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Dampfturbinen [1]

[624] Dampfturbinen, mit Dampf betriebene Turbinen, teilen die charakteristischen Merkmale der letzteren. Die hauptsächlichsten sind: 1. Die motorische Substanz wird einem um eine Achse drehbaren Körper zugeführt, der mit Schaufeln, Zellen oder Kanälen ausgerüstet ist, und übt, mit den Wandungen der letzteren in Berührung tretend, Drücke auf dieselben aus, welche die Drehung des Körpers veranlassen und ihn befähigen, mechanische Arbeit nach außen abzugeben. 2. Dabei muß die motorische Substanz eine vorwiegend strömende Bewegung längs dieser Wandungen besitzen, darf also z.B. – abgesehen von Wirbelbewegungen – nicht eine Zeitlang in gewissem Sinne relativ zu ihnen in Ruhe sein.

Das zweite Merkmal [1] unterscheidet (bekanntlich) die Wasserturbinen von den Wasserrädern und könnte in analoger Weise als Unterschied zwischen Dampfturbinen und Dampfrädern aufgestellt werden, nur daß der Ausdruck Dampfrad zum Teil unter den Begriff »rotierende Dampfmaschine« fällt.

Um mit vorstehender Definition von vornherein eine bestimmte Vorstellung zu verbinden, sei hier die sogenannte De Laval-Turbine angeführt, wie sie Fig. 1 in perspektivischer Ansicht wiedergibt. Vier Dampfzuleitungsrohre, Dampfdüsen genannt, leiten unter einem spitzen Winkel Dampf gegen die Schaufeln eines auf einer Welle befestigten Rades. Der Dampf, der mit hohem Druck und kleiner Geschwindigkeit in die Düsen eintritt und dieselben mit hoher Geschwindigkeit und niedrigem Drucke verläßt, durchströmt die Schaufeln und tritt auf der rückwärtigen Seite des Rades aus. Sein Druck auf die konkave Seite der Schaufeln veranlaßt die Umdrehung des Rades, das, einen Widerstand überwindend, mechanische Arbeit leistet.

Einleitung.

Bis Ende des vorigen Jahrhunderts ist die Energie des Wasserdampfes im wesentlichen nur in der Kolbendampfmaschine nutzreich verwertet worden, bei der bekanntlich die Expansivkraft des Dampfes die Bewegung eines hin und her gehenden Kolbens bewirkt. Zum Unterschiede von der Dampfmaschine nutzt die Dampfturbine die Expansivkraft des Dampfes, also seine potentielle oder Druckenergie, nicht unmittelbar aus, sondern es wird letztere in kinetische Energie verwandelt, die direkt vom rotierenden Turbinenrade in mechanische Arbeit umgesetzt wird. Es bedeutet dies einen prinzipiellen Vorzug der Dampfturbinen vor den Kolbendampfmaschinen, da bei letzteren die hin und her gehende Bewegung des Kolbens erst durch das Kurbelgetriebe in eine Drehbewegung verwandelt werden muß. Daß die durch die Bewegung des Kolbens verursachten Stöße und Erschütterungen in Wegfall kommen, so daß Fundament[625] und Unterbau leichter gehalten werden können, daß ferner das bei der Dampfmaschine in der Regel erforderliche schwere Schwungrad entbehrlich wird, indem auch Totpunkte nicht mehr existieren, sind weitere unmittelbar sich ergebende prinzipielle Vorteile der Dampfturbinen. Ihre Entwicklung und praktische Durchbildung fällt im wesentlichen in den Zeitraum der letzten 20 Jahre; 1884 wurde die erste Parsonssche 10-PS.-Dampfturbine für 18000 Touren pro Minute gebaut. Ost verlegt man den Beginn wohl auch auf das Jahr 1893, in dem die De Laval-Turbine auf der Chicagoer Weltausstellung zum erden Male an die Oeffentlichkeit trat. Daß die Dampfturbinen, die bis 1904 schon in einer Gesamtleistung von rund 1¹/₂ Millionen PS. – eine Zahl, die in stetigem Wachsen begriffen ist – zur Ausführung gelangt sind, so spät erst lebensfähig wurden, liegt an den großen praktischen Schwierigkeiten, denen der Bau derselben begegnete, an den hohen Tourenzahlen, auf die man bei der Ausführung kam und für die man vor Einführung der Elektrotechnik keine Verwendung hatte, und an der Unkenntnis der Strömungserscheinungen des Wasserdampfes. Die Idee an sich, die Strömungsenergie des Wasserdampfes direkt in einem rotierenden Dampfmotor auszunutzen, ist uralt. Schon Heron von Alexandria (um 120 v. Chr.) konstruierte eine kleine Dampfturbine (Aëlopile), die aus einem um zwei diametrale Zapfen drehbaren, dampferfüllten Gefäße bestand, wobei ein Zapfen hohl war und als Dampfzuleitung diente. Der Dampf strömte durch zwei tangential gestellte, einander gegenüberliegende Röhrchen aus, dabei auf das Gefäß eine Rückwirkung ausübend, die dasselbe in Umdrehung versetzte. Von andern Vorläufern der Dampfturbine ist die Maschine des Italieners Branca vom Jahre 1629 zu erwähnen, die der De Laval-Turbine ähnlich war. Um die Mitte des 19. Jahrhunderts begannen einzelne Ideen aufzutauchen, die zum Teil schon überraschende Aehnlichkeit mit unsern heutigen Dampfturbinen aufweisen. Die Namen Pilbrow 1843, Robert Wilson 1848, Tournaire 1853 und weiter Thomas Baldwin 1873 und A. Müller 1877 mögen hier genügen. Näheres findet sich in den ausführlichen Werken von Sosnowski [2] und Gentsch [25].

Einteilung der Dampfturbinen.

Man kann die Dampfturbinen nach den gleichen Gesichtspunkten wie die Wasserturbinen einteilen. Eine naheliegende Unterscheidung ist diejenige von Axial- und Radialturbinen. Betrachtet man die Bewegung des Dampfes relativ zum rotierenden Rade, so steht bei Axialturbinen die Relativgeschwindigkeit eines Dampfteilchens senkrecht auf dem von letzterem auf die Drehachse gefällten Lote, während sie bei Radialturbinen senkrecht zur Drehachse gerichtet ist. Bei den sogenannten gemischten oder Diagonalturbinen würde keines von beiden der Fall sein. Diese Unterscheidung ist jedoch insofern für Dampfturbinen von untergeordneter Bedeutung, als der axiale Typ der bei weitem vorherrschende und fast ausschließlich gebaute ist. Ferner teilt man die Turbinen auch ein in voll und partiell beaufschlagte, je nachdem sich die Dampfzuführung gleichzeitig über alle Laufradkanäle oder nur über einen Teil derselben erstreckt. Die wichtigste Einteilung, die sich mit der vorigen zum Teil deckt, ist jedoch diejenige in Druck- und Ueberdruckturbinen. Hat der Dampf beim Austritte aus dem Laufrade noch denselben Druck wie beim Eintritte, so daß er im Laufrade im wesentlichen nur eine Aenderung seiner absoluten Geschwindigkeit, nicht aber seines Zustandes erleidet, so hat man es mit einer Druckturbine zu tun, ist der Druck an der Eintrittsstelle größer, so daß der Dampf während seines Durchganges durch das Laufrad expandiert, so liegt eine Ueberdruckturbine vor. Letzteres kann natürlich nur dann der Fall sein, wenn der Dampf die Kanäle bezw. Schaufelzwischenräume voll ausfüllt; insofern würde sich die bei Wasserturbinen in diesem Sinne z.B. von Zeuner gebrauchte, sehr treffende Bezeichnung Vollturbine rechtfertigen. Da man indessen auch bei den Druckturbinen meist ein vollständiges Ausfüllen der Kanäle durch den Dampf hat, so würde für diese die mit Rücksicht auf eine partielle Füllung der Schaufelzwischenräume gewählte Bezeichnung Partialturbine abweichend von den Wasserturbinen nicht am Platze sein, und man hätte auf den vorliegenden Fall mit größerem Rechte den Ausdruck Grenzturbinen [1] zu übertragen. Statt der Bezeichnungen Druck- und Ueberdruckturbine werden auch vielfach die Benennungen Aktions- und Reaktions-, Freistrahl- und Preßstrahl-, Druck- und Gegendruck-, Freilauf- und Stauturbinen gebraucht, die jedoch im nachstehenden vermieden werden sollen.

Die De Laval-Turbine.

Als einfachste Druckturbine ist die des Schweden De Laval zu nennen, bei der ein mit hoher Geschwindigkeit begabter Dampfstrahl gegen die Schaufeln eines Rades geleitet wird. Zwei Hauptschwierigkeiten waren es, die De Laval bei Konstruktion seiner Turbine zu überwinden hatte: dem Dampfe die größtmögliche Geschwindigkeit zu erteilen, und die Umfangsgeschwindigkeit[626] eines Laufrades dieser Geschwindigkeit so anzupassen, daß letztere rationell ausgenutzt werden kann.

