichkeit der partiellen Beaufschlagung die Anwendung einzeln zu-, oder abschaltbarer Düsengruppen zur Leistungsregelung. Beim Einsatz eines C-Rades mit zwei Schaufelkränzen wird durch deren Geschwindigkeitsstufung bereits ein großer Teil des hohen Wärmegefälles in der Vorschaltturbine verarbeitet. Das Beispiel einer Überdruck-Turbine mit einer solchen Vorschaltturbine zeigt uns Bild 6.
Im Druck- und Geschwindigkeitsplan erkennen wir die typischen Einzel-Verläufe der Curtis- sowie der Parson-Turbine. Zusätzlich finden wir bei der Parson-Turbine eine neue Dampfkomponente, nämlich die relative Dampfgeschwindigkeit w. Wir kennen sie bereits aus dem Beitrag „Die Dampfturbine im Modellbau“. Für den interessierten Leser  macht sie in Verbindung mit dem Geschwindigkeitsplan Bild 7 die recht komplexen Vorgänge in einem Schaufelpaar einer Überdruck-Turbine anschaulich. Für diesen Leserkreis zum Abschluss der Behandlung der Turbinenarten noch einige kurze Erläuterungen zu Bild 7.

Wir sehen, dass die Leitschaufel und die Laufschaufel die gleiche Form nach Bild 1b haben. Der Dampf entspannt sich in der Leitschaufel vom Druck p1 auf den so genannten Spaltdruck ps und tritt unter dem Anstellwinkel α1 mit der absoluten Geschwindigkeit c1 aus. Der Dampf tritt in die, sich mit der Umfangsgeschwindigkeit u bewegte Laufschaufel mit der relativen Geschwindigkeit w1 unter dem Winkel β1  ein. Die Geschwindigkeit w1 ergibt sich bekanntlich durch Zerlegen der Geschwindigkeiten u und c1 im Parallelogramm der Geschwindigkeiten. Durch den Bahndruck erfolgt in der Laufschaufel bekanntlich die Energieübertragung. Die weitere Entspannung des Dampfes im Düsenförmigen Schaufelkanal der Laufschaufel vom Spaltdruck ps auf den Druck p2 hinter der Schaufel erbringt eine Erhöhung der relativen Dampfgeschwindigkeit w1 auf die Austrittsgeschwindigkeit w2. Der Dampfstrahl, durch die erfolgte Expansion beschleunigt, bewirkt einen Rückdruck (Reaktion) auf die Laufschaufel. Die absolute Austrittsgeschwindigkeit w2 ergibt sich durch Zusammensetzen von w2 und u im Parallelogramm. Sie wird in der Leitschaufel der nächsten Stufe verarbeitet.

Liebe Freunde, liebe Leser,
ich halte die einzelnen Postings bewusst kürzer als gewohnt, damit sie für die meisten auch verarbeitbar sind. Mir war klar, dass der Stoff nicht ganz so glatt runter gehen wird, wie bei den Schiffs-Dampfmaschinen. Ich hoffe trotzdem auf weiteres Interesse.
« Letzte Änderung: 19 Oktober 2010, 17:18:13 von Turbo-Georg »
Vermeintlich Schwieriges leicht verständlich machen.

Gruß Georg

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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #8 am: 19 Oktober 2010, 17:27:24 »
Hallo Georg

wie immer - klasse geschrieben top top top

liebe grüße

Hans
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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #9 am: 19 Oktober 2010, 17:32:57 »
Hallo Hans,
ich hoffe nur es bleibt für die meisten auch noch unterhaltsam.
Vermeintlich Schwieriges leicht verständlich machen.

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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #10 am: 21 Oktober 2010, 18:33:51 »
Wir haben die wesentlichen Turbinenarten und ihre verschiedenen Eigenschaften kennen gelernt. Diese  zeigen sich bei der Verwendung als Schiffsantrieb sowohl als Vorteil als auch als Nachteil. Von den relativ wenigen Fällen mit direkt angetriebenen Schrauben am Beginn der Entwicklung abgesehen, wurden später meistens alle Turbinenarten so zu einem Antriebssystem für indirekten Schraubenantrieb verbunden, dass die bestmögliche Lösung einer Aufgabenstellung erzielt wurde.
Zum besseren Überblick stellen wir die wichtigsten Kriterien der behandelten Turbinenarten noch mal gegenüber.

