Forum Marinearchiv

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

@ 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?

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.

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:

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

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.

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.

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.

Hallo Georg

wie immer - klasse geschrieben top top top

liebe grüße

Hans

Hallo Hans,
ich hoffe nur es bleibt für die meisten auch noch unterhaltsam.

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. 

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.

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.

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.

sehr interessant und klasse erklärt top top

macht mir richtig Spaß deine Beiträge zu lesen

liebe Grüße

Hans

Zur Erläuterung des Aufbaus einer Schiffs-Turbinenanlage kommen wir auf die Darstellung der Turbinen eines Kreuzers in den Bildern 10 und 11 zurück.

Auf den ersten Blick unterscheiden sich die Marschturbinen in ihrem Aufbau kaum von dem der Hauptturbinen. Dieser Eindruck wird noch bestärkt, wenn man berücksichtigt, dass beide Zeichnungen zum besseren Verständnis unterschiedlich dargestellt wurden.
Während der Marschturbinensatz vergleichsweise realistisch als Draufsicht auf die so genannten Trennfugen der Turbinengehäuse mit den wichtigsten Baukomponenten gezeichnet wurde, liegt bei der vereinfachten Darstellung des Hauptturbinensatzes der Schwerpunkt bei der Darstellung der Dampfwege durch die Turbinen, mit Überströmbogen und Abdampfstutzen
Steuer- und Manövrierventile gehörten selbstverständlich auch zu einer Marschanlage wie in Bild 10 und unterschieden sich wegen der unterschiedlichen Leistung beider Anlagen lediglich durch ihre Abmessungen.

Dem aufmerksamen Betrachter dürfte dennoch der unterschiedliche Aufbau der jeweiligen Nd-Turbinen nicht entgangen sein.
Bei der Nd-Turbine des Hauptturbinensatzes handelt es sich im Gegensatz zu der bekannten Bauform der Nd-Turbine der Marschanlage, um eine Doppelstrom-Turbine, vielfach auch als ,,doppelflutig" Turbine bezeichnet.
Bei der doppelten Leistung der Hauptturbinen gegenüber den Marschturbinen, kann man davon ausgehen, dass die Hauptturbinen auch von der etwa doppelten Dampfmenge durchströmt werden. Diese Dampfmenge beansprucht bei der Expansion auf Kondensatordruck auch nahezu den doppelten Raum und damit auch größere Durchtrittsquerschnitte. Im Allgemeinen werden die Schaufeln der Nd-Turbinen kontinuierlich verlängert, um dem größer werdenden Dampfvolumen Raum zu schaffen.
Im vorliegenden Fall wurde eine zu große Schaufellänge vermieden, indem der Dampfstrom in eine zweiteilige Nd-Turbine geführt wurde. Durch die Aufteilung der Strömung in entgegen gesetzte Richtungen, heben sich auch die sonst bei Überdruckturbinen üblichen axialen Schubkräfte auf. Ein Entlastungskolben zum Ausgleich dieser Kräfte wie bei der Nd-Turbine der Marschanlage entfällt somit. Hierdurch verringert sich auch ein wenig die ansonsten Bauart bedingte, größere Länge der Turbine.

Die Gehäuse sowohl von Turbinen mit Radläufern, als auch mit Trommelläufern wurden bis auf ganz geringe Ausnahmen, etwa bei Kleinst-Turbinen in zwei Teilen gefertigt.
Die Trennfuge beider Teile verlief dabei waagerecht auf der Mittellinie zwischen zwei entsprechend breiten Flanschen. Die Gehäuseflansche wurden durch eine Vielzahl kräftiger Schraubenbolzen verbunden und entweder rein metallisch mit Ölgraphit-Zwischenlage oder mit ölgetränktem Hartpapier abgedichtet. In den unteren Gehäuseteil eingeschraubte, ausreichend lange, zylindrische Führungen, gestatteten mit Hilfe mehrerer Hebevorrichtungen das gefahrlose Anheben des Oberteils, ohne dass es zur Berührung und somit zur Beschädigung der Schaufeln führte. Die feststehenden Leitschaufelkränze waren ebenfalls auf der Mittellinie geteilt, die Anzahl der Schaufeln mussten daher immer geradzahlig sein.

Die Läuferwelle war an den Gehäuse-Durchführungen durch so genannte Labyrinthdichtungen oder auch Kohlestopfbuchsen (Außenstopfbuchsen) mit Sperrdampf abgedichtet (Bild 12) und lagerte beidseitig in Trag- bzw. Stützlagern, ausgeführt als Gleitlager mit Druckölschmierung (Bild 13). Es gab aber innerhalb der Turbine auch weitere Wellen- oder Trommeldichtungen (Innenstopfbuchsen) zur Abdichtung der einzelnen Druckkammern.

Labyrinthdichtung bestanden einerseits aus einer Anzahl kurzer, schmaler Ringe, die in die Welle eingedreht waren und andererseits aus federnden Metallringen die in die jeweiligen Ringnuten ragten.
Kohlestopfbuchsen bestanden aus eingeschliffenen, geteilten Ringen aus Kohle, die von federnden, ebenfalls mehrfach geteilten  Metallringen oder Schlauchfedern gegen die rotierenden Dichtflächen der Welle gedrückt wurden.
Die Wellendichtungen wurden von Dampf durchströmt, Sperrdampf genannt, dessen Druck durch die Drosselwirkung in den einzelnen Ringkanälen verringert wurde um schließlich in den Kondensator geleitet zu werden.
Auf die Notwendigkeit den entstehenden axialen Schub, der durch den Rückdruck an den Laufschaufeln von Überdruckturbinen entsteht, durch Entlastungskolben auszugleichen (Ausgleichkolben), wurde bereits bei deren Behandlung hingewiesen. Die Ausgleichkolben verfügten zur Abdichtung ebenfalls über Labyrinth-Dichtringe. Dieser Schubausgleich war jedoch bei schnellen und großen Leistungsänderungen nicht immer voll wirksam. Zum Schutz des Läufers gegen Verschiebung in Längsrichtung, wurden am Ende der Läuferwellen zusätzlich Einscheiben-Drucklager mit Drucköl-Schmierung (Bild 13) angeordnet.
Die Verbindung der Turbinenwelle mit dem Getriebe-Ritzel erfolgte über feste Zahnkupplungen.

Die Nd-Turbinen der Marsch- und Hauptturbinensätze haben in ihrer Abdampfkammern integrierte Rückwärtsturbinen. Bekanntlich werden im Vakuum die Radreibungs- und Ventilationsverluste beim Mitlaufen der Rückwärtsturbine in Vorwärtsfahrt klein gehalten. Hier bestanden sie jeweils aus einem zweikränzigen C-Rad und vier Kränzen mit Überdruckschaufeln. Sie hatten eine, zum Manövrieren des Schiffes ausreichende Leistung von etwa 35% der Vorwärtsleistung. Die klein und leicht gebauten Rückwärtsturbinen hatten einen niedrigen Wirkungsgrad und verbrauchten die gleiche Dampfmenge wie die Vorwärtsturbinen, aber bei den wenigen Rückwärtsfahrten wurde das in Kauf genommen.

