Titel: | Die Bedeutung der Rädergetriebe für den Antrieb von Handelsschiffen. |
Autor: | Kraft |
Fundstelle: | Band 328, Jahrgang 1913, S. 802 |
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Die Bedeutung der Rädergetriebe für den Antrieb
von Handelsschiffen.
Von Dipl.-Ing. Kraft in Berlin.
(Schluß von S. 790 d. Bd.)
KFRAFT: Die Bedeutung der Rädergetriebe für den Antrieb von
Handelsschiffen
Zu den vorerwähnten Vorzügen der Turbinenanlage mit Uebersetzungsgetriebe, hohe
Betriebsökonomie, geringes Gewicht, geringer Platzbedarf mäßige Anlagekosten,
gesellen sich noch einige andere. Die rotierenden Maschinen sind einfacher zu warten
als Kolbenmaschinenanlagen; sie brauchen also weniger Bedienungspersonal. Sie
ergeben eine sehr übersichtliche Anlage, wie die angefügten Dispositionspläne der
Zweiwellenanlage des Fährdampfers „Curzon“ (Abb. 6 bis 8) erkennen lassen.
Frachtdampfer mit Rädergetriebe gehen, wie die Erfahrung erwiesen hat, auch leicht
geladen sehr ruhig, da die Maschine bei austretender Schraube nicht durchgeht.
Diesen Vorzügen stehen einige wenige Nachteile gegenüber. Der wesentlichste ist
die bei den Rädergetrieben auftretende Geräuschfrage. Diese Geräusche werden
hervorgerufen durch kleine Ungleichheiten der mechanischen Bearbeitung. Die
bisherigen ungünstigen Erfahrungen, die zumeist auf den leichten Kanaldampfern
gemacht sind, berechtigen jedoch zu der Erwartung, daß sich bei kräftiger gebauten
Schiffen das Geräusch der Getriebe wesentlich vermindern läßt. Uebrigens ist das
pfeifende Geräusch, das die Getriebe verursachen, wohl mehr ungewohnt als störend.
Jedenfalls ist es nicht so groß, daß es eine Verständigung im Maschinenraum in
einiger Entfernung vom Getriebe unmöglich macht. Die ganze Geräuschfrage ist daher
für Schiffe, die nicht dem Passagierverkehr dienen wie Frachtdampfer, ohne
wesentliche Bedeutung.
Textabbildung Bd. 328, S. 801
Abb. 6 bis 8. Anordnung der Maschinen- und Kesselanlage eines kleinen
Revierdampfers (Typ „Curzon“)
Wichtiger ist bei diesen, die fast durchgängig nur Einschraubenschiffe sind, die
Havariegefahr bei unklar werdendem Getriebe. Eine Zweiwellenanlage bietet insofern
mehr Garantien gegenüber einer derartigen Gefahr, als bei mangelnder
Arbeitsfähigkeit einer Welle, das Schiff immer noch leichter und mit weniger Kosten
in den Hafen zu bringen ist.
Schließlich muß auch noch die Frage der Abnutzung der Getriebe erwähnt werden. Sie
ist trotz der hohen Umfangsgeschwindigkeiten wesentlich geringer, als ursprünglich
angenommen wurde. Die Umfangsgeschwindigkeiten, mit denen nach den
bisherigen Ausführungen etwa zu rechnen ist, liegen:
bei Frachtdampfern zwischen 10 und 15 m/Sek.
bei Kanaldampfern zwischen 25 und 35 m/Sek.
Daß noch wesentlich höhere Geschwindigkeiten mit Sicherheit praktisch durchführbar
sind, unterliegt keinem Zweifel. Sorgfältiger Schnitt der Zähne und korrekte
Lagerung der Getriebe sind die natürlichen Voraussetzungen für einwandfreien Gang.