1. Gleichdruck-Turbinen mit Geschwindigkeitsstufen benötigen bei niedrigem Gewicht den wenigsten Raum, bei ihnen ist partielle Beaufschlagung möglich, aber ihre Wirtschaftlichkeit ist schlecht.
2. Gleichdruck-Turbinen mit Druckstufen benötigen wegen ihrer größeren Baulänge mehr Raum und haben ein entsprechend höheres Gewicht, eine Teil-Beaufschlagung ist möglich, ihre Wirtschaftlichkeit ist gut.
3. Überdruck-Turbinen sind am längsten und am schwersten und haben den größten Raumbedarf, eine teilweise Beaufschlagung ist nicht möglich, ihre Wirtschaftlichkeit ist aber sehr gut.

Bevor wir zu den verschiedenen Turbinensystemen und ihrer Entstehung kommen, müssen wir noch kurz auf den eingangs genannten zweiten, großen Nachteil der Dampfturbine gegenüber der Kolben-Dampfmaschine eingehen. Wir erinnern uns an die Unfähigkeit der Dampfturbine in entgegen gesetzte Drehrichtung umgesteuert zu werden.
Es ist wohl recht einleuchtend, dass die für einen möglichst hohen Wirkungsgrad von Bahndruck und Reaktion optimierten Schaufelformen gemäß Bild 1 für eine entgegen gesetzte Anströmung durch den Dampf nicht nur sehr schlecht geeignet sind, sondern dass die entstehenden Energieverluste den ggf. sehr geringen Gewinn an Arbeitsleistung durch Dampfstoß mehr als übersteigen würden.
Nun sollte aber die Manövrierfähigkeit eines Turbinen-Schiffes gegenüber einem vergleichbaren Schiff mit Kolben-Dampfmaschinen nicht zurück stehen. Das bedeutete, dass ein Turbinenschiff auf gleicher Weglänge und in der gleichen Zeit zum Stillstand gebracht werden muss. Dieser Forderung konnte man nur mit einer zusätzliche Rückwärtsturbine begegnen; wenn auch „Zähne knirschend“, denn diese beansprucht nicht nur einem nennenswerten Umfang an Raum, Gewicht und Kosten, sondern erbringt darüber hinaus beim Mitlaufen in Vorwärtsfahrt beträchtliche Ventilationsverluste.
Nicht nur für Kriegsschiffe bestanden eindeutige Forderungen über den Weg und die Zeit, die ein Schiff benötigt, um aus einer bestimmten Vorwärts-Geschwindigkeit beim Kommando „Volle Kraft rückwärts“ zum Stoppen zu kommen. Würde man für die Rückwärtsfahrt die volle Leistung der Vorwärtsfahrt zu Grunde legen, müsste man einen kompletten weiteren Turbinensatz vorsehen. Für die Ermittlung der tatsächlich erforderlichen Rückwärtsleistung konnte man aber nur auf Erfahrungswerte zurückgreifen, denn die besonderen hydrodynamischen Verhältnisse beim Abstoppen eines Schiffes, sowie der kaum ermittelbare Wirkungsgrad und die Kavitation der starren Schraubenblätter im Rückwärtsgang, waren weitgehend unerforscht. Bild 8 zeigt uns eine kleine Tabelle aus dem ersten Drittel des vorigen Jahrhunderts mit den durch Messungen ermittelten Erfahrungswerten.