Der Dampfaustritt. Die größtmögliche Geschwindigkeit erreichte De Laval, indem er den Dampf durch Düsen strömen ließ, die sich nach einer engsten Stelle zusammenziehen, dann aber allmählich wieder erweitern. Die strenge theoretische Begründung der Richtigkeit dieses Mittels wird unten im thermodynamischen Teile gegeben werden. Hier möge folgendes genügen: Läßt man Dampf durch ein Rohr mit veränderlichem Querschnitte strömen und bezeichnet an einer bestimmten Stelle des Rohres F den Rohrquerschnitt, v das spezifische Volumen des Dampfes und w die Geschwindigkeit desselben, so ist das pro Sekunde den Querschnitt durch strömende Dampfgewicht G = F · w/v. Im Beharrungszustande ist diese Größe für alle Stellen des Rohres dieselbe, d.h. durch alle Querschnitte strömt in der Zeiteinheit die gleiche Gewichtsmenge Dampf. Ist nun der Anfangszustand des Dampfes gegeben und seine Geschwindigkeit Null, so führt er beim Durchströmen des Rohres annähernd eine adiabatische Zustandsänderung aus, wobei der Druck allmählich abnimmt. Jedem Zwischendrucke entspricht dabei ein bestimmtes spezifisches Volumen und eine bestimmte Geschwindigkeit, wobei die beiden letzteren um so mehr zunehmen, je mehr ersterer sinkt. Das Verhältnis w/v zeigt nun das bemerkenswerte Verhalten, daß es, gleichviel von welchem Anfangszustande man ausgeht, zuerst zunimmt bis zu einem Maximalwerte, der etwa bei einem Drucke gleich der Hälfte des Anfangsdruckes eintritt und dann wieder fällt. Da F · w/v eine Konstante ist, muß F sich umgekehrt verhalten, d.h. zuerst bis zu einem Minimum ab- und dann zunehmen. Nur wenn dies der Fall ist, ist es möglich, daß die Expansion des Dampfes bis auf den Gegendruck, d.h. den Druck des das Rad umgebenden Mediums, getrieben wird; letzteres ist aber zur Erlangung der größtmöglichen Geschwindigkeit unerläßlich, denn die Endgeschwindigkeit wird um so größer, je niedriger bei gleichem Anfangszustande der Druck im Endquerschnitte ist. Bei einer anfänglichen Dampfspannung von 10 Atmosphären trocken gesättigten Dampfes und einem Gegendrucke von 0,1 Atmosphären beträgt z.B. die maximale theoretische Ausflußgeschwindigkeit über 1000 m/sec, und daß diese enorme Geschwindigkeit sich in der Lavalschen Düse auch annähernd erreichen läßt, ist durch zahlreiche Versuche an Düsen und ausgeführten Turbinen wiederholt, wenn auch nur indirekt, nachgewiesen worden. Benutzt man dagegen eine gewöhnliche, nicht konisch erweiterte Düse, so nimmt die Ausflußgeschwindigkeit nur etwa den Betrag von 450 m/sec, also noch nicht halb so viel an, und die Expansion erfolgt innerhalb der Düse nur bis etwa auf die Hälfte des Innendruckes. Da aber die kinetische Energie eines bewegten Körpers durch das Produkt G/g · w²/2 dargestellt wird (G Gewicht, g Erdbeschleunigung, w Geschwindigkeit), so würde man in letzterem Falle nur ein Viertel der erreichbaren kinetischen Energie erhalten, also drei Viertel verloren geben, somit eine rationelle Dampfausnutzung von vornherein ausschließen, sofern nicht eine außerhalb der Düse erfolgende weitergehende Expansion vorstehende Verhältnisse noch etwas zugunsten der konvergenten Düse abändern würde. Dividiert man den Ausdruck für die kinetische Energie eines bewegten Körpers durch das Gewicht G desselben, so stellt w²/2g die kinetische Energie der Gewichtseinheit dar. Dieselbe besitzt zugleich die Bedeutung einer Länge oder einer Höhe; denn sie gibt diejenige Höhe an, aus der ein Körper frei herabfallen muß, um die Geschwindigkeit w anzunehmen. Für diese Länge hat sich daher die Bezeichnung Geschwindigkeitshöhe oder Gefälle eingebürgert. Ist c₁ die maximale Geschwindigkeit, die zu Beginn ruhender Dampf von einem gewissen Anfangszustande bei einem bestimmten Gegendruck und Abwesenheit aller Widerstände erreichen kann, so heißt c₁²/2g das disponible oder gegebene Gefälle; dasselbe wird gemessen entweder in Metern oder, da 1 m = 1 mkg/kg = 1 cal/424 Kg ist, in Calorien/Kilogramm. Die Berechnung desselben ist eine Aufgabe der Thermodynamik und bietet an Hand der später zu besprechenden Diagramme keinerlei Schwierigkeiten.

Das Laufrad. Durch eine nach dem Ende zu konisch erweiterte Düse ist es also De Laval gelungen, eine Austrittsgeschwindigkeit zu erzielen, wie sie annähernd dem gegebenen Gefälle entspricht. Es galt nun, diese Geschwindigkeit c₁ in einem Laufrade möglichst vollkommen auszunutzen. Läßt man zu diesem Zwecke den Dampf gegen eine mit der Geschwindigkeit a geradlinig und gleichförmig fortschreitende Schaufel (Fig. 2) wirken, so erhält man durch geometrische Subtraktion der Umfangsgeschwindigkeit a von c₁ die relative Eintrittsgeschwindigkeit w₁ die mit der Richtung der Schaufel übereinstimmen muß, da sonst ein Stoß des Dampfes gegen die Schaufel beim Eintritte stattfindet, der einen Energieverlust bedeutet. Die Schaufel lenkt nun die relative Eintrittsgeschwindigkeit w₁ um und führt sie in die relative Austrittsgeschwindigkeit w₂ über, zu der wir a geometrisch addieren müssen, um die absolute Austrittsgeschwindigkeit c₂ zu erhalten. Erfolgt die Strömung reibungsfrei, so ist w₂ = w₁, wie ja ein Körper, der[627] gezwungen ist, sich auf einer gegebenen Kurve zu bewegen, nur eine Aenderung der Richtung, nicht aber der Größe seiner Geschwindigkeit erfährt, vorausgesetzt, daß außer dem Bahndrucke irgendwelche Kraft, insbesondere Reibung, nicht auf ihn einwirkt. Ein solcher Körper Hegt hier annähernd vor, nur daß der Vorgang in einem gleichförmig fortschreitenden Räume stattfindet und infolgedessen die Relativgeschwindigkeiten zu nehmen sind. Die an das Laufrad abgegebene nützliche Arbeit ergibt sich als Differenz der kinetischen Energien des eintretenden und austretenden Dampfes zu c₁²/2g – c₂²/2g pro Kilogramm, ist also bei gegebenem c₁ um so größer, je kleiner c₂ ist. Im idealen Grenzfalle c₂ = 0 müßte, w₂ gleich und entgegengesetzt gerichtet mit a, w₁ = w₂ = a sein. Nennt man den Winkel, den c₁ mit a bildet, α, so würde a cos α = c₁/2 und α = c₁/2 cos α. werden, a erreicht seinen kleinsten Wert, wenn α = 0 wird, in welchem Falle es der Hälfte der absoluten Eintrittsgeschwindigkeit c₁ gleich wird. Bei einer reinen Druckturbine kann daher das Maximum der Arbeit im Grenzfalle erst bei einer Umfangsgeschwindigkeit des Laufrades erzielt werden, die der Hälfte der Endgeschwindigkeit des Dampfes in der Zuleitungsdüse gleichkommt. Diese kann aber, wie schon erwähnt, bei der Lavalschen Düse unter normalen Betriebsverhältnissen über 1000 m/sec betragen; um sie richtig auszunutzen, hätte daher das Laufrad eine Umfangsgeschwindigkeit von ca. 500 m/sec nötig. Liegt nun auch die günstigste Geschwindigkeit praktisch dank dem Umstande nicht ganz so hoch, daß ein Laufrad um so mehr Arbeit zu seiner Bewegung aufzehrt, je schneller es sich dreht, indem der Ventilationswiderstand des umgebenden Mediums mit der dritten Potenz der Tourenzahl [3], [3a], [4], [5] wächst, so ist doch zu einer rationellen Arbeitsweise in der Regel eine Umfangsgeschwindigkeit von ca. 300 m/sec erforderlich, die denn auch bei größeren Leistungen von der Laval-Turbine erreicht und sogar überschritten wird. Was eine solche Umfangsgeschwindigkeit besagen will, erkennt man, wenn man vergleichsweise die entsprechenden Zugspannungen eines als volle zylindrische Scheibe von gleicher Stärke ausgebildeten Rades ermittelt. Ist a die Umfangsgeschwindigkeit, γ das spezifische Gewicht, g die Erdbeschleunigung, so stellt 3/4(γ/g)a² angenähert die Beanspruchung durch die Fliehkraft dar [6]. Bei Flußeisen ergibt sich danach für a = 300 m/sec eine Zugspannung von 5400 kg/qcm, also ein für gewöhnliche Baustoffe unzulässig hoher Betrag. Diese Schwierigkeit zu hoher Beanspruchung durch die Fliehkraft überwand De Laval, indem er seinem Laufrade bei Verwendung vorzüglichen Materials angenähert die Form einer Scheibe gleicher Fertigkeit gab, d.h. dasselbe nach dem Rande zu in gesetzmäßiger Weise verjüngte. Fig. 3 veranschaulicht eine Ausführungsform des Laufrades einer 200-PS.-Turbine. Dasselbe wird aus zähem Stahl hergestellt und trägt zwei Verstärkungsringe r₁ und r₂, an welche die mit Flanschen versehenen Wellenstumpfe angeschraubt sind. Diese Befestigungsart vermeidet eine bei durchgehender Welle erforderliche Bohrung, welche die Beanspruchung der Scheibe ungünstig beeinflussen würde, und wird namentlich bei größeren Maschinen angewandt. Bei kleineren Turbinen werden durchgehende Wellen der einfacheren Herstellung wegen meist vorgezogen. Die Schaufeln sind aus Fig. 4 und 5 ersichtlich, von denen erstere Seiten- und Rückansicht mit eingezeichnetem Wandungsprofil, letztere eine perspektivische Ansicht darstellt. Sie tragen am Fuße eine Verdickung, die in eine entsprechende Nut des Laufrades gefügt und leicht verstemmt wird. Diese Befestigungsart hat den Vorzug der Einfachheit und Auswechselbarkeit für sich. Für den Fall, daß die normale Tourenzahl einmal im Betriebe wesentlich überschritten wird, sollen die Schaufeln infolge am Umfange geschwächten Kranzquerschnittes losreißen und abfliegen, wodurch das Rad von selbst zum Stillstande kommen und weiterer Schaden verhindert werden soll. Dadurch will man unter allen Umständen einer Explosion der Scheibe, die ja von verheerender Wirkung sein würde, vorbeugen. Die Schaufeln werden aus Flußstahl durch Pressen und Fräsen auf Kaliber hergestellt. Sie sind symmetrisch und am äußeren Ende mit Ansätzen versehen, die nach Einsetzen der Schaufeln in das Rad einen geschlossenen Kranz bilden. Dadurch wird der durch sie verursachte Ventilationswiderstand beträchtlich verringert. Die Herstellung kleinerer Turbinenräder erfolgt auch, indem[628] in eine massive Stahlscheibe von außen Kanäle eingefräst werden, über die ein Schrumpfring gezogen wird.