Zur Regelung der Turbinenleistung verfügten die jeweiligen Hd-Turbinen über drei oder vier  Düsengruppen mit zugehörigen Fahrventilen. Durch Zu- oder Abschalten dieser Düsengruppen erfolgte eine Regelung der Dampfmenge, die durch die Turbine strömte.
In den  Schaufeln eines Curtis- bzw. C-Rades wurde zuerst die hohe Dampfgeschwindigkeit bis auf einen geringen Rest herabgesetzt (Geschwindigkeitsstufung). Nach dem Verlassen des zweiten C-Rad-Schaufelkranzes wurde durch die Formgebung des Gehäuses das anfallende Kondenswasser aus dem Dampf geschleudert, so dass der Dampf nahezu trocken in die folgenden Gleichdruck- bzw. Überdruckschaufeln des Trommelläufers gelangte.
Über mehrere Entwässerungen an den tiefsten Punkten des Gehäuses wurde das Kondensatwasser in den Kondensator abgeführt.

Bild 14 verdeutlicht die Weiterentwicklung im Schiffsturbinenbau durch die Darstellung des Bb-Turbinensatzes  eines weiteren Kreuzers der DKM.
Ein wesentlicher Unterschied zur Kreuzer-Anlage in Bild 9 ist das Fehlen zusätzlicher Marschturbinen.
Diese gut durchkonstruierten Anlagen wirkten durch die erhöht angesetzten Hd-Turbinen kompakt und modern. Die Hd-Turbinen arbeiteten, wie die beiden Doppelstrom-Nd-Turbinen über jeweils eine Welle mit Ritzel auf das Getriebe mit einfacher Übersetzung.  Die beiden Anlagen des Schiffes verfügten über jeweils eine ausrückbare Klauenkupplungen und ein Drucklager.
Die Hd-Turbinen hatten neben den üblichen, abschaltbaren Düsengruppen vor dem C-Rad, drei weitere Zudampf-Anschlüsse zur Beaufschlagung des Hd-Trommelläufers.
Das Bild 15 zeigt die Hd-Turbine dieser Anlagen. Wir erkennen neben einer Vielzahl uns mittlerweile bekannter Details, wie den Ausgleichkolben mit Labyrinth-Dichtung vor dem zweistufigen C-Rad und die Kohle-Stopfbuchsen, die Anschlüsse zur Entwässerung sowie die Anschlüsse für den Zudampf I bis III.
Wir wissen, dass bei einer Dampfturbine der höchste Wirkungsgrad nur bei der Nennleistung erreicht wird, die ihrer Berechnung zugrunde liegt. Die Dampfgeschwindigkeiten und die Düsenanstell- und Schaufelwinkel sind im Allgemeinen hierauf abgestimmt. Bei niedrigeren Fahrstufen  entfernt man sich durch Regelung der Dampfmenge oder durch Drosselung des Dampfes jedoch von dieser Nennleistung und damit auch vom günstigen Wirkungsgrad.
Um den Brennstoffverbrauch bei Marschfahrt niedrig zu halten, wurden in Anlagen nach Bild 9 daher neben den Hauptturbinen zusätzlich für die Marschfahrt optimierte Turbinen eingebaut.
Die Anlagen nach Bild 14 wurden jedoch so ausgelegt, dass beim Öffnen aller Fahrventile der fünf Düsensätze nur maximal 40 % der Höchstleistung erreicht wurden. Die Düsensätze 1 und 2 galten dabei als Marschdüsen und waren mit einem größeren Anstellwinkel als die Haupt-Düsensätze 3 bis 5 versehen. Bei befohlener Höchstgeschwindigkeit wurde der Hd-Turbine über Zusatzventile (Zudampf I bis III) unter Umgehung der ersten Stufen zusätzlich Frischdampf zugeführt. Diese Regelart ergab einen breiten Leistungsbereich bei akzeptablem Wirkungsgrad. Zusätzliche Marschanlagen wurden daher entbehrlich.

Bei langsamer Fahrt voraus (≈ 14 sm/h) wurde nur das Fahrventil für den Düsensatzes 1 geöffnet. Bei Marschfahrt (≈ 17 sm/h) waren die Düsensätze 1 und 2 in Betrieb. Bei forcierter Marschfahrt (≈ 24 sm/h) wurden alle Fahrventile geöffnet. Bei den zwei Geschwindigkeitsstufen für volle Fahrt (≈ 26 sm/h und ≈ 28 sm/h) und bei Höchstfahrt wurde über entsprechende Ventile der Zudampf I bis III auf die jeweiligen Stufen des Hd-Trommelläufers aufgeschaltet.
Die Einrichtungen zur Turbinenregelung sowie weitere Turbinen-Hilfseinrichtungen und Apparate werden wir in einem gesonderten Beitrag behandeln.

Bild 16 zeigt die zu den Anlagen gehörige Nd-Turbine mit der in die Abdampfkammer eingebauten Rückwärtsturbine. Die Rückwärtsturbine bestand aus einem zweikränzigen C-Rad und einer vierstufigen Überdruckturbine. Die Nd-Turbine war hier als Doppelstrom-Turbine ausgelegt und hatte zwei Flansche für die Abdampfbögen zum Kondensator. Gut zu erkennen sind der ,,gebaute" Trommelläufer mit den Entwässerungsanschlüssen sowie einige nicht näher bezeichnete Komponenten zur Messung der Lagertemperatur und des axialen Läuferspiels. Aus den bekannten Gründen entfällt hier ein Ausgleichkolben.

Der Betrieb mit Hochdruckdampf führte zu keiner grundsätzlichen Änderung seiner  Arbeitsweise in den Turbinen. Größere Wärmegefälle und höhere Dampftemperaturen erforderten allerdings einige Rücksichten hinsichtlich Wärmedehnung, Materialfestigkeit und Abmessungen. Hochdruckdampf hat bekanntlich eine größere Dichte. Das bedeuten, dass bei voller Beaufschlagung die Schaufeln der Hd-Stufen sehr klein würden. Das Verhältnis der Abmessungen der Schaufelkanäle zu den Spalten würde ungünstig und die Verluste würden steigen. Das führte zu Turbinen mit kleineren Durchmessern bei hoher Drehzahl und weniger Stufen.
Damit nicht nur die Abmessungen, sondern auch die auftretenden Temperaturunterschiede klein gehalten wurden, war darüber hinaus eine Aufteilung in drei oder vier Einzelturbinen erforderlich. Das zeigt uns auch, dass der Betrieb mit Hochdruckdampf erst bei Anlagen mit großer Leistung sinnvoll war.

Die schematische Darstellung des Backbord-Turbinensatzes einer Hochdruck-Schiffsturbinen-Anlage zeigt Bild 17.
Mit einer Leistung von insgesamt 60.000 PS bei 3000 U/min gehörte sie bereits einer höheren Leistungsklasse an. Jeder Turbinensatz bestand aus einer Hd-Turbine mit zweikränzigem C-Rad sowie einem Trommelläufer mit Überdruckschaufeln, einer ähnlich aufgebauten Md-Turbine und zwei als reine Überdruck-Turbinen ausgeführten Nd-Turbinen.
Auch die Rückwärts-Turbinen-Anlage war geteilt in eine separate Hd-Rückwärts-Turbine mit C-Rad und zwei in die Nd-Turbinen eingebauten, vierstufigen Nd-Rückwärts-Turbinen. Die Rückwärts-Leistung entsprach etwa 25 % der Vorwärts-Leistung.
Die Dampfführung geht aus der Abbildung hervor und bedarf keiner weiteren Erläuterung. Eine Dampfleitung führte zum Druck-Ausgleich von der Md-Turbine zu den Nd-Turbinen. Bei Hochdruck-Turbinen kamen ausschließlich Labyrinth-Dichtungen zum Einsatz.