Nur bei außergewöhnlich großen Anlagen hatten die Rückwärtsturbinen ein eigenes Gehäuse. In der Regel waren sie in die Gehäuse der Vorwärts-Turbinen integriert. Bei einer Anlage mit z.B. zwei Schraubenwellen, die jeweils von einer Hochdruck- und einer Niederdruckturbine angetrieben wurden, baute man in den entsprechenden Turbinengehäusen eine Hochdruck- und eine Niederdruck-Rückwärtsturbine ein. Bei kleineren Anlagen wurde die Rückwärtsturbine so in das Gehäuse der Niederdruck-Turbine eingebaut, dass der Dampf beider Turbinen in den gleichen Abdampfraum strömt, um die voluminösen und damit sehr Raum greifenden Abdampfleitungen oder Kondensator-Abdampfstutzen nicht doppelt ausführen zu müssen. Außerdem läuft sie so während der Vorwärtsfahrt im Vakuum mit, hohe Ventilationsverluste werden so vermieden, denn diese sind umso niedriger je geringer die Dampfdichte ist. Beim Einbau einer Hochdruck-Rückwärtsturbine in das Gehäuse einer Hochdruck-Turbine ist zwischen Hochdruck-Turbine und Rückwärtsturbine ein Zwischenboden erforderlich, um den gleichen Effekt zur erzielen. Die Rückwärtsturbine wird in diesem Fall bei Vorwärtsfahrt evakuiert. 
« Letzte Änderung: 21 Oktober 2010, 18:43:28 von Turbo-Georg »
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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #11 am: 30 Oktober 2010, 21:01:08 »
Am Anfang des zwanzigsten Jahrhunderts kam zunächst die Parson-Überdruckturbine einzig und allein für den Schiffsantrieb zum Einsatz. Sie arbeitete mit Sattdampf (Nassdampf) und bei geringer Drehzahl mit direktem Schraubenantrieb. Sie blieb auch noch vorherrschend, als durch die Erfindung des Föttinger-Transformators, einem hydrodynamischen Drehmomentwandler eine begrenzte Untersetzung höherer Turbinendrehzahlen auf eine akzeptable Schraubendrehzahl möglich wurde.
Der Föttinger-Transformator, zwischengeschaltete zwischen Dampfturbine und Schraubenwelle stellt vom Prinzip eine Zentrifugalpumpe und eine Wasserturbine in einem Wasserkreislauf dar. Er hatte den Vorteil, dass er umsteuerbar ausgeführt werden konnte. Er besaß dann auf der Seite der Schraubenwelle zwei gegenläufige Arbeitskreisläufe mit entgegen gesetzt angeordneten Schaufeln. Beim Umsteuern wurde der arbeitende Kreislauf entleert und das Arbeitswasser dem anderen Kreislauf zugeführt. Eine besondere Rückwärtsturbine war also entbehrlich.
In der ersten Dekade des vorigen Jahrhunderts waren es vor allem Zerstörer und leichte   Kreuzer, die mit Turbinenantrieb versehen wurden. Linienschiffe und Schlachtkreuzer folgten von 1910 bis 1914 mit den ersten großen Turbinenanlagen bis 100.000 WPS.