Düse Die Konstruktion der Dampfzuleitungsdüse ist aus Fig. 6 ersichtlich. Die Düse, die unter einem Winkel von ungefähr 20° gegen die Radebene gestellt ist, besteht aus Bronze oder Stahl und ist in das Turbinengehäuse metallisch dichtend eingesetzt. Ihr Eintrittsquerschnitt kann durch eine am Ende kegelig gestaltete Spindel, die durch ein Handrad verstellbar ist, beliebig verändert werden, wodurch die Durchflußmenge des Dampfes von Hand geregelt werden kann.

Welle. Besonders charakteristisch für die Laval-Turbine ist vor allem noch die dünne, federnde Welle, die das Laufrad trägt. Dieselbe ermöglicht es allein, die hohen Tourenzahlen von 9000–30000 pro Minute zu erzielen, welche die Laval-Turbine auszeichnen, und die bei kleiner Radgröße die im obigen als notwendig nachgewiesenen Umfangsgeschwindigkeiten zu erreichen gestatten. Vor dem Auftreten der Laval-Turbine hielt man Tourenzahlen wie die obengenannten schlechterdings für unmöglich. Es ist praktisch nie zu erreichen, den Schwerpunkt eines auf einer Welle beteiligten Rades genau in die geometrische Rotationsachse zu verlegen: welch gewaltige Fliehkräfte aber schon durch die geringste Exzentrizität entstehen müssen, zeigt das einfache Beispiel, daß 1 kg bei der Exzentrizität von 1 mm eine Fliehkraft hervorruft, die bei 30000 Touren pro Minute den Betrag von 1000 kg erreicht.

Einer solchen Beanspruchung hält aber keine Welle stand. Der glückliche Griff De Lavals bestand nun darin, daß er, statt die Welle stark zu nehmen, um, wie man meinen könnte, in der Widerstandskraft derselben gegen Durchbiegung ein Mittel zur Aufhebung der auftretenden Zentrifugalkräfte zu haben, welches Mittel ja bald versagt haben würde, die Welle im Gegenteil auffallend schwach und lang dimensionierte, wodurch er das Problem glänzend löste. Ein auf einer biegsamen Welle mit geringer Schwerpunktsexzentrizität befestigter Körper, in Umdrehung versetzt, führt nämlich eine Bewegung aus, die sehr wesentlich von der Elastizität der Welle, also ihrer Schwingungsdauer abhängt [7], [8]. Ist die Zeit einer Umdrehung wesentlich größer als die Dauer einer Gesamtschwingung der nicht rotierenden Welle, welcher Fall im Maschinenbau im allgemeinen stets vorliegt, so ist eine Gefahr der Zerstörung durch die Fliehkräfte nicht vorhanden; ist sie annähernd gleich, in welchem Falle man von der kritischen Tourenzahl spricht, so liegt die Gefahr der Zerstörung vor; ist sie aber wesentlich kleiner, so stellt sich der rotierende Körper von selber so ein, daß seine Hauptträgheitsachse mit der Rotationsachse zusammenfällt, und die Bewegung wird um so ruhiger, je weiter man sich von der kritischen Tourenzahl entfernt. Eine lange federnde Welle von geringer Dicke hat nun eine verhältnismäßig große Schwingungsdauer; daher befindet man sich bei den genannten Umdrehungszahlen weit über der kritischen, und eine Zerstörung der Welle durch Fliehkraftwirkung ist als ausgeschlossen zu betrachten. Die Beanspruchung der Lager wird auf diese Weise auch zu einer außerordentlich günstigen, da dieselben nur das Gewicht von Welle und Rad aufzunehmen haben.

[629] Vorgelege. Natürlich sind die genannten Tourenzahlen von 9000–30000 pro Minute noch viel zu hoch, um direkt benutzt werden zu können, weshalb sie erst durch ein Zahnradgetriebe im Verhältnis 1 : 10 bis 1 : 13 ins Langsame übersetzt werden müssen. De Laval verwendet durchgehends Winkelräder mit geringer Zahnhöhe und großer Zahnbreite, die einen axialen Schub selbsttätig aufheben. Dieselben haben sich dank vorzüglicher Ausführung auch im allgemeinen in bezug auf Betriebssicherheit und Abnutzung bestens bewährt, doch bilden sie das Hindernis, das die Laval-Turbine bis jetzt vom Großbetriebe ausgeschlossen hat. Letztere findet sich daher auch nur bis zu Leitungen von ca. 300 PS. ausgeführt.

Gesamtanordnung. Nachdem im obigen die charakteristischen Bestandteile der Laval-Turbine gekennzeichnet wurden, wird nun die Gesamtanordnung Fig. 7, 8 und 9 einer 300-PS.-Turbine entsprechend der Ausführung der Maschinenbauanstalt Humboldt, Kalk bei Köln, ohne weiteres verständlich sein. Fig. 7 stellt einen Längsschnitt dar. Der Dampf, der durch das Dampfzuleitungsrohr A zugeführt und durch ein Dampfreinigungssieb geklärt wird, tritt durch das doppelsitzige, von einem Regulator beherrschte Einlaßventil B in den ringförmigen Sammelraum C ein, von dem er durch die obenbeschriebenen charakteristischen Düsen dem Laufrade D zugeführt wird. Nach Durchströmen des letzteren wird er durch die Kammer E, in der die Spannung des Kondensators herrscht, nach letzterem abgeführt. Das Laufrad D sitzt auf der langen, federnden Welle F, die, durch zwei bewegliche Stopfbüchsen G und H hindurchgehend, in den drei Lagern J, K, L geführt ist, von denen die beiden ersteren, wie aus dem Grundriß Fig. 8 ersichtlich, gewöhnliche, feste Ringschmierlager sind, während das letztere (Fig. 7) zugleich mit Kugelschalen ausgerüstet ist, um die Selbsteinstellung der Welle zu ermöglichen. Das Zahnrädergetriebe ist aus Fig. 8 am besten zu erkennen, wie es nach abgenommener oberer Verschalungshälfte offen zutage liegt. Wie ersichtlich, sind zu beiden Seiten des auf der Turbinenwelle sitzenden Ritzels O zwei Vorgelege M N vorhanden, entsprechend dem Antriebe zweier gleichsinnig rotierender paralleler Ankerwellen einer Zwillingsdynamo oder zweier Seilscheiben. Auf der Welle des Zahnrades N sitzt der Regulator P, der, meist fälschlich als Achsenregulator bezeichnet, als einfacher Pendelregulator ausgebildet ist, dessen äußerlich als Rotationskörper gestaltete Pendel um Schneiden drehbar sind und in einer durch die Drehachse gehenden Ebene ausschlagen können, welche Bewegung in der auch sonst bei. Dampfmaschinen üblichen Weise mittels axial verschieblicher Musse und Winkelhebel auf das Dampfeinlaßventil übertragen wird, wodurch der Dampf eine größere oder geringere Drosselung erfährt. Die dadurch erzielte Regulierung hat in bezug auf Gleichförmigkeit völlig befriedigende Resultate ergeben, als maximale Tourenschwankung zwischen Vollbelastung und Leerlauf wird der Betrag von 4% angegeben. Neuere Ausführungen weisen noch eine besondere Sicherheitsvorrichtung auf, um ein Durchgehen der Turbine, wie solches bei nicht ganz dicht schließendem Einlaßventil eintreten könnte, zu verhindern. Dieselbe besteht in einem Abschlusse des Abdampfrohres durch eine Drosselklappe, wodurch sich der Dampf im Turbinengehäuse anstaut und infolge seiner größeren Dichte den Lauf des Rades sowie die Zuflußgeschwindigkeit wirksam verlangsamt.

