Titel: | Die Bemessung der Auslassteuerung der Dampfmaschinen auf Grund der Ausströmungsgesetze. |
Autor: | W. Schüle |
Fundstelle: | Band 320, Jahrgang 1905, S. 196 |
Download: | XML |
Die Bemessung der Auslassteuerung der
Dampfmaschinen auf Grund der Ausströmungsgesetze.
Von W. Schüle,
Breslau.
(Schluss von S. 180 d. Bd.)
Die Bemessung der Auslassteuerung der Dampfmaschinen auf Grund der
Ausströmungsgesetze.
Versuch mit überhitztem Dampf.
Diagramm Fig. 28
(Falldiagramm).
Es ergibt sich:
Textabbildung Bd. 320, S. 196
Fig. 28.
po = 13,16 mm, pi' = 7,46 mm für 0°,
pi'
4,46 mm = für +30°.
Der Barometerstand betrug etwa 750 mm, so dass die absolute Nullinie bei einer Feder
von 8 mm/kg, um
8,16 mm unter der atm. Linie liegt.
Mit diesen Werten wird
k = 0,342 bezw. 0,346,
also etwas kleiner als bei Nassdampf
Sollte μ den gleichen Wert wie dort erhalten, so
müsste die Dampfnässe zu Beginn der Ausströmung noch etwas grösser sein als bei dem
vorhergehenden Versuch. Da die Füllung bei dem Nassdampfdiagramm wesentlich grösser
ist (33 v. H.) als bei dem Diagramm für Heissdampf (23 v. H.), so ist dies nicht
unmöglich. Genaueres lässt sich nicht aussprechen, da der Verbrauch an Speisewasser
nicht bekannt ist.
Maschine IV (Kleine Schiebermaschine).
Abmessungen: D = 65 mm, H =
90 mm, n = 100 bis 1000 Umdrehungen. Kanalbreite: 42,7
mm. – Grösste Kanalweite für Auslass 3,54 mm (aus dem Schieberdiagramm
ermittelt).
Textabbildung Bd. 320, S. 197
Fig. 29.
Fig. 29 zeigt das Schieberdiagramm in Verbindung mit
einem Dampfdiagramm für kleine Tourenzahl. Die Darstellung weicht von der in der
Originalarbeit gegebenen etwas ab, da mit der Lage des Vorausströmungspunktes und
des Kompressionspunktes, wie sie dort angenommen wurde, keine Uebereinstimmung der
Ausströmkoeffizienten hätte erzielt werden können. Der schädliche Raum von 7 v. H.
wurde hier zu 15 v. H. angenommen. Beiden winzigen Abmessungen der Maschine wird er
durch den Inhalt des Indikatorzylinders und -Hahnes ungefähr um das Doppelte seines
natürlichen Wertes vergrössert.
Die Maschine besitzt keinen Regulator, ihre Tourenzahl wurde mittels Bremse bei den
Versuchen zwischen 100 und 1000 i. d. Minute geändert.
Der Wert des Ausströmungskoeffizienten kann zwar nicht mit denjenigen von Maschinen
normaler Grösse verglichen werden. Jedoch sind gerade diese Versuche ein Mittel, um
die Richtigkeit des Einflusses der Kontinuitätsgeschwindigkeit u auf den Druckausgleich überzeugend nachzuweisen.
Schon oben wurde bei den Betrachtungen über den Gegendruck von den Versuchen
Gebrauch gemacht.
Es ist nun:
c_m=\frac{0,09\cdot n}{30}=0,003\cdot n m/sek. und daher
u=\frac{33,18\cdot 0,003\cdot n}{0,354\cdot 4,27}=0,0657 m/sek.
Die Vorausströmung beginnt, nach unserem Schieberdiagramm, bei 135° und einem
Kolbenweg xo = 0,875
(12,5 v. H.) Daher ist
xo+ so = 0,875 + 0,150 =
1,025.
Mit diesen Werten wird
k=-\frac{1,661\,u}{\frac{f'_m}{F}\,(\varphi-\varphi_a)}\cdot log\,\left(\frac{p'_i}{p_o}\cdot \frac{x+0,15}{1,025}\right)
Textabbildung Bd. 320, S. 197
Fig. 30.