Die Erfindungen von Curtis und Zeolly bildeten die Voraussetzungen für die so genannten Eingehäuse-Turbinen. Hier waren alle drei Arten von Dampfturbinen auf einem Läufer vereint. Zwischenböden bildeten mehrere Kammern, die die einzelnen Turbinen voneinander trennten. In der ersten Kammer befand sich eine regelbare Gleichdruckturbine mit Geschwindigkeitsstufung in Form eines zwei- bis dreikränzigen C-Rades. Ihr folgten eine Gleichdruckturbine mit Druckstufen mit je einem einkränzigen Laufrad in bis zu sechs Kammern  und in der letzten Kammer der Trommelläufer einer Überdruckturbine, sowie eine zusätzliche Rückwärtsturbine.
Charakteristisch waren ihre großen Baulängen und das hohe Gewicht. Sie arbeiteten mit Nassdampf von etwa 18 bis 20 ata. Der Föttinger-Transformator mit seinen begrenzten Möglichkeiten wurde bei den höheren Drehzahlen durch ein Zahnradgetriebe mit ein- bis zweifacher Untersetzung ersetzt, daher auch die Bezeichnung: Getriebe-Turbinen.
Die Verarbeitung immer höherer Wärmegefälle machte jedoch auch eine Aufteilung auf mehrere Gehäuse erforderlich. Damit wurden nicht nur die kaum noch vertretbaren Turbinelängen vermieden, sondern auch hohe Temperaturgefälle mit den damit verbundenen unterschiedlichen Wärmedehnungen von Gehäuse und Läufer. Es entstanden die Mehrgehäuse-Turbinen.
Bei der Aufteilung auf zwei oder drei Gehäuse wurden die einzelnen Turbinen deutlich kürzer und die Spalte zwischen den beweglichen und den festen Turbinenteilen konnten klein und damit wirtschaftlich (Spaltverluste) ausgeführt werden. Gleichzeitig wurde durch die geringere Wärmedehnung auch weitgehend die Gefahr der Zerstörung durch die gegenseitige Berührung dieser Maschinenteile, besonders bei großen oder schnellen Leistungsänderungen vermieden.
Auf die Vorteile von Hochdruck-Heißdampf, wie größeres Wärmegefälle, besserer thermischer Wirkungsgrad und geringerer Dampfverbrauch bei vermindertem Leistungsgewicht wurde bereits hingewiesen.
Im Laufe der Weiterentwicklung entstand eine Vielzahl unterschiedlichster Turbinenanlagen für höchste Dampfdrücke und Dampftemperaturen. Die Vielfalt der Turbinenantriebe entsprach beinahe der, der verschiedenen Schiffstypen. Diese reichte von:
1. Turbinen-Anlagen mit einer Hochdruck- und einer Niederdruck-Turbine für den Antrieb kleiner, schneller Kriegsschiffe mit einer Schraube und ggf. einer zusätzlichen Turbinenanlage für Marschfahrt.
2. Antriebsanlagen für Schiffe mit mehren Schrauben, bestehen aus Hoch-, Mittel- und Niederdruck Turbinen, bei Kriegsschiffen wiederum als Haupt- und Marschanlage doppelt ausgeführt, auch mit unterteilter Nd-Turbine und unterteilten Rückwärtsturbinen.
3. Den kaum noch überschaubaren Großturbinenanlagen der riesigen Passagier-Schiffe, der Großkampfschiffe oder später der Riesentanker.