Leider ist wieder beim Kopieren ein Text-Teil zum letzten Posting verloren gegangen. Da ein nachträgliches Einfügen nicht mehr Möglich ist, hänge ich es hier an.

Wie bei der in Bild 9 dargestellten Schiffs-Turbinenanlage verfügten auch die Kreuzer-Anlagen nach Bild 14 und 17 über zusätzliche Dieselmotoren für Hafenmanöver oder kleine Marschfahrt. Die Schaltung erfolgte entweder wie in der Beschreibung zur Anlage in Bild 9, oder die bis zu vier Dieselmotoren waren auf eine dritte, in der Mitte angeordnete  Schraubenwelle aufschaltbar. Die umsteuerbaren Motoren konnten nach Bedarf über Vulkan-Kupplungen bei drehender Welle zu- oder abgeschaltet werden. Die Leistung von vier Dieselmotoren vermittelte einem Dreischrauben-Kreuzer eine ausreichende Marschgeschwindigkeit bei niedrigem Brennstoffverbrauch, so dass auf den Einbau besonderer Marschturbinen verzichtet werden konnte. Erst bei Geschwindigkeiten ab 14 sm/h wurden die Dampf-Turbinen in Betrieb genommen und die Motoren abgeschaltet. 

Mann Georg deine Ausführungen haben die Qualität einer Diplomarbeit  - einfach Spitze top top top

liebe Grüße

Hans

Der Brennstoff-Verbrauch ist nicht nur in der kommerziellen Schifffahrt bis heute ein wichtiger Kostenfaktor; auf Kriegsschiffen bildet er darüber hinaus eine strategische Komponente. Es gibt in der neueren Seekriegsgeschichte genug Beispiele dafür, dass Erfolg versprechende Operationen abgebrochen werden mussten, weil der Brennstoffvorrat zur Neige ging. Es galt also in jedem Falle sparsam mit Brennstoff umzugehen. Dabei ist es unerheblich ob es sich um Kohle handelte oder um Öl.
Die Konstrukteure und später die verantwortlichen Schiffsingenieure standen bei Schiffen mit Dampfturbinen-Antrieb hierbei vor einer besonderen Herausforderung. Bei den Dampfturbinen der Kraftwerke an Land oder den späteren Schiffsantrieben mit Turbo-Generatoren wird bzw. wurde bei ständig konstant gehaltener Drehzahl ein optimaler Wirkungsgrad erzielt. Im Gegensatz hierzu mussten aber Schiffs-Dampfturbinen den Forderungen gerecht werden, wonach Schiffs-Antriebsmaschinen schnell und leicht regelbar sein müssen, um durch wechselnde Schraubendrehzahl und Maschinenleistung das Schiff sicher zu Manövrieren.
Nicht nur beim Manövrieren im Hafen und beim Schleusen, beim Festmachen und Verholen und beim Ein- und Auslaufen wurden wechselnde Drehzahlen bzw. Leistungen von der  Schiffsleitung befohlen. Auch bei schlechter Sicht durch Nebel oder bei schwerem Wetter mit Wind und Seegang musste die Schiffsgeschwindigkeit und damit Drehzahl und Leistung der Maschine über einen längeren Zeitraum herab gesetzt werden.
Bei schwerem Wetter bestand darüber hinaus die Gefahr des Wellenbruchs, wenn die Schrauben beim Freikommen durchgehen und ohne Belastung frei in der Luft wirbeln. Auf solche oder andere unmittelbare Gefahren für Turbinen-Anlage und Schiff musste man schnell reagiert können.
Nun wissen wir aber, dass sich die Regelung von Dampfturbinen schwieriger gestaltet als die von Kolben-Dampfmaschinen und Verbrennungsmotoren; bei denen kann die Änderung von Drehzahl und Leistung durch vergleichsweise einfache Drosselung erfolgen. Wobei sich der Brennstoff-Verbrauch in etwa proportional zu den Änderungen verhält.
Wir wissen zwischenzeitlich dass sich Dampfturbinen bei der Änderung wichtigster Einflussgrößen völlig anders verhalten. Je mehr man sich bekanntlich von ihren wirtschaftlich optimierten Konstruktionsleistungen durch Senkung der Drehzahl entfernt, umso ungünstiger wird der Wirkungsgrad und umso höher werden der Dampf- und damit der Brennstoffverbrauch.   
Alle bisher vorgestellten Turbinenarten und Anlagen-Varianten stellen letztendlich die Versuche dar, diesen besonderen Gegebenheiten von Dampfturbinen gerecht zu werden.
Hierzu zählen auch Maßnahmen und Verfahren zur Verbesserung der Wirtschaftlichkeit, wie Erhöhung des Dampfdruckes bzw. das Überhitzen des Dampfes oder spezielle technische Einrichtungen wie Fahrventile zur Zu- oder Abschaltung einzelner Düsengruppen oder ganzer Turbinen oder ggf. eigenständige Dampfturbinen-Anlagen für Marschfahrt.

Die Leistung einer Turbine wird neben dem Wirkungsgrad von den zwei Faktoren  Wärmegefälle und Dampfmenge bestimmt. Will man die Leistung ändern, muss man also einen der Faktoren ändern. Wie wir bereits wissen, waren bei voller Leistung alle zu den Düsengruppen führenden Fahrventile geöffnet. Durch Schließen eines oder mehrerer dieser Ventile wurden Düsengruppen abgeschaltet. Eine kleinere Dampfmenge durchströmte nun die Turbine, die Leistung wurde geringer. Wir sprechen von der Dampfmengen-Regelung.
Bei der Mengenregelung bleiben das Wärmegefälle und damit die Dampfgeschwindigkeit unverändert, die Verluste halten sich in Grenzen. Die Regelung ist durch die begrenzte Anzahl der schaltbaren Düsengruppen recht grob.
Das Prinzip der Mengenregelung durch Düsengruppen-Schaltung zeigt Bild 18 oben links. Die Düsengruppen waren meistens gegossene Bauteile, die vor dem C-Rad im Gehäuse der Hd-Turbine angebracht wurden (Bild 18 Mitte links). Zur Minderung der Düsenverluste durch bessere Oberflächenqualität der Kanalwände, waren sie bei Hochdruck-Heißdampf-Turbinen häufig auch aus einem Stück gefräst.
Die Feinregelung erfolgte über ein Fahrventil, dessen Spindel hierzu mehr oder weniger nieder gedreht, also nur teilweise geschlossen wurde. Durch die Verengung des Ventil-Querschnittes erfolgte eine Drosselung des Dampfdrucks und der Dampfmenge sowie eine Verkleinerung des Wärmegefälles; daher die Bezeichnung Drosselregelung. Durch das kleinere Wärmegefälle sinkt die Dampfgeschwindigkeit, der Winkel unter dem der Dampf in die Schaufeln einströmt verändert sich mit den bekannten Folgen. Bei der Drosselregelung entstehen somit Verluste, die den spezifischen Dampfverbrauch erhöhen. Von der Dampfdrosselung sollte also möglichst wenig Gebrauch gemacht werden.
Das Prinzip der Drosselung wird in Bild 18 unten links dargestellt. Das gleiche Bild zeigt uns rechts ein Fahrventil für Nocken-Steuerung. Mehrere solche Fahrventile wurden zu einer Fahr-Einrichtung zusammengefasst (Bild 19).