Sind sie, was mit zunehmender praktischer Erfahrung zu erwarten ist, gesichert, so
ist bei guter Schmierung die Abnutzung in mäßigen Grenzen zu halten. Bei dem
Getriebe des Frachtdampfers „Vespasian“ konnte nach Ausführung von 26 Reisen,
bei denen das Schiff rund 20000 Seemeilen zurückgelegt hatte, nur eine kaum meßbare
Abnutzung der Ritzel festgestellt werden. Aehnliche Erfahrungen hat man bei den
Kanaldampfern gemacht. Als die Getriebe des Kanaldampfers „Normannia“ nach
Zurücklegung von 26000 Seemeilen vor einiger Zeit zu Revisionszwecken aufgenommen
wurden, zeigten die Getriebe nicht die geringste Abnutzung. Natürlich wird die
Notwendigkeit eines Ersatzes der Ritzel bei ihren hohen Drehzahlen eher eintreten
als beim Rade. Sie bietet jedoch praktisch keine Schwierigkeiten, da sich der Einbau
neuer Ritzel leicht und ohne große Kosten durchführen läßt. Daß der Kostenpunkt
keine große Rolle bei der Neubeschaffung spielen kann, läßt sich aus dem Umstände
entnehmen, daß die Lebensdauer der Ritzel von Melville –
Getrieben auf etwa fünf bis sechs Jahre geschätzt wird.
Textabbildung Bd. 328, S. 802
Abb. 9 und 10. Parsons-Getriebe des Frachtdampfers „Cairnroß“ (Die
Wellenstange a von Ritzel- und Turbinenwelle sind durch eine ähnliche Kupplung
miteinander verbunden wie bei Abb. 4 und 5 S. 7721
Die wenigen vorerwähnten Nachteile können natürlich die wesentlichen Vorzüge der
Turbinenanlagen mit Rädergetriebe nicht aufwiegen. Es ist daher kein Wunder,
daß wir derartige Anlagen heute mehr und mehr Boden gewinnen sehen. Im großen und
ganzen sind die vorerwähnten Vorzüge auch dem Föttinger-Transformator zu eigen, von dem sich das Rädergetriebe maßgebend
durch die Höhe des Uebersetzungsverhältnisses und des Wirkungsgrades unterscheidet.
Der hiermit dem Föttinger-Transformator gezogenen
Beschränkung seines Arbeitsgebietes nach unten hin steht seine größere
Leistungsaufnahme gegenüber, die ihm bei großen Maschinenanlagen Erfolge sichert.
Das Uebersetzungsverhältnis und der Wirkungsgrad spielt hier keine so große Rolle,
weil infolge der großen Dampfvolumina der Turbinenwirkungsgrad an sich ein guter
wird. So ist bei den beiden Getriebearten die Abgrenzung ihrer Arbeitssphären
gegeneinander im wesentlichen abhängig von der Höchstleistung, die das Parsons – Getriebe aufzunehmen vermag.
Wie die Tabelle der ausgeführten Anlagen mit Parsons-Getrieben zeigt, beträgt die größte bisher von einem Ritzel
übertragene Leistung (Kanaldampfer „Paris“) rund 3000 PS. Das Parsons-Getriebe würde darnach in erster Linie in Frage
kommen für die normalen Typen von Frachtdampfern und Fracht- und Passagierdampfern,
deren Maschinenleistung sich in den Grenzen zwischen 1000 PS und 6000 PS pro Welle
bewegt; daneben auch für die leichten Zweiwellenanlagen der Kanaldampfer und
ähnlicher Schiffe. Hier kommen wir der niedrigen Uebersetzungsverhältnisse wegen
aber schon in das Grenzgebiet des Föttinger-Transformators. Die Zahl von 3000 PS pro Ritzel gibt für das Parsons- Getriebe allerdings nicht die Höchstgrenze. Wie
erwähnt, sind bereits Anlagen bis zu einer Leistung von 6000 PS pro Ritzel und mehr
in der Ausführung begriffen.