Die äußere Ansicht der in Fig. 7 und 8 veranschaulichten 300-PS.-Turbine gibt Fig. 9. Die Kraftabnahme erfolgt durch zwei Seilscheiben. Die Gewichte der kompletten Turbinen sind nach Angabe der Maschinenbau-Aktiengesellschaft Humboldt in Kalk bei Köln:

Wesentlich für die Beurteilung der Wirtschaftlichkeit der Dampfturbine ist ihr Dampfverbrauch bezogen auf die PS_e-Stunde. Er bildet auch ein angenähertes Maß für die Oekonomie derselben, solange trocken gesättigter und nicht überhitzter Dampf zur Verwendung gelangt. Da ein Motor mit sehr verschiedenen Dampfverbrauchszahlen arbeiten kann, je nachdem bei ein und demselben Anfangszustande des Dampfes Auspuff oder Kondensation vorliegt, und je nachdem in letzterem Falle besseres oder schlechteres Vakuum vorhanden ist, ist es daneben noch sehr wünschenswert, die von 1 kg Dampf geleistete effektive Arbeit zu der disponibeln Arbeit, d.h. dem gegebenen Gefälle, ins Verhältnis zu setzen, und den »indizierten« Wirkungsgrad[630] anzugeben. Das Verhältnis des gegebenen Gefälles zu demjenigen Wärmeaufwande, der zur Erzeugung des Eintrittsdampfes pro Kilogramm erforderlich ist, bezeichnet man nach Mollier [9] als den thermischen Wirkungsgrad der verlustfreien Maschine. Das Produkt aus letzterem und dem indizierten Wirkungsgrade gibt den sogenannten thermischen Wirkungsgrad ηt der wirklichen Maschine an, der bei anfänglich gesättigtem Dampfe zu dem Dampfverbrauche D pro PS_e-Stunde in der einfachen Beziehung D = 637 : ηt · Q steht, worin Q den Wärmeaufwand pro Kilogramm Dampf bedeutet. Bei gesättigtem Dampfe und einer Speisewassertemperatur von 20° kann Q bei Kolbendampfmaschinen im Mittel gleich 637 gesetzt und D = 1 : ηt angenommen werden, was auch für die Beurteilung von Dampfturbinen gerechtfertigt sein dürfte, obgleich letztere vor den Dampfmaschinen meistens den bemerkenswerten Vorteil voraus haben, daß der Dampf mit dem Schmieröl nirgends in Berührung tritt, das Kondensat infolgedessen in der Regel völlig ölfrei ist und daher bei Oberflächenkondensation sogleich wieder in den Kessel gespeist werden kann. Q wäre daher in diesem Falle im Mittel richtiger etwa mit dem Betrage 600 oder noch niedriger einzusetzen. Bei den nachstehend graphisch dargestellten Dampfverbrauchszahlen – Garantieangaben der Firma Humboldt – wurden auch Maßstäbe des indizierten und thermischen Wirkungsgrades mit beigefügt, wobei indessen bei Berechnung der letzteren als Speisewassertemperatur noch der einmal vorgeschlagene Wert von 20° beibehalten worden ist. Der geringe Nachteil, der sich hieraus für die Turbine ergibt, wird wieder aufgewogen durch den Umstand, daß die Kondensation getrennt angetrieben wird. Bei Antrieb der Kondensation durch die Turbine selbst würden sich die Dampfverbrauchszahlen ohnehin um ca. 6% im Mittel erhöhen. Die drei Kurven in Fig. 10 gelten für den Fall, daß gesättigter Dampf von 10 Atmosphären absolutem Druck vorliegt, und stellen den Dampfverbrauch pro PS_e-Stunde als Funktion der normalen Leistung der Laval-Turbine dar. Kurve a gilt für den Auspuff ins Freie, b und. c für Kondensation, und zwar b für ein Vakuum von 64 cm Quecksilbersäule = 0,16 Atmosphären, c für ein solches von 70 cm Quecksilbersäule = 0,08 Atmosphären. Während die Kurven b und c das durchaus normale Verhalten zeigen, daß der Dampfverbrauch mit wachsender Maschinengröße abnimmt – bei Kurve c bis 7,25 kg PS_e-Stunde – steigt bei Kurve a der Dampfverbrauch etwa von 200 PS. ab nicht unerheblich mit zunehmender Normalleistung. Der indizierte Wirkungsgrad erreicht seinen Höchstwert mit η_i = 0,51 bei 300-PS.-Leistung im Falle c, der thermische Wirkungsgrad entsprechend mit η_t = 0,14. Zum Vergleiche mit der Dampfmaschine, bei der es bekanntlich üblich ist, alle Werte auf die indizierte Leistung zu beziehen, sind die Dampfverbrauchszahlen mit dem mechanischen Wirkungsgrade, der je nach Maschinengröße zwischen 0,77 und 0,87 liegt, zu multiplizieren, die Wirkungsgrade η_i und η_t entsprechend zu dividieren. Man erkennt dann, daß die Lavalsche Dampfturbine bei Kondensation dem Dampfverbrauche nach etwa einer mittelguten Kolbendampfmaschine entspricht, bei Auspuff hingegen etwas ungünstiger arbeitet. Die Aenderung des Dampfverbrauches ein und derselben Maschine, die bei annähernd konstanter Tourenzahl mit verschiedenen Belastungen laufen muß, ist als günstig zu bezeichnen. Er steigt bei ³/₄ Belastung um ca. 4%, bei ¹/₂ Belastung um 12% bei ¹/₄ Belastung um 25%, und nimmt bei Ueberlastung noch um ca. 4% ab.

Als entschiedene Vorzüge der Laval-Turbine werden außer den genannten noch geltend gemacht: Geringer Oelverbrauch, Einfachheit der Bedienung, stete Betriebsbereitschaft, Anwendbarkeit viel höherer Ueberhitzung als bei Dampfmaschinen [4] – De Laval-Turbinen können leicht mit Ueberhitzung bis 600° betrieben werden –, einfache und schnelle Montage, Wegfall von Packungsmaterial u.s.w. Die in vereinzelten Fällen konstatierte Abnutzung der Laufradschaufeln, die indessen nur bei besonders nassem Dampfe eintritt, hat nur einen unwesentlichen Einfluß auf den Dampfverbrauch und scheint sich durch die Anwendung überhitzten Dampfes völlig vermeiden zu lassen. Außerdem lassen sich ja die Schaufeln, wie erwähnt, leicht gegen neue auswechseln. – Die aus der Uebersetzung der hohen Tourenzahlen der Laval-Turbine ins Langsame sich ergebenden Schwierigkeiten sind, wie bereits erwähnt, das wesentlichste Hindernis ihrer allgemeinen Verwendung und schließen sie vom Großbetriebe aus.

Mittel zur Herabsetzung von Umlaufzahlen.

Man hat daher nach Mitteln gesucht, die Umlaufzahlen herabzusetzen, ohne den Dampfverbrauch zu nachteilig zu beeinflussen. Als solche Mittel sind im wesentlichen zwei zu nennen. Das eine besteht darin, daß man den Dampf nicht mit einem Male von dem gegebenen Anfangsdruck[631] bis auf den Gegendruck expandieren läßt, sondern allmählich, indem man die zur Verfügung stehende Gesamtdruckdifferenz in eine Anzahl kleiner Druckstufen austeilt, also gewissermaßen das gegebene Gefälle in lauter kleine Teilgefälle zerlegt und letztere sukzessive in nacheinander vom Dampfe passierten Turbinenrädern ausnutzt; denn einem kleineren Gefälle entspricht eine kleinere Ausflußgeschwindigkeit des Dampfes und damit eine kleinere Umfangsgeschwindigkeit des Laufrades.

Freilich ist die Druckabstufung nicht sehr wirksam. Man muß schon eine große Zahl von Druckstufen anwenden, um die Umfangsgeschwindigkeit nennenswert herabzuziehen. Teilt man das gegebene Gefälle in p gleiche Teile ein, so daß auch die p einzelnen, mit gleicher Umfangsgeschwindigkeit laufenden Turbinenräder alle gleiche Arbeit leisten, so wird die erforderliche Umfangsgeschwindigkeit, da ihr Quadrat dem Teilgefälle proportional ist, gegenüber der einstufigen Turbine im Verhältnis √p : 1 reduziert. Es wären also z.B. 100 Druckstufen nötig, um die Tourenzahl der Turbine bei gleichbleibender Radgröße auf den zehnten Teil zurückzuführen.

Das andre Mittel besteht in der sogenannten Geschwindigkeitsabstufung und kann nur bei Druckturbinen zur Anwendung kommen. Der mit hoher Geschwindigkeit aus der Dampfzuleitungsdüse austretende Dampfstrahl wird gegen ein Laufrad geschickt, das eine wesentlich langsamere Geschwindigkeit besitzt, als zur gesamten Aufarbeitung der Geschwindigkeit erforderlich ist. Die Folge davon ist, daß der Dampf beim Austritte aus dem Laufrade noch eine verhältnismäßig hohe absolute Geschwindigkeit hat, die in nachfolgenden Turbinenrädern zur Arbeitsleistung herangezogen werden kann. Meist setzt man sämtliche Turbinenräder auf eine Welle; dann ist es erforderlich, die absolute Austrittsgeschwindigkeit des ersten Rades in einem besonderen Leitapparat (Effuser) aufzufangen und umzulenken. Wendet man nach verschiedenen Richtungen umlaufende Turbinenräder an, so kann der Dampf, direkt aus dem ersten Laufrade kommend, in das zweite, entgegengesetzt rotierende eintreten, so daß man in diesem Falle die Zwischenleitvorrichtungen erspart, wie dies z.B. bei der Segerschen Dampfturbine geschieht (s. später).