Bevor wir auf die Wirkungsweise der Fahreinrichtungen eingehen, betrachten wir wieder einmal einen Ausschnitt des Mollier-Diagramms (Bild 20). Es zeigt uns neben dem Einfluss von Druck- und Temperaturerhöhung auch den Einfluss der Dampfdrosselung auf das nutzbare Wärmegefälle. Die gestrichelt gezeichneten, senkrechten Linien stellen dabei das jeweilige theoretische Wärmegefälle dar und die stark ausgezogenen Linien den in etwa realistischen Verlauf der Expansion in einer Dampfturbine unter dem Einfluss der Verluste (siehe hierzu Antwort # 16  http://forum-marinearchiv.de/smf/index.php/topic,12568.15.html ).
Die jeweiligen Expansionslinien enden bei einem Kondensatordruck von 0,04 ata.

Bei der Linie 1 wurde bei einem Dampfdruck von 20 ata die Dampftemperatur mit 300 Grad Celsius so gewählt, dass die Dampffeuchtigkeit am Ende der Expansion, also am Ausgang der Turbine einen maximalen Wert von 12 % nicht überschreitet (hier x = 0,89, also 11 %). Das theoretische Wärmegefälle beträgt 235 kcal/kg.
Die Linie 2 zeigt uns nach Erhöhung des Dampfdrucks auf  40 ata bei gleicher Dampftemperatur zwar eine gewünschte Erhöhung des Wärmegefälles auf 250 kcal/kg, aber die zulässige Dampffeuchtigkeit in den Endstufen der Turbine wird mit 16 % (x = 0,84) deutlich überschritten. Der Pfeil A verdeutlicht den Verlauf dieser Druckerhöhung.
Erst eine gleichzeitige Erhöhung der Dampftemperatur auf ca. 380 Grad Celsius, dargestellt durch den Pfeil B und die Linie 3 bringt die Dampffeuchtigkeit mit etwa 10,5 % (x = 0,985) wieder in den zulässigen Bereich. Gleichzeitig erhöht sich durch diese Maßnahme das Wärmegefälle auf 275 kcal/kg.
Die Drosselung dieses Dampfes von 40 ata auf 5 ata zur Feinregulierung der Turbinenleistung stellt die Linie 4 dar.
Im verengten Querschnitt des Fahrventils findet durch teilweise Entspannung des Dampfes eine Druckabsenkung statt. Ähnlich einer Dampfdüse wird dabei Druck in Geschwindigkeit umgewandelt ohne dass äußere Arbeit verrichtet wird. Durch die dabei auftretenden Reibungen und Verwirbelungen entsteht Verlustwärme, die zwar im Dampf erhalten bleibt, aber zur Arbeitsleistung in der Turbine nicht mehr zur Verfügung steht.
Die so genannte Drossellinie verläuft daher waagerecht, der Wärmeinhalt des gedrosselten Dampfes und damit auch die aufzuwendende Erzeugungswärme bleiben also unverändert, obwohl nun das Wärmegefälle auf 205 kcal/kg gefallen ist. Der gedrosselte Dampf wird durch die Verlustwärme überhitzt, der Wärmeinhalt des Abdampfes ist höher und sein Dampfgehalt ist gestiegen.

Bei größeren Kriegsschiffen finden wir eine Fahr-Vorrichtung, die das Öffnen und Schließen der Fahrventile mehrerer Düsengruppen in einer bestimmten Reihenfolge erlaubte. Hierzu wurden die einzelnen, entlasteten Doppelsitz-Ventile nebeneinander auf dem Gehäuse z.B. der Hd-Turbine angeordnet und ihre Spindeln durch die Nocken (Kurvenscheiben) einer gemeinsamen Welle bewegt. Die Welle wurde über ein Getriebe per Handrad betätigt.
Die vergleichsweise einfache Ausführung (drei Fahrventile) einer solchen Gruppenventil-Steuerung auf der Hd-Turbine des Schwedischen Torpedobootes ,,Wrangel", erbaut 1918 bei De Laval Angturbin A.B. zeigt uns Bild 19 links (Engineering, Okt.1919).
Durch die Gestaltung  und Anordnung der Nocken konnte jede beliebige, aber zwangsläufige Reihenfolge des Öffnens oder des Schließens sichergestellt werden. Fehlschaltungen oder unnötige Drosselverluste durch das manuelle Öffnen und Schließen einzelner Ventile wurden somit ausgeschlossen.
Später wurden die Nockenwellen auch durch geeignete hydro-mechanische Antriebe bewegt (Bild 19 rechts). Bei den moderneren Turbinenanlagen der DKM wurden die Spindeln der einzelnen Fahrventile bereits direkt durch Öldruck-Kolben über entsprechend gestaltete, abgesetzt bedienbare Öldruck-Steuerschieber betätigt.

Die Dampfverbrauchs-Kurven zweier älterer Kriegsschiffe zeigt Bild 21.
Auf der jeweils linken Ordinate ist der spezifische Dampfverbrauch, auf der rechten Ordinate die prozentuale Antriebsleistung und auf der Abszisse die Schiffs-Geschwindigkeit aufgetragen.
Die strichpunktierten Kurven verdeutlichen die, zu einer bestimmten Schiffsgeschwindigkeit erforderlichen Antriebsleistungen in Prozent der Konstruktionsleistung (Nennleistung der Turbinen-Anlage). Die dick ausgezogenen Kurven stellen den Dampfverbrauch in Abhängigkeit von der Schiffsgeschwindigkeit und die zugehörigen Düsengruppen-Schaltungen dar.

Als Beispiel nehmen wir ein Dreischrauben-Linienschiff mit einer Gesamt-Konstruktionsleistung von 40.000 PS. Die drei Turbinensätze aus Hd- und Nd-Turbinen wirkten auf je eine Schraubenwelle. Die Leistungsregelung erfolgte über sechs Düsengruppen am Eingang der Hd-Turbinen, die über die einzeln absperrbaren Fahrventile I bis VI gesteuert wurden.
Bei äußerster Kraft, also deutlich über 22 sm/h wurden alle sechs Fahrventile geöffnet (Düsengruppenschaltung 6). Wie wir sehen war hier mit 6,2 kg/PS/h der spezifische Dampfverbrauch am günstigsten.
Bei den Schaltungen 1 bis 5 wurden nur folgende Fahrventile geöffnet:

Schaltung 5, > 22 sm/h, die Fahrventile 1 bis 5,
Schaltung 4, ≈ 22 sm/h, die Ventile 3, 4 und 5,
Schaltung 3, ≈ 18 sm/h, das Ventil  3,
Schaltung 2, ≈ 15 sm/h, die Ventile 1 und 2,
Schaltung 1, ≈ 12 sm/h, das Ventil 1.

