Versuch STM 2 „Turbinenvergleich“ 2013... · Die Kaplanturbine in der Axialbauform findet bei geringen Betriebsdrücken (Mittel und Niederdruckturbinen) ihre Anwendung. Die

Fachhochschule Stralsund

Fachbereich Maschinenbau

Labor Strömungstechnik/Strömungsmaschinen

Prof. Dr. - Ing. J.A. Szymczyk

Dipl. - Ing. (FH) T. Panten

Versuch STM 2

„Turbinenvergleich“

Script STM 2 Turbinenvergleich Labor Strömungsmaschinen

Version SS 2013 2

1. Hydraulische Strömungskraftmaschinen

1.1. Einführung

In Wasserkraftwerken wird die potentielle Energie von in Stauseen und Flussläufen

gestautem Wasser in Turbinen in Strömungsenergie umgesetzt und in mechanische

Antriebsenergie, meist zum Antrieb elektrischer Generatoren, umgewandelt.

Abb. 1: Wasserkräfte der Welt (Fa. Voith)

Von den geschätzten 3,8 Millionen MW wirtschaftlich ausbauwürdigen Wasserkräften

der Erde sind zur Zeit nur etwa 0,37 Millionen MW, d.h. nicht einmal 10 % ausgebaut.

Die meisten noch ungenutzten Wasserkraftreserven liegen allerdings in Asien, Afrika

und im Süden und Norden Amerikas. In Europa ist schon ein hoher Anteil der

vorhandenen Wasserkräfte ausgebaut, allerdings besteht noch ein relativ großer Bedarf

an Pumpspeicherwerken, die zur Deckung von Energieverbrauchsspitzen eingesetzt

werden. Ein großer Nachteil ist die hohe Investionssumme, die zum Bau eines

Wasserkraftwerkes benötigt wird. Deshalb sind solche Anlagen, trotz Verteuerung von

Mineralöl und Kohle, meist nur in Verbindung mit Flusssanierungen und

Bewässerungsprojekten wirtschaftlich sinnvoll. Allerdings sollten angesichts der

fortschreitenden Zerstörung der Ozonschicht und der Wälder der Erde, den alternativen

und erneuerbaren Energiequellen doch mehr Beachtung geschenkt werden. Dieser

Asien Afrika Südamerika Nord- und

Mittelamerka

Europa

1350

4,5

1100

1,3

690

1,5

375

105

290

190

0

200

400

600

800

1000

1200

1400

Asien Afrika Südamerika Nord- und

Mittelamerka

Europa

Leistung in MW x 1000

= vorhanden

= ausgebaut


Version SS 2013 3

ökologisch unbestreitbar große Vorteil muss natürlich mit energiewirtschaftlichen

Betrachtungen im Zusammenhang gesehen werden. Die Wasserturbinen ordnen sich

dem großen Bereich der dynamischen Fluidenergiemaschinen ein. In diesen

Strömungsmaschinen erfolgt die Energieumsetzung zwischen einem mehr oder weniger

kontinuierlich strömenden Fluid (Flüssigkeit, Dampf, Gas) und einem mit Schaufeln

besetzten, gleichförmig umlaufendem Motor. Bei Strömungskraftmaschinen (Turbinen)

entsteht durch die Wirkung von Druck und Geschwindigkeit des Arbeitsmediums auf die

Schaufeln des Rotors oder Laufrades ein Drehmoment an der Welle, das beispielsweise

zum Antrieb eines Generators genutzt werden kann. Die Wasserturbine ist eine

Strömungsmaschine mit flüssigem Arbeitsmedium, mit nahezu unveränderlicher Dichte

(inkompressibel � ∆p = 0). Die für die Umwandlung in Arbeit notwendige Exergie ist die

potentielle Energie oder die kinetische Energie der Flüssigkeit. Der historische

Vorgänger der heutigen Wasserturbinen ist das Wasserrad, bei dem die Arbeit

hauptsächlich durch die Lageenergie, d.h. das Wassergewicht geleistet wurde. Die

Auswahl der Turbinen eines Wasserkraftwerkes ist vorrangig von der Fallhöhe H und

dem vorhandenem Volumenstrom abhängig. Durch die Fallhöhe werden folgende Typen

von Kraftwerken unterschieden:

- Hochdruckkraftwerke mit H > 300 m

- Mitteldruckkraftwerke mit 400 m > H > 20 m und

- Niederdruckkraftwerke mit H < 50 m

Für jede Kombination von Fallhöhe und Volumenstrom ist eine der Turbinenarten

optimal geeignet, d.h. sie setzt die Energie bei höchstmöglichen Wirkungsgraden um.

Weitere Gesichtspunkte zur Unterteilung der Wasserturbinen:

- Wirkungsweise

- Äußere Bauweise

- Betriebsart

- Regelung


Version SS 2013 4

Abb. 2: Einsatzbereiche von Wasserturbinen

1.2. Einteilung der Turbinen

Je nach der Hauptdurchflussrichtung des Wassers werden die Turbinen in Axial-

Diagonal- und Radialturbinen eingeteilt. Die Radialturbinen finden heutzutage bei sehr

großen Drücken Anwendung (Hochdruckkraftwerke mit sehr hohem Nutzgefälle) in der

gebräuchlichsten Form der Peltonturbine und der Francisturbine. Weiter Bauformen sind

die Ossberger oder die Durchströmturbine. Die Kaplanturbine in der Axialbauform findet

bei geringen Betriebsdrücken (Mittel und Niederdruckturbinen) ihre Anwendung. Die

Diagonalturbinen Deriazturbine sind nicht so weit verbreitet.

Die Turbinen können nach weiteren verschiedenen Parametern wie Druck,

Beaufschlagung und Anzahl der Stufen eingeteilt werden. Nach dem Druck werden die

Turbinen in Gleichdruck und Überdruckturbinen unterteilt. Diese Einteilung ist von dem

Druck der vor und hinter dem Laufrad herrscht abhängig. Bei der Einteilung nach der

Beaufschlagung gibt es die teil- und vollbeaufschlagten Turbinen. Hierbei ist die Anzahl

der Schaufeln oder Kanäle im Laufrad die mit dem Fluid in Berührung stehen

entscheidend. Die bauformbedingten Unterschiede kann man bei der Wellenlage

horizontal, vertikal und schräg, und der Gehäusebauform Spiral, Schacht oder

Rohrturbinen mit zur Unterscheidung benutzen.


Version SS 2013 5

2. Grundlagen Peltonturbine

2.1. Entwicklung und Aufbau

Die Freistrahlturbine wurde um 1880 vom amerikanischen Ingenieur Lester Allen Pelton

(1829-1908) erfunden, weshalb sie auch Peltonturbine genannt wird. Seitdem wurde sie

mehrfach in allen Teilen verbessert und die ihre Leistung gesteigert. Sie ist vorgesehen

für den Einsatz bei Fallhöhen von 300 m bis zu 2000 m und bis zu einem Volumenstrom

von 50 m³/s. Die maximalen Leistungen liegen heute etwa bei 200 MW.

Abb. 3: Schnitt durch eine Peltonturbine


Version SS 2013 6

Je nach Größe des Wasserstromes, des Gefälles und der Wasserqualität wird die

Turbine mit horizontaler Wellenlage mit 1 bis 2 Düsen je Rad als Einfach- oder

Zwillingsturbine oder mit vertikaler Wellenlage mit bis zu 6 Düsen ausgeführt. Die Welle

ist normalerweise direkt mit dem elektrischen Generator gekoppelt.

Abb. 4: Draufsicht auf einen 6-Düsenturbine

Im Wesentlichen besteht eine Freistrahlturbine aus dem Laufrad, der Düse(n) und dem

Gehäuse. Das Laufrad wird meist aus einem Stück gegossen. Größere Pelton- Turbinen

- Laufräder haben eine Masse von ca. 40 t, einen Durchmesser von mehr als 5 m.