Es wird sich fragen, ob derartig große Leistungen bei den Rädergetrieben nicht schon
die Gewähr für die nötige Betriebssicherheit vermissen lassen. Natürlich zieht die
Rücksicht auf mechanische Festigkeit, guten Zahneingriff, Größe der Räder ihrer
Verwendung nach oben hin eine gewisse Grenze. Man wird diese Grenze zwar
schrittweise höher legen können, aber nur unter sich steigernden konstruktiven
Schwierigkeiten. Schon die Durchführung großer Uebersetzungsverhältnisse bei kleinen
Leistungen läßt die Art dieser Schwierigkeiten erkennen. Bei einer Anlage wie die
von „Cairnroß“ beträgt bei einem Uebersetzungsverhältnis von 26,2: 1 der
Raddurchmesser schon nahezu 3,5 m (Abb. 9 u. 10). Abgesehen davon,
daß so große Räder nicht mehr bequem unterzubringen sind, fordern sie auch eine
besonders kräftige Ausbildung des Radkranzes, der bei den erforderlichen großen
Zahnbreiten an sich schon reichlich schwer wird. Trotz sorgfältiger konstruktiver
Ausbildung liegt bei derartigen schweren Bauteilen die Gefahr auftretender Material-
und Temperaturspannungen, die den guten Eingriff der Zähne in Frage stellen, recht
nahe. Kann man nun auch bei größeren Anlagen von der Verwendung sehr hoher
Uebersetzungsverhältnisse fraglos absehen, so muß doch mit wachsender Leistung die
Radbreite wachsen und das bedingt ebenso wie der wachsende Durchmesser für die
Sicherung eines tadellosen Zahneingriffs ernste Schwierigkeiten. Ob es gelingt,
dieser vielleicht durch lamellenartige Ausbildung der Räder Herr zu werden, wird
Sache der praktischen Erfahrung sein.
Das Melville-Getriebe soll durch die bewegliche Lagerung
der Ritzelwellen mit Bezug auf die Belastungsfähigkeit des Getriebes allerdings
günstiger dastehen, als das Parsons-Getriebe. Es wird
wenigstens behauptet, daß es Leistungen bis zu 10000 PS f. d. Ritzel gut aufnehmen
kann. Man wird sich jedoch der Bedenken schwer erwehren können, ob unter allen
Umständen auch unter schnell wechselnden Betriebsverhältnissen gute
Eingriffsverhältnisse stets gewährleistet sind, d.h. ob die Regelung des Zahndruckes
mittels der Ausgleichkolben absolut zuverlässig ist. Hier bleiben eben künftige
Erfahrungen abzuwarten.
Im Gegensatz zu den Rädergetrieben hat das Föttinger-Getriebe bereits bei einem größeren Maschinensatz von 10000 PS, der
für die Zweiwellenanlage eines Postdampfers der Hamburg-Amerika-Linie bestimmt ist,
durch eine ununterbrochene 14 tägige Dauererprobung den Nachweis seiner
Zuverlässigkeit und Betriebssicherheit erbracht. Es scheint danach festzustehen, daß
innerhalb der heute bei Bordanlagen vorkommenden Höchstleistungen der Transformator
im Gegensatz zum Rädergetriebe seinen Konstruktionsbedingungen nach an keine obere
Grenze gebunden ist.
Einen wesentlichen generellen Vorzug hat der Transformator dem Rädergetriebe
gegenüber voraus, einen Vorzug, der allerdings bei Kriegsschiffsanlagen mehr ins
Gewicht fällt als bei Handelsschiffsanlagen. Der Transformator gestattet, da die
Umsteuerung in das Getriebe gelegt ist, die von der Turbine abgegebene Leistung fast
in voller Höhe für die Rückwärtsfahrt nutzbar zu machen. Wie festgestellt ist, läßt
sich bei Rückwärtsgang ein Wirkungsgrad von nicht weniger als 80 v. H. erzielen. Die
Rückwärtsleistung beträgt hiermit nahezu 90 v. H. der Vorwärtsleistung. Die bei
Anlagen mit Rädergetrieben verwirklichten Höchstleistungen bei Rückwärtsfahrt
betragen demgegenüber im Höchstfalle (bei Kanaldampfern) bis zu 60 v. H. der
Vorwärtsleistung. Natürlich ist dann der Ventilationsverlust der Rückwärtsturbine
entsprechend groß. Dieser Vorzug des Föttinger-Transformators ist für die Manövrierfähigkeit von recht großer
Bedeutung.