Bei Geschwindigkeiten unter 15 sm/h bediente man sich einer ökologischeren Marschschaltung, der so genannten Roelling-Schaltung.
Hierbei wurden die Hd-Turbinen der beiden Seitenwellen, sowie die Nd-Turbine der Mittelwelle abgeschaltet und durch Schieber in den Überströmbögen von den zugehörigen Hd-Turbinen bzw. der Nd-Turbine getrennt und zwei Überströmbögen von der Hd-Turbine der Mittelwelle zu den Nd-Turbinen der Seitenwellen geschaltet.
Es wurden lediglich die Fahrventile I, II und III der mittleren Hd-Turbine geöffnet. Der Dampf durchströmte nur die mittlere Hd-Turbine und anschließend die beiden Nd-Turbinen der Seitenwellen. Hierdurch ergab sich eine Senkung des Dampfverbrauchs von etwa 11,5 % gegenüber der Hauptschaltung.
Geschwindigkeitswerte innerhalb der Schaltungsbereiche, wie z.B. zwischen 18 sm/h und 15 sm/h in der Schaltung 3, konnten zwar durch Dampfdrosselung am letzten Fahrventil eingestellt werden, wurden aber wegen der steigenden Drosselverluste und dem damit verbundenen höheren Dampfverbrauch weitgehend vermieden. Erst durch Rückschaltung auf die nächst niedere Schaltung ging der Verbrauch etwas zurück, da wieder der volle Dampfdruck wirkte (gezackte Kurven).
Wir sehen, dass Geschwindigkeiten unterhalb von etwa 10 sm/h nur noch in der Motorenschaltung wirtschaftlich sinnvoll waren.

Noch schwieriger bei Marschfahrt einigermaßen günstige Dampfverbrauchs-Zahlen zu erzielen, war es bei dem Torpedoboot unseres zweiten Beispiels.
Durch das äußerst beschränkte Gewicht und die Form des Rumpfes, war der Leistungsbedarf bei Marschfahrt gegenüber der bei voller Fahrt recht gering. Unter 15 sm/h wurde daher in Motorenschaltung gefahren.
Bei voller Fahrt von etwa 34 sm/h waren in der Schaltung 5 von den insgesamt fünf Fahrventilen, die Fahrventile III, IV und V der Hauptstufen geöffnet. In der Schaltung 4 wurde das Fahrventil V geschlossen. Es blieben also bis zu einer Geschwindigkeit von 23 sm/h nur die Fahrventile III und IV geöffnet. Bei weiter sinkender Geschwindigkeit  wurden in der Schaltung 3 die bisher überbrückten Marschstufen eingeschaltet. Ein entsprechender Überführungskanal, der den Dampf vom C-Rad zu den hinter der Überbrückung liegenden Stufen führte, wurde geschlossen. Nach Einschaltung der Marschstufen durch Öffnen der Fahrventile I und II wurden die Fahrventile III und IV geschlossen. Der Erfolg dieser Maßnahme, nämlich die Senkung des Verbrauchs um 15 % ist aus der Kurve ersichtlich. In Marschschaltung wurde nur noch mit den Fahrventilen I und II reguliert, bis bei 17 sm/h nur noch das Ventil I geöffnet blieb.
Diese Topedoboot-Anlage hatte eine Konstruktionsleistung von 13.000 PS bei 2300 U/min.

Ganz kurze Frage:

Kann es eigentlich copyright-technische Probleme geben, weil die Grafiken und Skizzen aus einem Buch sind, ohne eine Genehmigung zu haben?
Oder ist da alles in Butter?

Nicht böse sein, aber wir haben da schon unschöne Erfahrungen machen müssen.  :|

Hallo Thorsten,
die Zeichnungen stammen aus den Unterrichstheften der Marineschulen der Schiffsmaschinen-Inspektion Cuxhafen der DKM von 1942 und wurden von mir für den Bericht bearbeitet bzw. verändert. Man fand sie nach dem Krieg in einer Vielzahl von Fachveröffentlichungen.
Wer ist im urheberrechtlichem Sinn Rechtsnachfolger der Kriegsmarine-Schulen? Ich habe keinen gefunden und deshalb diese Quellen genutzt.

Das sollte dann OK gehen!! :TU:)

Wer ist im urheberrechtlichem Sinn Rechtsnachfolger der Kriegsmarine-Schulen? Ich habe keinen gefunden und deshalb diese Quellen genutzt...   Rein rechtlich ist es die Bundesrepublik Deutschland als Rechtsnachfolger des Deutschen Reiches und damit auch der Marineschulen. Das ist aber rein akademisch da es keinen interessiert. So sind z.B. eigentlich die Fotonegative die Buchheim für seine Bilderbücher benutz hat Eigentum der BRD. Die Filme hatte er ja in seiner Eigenschaft als PK Mann erhalten und wohl auch dienstlich fotografiert. Na ja, ist alles nicht so tragisch. Was mich mal interesieren würde ist, was ist den die Marineschule Cuxhaven?  Wo war die denn? Oder ist die TMS Wesermünde gemeint.  Gruß

Hallo Langensiepen,
eigentlich müsste es heißen:
Marineschulen im Bereich der Schiffsmaschinen-Inspektion Cuxhaven. Wo im einzelnen diese Schulen lagen, ist nicht zu entnehmen.

Man lehrnt dazu. Hab aber noch nie was davon gehört, das es in CUX eine Techn. Marineschule oder deren Ableger gab. War doch alles in Wesermünde ?  Kannte in Bremerhaven von den Werften und der Schule ne Reihe von Ex-Fachlehrern und Ausbilder von der TMS Wesermünde  ( Suppenkoch , H.Braun , M.Michels, Bergmann , Glasser)  aber von Cuxhaven war nie die Rede. Würde mich interessieren wo in CUX die Schule war. Gruß

Zum Abschluss des Berichts noch einige Anmerkungen zu den wichtigsten Sicherheits- und Hilfseinrichtungen bei Dampfturbinen.
Bei Schiffs-Dampfturbinen bildeten unzulässige Betriebszustände durch die hohen Drücke und Temperaturen ihres Betriebsdampfes, sowie die mit hoher Drehzahl bewegten Massen eine besondere Gefährdung für Maschinenpersonals und  Turbinenanlage.
In kritischen Situationen galt daher in erster Linie die weitere Zufuhr von Frischdampf schnell und sicher zu unterbinden.
Zur Absperrung dienten so genannte Schnellschluss-Einrichtungen. Die wesentlichsten Kriterien zu ihrer Auslösung waren:

1.) Überschreitung der zulässigen Turbinendrehzahl um mehr als 10 %, u.a. bei Verlust oder Bruch einer Schraube, Bruch der Schraubenwelle oder anderer wichtiger Komponenten des Antriebsstranges, wie Kupplungen oder Getriebe.