Das reduzierte Eröffnungsdiagramm (Fig. 30)
liefert
für + 40° \frac{f'_m}{F}=0,644 (x + so = 0,90)
für + 80° = 0,704 (x + so = 0,539)
n = 300 Umdrehungen
Fig. 31. (a. a. O. Diagr. I,
5).
Mit u = 19,71 m/sek. und
po =
16,73 mm, pi' = 6,23 mm bei + 40° wird k
= 0,25.
Textabbildung Bd. 320, S. 197
Fig. 31.
Textabbildung Bd. 320, S. 197
Fig. 32.
Textabbildung Bd. 320, S. 197
Fig. 33.
n = 450 Umdrehungen
Fig. 32. (a. a. O. Diagr. I,
8).
Mit u = 28,6 m/sek. und
po = 14,93 mm, pi' = 7,88 mm bei + 40°,
pi' = 7,08 mm bei + 80° wird
k = 0,242 bezw. 0,248.
n = 600 Umdrehungen.
Fig. 33 (a. a. O. Diagr. I 11)
ergibt mit u = 39,42 m/sek. und po = 13,73 mm, pi' = 8,23 bei + 40°, pi' = 7,98 bei + 80°
k = 0,257 bezw. 0.258.
Die Uebereinstimmung in den Werten von k ist also, trotz
der Unterschiede in u von 19,7 und 39,4 m/sek., so gut,
wie sie sich kaum erwarten liess.
Ein bestimmter Schluss von k auf fi ist hier nicht möglich, da der Speisewasserverbrauch nicht gemessen
ist. Der Wassergehalt des Dampfes am Ende der Einströmung muss aber ein ganz
ausserordentlicher gewesen sein, wie aus dem ungewöhnlichen Nachverdampfen (vergl.
Dampfdiagramm Fig. 29) zu schliessen ist. Es ist
nicht ausgeschlossen,dass die spezifische Dampfmenge x < 0,5
war. (Mit x = 0,45 würde \mu=\frac{0,25}{0,67}=0,37 werden.)
Maschine V. (Ventilmaschine mit
Auspuff.)
Abmessungen: D = 400 mm Zylinderdurchm., H = 840 mm Hub, n = 63
Umdreh., Kolbenstange vorn 60 mm Durchm. Ventildurchm. 120 mm.
Die Verhältnisse der unrunden Scheibe sind nicht genauer bekannt, dürften jedoch von
denjenigen unter III nicht erheblich abweichen. Der Beginn der Ausströmung wurde aus
den Dampfdiagrammen zu 43° vor dem Totpunkt geschätzt.
Der Ventilquerschnitt ist rd. 78 qcm, somit, mit cm = 1,76 m/sek.
u=\frac{1228,3\cdot 1,76}{78}=27,5 m/sek.
Hier ist nun die Formel für kleines
Druckverhältnis anzuwenden (Gleichung I). Aus dieser folgt:
k=\frac{\left(\sqrt{\frac{p_o}{p_a}-1}-\sqrt{\frac{p_i}{p_a}-1}\right)\cdot u\cdot (x_o+s_o)}{1,515\cdot \frac{f_m}{F}\cdot
(\varphi-\varphi_a)}.
Diese Gleichung berücksichtigt den Einfluss der Kolbenbewegung
nicht. Er muss daher geschätzt werden, und da die untersuchten Stellen zwischen
Vorausströmungsbeginn und Totpunkt liegen, so ist er nicht bedeutend.
Textabbildung Bd. 320, S. 198
Fig. 34.
Fig. 34 zeigt ein
Falldiagramm, Fig. 34 a das gewöhnliche Diagramm.
Federmasstab 10 mm/kg.
Fig. 34 ergibt
po =
19,2 mm, pi' = 15,2 mm bei 23,5°,
pi' = 12,45 mm bei 8,4°
vor dem Totpunkt, wenn man die absolute Nullinie 10,3 I mm
unter die atmosphärische Linie legt.