Bei Betrachtung der Grundlagen, die bei Schiffsantriebsmaschinen zur Erhöhung der
Wirtschaftlichkeit fuhren, ist bisher ein wichtiger Faktor außer Ansatz
geblieben, weniger deshalb, weil über seine wirtschaftliche Bedeutung Zweifel
herrschen, als aus betriebstechnischen Gründen. Bisher ist nur die Erhöhung des
thermo-dynamischen Wirkungsgrades der Turbine durch Erhöhung der
Umfangsgeschwindigkeit in Betracht gezogen worden. Wo die Grenze für die zulässige
Erhöhung der Drehzahl zu ziehen ist, die nicht allein von Festigkeitsfragen, sondern
auch von der Größe des Austrittsverlustes und anderen Punkten abhängig ist, bleibt
abzuwarten. Der Bau der ortfesten Generatorturbinen wird vielleicht bald die nötigen
Erfahrungen zu sammeln gestatten, weil man hier scheinbar dem betreffenden
Grenzgebiet schon sehr nahe gerückt ist.
Wichtiger und zunächst wesentlich erfolgversprechender als die Erhöhung des
Wirkungsgrades der Schiffsturbinen scheint die Erhöhung des nutzbaren Wärmegefälles
durch Verwendung hoher Ueberhitzung. Bei Schiffskolbenmaschinenanlagen hat man mit
mäßiger Ueberhitzung bekanntlich gute Erfolge erzielt. Die entsprechenden
Ueberhitzer-Konstruktionen haben sich seit einer längeren Reihe von Jahren bewährt
und bisher auch kaum Anlaß zu Beanstandungen gegeben; anders allerdings bei
Verwendung höherer Ueberhitzung. Hier hat man viele Schwierigkeiten gehabt, nicht
nur bei Kolbenmaschinenanlagen, sondern auch bei Turbinen. Es ist hierbei jedoch zu
berücksichtigen, daß die schlechten Erfahrungen, die in erster Linie bei
Turbinenanlagen gemacht wurden – es handelte sich hierbei zumeist um
Kriegsschiffsanlagen – überaus schnell zu einer allgemeinen Verurteilung der
Ueberhitzung führten. Im wesentlichen war das entsprechende Urteil wohl von der
Ansicht diktiert, daß die Betriebssicherheit der Anlage höher steht, als die
Wirtschaftlichkeit. An dieser Ansicht konnte auch die konstruktive Wandlung der
Ueberdruckturbine zur kombinierten Turbine, die zur Verwendung des überhitzten
Dampfes zwanglos die Möglichkeit bot, nichts ändern. Erst neuerdings sind
schüchterne Versuche zur Wiedereinführung der Ueberhitzung bei
Schiffsturbinenanlagen zu verzeichnen.
Die kurze und gedrungene Bauart der Turbine mit Zwischengetriebe bietet konstruktiv
dem Arbeiten mit überhitztem Dampf die besten Verwendungsaussichten. Welche
wirtschaftlichen Erfolge damit zu erwarten sind, kann man aus den
Dampfverbrauchsdaten schnellaufender ortfester Turbinen entnehmen. Beispielsweise
soll in England kürzlich für eine 5000 KW-Turbine besonderer Bauart – die Turbine
arbeitet mit Zwischenüberhitzung – bei einer Zudampfspannung von 21 kg/qcm und einer
Dampftemperatur von 370° C bei 93 v. H. Vakuum ein Dampfverbrauch von 4,75
kg/KW-Std. garantiert worden sein. Bei einem kürzlich fertiggestellten Turboaggregat
von 25000 KW, das die Firma Parsons für die Commonwealth Edison Co. in Chicago gebaut hat, wird
übrigens ein ähnlicher Dampfverbrauch erwartet. Garantiert wurde bei dieser Anlage
bei einer Eintrittspannung von 14 kg/qcm, 110° C Ueberhitzung und einem Vakuum von
97 v. H. ein Dampfverbrauch von 5,1 kg/KW.