2.) Abfall des Turbinenöl-Drucks unter einen bestimmten Wert durch Ausfall oder Bruch von Anlagenteilen wie Ölpumpen und deren Antriebe, Ölfilter, Ölkühler oder Ölzuleitungen.

Unter bestimmten Umständen wurden weitere Überwachungseinrichtungen in die Auslösung des Schnellschlusses einbezogen. Wie z.B.:

3.) Unzulässige Druckerhöhung in der Turbine, hervorgerufen durch Beschädigungen oder Verschmutzung.

4.) Minderung oder Verlust des Vakuums im Kondensator durch Lufteinbruch oder Ausfall der Kühlung.

5.) Veränderung der axialen und radialen Lage des Läufers mit der Gefahr der Schaufelberührung bei Abnutzung der Drucklager-Backen oder Undichtigkeit der Labyrinth-Dichtung des Ausgleichskolbens sowie durch defekte Stützlager.

Die Schnellschluss-Einrichtungen bestanden im Wesentlichen aus Schnellschluss-Ventilen oder bei Hochdruckanlagen aus Schnellschluss-Klappen, die in die Haupt-Zudampfleitung der Turbinenanlage eingebaut waren. Am Anfang der Entwicklung wurde der Schnellschluss rein mechanisch über entsprechende Gestänge mit Sperrklinken durch Federkraft ausgelöst, wie später nur noch bei Kleinturbinen zum Antrieb von Hilfsmaschinen (Bild 22).
Bei moderneren Anlagen erfolgte die Auslösung des Schnellschlusses wie die übrige Steuerung der Turbine über Drucköl. 
Der Anstoß zur Auslösung erfolgte sowohl bei den mechanischen Einrichtungen als auch bei denen mit Druckölsteuerung über Fliehkraftbolzen in den Turbinenwellen.
Bei Überschreitung der Drehzahl überstieg die Fliehkraft der Bolzen die einstellbare Kraft einer Bolzenfeder. Der Bolzen trat aus der Welle hervor und löste bei mechanischem Schnellschluss über eine Sperrklinke eine unter starken Druck vorgespannte Einklinkfeder. Über einen Hebel und die so genannte Schnellschluss-Stange wurde das Schnellschluss-Ventil entriegelt und durch Federkraft geschlossen.
Bei Schnellschluss-Einrichtungen mit Drucköl-Steuerung (Bild 23) erfolgte der Dampfabschluss über eine Klappe mit Gelenk. Bei ausreichendem Öldruck in einer Röhrenfeder mit Schubstange und Winkelhebel, wurde über einen Schnapphebel die Schlussvorrichtung verriegelt und die Klappe offen gehalten. Bei sinkendem Öldruck (siehe 2.) wurde die Klappen-Verriegelung frei gegeben und die Klappe durch eine starke Zugfeder geschlossen.
Bei Überschreitung der zulässigen Turbinen-Drehzahl (siehe 1.) wurde durch die Fliehkraftbolzen in den Turbinenwellen eine Sperrklinke entriegelt, die einen unter Federdruck stehenden Öl-Steuerschieber frei gab. Der Steuerschieber schloss und entlastete die Drucköl-Verbindungsleitung zur Schnellschluss-Klappe. Durch den fehlenden Öldruck in ihrer Röhrenfeder schlägt die Klappe dicht.
Das galt auch bei Druckerhöhung in der Turbine (siehe 3.) oder Verlust des Vakuums im Kondensator (siehe 4.). Zu diesem Zweck wurden über zusätzlich an der Auslöse-Vorrichtung angebrachte kleine Steuerzylinder mit Kolben die Sperrklinken der Öl-Steuerschieber betätigt. Diese Steuerkolben besaßen der Höhe des Drucks entsprechend einstellbare Federn und waren besonders zur Überwachung des Kondensator-Vakuums nicht selten als Membran-Kolben oder als direkt in die Öl-Zuleitung geschaltete Membranventile ausgeführt.
Häufig wurde dem Maschinenpersonal bereits beim ersten Auftreten von Unregelmäßigkeiten im Betriebsablauf die bevorstehende Auslösung der Schnellschluss-Einrichtung durch Hupen oder Flackerlicht angekündigt.
Die Schnellabschaltung der Turbinen konnte auch von Hand erfolgen. Entweder direkt über Schlagbolzen an den Auslöseeinrichtungen oder vom jeweiligen Steuerstand durch Absperren und Entlasten ihrer über den Steuerstand geführten Drucköl-Zuleitungen.

Eine Einbeziehung der Überwachungseinrichtungen zur Lage der Turbinenläufer (siehe 5.) in den Schnellschluss erfolgte in der Regel nur bei größeren Anlagen. Üblicher Weise wurden diese Einrichtungen durch das Maschinenpersonal regelmäßig kontrolliert; die Ergebnisse der Sichtung wurden in ein Lagermessbuch eingetragen und mit den Angaben des Turbinen-Herstellers verglichen.

Nach Auslösung des Schnellschlusses erfolgte die Wiederherstellung des vorherigen Betriebszustandes fast ausschließlich manuell durch das Maschinenpersonal. Damit sollte sichergestellt werden, dass vor der Wiederinbetriebnahme der Turbinen die Ursache der Auslösung ermittelt wurde.
Bei den älteren Nassdampf-Anlagen mit ihren recht komplizierten Schellschluss-Ventilen war der hierfür erforderliche Zeitaufwand nicht unerheblich. Die Schnellschlussventile der Sattdampf-Großanlagen wurden zwar bereits über Druck-Öl betätigt und hatten hierzu sowohl für die Hauptturbinen als auch für die Marschturbinen angebaute Druck-Öl-Zylinder mit Kolben, aber neben dem eigentlichen Hauptventil besaßen sie noch ein kleineres Entlastungsventil. Beide Ventile wurden nach dem Schluss durch den anstehenden Dampf belastet. Bevor das Hauptventil entlastet werden konnte, musste erst das Entlastungsventil entlastet werden. Das erfolgte zwar über eine Gewindespindel mit Unterstützung durch Federkraft und einen kleinen Dampfkolben, welcher mit dem Kondensator verbunden war, aber die Prozedur zur Wiederherstellung der Bereitschaft war kompliziert und langwierig.
Die mechanische Schnellschluss-Einrichtung für kleinere Anlagen oder Hilfsmaschinen (Bild 22) war dagegen weniger kompliziert. Hier musste zur Öffnung zuerst mit dem Handrad die Ventilspindel ganz nieder gedreht werden, um die Ventilfeder wieder zu spannen. Mit den beiden Handhebeln wurde die Sperrklinke eingeklinkt und die Auslösung wieder in Bereitschaftsstellung gebracht. Nun wurde mit dem Handrad das Ventil bis zum Anschlag der Spindel an der Gewindebuchse geöffnet.

Die Wiederherstellung der Betriebsbereitschaft einer Schnellschluss-Klappe erfolgte zwar auch manuell, war aber relativ einfach. Beim Absinken der Turbinendrehzahl gab der Fliehkraftbolzen die Sperrklinke frei und der Öl-Steuerschieber rastete nach Anheben ein. Das Druck-Öl wurde auf die Zuleitung zur Klappe geschaltet. Nach Entlastung der Klappe über das Entlastungsventil konnte mit dem Rückstellhebel die Klappe geöffnet werden und die Verriegelung rastete ein.