Neben den Schiffs-Giganten mit Dampfturbinen-Antrieb vergrößerte sich von Jahr zu Jahr auch die Zahl der Fracht- und  Passagier-Schiffe mit Turbinenantrieb geringerer Leistung, Dampfturbinen der verschiedenen Leistungsklassen bildeten auch fast ausnahmslos den Antrieb von Kriegsschiffen.
Zwischenzeitlich gewann der Turbo-Generator an Stelle der Getriebeturbine eine immer größere Bedeutung. Die Turbo-Generatoren großer Hochdruck-Heißdampf-Kraftanlagen an Land, arbeiten mit konstanter Drehzahl und Drehrichtung unter thermisch und betriebstechnisch besonders günstigsten Voraussetzungen. Der Einsatz von Turbo-Generatoren auf Schiffen erbrachte in Verbindung mit umsteuerbaren, langsam laufenden Elektromotoren, die die kurzen Schraubenwellen direkt antreiben, eine wesentlich verbesserte Manövrierbarkeit, ggf. direkt von der Brücke.
Die Dampfturbinen-Anlagen auf Schiffen erreichten ihre höchsten Entwicklungsstufen zum Ende der Sechziger, um letztendlich aufgrund der verhältnismäßig hohen Brennstoffkosten nach der Ölkrise von 1973 mehr und mehr durch Dieselmotoren bzw. Hybrid-Systemen abgelöst zu werden.
Auf alle verschiedenen Arten von Turbinenanlage einzugehen würde jedoch den Rahmen dieses Berichts sprengen. Wir werden uns in der weiteren Fortsetzung vielmehr darauf beschränken, an Hand der Beschreibung der Turbinenanlage eines WK II-Kreuzers die wesentlichsten Aspekte eines Schiffsantriebes mit Dampfturbinen, sowie dessen Baukomponenten und ihre Funktionen kennen zu lernen.
« Letzte Änderung: 31 Oktober 2010, 22:54:15 von Turbo-Georg »
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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #12 am: 31 Oktober 2010, 14:52:52 »
Das Bild 9 zeigt die schematische Darstellung der Turbinenanlage eines Kreuzers der DKM.
Der Kreuzer besaß für jede der beiden Schraubenwellen einen Haupt- und einen Marschturbinensatz. Bei einer Turbinen-Drehzahl von 2100 U/min hatten die Hauptturbinensätze je 20.000 WPS und die Marschturbinensätze von je 10.000  WPS. Die einzelnen Turbinensätze konnten über ihre Getriebe durch Einlegen von Klauenkupplungen auf die jeweilige Schraubenwelle gekuppelt werden. Jeder der Turbinensätze für den Betrieb mit Nassdampf bestand aus einer Hd- und einer Nd-Turbine.
Darüber hinaus hatte jede Schraubenwelle für Anlege- bzw. Hafen- oder Schleusenmanöver einen zusätzlichen Dieselmotor. Bei Bedarf wurde er über ein so genanntes Vulcan-Getriebe, eine Verbindung aus Ölkupplung und Zahnradgetriebe durch Einlegen der entsprechenden Klauenkupplungen 1 aufgeschaltet. Diese Dieselmotoren waren umsteuerbar und konnten über die Vulcan-Kupplung bei drehenden Wellen getrennt und ggf. gegenläufig zu- oder abgeschaltet werden. So ergab sich nicht nur eine gute Manövrierbarkeit des Schiffes, sondern die Motorenleistung war auch für geringe Schiffsgeschwindigkeiten ausreichend.
In Motorenschaltung ergab sich durch den besonders geringen Treibstoffverbrauch ein recht großer Aktionsbereich. Erst für höhere Geschwindigkeiten schaltete man die Motoren ab und nahm die Marschturbinen durch Einlegen der Kupplungen 2 (Marschschaltung) in Betrieb. Alle anderen Kupplungen müssen dafür ausgerückt sein. Das Fahren in Marschschaltung erfolgte vom Fahrstand der Marschturbinen.
Die Regelung der Marschturbinen-Leistung erfolgte durch Dampfmengenregelung, das heißt durch Zu- und Abschaltung von Düsengruppen. Die „Fein“-Regelung geschah durch Dampfdrosselung am letzten Fahrventil. Zum Umsteuern auf Rückwärtsfahrt wurden alle Vorwärts-Fahrventile geschlossen und durch Öffnen der Rückwärts-Fahrventile den, in die Nd-Turbinen integrierten Rückwärtsturbinen Dampf zugeführt.
Den Aufbau eines Marschturbinensatzes zeigt Bild 10. Auf die Funktion der einzelnen Baukomponenten werden wir noch zurückkommen.
 