Bei Handelsschiffsanlagen dürfte jedenfalls bei Turbinen mit Zwischengetriebe die
Verwendung hoch überhitzten Dampfes auf die Dauer kaum Bedenken begegnen. Die
Betriebsverhältnisse sind hier so gleichmäßig, daß Schwierigkeiten kaum zu
befürchten sind. Anderseits ist der wirtschaftliche Gewinn groß genug, um unter
Umständen auch ein gewisses Risiko zu rechtfertigen. Nach den vorstehenden Daten zu
urteilen, erscheint es jedenfalls nicht ausgeschlossen, daß man auch bei größeren
Bordanlagen Dampfverbräuche von 4,5 kg/WPS mit einem Wirkungsgrad des
Uebersetzungsgetriebes von 90 v. H. mit einiger Sicherheit erreichen kann.
Ein anderer Weg, der dem gleichen Ziele der Vergrößerung des nutzbaren Wärmegefälles
zustrebt wie die Verwendung hoher Ueberhitzung, ist die Erhöhung des Vakuums.
Praktischen Schwierigkeiten begegnet diese unter Bordverhältnissen kaum, am
allerwenigsten bei Handelsschiffsanlagen. Die nötigen Kühlwassermengen sind leicht
zu beschaffen, und die Unterbringung der entsprechenden vergrößerten Pumpen macht
keine Schwierigkeiten. Natürlich wäre praktisch eine Verwirklichung sehr hoher
Luftleere nur da gut durchführbar, wo die Wassertemperatur entsprechend niedrig ist.
Für Schiffe, die im Nord-Atlantic fahren, könnte sich jedoch eine Erhöhung des
Vakuums bis auf 96 bis 97 v. H. wohl lohnen. Die Bereitstellung der nötigen
Abdampfquerschnitte bietet bei den schnellaufenden Turbinen mit
Uebersetzungsgetriebe keine Schwierigkeiten, so daß eine Drosselung des Abdampfes
nicht zu befürchten ist.
Die in den vorstehenden Ausführungen angedeuteten Punkte zeigen, soweit sie die
Erhöhung der Wärmewirtschaftlichkeit angehen, klar, daß wir mit Einführung der
schnellaufenden Turbine in den Bordbetrieb denjenigen Zielen nicht mehr allzufern
sind, die uns das Erscheinen der Schiffsölmaschine so verlockend nahe gerückt hat.
Ob diese ihren keineswegs übergroßen wirtschaftlichen Vorsprung dauernd und auf
vielen Gebieten wird behaupten können, erscheint heute schon fraglich. Daß der
Oelmotor trotz seines geringeren Wärmeverbrauchs bei den heutigen Oelpreisen als
Handelsschiffsmaschine, für welche die Brennstoffkosten die erste Rolle spielen, um
sein künftiges Arbeitsgebiet schwer zu kämpfen haben wird, das unterliegt nach der
neueren Entwicklung der Schiffsturbine keinem Zweifel. Die Schiffsölmaschine wird
sich ihrer ganzen konstruktiven Entwicklung wie der Gestaltung der wirtschaftlichen
Verhältnisse nach jedenfalls zunächst auf Anlagen kleinerer Leistung und auf
diejenigen Fahrzeuge beschränken müssen, die entweder selbst in Oelfracht gehen oder
deren Fahrtroute ihnen den Bezug von Oel relativ billig ermöglicht.