Version SS 2013 7

Abb. 5: PELTON- Turbinen Schaufel

2.2. Wirkungsweise und Geschwindigkeitsplan

In der Düse wird das Nettogefälle der Turbine in Geschwindigkeit umgewandelt. Die

Düse, deren geometrische Form in Versuchen ermittelt wird, besteht aus einem

Rohrstück mit dem Düsenmundstück und einer im Rohr verschiebbaren Nadel. Die der

Abnutzung besonders unterworfenen Teile - Nadelspitze und Mundstück - sind aus

hochfestem Werkstoff und lassen sich leicht auswechseln.

Abb. 6: außengeregelte Düse einer Freistrahlturbine

Die Regelung des Volumenstromes erfolgt fast immer durch eine axial verschiebbare

Nadel, mit der der Düsenquerschnitt verändert werden kann. Die Verschiebung der

Nadel darf nur langsam erfolgen, da es sonst in der Hochdruckzuleitung zu

dynamischen Überdrücken kommt. Um dieses zu vermeiden, baut man noch einen

schwenkbaren Strahlablenker hinzu, der den Strahl solange vom Rad ganz oder

teilweise ablenkt, bis die Nadel die neue Gleichgewichtslage gefunden hat.


Version SS 2013 8

Abb. 7: Arbeitsweise des Strahlablenkers

Zum Abbremsen des Rotors dient eine kleinere Bremsdüse, deren Strahl auf die

Rückseite der Laufschaufeln trifft und dadurch das Laufrad abbremst. Das Gehäuse

verhindert das Austreten von Spritzwasser in die Kraftwerkshalle. Der untere

Gehäusekasten wird mit dem Krafthaus fest verbunden. Die Gehäuse moderner

Freistrahlturbinen werden als Schweißkonstruktionen ausgeführt. Die Freistrahlturbine

ist eine teilbeaufschlagte Gleichdruckturbine, bei der das Drehmoment durch die

Umlenkung des aus der Düse kommenden Freistrahls in den Doppelbechern des

Laufrades entsteht. Das gesamte Nutzgefälle wird in der Düse in Nutzenergie

umgesetzt. Die Schaufeln sind so geformt, dass der Freistrahl von der Mittelschneide in

gleiche Teile geschnitten wird und in den Becherschalen um nahezu 180° abgelenkt

wird. Durch diese Umlenkung wird fast die gesamte kinetische Energie des

Wasserstrahls in Impulskraft am Radumfang umgesetzt. Wegen der

Strömungssymmetrie tritt praktisch keine Strömungs-Axialkraft am Rotor auf.

Abb. 8: Aufteilung des Strahls


Version SS 2013 9

Abb. 9: Strömungsbild und Geschwindigkeitsplan

Legende:

cr

- Absolutgeschwindigkeit

ur

- Umfangsgeschwindigkeit des Laufrades

wr

- Relativgeschwindigkeit des Strahls

0 – in der Düse 1 - nach der Düse bzw. vor dem Laufrad 2 - nach dem Laufrad a- Axiale Richtung u - Umfangsrichtung


Version SS 2013 10

3. Radial Reaktionsturbine

3.1. Entstehung und Aufbau

Die erste „Radialturbine„ war ein um 1750 von Andreas Segner gebautes

und nach ihm benanntes Wasserrad (Abb. 10).

Abb. 10: Segner´sches Wasserrad

1832 wurde eine radial von innen beaufschlagte Wasserturbine, durch Benoit

Fourneyron erbaut, in Betrieb genommen (Abb. 11). 1838 wurde an Samuel Howd ein

Patent für eine radiale Überdruckturbine erteilt und 1849 durch James Francis

verbessert (Abb. 11).

Abb. 11: Patentzeichnung Francisturbine


Version SS 2013 11

Das Segner´sche Wasserrad ist ein einfaches Beispiel für eine Turbine, in der die

potentielle Energie einer Flüssigkeit in nutzbare mechanische Leistung umgesetzt wird.