Die Geschwindigkeitsabstufung ist wesentlich wirksamer als die Druckabstufung. Nehmen wir wieder verlustfreie Strömung an, so ist unter Benutzung der in Fig. 2 zugrunde gelegten Bezeichnungen w₂ = w₁, und die pro Kilogramm an das Laufrad übertragene Arbeit

Nun ist mit den dort eingetragenen Bezeichnungen:

c₁² = w₁² + a² + 2 a w₁ cos ß

c₂² = w₂² + a² – 2 a w₂ cos δ

folglich

Benutzt man die Beziehungen w₁ cos ß = c₁ cos α – a und

so wird

Bei gegebenen c₁ und a wird

zunächst offenbar um so größer, je kleiner δ ist, und man hat für δ = 0

Der rechtsseitige Ausdruck besitzt als Funktion von α ein Maximum bei α = 0, sofern a < c₁/2 ist, ein Fall, der hier allein in Frage kommen kann. (Für a > c₁/2 war die Bedingung der Höchstleistung bereits auf S. 627 zu cos α = c₁/2a ermittelt worden.) Die Maximalleistung pro Kilogramm beträgt daher

Die verbleibende absolute Austrittsgeschwindigkeit beträgt somit nach dem letzteren Ausdruck c₁ – 2a, die nun wieder in einem zweiten Laufrade mit der gleichen Geschwindigkeit a auf den Betrag c₁ – 4a vermindert werden kann. Allgemein würde bei p Rädern die absolute Austrittsgeschwindigkeit, überall maximale Arbeitsleistung als Grenzfall vorausgesetzt, beim letzten Rade c₁ – 2 p a betragen, und da dieser Restbetrag zur völligen Ausnutzung der Geschwindigkeit c₁ schließlich Null werden muß, so gibt a = c₁/2 p die bei p Geschwindigkeitsstufen im ideellen Grenzfalle erforderliche Umfangsgeschwindigkeit an. Um also die Umfangsgeschwindigkeit gegenüber der einstufigen Druckturbine auf den zehnten Teil zu reduzieren, muß man zehn Geschwindigkeitsstufen in Anwendung bringen, d.h. zehnmal so wenig, als im gleichen Falle bei der Druckabstufung erforderlich war. Als weiterer Vorteil der Geschwindigkeitsabstufung ergibt sich, daß sich die Laufräder in Räumen bewegen, die sämtlich den gleichen Druck besitzen und daher nicht gegeneinander abgedichtet zu sein brauchen. Bei der Druckabstufung ist dies nicht der Fall. Dagegen ist als Vorteil der letzteren zu nennen, daß die Verluste weit geringer sind als bei der Geschwindigkeitsabstufung, bei der die starken Richtungsänderungen der an sich hohen Dampfgeschwindigkeiten mit großen Verlusten verknüpft sein müssen, weshalb die Geschwindigkeitsabstufung allein oft nur als ein Notbehelf bezeichnet wird.

Um über die im nachfolgenden zu beschreibenden hauptsächlichsten Dampfturbinensysteme schon hier eine gewisse Uebersicht zu gewinnen, ist nachstehendes Schema (S. 632) entworfen. Man lieht, daß die Parsons-Turbine allen andern Systemen ziemlich isoliert gegenübersteht; bevor indessen auf die Beschreibung dieser ältesten und praktisch weitaus am meisten erprobten und[632] verbreiteten Turbine eingegangen werden kann, wird noch ein kurzer Vergleich zwischen Druck- und Ueberdruckturbine am Platze sein. Derselbe soll sich zunächst auf die Umfangsgeschwindigkeiten beziehen, die zur Aufarbeitung eines gegebenen Gefälles in dem einen oder andern Falle erforderlich sind. Hat der Dampf beim Eintritte ins Laufrad eine verhältnismäßig niedrige und zu vernachlässigende Geschwindigkeit, dafür aber eine hohe Pressung, und die gesamte Umsetzung von Druckenergie in Geschwindigkeitsenergie findet ausschließlich im Laufrade statt, so wird die dem gegebenen Gefälle entsprechende maximale Geschwindigkeit als relative Austrittsgeschwindigkeit aus dem Laufrade auftreten. Volle Ausnutzung der disponibeln Arbeit kann nur dann erreicht werden, wenn die absolute Austrittsgeschwindigkeit den Wert Null besitzt. Letztere kann aber als Resultante aus der relativen Austrittsgeschwindigkeit w₂ und der Umfangsgeschwindigkeit a nur dann Null werden, wenn w₂, entgegengesetzt gleich a ist. w₂ entspricht nun der Größe nach der im obigen mit Es bezeichneten Geschwindigkeit; bei der Ueberdruckturbine ist also, maximalen Ueberdruck vorausgesetzt, im Grenzfalle größter Arbeitsleistung die erforderliche Umfangsgeschwindigkeit doppelt so groß als bei der einfachen Druckturbine. findet die Umsetzung von Druckenergie in Geschwindigkeitsenergie nicht ausschließlich im Laufrade statt, sondern zum Teil auch in der vorhergehenden Zuleitung, dem sogenannten Leitapparate, so daß die Austrittsgeschwindigkeit ex aus demselben kleiner als √2gH (H gegebenes Gefälle) ist, so nennt man

den Ueberdruckgrad (Reaktionsgrad). Praktisch arbeitet man niemals mit dem Ueberdruckgrad 1, wie in obigem Beispiele angenommen, sondern nur etwa ¹/₂. Dadurch wird die günstigste Umfangsgeschwindigkeit von dem Betrage √2gH auf den Wert √gH zurückgeführt, so daß sich im Mittel die günstigsten Umfangsgeschwindigkeiten von Druck- und Ueberdruckturbinen wie 1 : √2, d.h. 1 : 1,4 verhalten. Die Ueberdruckturbine stellt sich also hinsichtlich der Umfangsgeschwindigkeit ungünstiger als die Druckturbine. Dem steht anderseits gegenüber, daß die Widerstandsverluste bei dieser geringer ausfallen als bei jener. Dieselben sind angenähert den Quadraten der Dampfgeschwindigkeiten proportional, also z.B. bei der reinen Druckturbine nach obigen Bezeichnungen auf die Gewichtseinheit bezogen

oder, bei Gleichsetzung des Widerstandskoeffizienten ζ und ζ₁ gleich

Nun ist in dem betrachteten Grenzfalle

mithin die Größe der Verluste ⁵/₄ · ζ · H. Bei der mit dem Ueberdruckgrad ¹/₂ arbeitenden Ueberdruckturbine sind dieselben hingegen, da

sind, gleich ζ · H, also um ¹/₄ geringer als oben. Inwieweit sich diese Verhältnisse durch die praktischen Abweichungen von dem vorausgesetzten idealen Grenzfalle und insbesondere durch die bei Ueberdruckturbinen infolge des Ueberdruckes auftretenden nicht berücksichtigten Spaltverluste umgestalten, kann nur der Versuch entscheiden. Bei großen Einheiten, bei denen diese Verluste prozentual weniger ins Gewicht fallen, scheint die Parsons-Turbine vorstehende Ueberlegung zu bestätigen.

Aeußerlich sind die Schaufeln des Laufrades einer Druckturbine meist unschwer von denen einer Ueberdruckturbine zu unterscheiden. Da bei ersterer an Ein- und Austrittsstelle des Laufrades der gleiche Druck herrscht, so findet beim Durchströmen des Dampfes keine Geschwindigkeitszunahme statt, sondern höchstens eine geringe Verzögerung infolge von Reibungswiderständen, von der jedoch in erster Annäherung abgesehen werden kann. Dann muß der Querschnitt des Laufradkanales von der Eintritts- nach der Austrittsstelle zu konstant bleiben, was man bei gleichbleibender radialer Weite am einfachsten durch Verdicken der Schaufeln in der Mitte erreichen kann. Voraussetzung ist dabei natürlich, daß die konvexe Rückseite der Schaufeln zur Führung des Dampfstrahles benutzt und der Einfluß der aus der Umlenkung der relativen Geschwindigkeit resultierenden Zentrifugalkraft vernachlässigt wird.

Bei der Ueberdruckturbine hingegen herrscht an der Eintrittsstelle des Laufrades ein höherer Druck als an der Austrittsstelle, es findet daher eine Beschleunigung der relativen Geschwindigkeit statt, so daß nach den Ausführungen auf S. 626 eine Querschnittsänderung, meist Verengung, statthaben muß. Das wesentlichste Unterscheidungsmerkmal zwischen Druck- und Ueberdruckturbinen ist jedoch das, daß eine Druckturbine mit partieller Beaufschlagung des Laufrades arbeiten kann, während eine Ueberdruckturbine stets am ganzen Umfange beaufschlagt sein muß, welcher Unterschied ja auch bei den Wasserturbinen besteht. Würde man eine Ueberdruckturbine mit teilweiser Beaufschlagung laufen lassen, so würde das Auffüllen der vorher entspannten Dampf enthaltenden Kanäle durch solchen mit höherer Spannung sowie auch andre Umstände ein unwirtschaftliches Arbeiten der Turbine unvermeidlich machen. Es bedeutet dies einen prinzipiellen Vorzug der Druckturbinen vor den Ueberdruckturbinen, der namentlich bei kleinen Leistungen zur Geltung kommt.

[633] Die Parsons-Turbine.

Als zurzeit verbreitetste Dampfturbine und einzige Ueberdruckturbine war bereits die von Parsons genannt (vgl. S. 631). 1888 vollendete Parsons seine erste größere Turbine von 120 PS., die schon mit einer Gleichstromdynamo gekuppelt war. Ein Jahr später ging er, wenn auch widerstrebend, zur Radialturbine über, deren Erstausführung – eine 200 PS.-Kondensationsturbine – in das Jahr 1892 fällt. Dieselbe erzielte einen bemerkenswerten Dampfverbrauch. Bei 8 Atmosphären absoluter Dampfeintrittsspannung und einer Kondensatorspannung von 0,08 Atmosphären wurde bei maximaler Belastung ein Dampfverbrauch von 12,25 kg Kilowattstunde = 7,25 kg/PS_i-Stunde festgestellt. Trotzdem kehrte Parsons wieder zum System der Axialturbine zurück, mit dem er bald noch wesentlich günstigere Erfolge erzielen sollte. Im nachfolgenden soll dieses System in seiner heutigen, den Ausführungen der Firma Brown, Boveri & Cie. A.-G., Baden und Mannheim, entsprechenden Gestalt erläutert worden.