Bis zur Wiederinbetriebnahme des Antriebs oder der Herstellung einer Notschaltung war das Schiff in seiner Manövrierfähigkeit stark eingeschränkt, wenn nicht gar Bewegungsunfähig. Es soll Berichten zu Folge, bei älteren Anlagen gelegentlich während des Gefechts durch die Stoßwellen beim Abschuss der großen Kaliber zur Auslösung des Schnellschlusses gekommen sein. Jeder wird sich vorstellen können, in welch hohem Maße das Maschinenpersonal in einer solchen Situation gefordert war.

Hallo Georg

einfach toll wie du uns alles detailiert erklärt hast. top top top

möchte mich im Namen aller sehr herzlich für deine Berichte bedanken. :TU:)

liebe Grüße

Hans

Hallo Hans, liebe Freunde und Leser,
andere wichtige Aufgaben nahmen mich in den letzten Wochen in Anspruch, ich hatte daher etwas wenig Zeit zum Schreiben.
Es gäbe noch ein Unmenge über Schiffs-Dampfturbinen zu berichten, aber es sollte ja auch nur ein kurzer Einblick sein.
Ich hoffe ich konnte dennoch dazu beitragen die Technik der Schiffsantriebe mit Dampfturbinen etwas besser zu verstehen.
Ich werde zur gegebenen Zeit gerne noch mal auf dieses Thema zurückkommen.
Die Zeit zur Beantwortung von Fragen werde ich mir aber immer nehmen.

Bis bald!
Euer Turbo-Georg

Klasse Texte.....weiter so ! Ich werde in Zukunft ein treuer Leser sein.

Hallo Vilsa,
ich freue mich, dass meine Themen Dein Interesse finden.
Ich hatte ja angekündigt, dass ich speziell auf das Thema Schiffs-Dampfturbinen zurückkommen wollte. Aber die stagnierenden Zugriffe ließen mich davon absehen.
Überhaupt hatte ich allgemein mehr auf Interaktion gehofft, daher freue ich mich über jede Antwort.
Ich habe in der Vergangenheit häufig Fragen über Email oder PN bekommen und einige meiner Antworten mit Einverständnis der Absender nachträglich ins Forum eingebracht. Aber ich glaube der direkte Weg währe nicht nur sinnvoller, sondern würde andere ermutigen es gleich zu tun.

Selbstverständlich kann man mir auch weiterhin Anfragen direkt senden.

Zitat von: Turbo-Georg am 01 September 2011, 10:40:29
Ich hatte ja angekündigt, dass ich speziell auf das Thema Schiffs-Dampfturbinen zurückkommen wollte. Aber die stagnierenden Zugriffe ließen mich davon absehen.
Überhaupt hatte ich allgemein mehr auf Interaktion gehofft, daher freue ich mich über jede Antwort.

Deine Erwähnung von diesem Beitrag im Baubericht zur Modellbismarck mit Turbinenantrieb (http://forum-marinearchiv.de/smf/index.php/topic,9114.msg212501.html#msg212501 (http://forum-marinearchiv.de/smf/index.php/topic,9114.msg212501.html#msg212501)) lässt mich hier etwas verspätet antworten.

Erstmal natürlich vielen Dank für Deine sehr kompetenten und ausführlichen Erklärungen. Das könnte aber auch der Grund für die mitunter etwas spärliche Resonanz auf Deine Beiträge sein - wobei das keinesfalls eine Kritik sein soll.

Mir geht es so, daß ich da oft nur staunend davor sitze und erstmal sehr lange verdauen muß. Ich hatte ja beruflich nix mit Turbinen zu tun und bin auch kein Modellbauer, lese das nur aus Interesse wenn ich etwas Muße habe (nicht immer zeitnah). Ganz schön starker Tobak, muß ich sagen. Dabei hatte ich eine sehr gute naturwissenschaftliche Schulbildung und habe ein gewisses technisches Verständnis, aber Dampfturbinen sind ein Buch mit 5 bis 6 Siegeln für mich. Dampf, wie in Dampfmaschinen, geht ja noch. Von Thermodynamik und Gasgesetzen ist noch was hängengeblieben, auch wenn ich vieles nicht mehr so aus dem Ärmel schüttel. Mit etwas überlegen krieg ich aber zmindest eine anschauliche Erklärung meist noch hin. Nicht so bei Dampfturbinen, da krieg ich oft den "kick" nicht. Ich denke, damit bin ich nicht der einzige.

Ich hatte schonmal überlegt, anzufragen ob Du nicht sowas wie "Dampfturbinen für Dummies" schreiben könntest. Sofern Du Zeit und Lust dazu hast. Nur die Grundlagen, mit einem Minimum an Formeln und Tabellen, lieber erklären "was passiert wenn...". Das dürfte für die meisten bedeutend leichter nachvollziehbar sein. Und auch interessanter, was den realen Fahrbetrieb angeht, vor allem in marinetypischen Situationen. Was macht die Wärme in den Kesseln wenn man eine Dampfleitung plötzlich schließt...

Hallo Elektroheizer.

Bei der Suche nach einer sinnvollen Freizeitbeschäftigung im Ruhestand, war für mich klar, dass es Metallbearbeitung sein sollte, denn sie würde mir die Realisierung eines Kindheitstraums möglich machen. Wie fast alle Jungs meines Alters war ich fasziniert von Allem was dampfte und rauchte.
Eine eigene Dampfmaschine wäre für mich die Glückseligkeit auf Erden gewesen, aber kurz nach dem Krieg galten andere Prioritäten.

Wer sich mit Dampfmodellbau befasst, wird sehr früh auf die ,,stiefmütterliche" Behandlung der Dampfturbine durch die Modellbauer stoßen. Die Suche nach den Gründen hierfür, gab letztendlich den Ausschlag, mich etwas intensiver mit dieser Technik auseinander zusetzen, denn auch ich kam aus einem völlig artfremden Tätigkeitsbereich, nämlich der Hochfrequenztechnik, heute drahtlose Kommunikation genannt.

Eine Dampfturbine war für mich, wie für viele Andere eine Maschine mit mehr oder weniger vielen Schaufelrädern. Meine Vorstellungen über ihre Funktionsweise waren jedoch nicht, wie sonst recht häufig durch die Wassermühle bzw. die Wasserturbine geprägt; ich wusste bereits, dass hier deutliche Unterschiede bei den physikalischen Zusammenhängen bestehen. Dass diese allerdings so komplex sein würden, hatte ich nicht erwartet.