Vom Segner´schen Wasserrad, das als Rasensprenger und in Geschirrspülern

verwendet wird, kommt man zu realistischen Turbinenformen, wenn man sich die Zahl

der Ausflussrohre vermehrt denkt. Man kann dann ein einfaches Ausflussrohr durch den

Kanal zwischen zwei benachbarte Schaufeln eines Schaufelkranzes ersetzen, der auf

einem drehbaren Laufrad angeordnet ist. Diese Anordnung ist eine Radialturbine.

3.2. Wirkungsweise und Geschwindigkeitsplan

In Strömungsmaschinen findet die Energieumsetzung, Strömungsenergie in

mechanische Energie bei Kraftmaschinen, im beschaufeltem Rotor statt. Die Strömung

wird an den rotierenden Schaufeln umgelenkt. Bei der Berechnung des

Energieumsatzes müssen die Abmessungen und die geometrische Form der Schaufeln,

die Drehzahl des Rotors, die Strömungsgeschwindigkeiten und einige physikalische

Größen des Arbeitsmittels, insbesondere Dichte, Zähigkeit und Kompressibilität,

berücksichtigt werden. Zur Beschreibung der Strömungskinematik im Laufrad benutzt

man üblicherweise Geschwindigkeitspläne, insbesondere für den Strömungsverlauf am

Laufradein- und -austritt. In Abb. 12 ist ein radiales Laufrad dargestellt, das von innen

nach außen durchströmt wird.

Abb. 12: Radiales Laufrad


Version SS 2013 12

Es werden die Geschwindigkeiten am Laufrad in die Absolutgeschwindigkeitcr

, die

Umfangsgeschwindigkeit ur

und die Relativgeschwindigkeit wr

unterschieden. Die

Geschwindigkeiten am Laufradeintritt werden mit dem Index 1 gekennzeichnet, am

Laufradaustritt mit Index 2. Die Relativgeschwindigkeit wr

stimmt mehr oder minder

genau mit der Schaufelrichtung überein. Die Absolutgeschwindigkeit cr

ist die vektorielle

Summe aus Umfangsgeschwindigkeit ur

und Relativgeschwindigkeitwr

. Den Winkel

zwischen Relativgeschwindigkeit und der negativen Umfangsgeschwindigkeit

bezeichnet man mit β, den Winkel zwischen Absolutgeschwindigkeit und

Umfangsgeschwindigkeit u mit α. Die Absolutgeschwindigkeit c und

Relativgeschwindigkeit w werden meistens in ihre Umfangs- und Meridiankomponenten

zerlegt.

3.3. Radiale Turbinenstufen

Üblicherweise werden radiale Turbinenstufen nach der Durchströmrichtung des Fluids

unterschieden. Bei der Zentripetalstufe strömt das Fluid radial nach innen, bei der

Zentrifugalstufe dagegen radial nach außen. Eine Turbinenstufe ist immer durch ein

stehendes Leitrad Le und ein sich drehendes Laufrad La gekennzeichnet.

Abb. 13: Gegenüberstellung Strömungsrichtung


Version SS 2013 13

Ein Vergleich der Zentrifugal- und Zentripetalstufe zeigt, dass bestimmte gegenläufige

Tendenzen Kompromisslösungen bei der Auslegung erfordern. Grundsätzlich kann mit

der Zentripetalstufe wegen u1/u2>1 eine dem Betrag nach relativ große

Enthalpiedifferenz verarbeitet werden, wie aus der Gleichung für die Enthalpiedifferenz

im Laufrad ersichtlich ist:

2

)(

2

)( 21

22

21

22

12

wwuuhhh

−−

−=−=∆ (1)

Daraus folgt unter der Zentripetalbedingung u1>u2, dass bereits bei der Umlenkstufe

w1=w2 eine Enthalpiedifferenz im Laufrad abgebaut wird. Bei gleicher Enthalpiedifferenz

benötigt die Zentripetalturbine also gegenüber der Zentrifugalturbine eine kleinere

Stufenzahl und damit einen geringeren Bauaufwand. Das Fluid strömt bei der

Zentripetalturbine in Richtung kleinerer Durchmesser dadurch muss die Schaufelhöhe

mit kleiner werdendem Radius entsprechend dem Volumenstrom vergrößert werden. Im

Allgemeinen bleibt deshalb diese Ausführung den einstufigen Turbinen, wie z.B. in

Abgasturboladern vorbehalten.