Fig. 11 stellt eine Parsons-Turbine in schematischem Längsschnitt dar. Der Hauptbestandteil ist eine lange, drehbar gelagerte, als Stahlgußstück hergestellte Stufenwalze A B C, die mit Laufschaufelkränzen versehen ist, die sich zwischen feststehenden, am umgebenden Gehäuse befestigten Leitschaufelkränzen mit geringen Spaltzwischenräumen drehen. Der Dampf tritt durch das Einlaßventil D ein und gelangt in den ringförmigen Vorraum E. Nun durchströmt er abwechselnd Leit- und Laufschaufeln, und zwar erst diejenigen der Stufe A, dann die von B und schließlich die von C. Die stufenweise Zunahme des Walzendurchmessers trägt der starken Volumenvergrößerung des Dampfes mit fortschreitender Expansion Rechnung. Bei F tritt der Dampf aus und wird zum Kondensator abgeleitet. Da an der Eintrittsstelle jedes Laufschaufelkranzes höherer Druck als an der Austrittsstelle herrscht, so resultiert aus diesen Ueberdrücken und den Drücken auf die Stirnflächen der einzelnen Stufen ein starker axialer Druck, der, durch die von den Durchflußgeschwindigkeiten des Dampfes durch die Laufräder herrührenden Geschwindigkeitsrückwirkungen nur unwesentlich beeinflußt, durch eine besondere Ausgleichvorrichtung aufgehoben werden muß. Zu diesem Zwecke ist die Parsons-Turbine mit Sogenannten Ausgleichkolben G H J versehen, die den drei Druckstufen A B C entsprechen. Drei Kanäle K L M stellen die Verbindung zwischen den einzelnen Stufen der Turbine und den Kolben her. Damit letztere nicht durch den unvermeidlichen Spalt zwischen ihnen und dem feststehenden Gehäuse eine Quelle von bedeutenden Dampfverlusten werden, wird eine sogenannte Labyrinthdichtung angewandt. Dieselbe besteht darin, daß die beiden gegeneinander abzudichtenden Teile mit ringförmigen Erhöhungen und Vertiefungen versehen und, die ineinander greifen, ohne sich jedoch zu berühren. Die Abdichtung wird daher nicht durch sich berührende Flächen, sondern lediglich dadurch erzielt, daß der Dampf nur auf einem langen engen und mit zahlreichen Richtungsänderungen versehenen Wege entweichen kann. Natürlich ist diese Dichtung keine vollkommene, da etwas Dampf immer entweichen wird, doch beträgt der Verlust nach Angaben der ausführenden Firma Brown, Boveri & Cie., Baden, nur ca. 1% des Gesamtdampfverbrauches, welcher Betrag als klein angesehen werden darf. Als Vorteil dieser Abdichtung ist zu erwähnen, daß eine Reibung metallischer Flächen aufeinander und damit jede Abnutzung gänzlich vermieden und auch kein Oel zur Schmierung erforderlich ist. Der früher von der Westinghouse Mfg. Co. in England gebaute Typ, bei dem der Druckausgleich durch zwei symmetrisch angeordnete Turbinen von je halber Leistung zustande kommt und sonach die Ausgleichkolben ganz vermieden sind, empfiehlt sich nicht, da die Verluste bei zwei kleinen Turbinen weitaus mehr überwiegen als diejenigen einer großen von doppelter Leistung. Um jedes Anstreifen der Laufradschaufeln an die Leitschaufeln auszuschließen, was durch ein Pendeln der Walze in Richtung ihrer Längsachse erfolgen könnte, ist ein besonderes, einstellbares Kammlager N vorgesehen, das, da die Walze axial entlastet ist, wesentliche Drücke nicht aufzunehmen hat. Die Schaufeln stellt in ihrer Aufeinanderfolge Fig. 12 schematisch dar. Dieselben haben Aehnlichkeit mit der bei Axialwasserturbinen üblichen Form, nur daß sie dieser gegenüber stark verkleinert sind. Zum Unterschiede von der Laval-Turbine erfolgt hier die Zuführung des Dampfes zu den Laufradschaufeln nicht durch einzelne Düsen, sondern durch die Kanäle, welche die feststehenden Leitschaufeln bilden. Letztere sind in Fig. 12 schwarz angelegt, während die Laufschaufeln hell sind. Eingezeichnete Pfeile geben den Fortschreittungssinn[634] an. Die Austrittswinkel der Schaufeln betragen im Mittel 20–25°, die Eintrittswinkel 75–90°. Die als Resultante aus der relativen Austrittsgeschwindigkeit des Dampfes aus einer Laufradschaufel und der Umfangsgeschwindigkeit derselben an der betreffenden Stelle sich ergebende absolute Austrittsgeschwindigkeit gilt als Eintrittsgeschwindigkeit für die nächstfolgende Leitschaufel, deren Eintrittswinkel mit Rücksicht hierauf gewählt wird. Die Schaufeln, deren radiale Länge entsprechend der fortschreitenden Dampfexpansion absatzweise zunimmt, werden aus schmiedbarer Spezialbronze hergestellt, indem sie in langen Stäben gewalzt und dann in Stücke von entsprechender Länge geschnitten werden. Auch sucht man die Schaufeln mit sich überdeckenden und einen zusammenhängenden Abschlußring bildenden Kopfplatten zu versehen, welche die Schaufeln seitlich überragen können und Schleifringe zu beiden Seiten des Laufrades bilden. Die Befestigung der Schaufeln auf der Stahlwalze erfolgt, indem sie in schwalbenschwanzförmige Nuten derselben eingesetzt und mit Verschlußstück versehen werden. Eine so einfache Befestigungsart ist um so mehr geboten, als sich 60–70 Schaufelkränze in einer Turbine mittlerer Größe vorfinden und die Summe sämtlicher Schaufeln den ansehnlichen Wert von 40000–80000 erreicht. Durch diese große Anzahl wird die Umfangsgeschwindigkeit des Laufrades in für Dampfturbinen verhältnismäßig sehr niedrigen Grenzen gehalten, so daß gefährliche Beanspruchungen durch Fliehkraftwirkung nicht auftreten und daneben eine Abnutzung der Schaufeln durch den Dampf wirksam verhindert wird. Als Zwischenraum zwischen den beweglichen und festen Schaufelkränzen wird das Maß von 3–4 mm angegeben, während die Spaltgröße zwischen den Stirnflächen der Laufschaufeln und dem festen Gehäusezylinder bezw. zwischen Leitschaufelenden und Walze je nach Größe des Raddurchmessers 0,6–3 mm beträgt [10]. Dank der Vorzüglichkeit der modernen Werkzeugmaschinen kann man radiale Dimensionen heutzutage auf 0,1 mm genau herstellen, so daß die genannten kleinen Zwischenräume praktisch keine Schwierigkeiten verursachen.

An den Austrittsstellen der Stahlwalze aus dem Gehäuse (Fig. 11) ist das Fehlen jeder Stopfbüchse bemerkenswert, indem auch hier Labyrinthdichtung vorgesehen ist. Um das Eindringen von Luft in den Kondensator zu vermeiden, leiten zwei Rohre, O und P, den Abdampf der Steuerung (s. später) nach der Mitte der Dichtungsfläche, von wo aus er sich nach innen und außen verteilen kann. Auf diese Weise ist es möglich geworden, durch Labyrinthdichtung ein Vakuum von 95% aufrechtzuerhalten. Arbeitet die Turbine mit Auspuff, so ist nur ein unwesentlicher Ueberdruck vorhanden, so daß eine Abdichtung auch nur in geringem Maße erforderlich ist. Ueber die Arbeit, welche die Labyrinthdichtung verzehrt, fehlen gegenwärtig noch genauere Angaben.

Die Lagerung der Turbinenwalze geschieht in den Lagern Q und R (Fig. 11). Denselben ist seitens Parsons die in Fig. 13 veranschaulichte Konstruktion zugrunde gelegt worden. Sie bestehen aus mehreren, mit geringem Spielraum übereinander geschobenen Büchsen, die mit Löchern versehen sind, durch die das Schmieröl von außen her mit Hilfe einer ventillosen Oelpumpe gepreßt wird. Das zwischen zwei Lagerschalen befindliche Oel bildet alsdann eine Art elastisches Kissen, so daß sich das Lager der jeweiligen Einstellung der Welle anpassen kann. Das Oel befindet sich dabei in ständiger Zirkulation und wird in einem in der Grundplatte untergebrachten Behälter möglichst tief abgekühlt. Bei großen Maschinen gelangen an Stelle dieser Konstruktion Lager mit Kugelschalen und Wasserkühlung zur Verwendung. Der Oelverbrauch ist als gering zu bezeichnen.