Ab einer bestimmten Geschwindigkeits-Vorgabe wurden die Haupt-Turbinensätze in Betrieb genommen. Hierzu wurden die Marschturbinen durch Ausrücken der Kupplungen 2 von den Schraubenwellen abgekuppelt und die Kupplungen 3 eingelegt (Hauptschaltung). Leistungsregelung und Umsteuerung erfolgten wie bereits bei der Marschschaltung beschrieben, jedoch vom Fahrstand der Hauptanlage. Häufig mussten auch in der Hauptschaltung kleine Fahrstufen gefahren werden, denn das Aus- und Einrücken der Kupplungen konnte nur bei stehenden Wellen erfolgen und erforderte einen erheblichen Zeitaufwand.
Bei befohlener Höchstfahrt wurden Haupt- und Marschturbinensätze gleichzeitig auf die Schraubenwellen geschaltet (Höchstschaltung). Nachdem alle Fahrventile geöffnet wurden, erhielten die Turbinensätze den Dampf vom Hauptturbinen-Fahrstand über gemeinsame Fahrventile für Vorwärts- und Rückwärts. Ein Überlast-Fahrventil an den Hd-Turbinen der Hauptanlage gestattete die kurzzeitige Überlastung um etwa 10% durch zusätzliche Umgehung der ersten Hd-Stufen. Bei Höchstschaltung erfolgte die Leistungsänderung durch Dampf-Drosselung.
Bei Ausfall der Hd-Turbine konnte nach dem Schließen des Schiebers am Überströmbogen der Nd-Turbine über ein Not-Fahrventil gedrosselter Dampf aus der Hauptdampfleitung zugeführt werden. Die verschiedenen Wege des Dampfes werden durch die etwas vereinfachte Darstellung eines Hauptturbinensatzes in Bild 11 verdeutlicht.
« Letzte Änderung: 01 November 2010, 06:02:46 von Turbo-Georg »
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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #13 am: 02 November 2010, 15:29:03 »
Bevor wir uns dem Aufbau und der Arbeitsweise der Dampfturbinen zuwenden, sollten die Begriffe „Sattdampf-, Nassdampf- und Heißdampfturbinen“ erläutert werden.
Wir wissen aus den bisherigen Beiträgen, dass man den instabilen Grenzzustand zwischen den Zuständen Nassdampf und Heißdampf mit „Sattdampf“ bezeichnet. Das heißt, so lange der Dampf Kontakt mit Kesselwasser hat, handelt es sich immer mehr oder weniger um Nassdampf. Erst durch besondere Maßnahmen außerhalb des Kessels, nämlich der nachträglichen Überhitzung entsteht Heißdampf.
Die Bezeichnung Sattdampf-Turbine, die am Anfang der Entwicklung häufig gebraucht wurde, ist demnach im physikalischen Sinne nicht richtig und wurde später auch logischerweise durch die Bezeichnung Nassdampf-Turbine zur Unterscheidung gegenüber der (Hochdruck-) Heißdampf-Turbine ersetzt.
Durch besondere Kesselkonstruktionen und einem günstigen Verhältnis zwischen Verdampfungsleistung und Dampfentnahme wurde der Dampfgehalt  des Betriebsdampfes für Nassdampf-Turbinen allerdings bis knapp an die Grenze zum Sattdampf getrieben (x = 0,97).
Bei der Dampf-Expansion bis weit in das Nassdampfgebiet, besonders bei optimaler Ausnutzung des Vakuums im Kondensator ist die, in der Turbine anfallende Menge an Kondensat so hoch, dass die bereits beschriebene Zerstörung der Schaufeln durch Erosion droht und durch die bekannte Bremswirkung der Wassertröpfchen beim Auftreffen auf den Schaufelrücken die Wirtschaftlichkeit verschlechtert wird.
Es war demnach bereits bei Planung und Konstruktion darauf zu achten, dass Dampfdruck und Dampftemperatur so gewählt werden,  dass die Dampffeuchte in den Niederdruck-Endstufen 10 bis 12% nicht übersteigt.
Durch die, nicht in jedem Fall anwendbare, so genannte Zwischenüberhitzung oder durch konstruktive Mittel, wie Entwässerungskanäle in Form von eingedrehten Gehäuse-Rillen und Bohrungen konnte das abgeschiedenen Wassers bis auf 1% Rest in den Kondensator abgeführt werden. Dennoch drohte im besonderen Maße bei den alten Nassdampf-Turbinen durch Fehlbedienung die Gefahr der Zerstörung durch heftige Wasserschläge.
 