Als ich mir antiquarisch die ersten Fachbücher beschaffte, war mir klar, dass es sich hier, mit deinen Worten gesagt, um ,,ganz schön starken Tobak" handelte. So ist u.a. ein  Klassiker des Dampfturbinenbaues ,,Dampf- und Gasturbinen" von Stodola, in wesentlichen Zügen ohne profunde Kenntnis der höheren Mathematik unverständlich. Mir war klar, dass hierin ein wesentlicher Grund lag, das Verständnis der physikalischen Abläufe in einer Dampfturbine richtig, aber allgemein verständlich ,,rüber zu bringen".
Zwischenzeitlich verfüge ich  über nahezu alle Veröffentlichungen hierüber aus den letzten hundert Jahren, aber keiner der Autoren kommt trotz Unterstützung durch grafische Darstellungen an Formeln und Gleichungen vorbei, will er die Zusammenhänge korrekt darstellen.
Nun muss man allerdings wissen, dass es sich dabei nahezu ausschließlich um Fachliteratur für Ingenieure bzw. den Ingenieur-Nachwuchs handelt, auf die Belange des Dampfmodellbaues wird dabei keinerlei Rücksicht genommen.
In Kenntnis dieser Problematik habe ich nun vor etwa zehn Jahren damit begonnen, diesen Themenkreis durch stark vereinfachte Darstellungen, frei von unnötigem Ballast für Modellbauer oder Interessierte allgemein verständlich aufzuarbeiten und ich war bisher der Meinung, dass es mir in etwa gelungen ist, zumindest wenn ich den meisten Reaktionen darauf glauben darf. Im Wesentlichen habe ich mich dabei an die gut verständlichen Darstellungen der Schulungsunterlagen der technischen Marineschulen der KM für die Laufbahnen II der Unteroffiziere und Oberfähnriche angelehnt, denn auch hier galt in der Regel Berufsfremde an ein schwieriges Thema heranzuführen.
Wir bewegen uns also bereits auf der von dir gewünschten Ebene "Dampfturbinen für Dummies".

Hallo Georg

ich kann nur sagen, daß ich durch deine Beiträge viel gelernt habe top top top

viele Grüße

Hans

Hallo Elektroheizer,

gestern musste ich leider mein Posting vorzeitig abbrechen, ohne noch darauf hinzuweisen, dass es sich bei all meinen Beiträgen zur Dampfantriebstechnik von Schiffen und Schiffsmodellen, trotz des Versuchs einer vereinfachten und allgemein verständlichen Form, um Fachbeiträge mit naturgemäß recht geringen Unterhaltungswert handelt.
Mir ist auch klar, dass die Fülle an Informationen nicht für den schnellen ,,Konsum" geeignet ist und mit einmaligem ,,Darüberlesen" nicht erfasst werden kann. Vielmehr habe ich daran gedacht, dass bei aufkommender Unklarheit über Fachbegriffe, funktionelle Abläufe oder Berechnungen sich der Leser an die Inhalte erinnert und nachschlagen kann.
Trotz Suchfunktion ist das aber nicht immer einfach, deshalb empfehle ich die Dateien herunter zuladen und die Ausdrucke in geeigneter Form in die eigene Bibliothek einzufügen.
Wem das zu langwierig und zu umständlich ist, kann von mir auf Anfrage nahezu alle Beiträge auch als PDF-Dateien, entweder angehangen an eine Email oder die umfangreicheren Dateien auch auf CD erhalten. Darüber hinaus bin ich gerne bereit auch einzelne Fragen zu beantworten.
Mit der Beschreibung interessanter, marinetypischer Situationen kann ich jedoch Mangels entsprechender Erfahrungen nicht dienen. Meine Zeit als Hobby-Dampfmaschinist auf einem Traditions-Dampfer war eher geeignet meine erworbenen theoretischen Kenntnisse durch die Praxis zu untermauern. 

Hallo Georg!

Ich kenne den Umfang Deiner Arbeiten nicht genau. Macht es evtl. Sinn, Dir auch das HMA und dort die Rubrik "Fachartikel" als Plattform anzubieten?
Momentan ist sie noch recht leer, aber das kann man ja ändern. ;)

Hallo Thorsten,
das wäre großartig und würde die Suche und das wieder Finden bestimmt erleichtern.
Ich hatte ja bereits für Besucher die über Suchmaschinen zu uns kommen, eine Auflistung der wichtigsten Fachbeiträge erstellt.

http://forum-marinearchiv.de/smf/index.php/topic,18553.0.html

Sehr gute Idee  top !

Hallo Turbo Georg,

deine Beiträge sind wirklich gut und haben mir ein gewisses Verständnis für Dampfturbinen eröffnet. Jetzt habe ich mal eine Frage. In unendlichen Beiträgen in fast jedem marinehistorischen Forum wird die Bismarck und ihr Schicksal mehr oder wenig fachmännisch diskutiert. Höhepunkt ist dann das Unvermögen die Bismarck nach dem Rudertreffer per Maschine zu steuern. Gern genommenes Argument ist dann die Drei-Wellenanlage, was aber meiner Meinung nach unmassgeblich war.
Die Frage an dich jetzt, wie schnell war es möglich eine Antriebsanlage wie die der Bismarck umzusteuern und konkrete Fahr- bzw. Drehzahlzustände einzustellen?
Würde mich freuen darüber etwas zu hören um meine Meinung dazu nach Möglichkeit zu bestätigen.

freundliche Grüße
Thomas

Zitat von: t-geronimo am 06 März 2013, 11:01:10
...
Macht es evtl. Sinn, Dir auch das HMA und dort die Rubrik "Fachartikel" als Plattform anzubieten?
...

Würde ich sehr gut finden. Ein Forum ist eben einfach nicht die beste Art geballtes Fachwissen leicht auffindbar und gut strukturiert abzulegen.  top

@Georg:
Auch ich bin einer von denen die alle Deine Beiträge mit Genuss lesen. Verstehen tue ich aber ehrlich gesagt nur einen gewissen Teil, auch wenn mich das Thema sehr interessiert. Leider fehlt mir die Zeit mich auch noch in dieses Thema richtig reinzuknien, sichere mir aber alles für "später". Bitte lass Dich nicht entmutigen und mach weiter.

Gruß

Sebastian

Hallo Thomas,

ich muss zu meinem Bedauern gestehen, dass ich über keine detaillierte Darstellung oder Beschreibung des ,,Bismarck"-Antriebes verfüge, um mir einen Eindruck über die Manövrier-Einrichtungen und ggf. deren Möglichkeiten machen zu können.
Die Nautiker werden bestätigen, dass das Manövrieren eines Mehrschrauben-Schiffes durch unterschiedliche Schrauben-Drehzahlen oder gar gegenläufige Drehrichtungen der Wellen erleichtert wird.  Die Ruderwirkung ist bekanntlich umso geringer je niedriger die Schiffsgeschwindigkeit ist. Bei Stillstand ist sie gleich Null.
Das Manövrieren mit den Schrauben ist mir persönlich vor allem vom Anlegen im Hafen oder in Schleusen bekannt und erfordert eine gewisse Feinfühligkeit und schnelle Reaktion des Antriebes.
Ein Turbinenantrieb bot in dieser Hinsicht gegenüber einem Dieselantrieb und selbst gegenüber einem Antrieb mit Kolbendampfmaschinen sicherlich die schlechtesten Voraussetzungen.
Unter Marschfahrt, und die setze ich mal bei einer eventuellen ,,Flucht" der ,,Bismarck" voraus, dürfte deshalb das Halten eines Kurses gegen die permanente Gegenwirkung eines mehr oder weniger großen Ruderausschlages äußerst schwierig sein.

Ich nehme an, dass das Maschinenpersonal das Unmöglichste geleistet hätte, um das Schiff auf diese Weise zu retten.