Bei der Zentrifugalstufe nimmt demgegenüber bereits bei konstanter Kanalbreite der

Ringquerschnitt in Meridianstromrichtung zu, so dass für expandierende Fluide die

entsprechenden Querschnitte unproblematischer zu realisieren sind.

Allerdings wird im Laufrad der Zentrifugalstufe die umzusetzende Enthalpiedifferenz

wegen u1<u2 bei sonst gleichen Verhältnissen nach kleiner als bei der Zentripetalstufe.

Während das erste Glied (u2 - u1) dieser Gleichung positiv, wird das zweite Glied bei

beschleunigter Strömung (w2 > w1) negativ, so dass die gemäß der Vorzeichenregel

negative Enthalpiedifferenz des Turbinenrades dem Betrag nach verringert wird. Es wird

deshalb konstruktiv darauf geachtet, dass die radiale Erstreckung der Laufräder klein

bleibt, wie es auch in Abb. 13 gezeigt ist. Eine besondere Bauart der Zentrifugalturbine

ist die gegenläufige Radialturbine, die nach ihrem Erfinder auch als Ljungströmturbine

bezeichnet wird (Abb. 14).


Version SS 2013 14

Abb. 14: Ljungströmturbine

Bei dieser Turbine laufen die beiden mit Reaktionsbeschaufelungen versehenen

Radscheiben in entgegen gesetzter Richtung um. Jedes der beiden Laufräder treibt bei

der Stromerzeugung einen eigenen Drehstromgenerator an. Es sind damit nur

Laufschaufeln vorhanden, wobei jeder Laufschaufelkranz zugleich Leitkranz für das

nachfolgende Laufradgitter ist. Die typischen Geschwindigkeitsdreiecke und der

Schaufelplan einer Ljungströmturbine sind in dieser Abb.15 dargestellt.

Abb. 15: Geschwindigkeitsplan Ljungströmturbine


Version SS 2013 15

3.4. Strömung in rotierenden Radialgittern

Die Strömungsvorgänge in den Kanälen von radialen Laufrädern sind infolge des

Einflusses der Rotation, der Kanalkrümmung und der Wandrauhigkeit äußerst

kompliziert und lassen sich weder durch mathematische Berechnungen noch durch

Interpretationen einfacher Versuche beschreiben. Betrachtet man das

Geschwindigkeitsfeld im Laufrad (Abb. 16), so erkennt man eine sehr ungleiche

Geschwindigkeitsverteilung sowohl quer zum Schaufelkanal als auch in

Strömungsrichtung.

Abb. 16: Strömungsform in der Laufschaufel

An einem Massenteilchen, das sich mit der Relativgeschwindigkeit bewegt, greift, da

sich das System mit der Winkelgeschwindigkeit ω dreht, die Corioliskraft Fc an.

Diese Corioliskraft steht senkrecht auf der Strömungsrichtung, d.h. senkrecht auf dem

Geschwindigkeitsvektor in Abhängigkeit von der Drehrichtung wirkt die Kraft bei einer

Drehrichtung nach links nach rechts und umgekehrt. Die Summe dieser Corioliskräfte

bewirkt eine Druckerhöhung auf der Schaufelvorderseite, die deshalb Druckseite

genannt wird, und eine Druckabsenkung auf der Schaufelrückseite, die entsprechend

als Saugseite bezeichnet wird. Da aber nach dem Energiesatz auf einem

konzentrischen Kreis um den Radmittelpunkt die Summe aus Druckenergie und

kinetischer Energie konstant sein muss, folgt wegen der Druckzunahme auf der

Druckseite eine Abnahme der Geschwindigkeit w und auf der Saugseite eine Zunahme

der Geschwindigkeit. Druckabnahme und Geschwindigkeitszunahme auf der Saugseite

können so groß werden, dass es zu der in Abb. 16 dargestellten Ablösung kommt, d.h.

dass nur noch ein Teil des Kanals von einer „gesunden„ Strömung erfüllt ist.