Die Regulierung der Parsons – Turbine geschieht auf folgendem Wege: Die Spindel des Einlaßventils D (Fig. 11) trägt an ihrem oberen Ende einen kleinen Kolben S, der von oben durch eine Spiralfeder belastet ist und sich in einem umgebenden Zylinder bewegen kann. Er repräsentiert gewissermaßen eine kleine einseitig wirkende Dampfmaschine, die von unten Dampf empfängt und kleine hin und her gehende Bewegungen von veränderlicher Hublänge ausführt. Der Dampfeintritt erfolgt durch den kleinen Kanal a von dem vor dem Ventil befindlichen Dampfvorraume her. Der Dampfaustritt hingegen geschieht durch den wesentlich weiteren Kanal b, der von dem in auf und ab schwingender Bewegung befindlichen Schieber T abgesperrt bezw. mehr oder weniger geöffnet werden kann. Dieser Schieber führt eine hin und her gehende Bewegung aus, die durch eine periodische Schwingung des Hebels U hervorgerufen wird, der an die Exzenterstange V angelenkt ist. Diese erhält ihre Bewegung von dem Exzenter W, der auf der Oelpumpenwelle aufgekeilt ist, die mittels Schnecken- und Zahnradübersetzung von der Turbinenwelle angetrieben wird, wobei die Tourenzahl der letzteren etwa im Verhältnis 1 : 14 reduziert wird. Die mittlere Höhenlage der Schwingung des Schiebers T kann durch den Regulator X mittels des Zwischengetriebes Y Z verändert werden. Da über dem Ventile der volle Dampfdruck herrscht, so pflanzt derselbe sich auch durch den Kanal a in den Raum unterhalb des Kolbens 5 fort. findet nun der Dampf den Ausweg bei b durch den Schieber T versperrt, so hebt er den Kolben unter Ueberwindung der Federkraft an, dadurch zugleich das Einlaßventil öffnend, was beiläufig bemerkt auch von Hand aus mittels Handhebels h geschehen kann.[635] Sobald der Schieber T den Kanal b freigibt, entweicht der unter dem Kolben befindliche Dampf, und das Ventil wird geschlossen. Je nachdem nun der Kanal b länger oder kürzer geschlossen bleibt, wird das Dampfeinlaßventil mehr oder weniger geöffnet und eine größere oder geringere Dampfmenge gelangt in die Turbine. Es wird damit eine Quantitätsregulierung, entsprechend der Füllungsänderung bei Dampfmaschinen, angestrebt und zum Teil auch erzielt. Freilich beruht die Regulierung zum andern Teile auch auf Drosselung, wie Fig. 14 zeigt, die ein Indikatordiagramm – Admissionsdruck als Funktion der Zeit – darstellt [11]. Die mit dieser Regulierung hinsichtlich der Gleichförmigkeit des Ganges erzielten Resultate lassen die Parsons-Turbine ebenbürtig – wenn nicht überlegen – den besten Kolbendampfmaschinen und besonders geeignet für den Parallelbetrieb von Wechselstrommaschinen erscheinen. Der aus dem Kanäle b entweichende Abdampf gelangt übrigens nicht direkt ins Freie oder in den Kondensator, sondern er wird den Labyrinthdichtungen zugeführt, wie dies bereits früher erwähnt wurde. Das Gehäuse der Parsons-Turbine ist zweiteilig, und zwar berühren sich die beiden Teile in einer horizontalen Trennungsfläche, wobei ein besonderes Dichtungsmaterial nicht zur Anwendung kommt, sondern die metallischen geschliffenen Flächen ohne Zwischenmittel aufeinander liegen. Fig. 15 gibt die Ansicht einer Parsons-Turbine mit abgenommenem oberen Gehäuseteil wieder, welche die meisten der beschriebenen Details, insbesondere die Leit- und Laufschaufelkränze, Labyrinthdichtungen u.s.w. deutlich erkennen läßt. Die Möglichkeit, durch Abheben des Deckels nach oben das Innere[636] der Turbine bloßlegen zu können, ist sehr schätzbar für eine rasche und bequeme Montage. Die äußere Ansicht einer Parsons-Turbine stellt endlich Fig. 16 dar. Die Leistungen der bisher ausgeführten Parsons-Turbinen liegen zwischen 100 und 10 000 PS. und die benutzten Tourenzahlen etwa zwischen 750 und 3500 in der Minute, je nach Maschinengröße. Die Gesamtlänge der Turbinenspindel wird bei Maschinen bis 900 PS. ≤ 2,5 m und bei größeren Maschinen auf 3–3,2 m angegeben. An der Walze gemessen betragen die größten Umfangsgeschwindigkeiten 50–60 m sec und an der äußersten Schaufelspitze 75–100 m/sec, sie liegen also innerhalb der praktisch als zulässig zu erachtenden Grenzen. Ein Bild von der Wirtschaftlichkeit der Parsons-Turbine gibt nachstehende Tabelle, die auf Grund von Angaben der Firma Brown, Boveri & Co., Mannheim, berechnet worden ist [12].

Die Tabelle bezieht sich auf die Vollbelastung der jeweiligen Maschine und gibt zunächst die Dampfverbrauchszahlen pro PS_e-Stunde an, aus denen man durch Division mit 0,736 · ηd die Dampfverbrauchsziffern bezogen auf die elektrische Kilowattstunde findet, wenn ηd den Wirkungsgrad der Dynamo bedeutet. Letzterer wurde je nach Maschinengröße zu 0,90 bis 0,95 angenommen. Aus diesen Dampfverbrauchszahlen wurde der sogenannte reduzierte Dampfverbrauch in bekannter Weise dadurch ermittelt, daß man erstere im Verhältnisse des Mehraufwandes an Wärme gegenüber trocken gesättigtem Dampfe von im Mittel 657 cal von 0° ab gerechneter Erzeugungswärme unter Annahme von 20° als Speisewasserternperatur vergrößerte. Der reziproke Wert des so erhaltenen reduzierten Dampfverbrauches stellt alsdann den thermischen Wirkungsgrad dar, der sich in der letzten Spalte der Tabelle angegeben findet. Die vorhergehende Kolumne zeigt den indizierten Wirkungsgrad als Verhältnis der effektiven Turbinenleistung zur Leistung einer verlustfreien, mit Admissionsdampf von dem gleichen Zustande und mit gleichem Vakuum arbeitenden Dampfturbine (oder allgemein Dampfmaschine) d.h. zu dem gegebenen Gefälle an. Um die Dampfturbine hinsichtlich ihrer Wirtschaftlichkeit mit der Kolbendampfmaschine vergleichen zu können, sind die Dampfverbrauchszahlen mit dem mechanischen Wirkungsgrade derselben zu multiplizieren, die Wirkungsgrade η_t und η_i hingegen zu dividieren. Da dieser Wirkungsgrad je nach der Größe der Maschine zwischen 0,85 und 0,92 liegend geschätzt werden darf, so ergibt die Umrechnung für die Dampfturbine insbesondere bei großen Leistungen sehr günstige Werte, die zum Teil bisher nur ausnahmsweise von andern Maschinengattungen erreicht worden sind. Besonders beachtenswert sind die in der letzten Zeile der Tabelle stehenden Ergebnisse, die im Frankfurter städtischen Elektrizitätswerke erzielt worden sind [13]. Mit einem thermischen Wirkungsgrade von 20 und einem indizierten von 71% hat die Parsons-Turbine bis jetzt das Maximum ihrer Wärmeausnutzung erzielt. Dabei ist zu beachten, daß die Oekonomie nicht wie bei der Kolbendampfmaschine der Beeinflussung durch Abnutzung und Verschleiß abdichtender Flächen und durch mehr oder minder sorgfältige Schmierung unterliegt, sondern, von solchen Faktoren unabhängig, sich auf Jahre hinaus unverändert erhält, da ja innerhalb der Turbine selbst kein Gleiten metallischer Flächen aufeinander stattfindet. Aus diesem Grunde dürfte sich auch die Lebensdauer der Parsons-Turbine als eine verhältnismäßig hohe erweisen. Außer den in obiger Tabelle wiedergegebenen Versuchsziffern sei hier noch auf die bekannten Untersuchungen von Lindley, Schröter und Weber einer 1000-Kilowatt-Turbine in Newcastle [14] sowie auf diejenigen von Stoney und von Robb verwiesen [15]. Beachtenswert ist noch der hohe Einfluß eines guten Vakuums auf den Dampfverbrauch. Es ist dies eine Eigenschaft, die der Dampfturbine allgemein im Gegensatze zur Dampfmaschine zukommt. Während es bei letzterer zu unzulässig großen Zylinderabmessungen führen würde, wollte man den Dampf bis auf den Gegendruck herabexpandieren lassen, indem die daraus resultierenden Reibungs- und Wärmeverluste unverhältnismäßig stark zunehmen und den Gewinn illusorisch machen würden, kann die Dampfturbine vorteilhaft mit sehr niedrigem Expansionsenddruck arbeiten, was zum Teil seine Erklärung auch mit darin hat, daß die Bewegung eines Körpers in Luft oder Dampf um so leichter und widerstandsfreier erfolgen kann, je geringer das spezifische Gewicht des umgebenden Mediums ist. Daß aber das spezifische Gewicht des Wasserdampfes bei niedrigen Drücken schon bei kleiner Druckverringerung starke Abnahme zeigt, ist bekannt.

[637] Da es nicht genügt, wenn ein Wärmemotor bei voller Belastung günstig arbeitet, sondern man überall auch die Forderung stellen muß, daß er auch bei andern Belastungen ökonomisch bleibt, so ist noch für die Beurteilung der Parsons-Turbine wichtig, den Dampfverbrauch als Funktion der Leistung ein und derselben Maschine bei annähernd konstanter Tourenzahl zu kennen. Fig. 17 gibt hierüber Aufschluß. Die Dampfturbine unterscheidet sich, wie ersichtlich, von der Dampfmaschine dadurch, daß der günstigste Dampfverbrauch nicht bei der normalen Leistung, sondern bei Ueberlast erzielt wird, und der Verbrauch auch nicht in so weiten Grenzen konstant bleibt.