Die spätere Verwendung von Hochdruck-Heißdampf bedeutete nicht unbedingt eine Änderung der grundsätzlichen Arbeitsweise des Dampfes in den Turbinen. Die damit verbundene, hohe Überhitzung des Dampfes erbrachte zwar höhere und wirtschaftlichere Wärmegefälle, die in der Regel erst durch Einfügen einer weiteren Turbine (Mitteldruck- oder Md-Turbine) verarbeitet werde konnten, aber eine wesentliche Verringerung der Dampfnässe im Niederdruck-Teil von Turbinenanlagen war davon kaum zu erwarten.
Wir können im Mollier-Diagramm ersehen, dass der Unterschied der Dampfnässe bei adiabater, also theoretischer Expansion auf einen Kondensatordruck von 0,05 ata beispielweise zwischen Sattdampf von 20 ata und Heißdampf von 40 ata und 350 Grad Celsius sehr gering ist. Das bedeutet aber auch, dass die eingangs gemachte Aussage, wonach „sich eine Dampfturbine nicht mit Nassdampf betreiben lässt“ nur für die moderneren Turbinen zu trifft.

Damit kommen wir auch zur Beantwortung der Frage 1 in Antwort # 1 bezüglich der Zwischenüberhitzung bei Schiffs-Dampfturbinen.
Bei der Zwischenüberhitzung wird der Dampf nach dem Austritt aus der Hd-Turbine in einer geeigneten Einrichtung durch Wärmezufuhr überhitzt, bevor er in die Nd-Turbine eintritt.
Die Zwischenüberhitzung als geeignete Maßnahme zur Minderung der Dampfnässe im Nd-Teil einer Dampfturbinenanlage, aber auch die mit ihr verbundene Verbesserung des thermischen Wirkungsgrades um etwa 2%, also einer Einsparung von ca. 6%, war bereits in den Zwanzigern des vorigen Jahrhunderts bekannt und wurde danach verstärkt im Kraftwerksbau angewendet.
Erst als man glaubte die Regelungs-Probleme beim Manövrieren, das heißt bei starker Leistungsminderung oder beim Stoppen zu beherrschen, wurde die Zwischenüberhitzung auch bei Schiffsturbinen eingeführt und bewährte sich zuerst auf amerikanischen und englischen Schiffen.
Die beiden wesentlichen Arten von Zwischenüberhitzung waren dabei:

-  Zwischenüberhitzung durch heiße Rauchgase und
-  Zwischenüberhitzung durch kondensierenden Frischdampf.

Der Rauchgas-Zwischenüberhitzer lag entweder in einem besonderen Rauchgaszug oder in einem zweiten Feuerraum des Hauptkessels, denn bei den oben genannten Fahr-Manövern wurden die Rohre des Zwischenüberhitzers nicht ausreichend von Dampf durchströmt und damit auch nicht gekühlt und mussten somit ggf. vom Rauchgas oder der Feuerung abgesetzt werden. Hierdurch entstanden Anfangs einige schlecht beherrschbare Regelungs-Probleme. Auf einigen englischen Schiffen fanden sich in den fünfziger Jahren auch spezielle Kessel für den Zwischenüberhitzer.

Die Frischdampf-Zwischenüberhitzer waren im Prinzip Wärmetauscher, wie etwa die bekannten Speisewasser-Vorwärmer oder die Dampfkondensatoren. Sie bestanden ebenfalls aus einem Behälter mit einem darin befindlichem Rohrbündel, welches hier von Frischdampf aus dem Kessel durchströmt wurde und dabei kondensierte. Der Abdampf der Hd-Turbine wurde durch den Behälter geführt und dabei auf ca. 10 bis 15 Grad Celsius unter der Frischdampftemperatur erhitzt. Das Frischdampfkondensat aus dem Rohrbündel wurde in den Kessel zurück gepumpt. Eine besondere Gefährdung der benötigten Einrichtungen durch Fahrmanöver bestand nicht. Eine besondere Regelung war nicht erforderlich, aber der Brennstoff-Verbrauch lag höher als bei der Zwischenüberhitzung durch Rauchgas.

Der Frischdampf-Zwischenüberhitzer konnte in unmittelbarer Nähe zur Turbine untergebracht werden. Beim Rauchgas-Zwischenüberhitzer führten entsprechende Rohrleitungen zum Kessel und wieder zurück.
« Letzte Änderung: 04 November 2010, 08:40:30 von Turbo-Georg »
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Re: Schiffs-Dampfturbinen
« Antwort #14 am: 02 November 2010, 18:36:09 »
sehr interessant und klasse erklärt top top

macht mir richtig Spaß deine Beiträge zu lesen

liebe Grüße

Hans
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