Mit pa = 10,3 mm wird
daher
po =
19,2
pa =
10,3
= 1,862,
also etwas oberhalb der Grenze des Hoch- und
Niederdruckgebiets. Mit
\sqrt{\frac{p_o}{p_a}-1}=0,930
wird nun
k=16,32\cdot \frac{0,930-\sqrt{\frac{p_i}{p_a}-1}}{\frac{f_m}{F}\cdot (\varphi-\varphi_a)}.
Textabbildung Bd. 320, S. 198
Fig. 34a.
Den Druckabfall infolge der Kolbenbewegung berücksichtigen wir schätzungsweise
(vergl. vorn) mit 0,13 bezw. 0,16 kg/qcm, also 1,3 bezw. 1,6 mm und erhalten also
pi= pi + 1,3 bezw. = pi' + 1,6 mm,
also 16,5 bezw. 14,05 mm.
Mit \frac{f_m}{F}=0,31 bezw. 0,45 aus dem Hubdiagramm (Fig.
26) folgt hiermit
k = 0,341 und 0,346.
Die spezifische Dampfmenge lässt sich nach Hrabák auf
x = 0,76 schätzen, womit sich ergibt
\mu=\frac{k}{\sqrt{x}}=\frac{0,344}{0,87}=0,40.
Für die gleich gebaute, aber grössere Ventilmaschine (III) mit Kondensationsbetrieb
war μ = 0,42.
Trotz der Verschiedenheit der Verhältnisse in beiden Fällen, sowie der Gleichungen I)
für das Niederdruckgebiet und V) für das Hochdruckgebiet herrscht demnach gute
Uebereinstimmung. – Der Druckabfall im Niederdruckgebiet wird hiernach durch die
Gleichung I) ebenso richtig dargestellt wie der im Hochdruckgebiet durch Gleichung
V), wobei jedoch die Kolbenbewegung in Gleichung I) schätzungsweise zu
berücksichtigen ist, Während in Gleichung V) dieser Einfluss schon enthalten
ist.
Textabbildung Bd. 320, S. 198
Fig. 35 gehört zu S. 165, linke Spalte.
Zusammenstellung der Ausflusskoeffizienten.
Wir erhieltenfür
Muschelschiebersteuerung
:
bei Kondensation
μ = 0,45
(Wolfsche
Verbundloko- mobile).
für Ventilsteuerung:
bei Kondensation bei Auspuff
μ = 0,42μ
= 0,40
(Liegende Ventilmaschi-nen der Maschinenfabrik Augsburg).
für Corlisssteuerung:
bei Kondensation
μ = 0,66
Liegende Maschine derMaschinenbau-A.-G.vorm. Breitfeld,
Danék &Co.,
Prag-Carolinenthal; Patent Dörfel).
Diese Werte können unmittelbar nur auf ähnlich gebaute Maschinen übertragen werden,
dürften aber in Anbetracht des Ursprungs der vier Maschinen in gewissem Sinne obere
Grenzwerte vorstellen. Da nur bei der ersten und letzten Maschine die Feuchtigkeit
des Zylinderdampfes bekannt war, so sind diese Werte die sichersten. Andererseits
entstammen die Werte für Ventilsteuerung Originaldiagrammen und die Schätzung der
Dampfnässe nach Hrabák dürfte hinreichend genau sein,
um grössere Abweichungen auszuschliessen. Leicht können durch Versuche von anderer
Seite, die allen hier zu stellenden Anforderungen genügten, noch genauere
Aufschlüsse, als oben dem Verfasser möglich war, gegeben werden.
Auf Grund der im letzten Abschnitt durchgeführten Prüfung der theoretischen
Ergebnisse durch Indikatordiagramme kann wohl zum Schluss ausgesprochen werden, dass sich
mit Hilfe richtiger Ausflusskoeffizienten der Verlauf der Ausströmlinie im
Dampfdiagramm mit ähnlicher Genauigkeit wie derjenige der Expansionslinie für eine bestimmte Steuerung
vorausberechnen lässt. Dies zu ermöglichen, war der Zweck dieser Arbeit.