Zu erwähnen ist noch, daß die Parsons-Turbine meist ein besonderes Ueberlastungsventil besitzt, das den Zweck hat, den Dampf erforderlichenfalls gleich der zweiten Stufe zuzuführen, wodurch die Leistungsfähigkeit beträchtlich erhöht werden kann. Obgleich hierdurch ein Rückstau gegen die erste Stufe entsteht, soll der Wirkungsgrad dadurch nicht sehr ungünstig beeinflußt werden. – Der Raumbedarf der Parsons-Turbine ist im allgemeinen im Vergleich zu demjenigen liegender Kolbendampfmaschinen gering, wenn auch ihre Baulänge nicht unbedeutend ist. Desgleichen stellt sich auch ihr Gewicht wesentlich niedriger als das gleichwertiger Kolbendampfmaschinen. Für den ruhigen Gang ist das Beispiel der seinerzeit in Newcastle an vier Drähten aufgehängten, im Betriebe vorgeführten Turbine kennzeichnend [16]. Die Wiederverwendbarkeit des Kondenswassers und die hohe Betriebssicherheit und stete Betriebsbereitschaft hat die Parsons-Turbine mit der Lavalschen und andern gemein. Nach den heute vorliegenden Erfahrungen muß sie als Antriebsmotor ersten Ranges für elektrische Maschinen bezeichnet werden, und wird wohl auch hier immer ihr Hauptverwendungsgebiet liegen, obgleich einige ihrer Vorzüge sie auch für den Schiffsbetrieb hervorragend geeignet erscheinen lassen. Inwieweit es ihr hier gelingen wird, die Kolbendampfmaschine zu verdrängen, ist zurzeit noch eine offene Frage.

Die Dampfturbine Rateau und Zoelly. In dem auf S. 632 mitgeteilten Uebersichtsschema stand der Parsons-Turbine die Rateau- und Zoelly-Turbine gegenüber. Diese beiden sind vielstufige Druckturbinen ohne Geschwindigkeitsabstufung und gegenwärtig ungefähr in gleicher Gesamtleistung (ca. 20000 PS.) zur Ausführung gelangt.

Die Zoelly-Turbine der A.-G. Escher Wyß & Cie. in Zürich [3], [17] wird meist als Verbundturbine mit hintereinander geschaltetem Hochdruck- und Niederdruckteil ausgeführt. Jeder Teil enthält z.B. bei einer 500-PS.-Turbine fünf Druckstufen, so daß die Gesamtzahl der Laufräder zehn, also verhältnismäßig wenig beträgt. Fig. 18 gibt die Hochdruckseite einer solchen Verbundturbine in Ansicht, die Niederdruckseite im Schnitt an. Zwischen den auf der Welle aufgekeilten Laufrädern befinden sich die als Leitapparate ausgebildeten Zwischenwände, deren jede sich mit einem vorspringenden Rande gegen die vorhergehende lehnt. Diese Wände haben einen verhältnismäßig Harken einseitigen Druck auszuhalten und sind entsprechend kräftig gehalten. Ihre Detailkonstruktion ist aus Fig. 19 ersichtlich. Sie werden aus Stahlguß hergestellt und dampfdicht in das Gehäuse eingepaßt. An der Stelle, wo die Welle der Turbine durchtritt, sind sie, um Dampfverluste nach Möglichkeit zu vermeiden, mit einer Labyrinthdichtung versehen, wie solche bereits gelegentlich der Parsons-Turbine beschrieben wurde. Der verhältnismäßig kleine Durchmesser der Bohrung macht den Dampflässigkeitsverlust unbedeutend. Die Leitschaufeln m (Fig. 19) sind mit Lappen n versehen, die in entsprechende Schlitze l des äußeren Randes der Scheidewand und des umgebenden schmiedeeisernen Kranzes k stramm eingepaßt werden. Um ein Herausfallen zu verhüten, werden nach Einsetzen der Schaufeln zwei Nuten o₁ und o₂ eingedreht, in die Preßringe gelegt werden, deren Befestigung durch versenkte Schrauben erfolgt. Die Leitschaufeln erstrecken sich dabei in den ersten Partien nicht über den ganzen Umfang, so daß die Beaufschlagung im Anfange eine partielle ist, wobei geeignete Paßstücke p[638] die toten Räume zwischen den einzelnen Schaufelgruppen ausfüllen. Erst in den späteren Stufen verteilen sich die Schaufeln über den ganzen Umfang. Die radiale Weite der Leitapparate nimmt mit fortschreitender Expansion des Dampfes beständig zu. Das gleiche gilt auch von den Längen der Schaufeln des Laufrades; letzteres ist in Fig. 20 im Detail, in Fig. 21 in Ansicht dargestellt. Die Schaufeln, deren Gesamtzahl im Verhältnis zu der andrer vielstufiger Turbinen gering ist, werden mit großer Genauigkeit durch Fräsen aus feinstem Nickelstahl hergestellt und sauber poliert. Dadurch soll dem Verrosten und der Dampfreibung vorgebeugt werden. Ihr Querschnitt nimmt nach außen zu ab, wodurch die Beanspruchung durch die Fliehkraft trotz der hohen Umfangsgeschwindigkeit eine mäßige bleibt. Die Schaufeln laufen in ein ⊤-förmiges Fußstück aus, dessen Gegenform, ein nutenförmiger Kanal, von der Laufradscheibe und einem an diese nach Einbringen der Schaufeln angenieteten Ringe 5 (s. Fig. 20) gebildet wird. Der gegenseitige Abstand der Schaufeln wird durch ebenfalls gefräste Zwischenstücke gewahrt. Zur Herstellung der Laufradscheibe, die mit ihrer Nabe aus einem Stücke geschmiedet und zur Verminderung der Dampfreibung poliert ist, wird Siemens-Martin-Stahl verwendet. Das axiale Spiel zwischen Lauf- und Leiträdern beträgt 3–5 mm und darüber, das radiale zwischen den Schaufelenden und dem Gehäuse bei kleinem Raddurchmesser 2–3, bei großem 3–4 mm. Die gut isolierten Gehäuse sind unabhängig voneinander auf einem Rahmen montiert und wie bei der Parsons-Turbine längs einer horizontalen Mittelebene geteilt, wobei die abdichtenden aufgeschliffenen Flanschen ohne Zwischenmittel aufeinander liegen.

Die Regulierung erfolgt in einer den Wasserturbinen entlehnten Weise, indirekt mit Hilfe eines mechanischen Relais, das ein Drosselventil betätigt, so daß jeder Stellung des Regulators d.h. jeder Tourenzahl eine bestimmte Lage des Drosselventils entspricht. Obgleich die Drosselung des Dampfes im allgemeinen als unwirtschaftlich angesehen wird, haben Versuche [3] an einer 500-PS-Zoelly-Turbine den spezifischen Dampfverbrauch innerhalb für stationäre Maschinen relativ weiter Grenzen als wenig veränderlich ergeben, und stellt Fig. 22 den Dampfverbrauch pro PS_e-Stunde als Funktion der Belastung dar, wie er aus den Versuchsdaten mit Berücksichtigung des Wirkungsgrades der Dynamo folgt. Der absolute Druck des nur um 2–4° überhitzten, also nahezu trocken gesättigten Dampfes betrug 11 Atmosphären, der Gegendruck 0,07 Atmosphären. Die in Fig. 22 eingetragenen Maßstäbe des indizierten und thermischen Wirkungsgrades lassen die Größe der letzteren erkennen, deren Maximalwerte 0,54 bezw. 0,15 sind. Ein Dampfverbrauch von 5,77 kg/PS_e-Stunde wurde bei 258,5° Anfangstemperatur, 13,13 Atmosphären Druck, 0,066 Atmosphären Gegendruck und 575 PS_e Nutzleistung erzielt, welchen Werten ein η_i = 0,56 und η_t =0,16 entspricht. Zu beachten ist, daß in vorstehenden Angaben die Arbeit für die Kondensation nicht inbegriffen ist, dieselbe mag 3% der Normalleistung betragen haben. Die Tourenzahlen sind für Leistungen bis ca. 100 PS. 3000–4000, für 100–1000 PS. 3000, von 1000–3000 PS. ca. 1500, bei höheren Leistungen 1000 u.s.w pro Minute. Längere Betriebserfahrungen liegen zurzeit noch nicht vor, doch wird angegeben, daß eine seit einem Jahre bei der Firma Escher Wyß & Cie. im Betriebe befindliche Turbine noch keine Abnutzung der Schaufeln oder andrer Teile erkennen ließ.

[639] Wesentlich mehr Versuchsresultate sind indessen bis jetzt gesammelt worden bezüglich der Rateau-Turbine [3], [18] der Société Sautter Harlé & Cie., Paris, und der Maschinenfabrik Oerlikon, Schweiz, die sich von der im Prinzipe identischen Zoelly-Turbine durch die im allgemeinen etwas größere Zahl von Druckstufen und entsprechend kleinere Umfangsgeschwindigkeiten unterscheidet. Die Laufräder bestehen aus einer Nabe, einer an diese angenieteten, am äußeren Rande umgebördelten dünnen Platte aus Flußeisenblech und den mit letzterer durch Nietung verbundenen Schaufeln, die, aus Bronze oder Stahlblech gebogen, zur Ausfüllung der Bodenecken wohl auch mit Metall ausgegossen und zur Verminderung der Ventilation mit einem äußeren Abschlußring umgeben sind. Die Leiträder, im wesentlichen aus denselben Elementen wie die Laufräder bestehend, unterscheiden sich von diesen zunächst dadurch, daß sie bei neueren Ausführungen längs eines horizontalen Durchmessers geteilt sind, wobei die oberen Hälften mit dem oberen Teile des ebenfalls in horizontaler Mittelebene geteilten Gehäuses wie bei der Zoelly-Turbine gleichzeitig abgehoben werden können. Der partiellen Beaufschlagung der ersten Turbinenräder entsprechend haben die Leiträder anfangs nur einige in gleichen Abständen angeordnete Durchlaßöffnungen für die Leitschaufeln, die sich erst später über den ganzen Umfang erstrecken. Fig. 23 stellt den Längsschnitt durch eine für Schiffszwecke bestimmte Turbine