Version SS 2013 16

4. Versuchsaufbau

4.1. Beschreibung der TURBINEN SERVICE EINHEIT FM3SU

Die FM3SU Turbinen Service Einheit (Abb.17) ist konstruiert worden, um die Funktion

der einzelnen Turbinenmodelle FM30, FM31 und FM32 zu gewährleisten. Sie dient als

Basiseinheit für alle Turbinenmodelle. Durch die Kreiselpumpe wird eine Fallhöhe

simuliert. Der Differenzdrucksensor SPW 1 (9) dient zur Messung der Druckdifferenz

zwischen Eingangsdruck der Zirkulationspumpe und Druck an der Behälterwand. Dem

entsprechend sind auch die Anschlüsse des Sensors vorgesehen.

Abb. 17: Skizze der Turbinen Service Einheit FM3SU

4.2. Aufbau der PELTON TURBINE

Die PELTON Turbine FM32 ist in Abbildung 18 dargestellt. Das Laufrad (Rotor) besteht

aus 10 geteilten Laufschaufeln. Der Außendurchmesser des Schaufelrades beträgt 70

mm. An der Welle befindet sich ein Riemenrad, das zur Bremskrafteinstellung dient. Das

Öffnungsventil besitzt eine Einlassdüse mit einem variabel einstellbaren Durchmesser

bis 4,5 mm. Durch die strömungsgünstige Form des Ventilzapfens ergibt sich ein

minimaler Reibungsverlust. Die Geschwindigkeit kann bei einem konstanten

Düsenaustrittsdurchmesser variiert werden. Der Drucksensor misst Eingangsdruck an

der Turbine. Dieser Druck vor der Düse wird zur Berechnung der Hydraulischen

Leistung benötigt. Der Drehzahlsensor mit die Drehzahl des Laufrades. Der Kraftsensor

besteht aus einem Biegebalken und misst die Kraft mit der ein Bremsriemen gespannt

wird. Der Radius der Bremsscheibe beträgt 24 mm. Mit diesen Werten wird die


Version SS 2013 17

abgegebene mechanische Leistung bestimmt. Die Verstellung der Spannung des

Bremsriemens erfolgt mittels einer Schraube.

Abb. 18: Skizze der Peltonturbine FM 32

4.3. Aufbau der Radial-Reaktions-Turbine FM 31

Die Radial-Reaktions-Turbine FM 31 ist in Abbildung 19 dargestellt. Der Turbinenrotor

hat einen äußeren Durchmesser von 45 mm. Das Wasser strömt durch den Rotor und

tritt tangential durch zwei Öffnungen mit der Fläche von jeweils 8 mm² aus. Die

Belastung der Turbine erfolgt analog zu der PELTON Turbine.

Abb. 19: Skizze der Radial-Reaktions-Turbine FM 31


Version SS 2013 18

5. Versuchsdurchführung Die Vorbereitung und Inbetriebnahme des Versuchsstandes erfolgen nach den

Anweisungen des Laboringenieurs. Die beiden Teilversuche werden nacheinander

durchgeführt.

Die Versuchsturbinen sollten wie folgt angefahren werden:

- Bremskrafteinstellschraube locker

- Hauptschalter ( Mains ) einschalten am IFD 1 - A

- Sockel 1 Schalter ( Socket 1 Power ) einschalten am IFD 1 - A

- Haupthahn öffnen

- Differenzdruck über Handrad einstellen

3.1. Teilversuch 1

Zur Beurteilung der PELTON Turbine werden bei unterschiedlichen

Betriebsbedingungen folgende Systemgrößen aufgenommen:

a. Differenzdruck ∆p0 [kPa]

b. Eingangsdruck p1 [kPa]

c. Drehzahl n [Hz]

d. Bremskraft FB [N].

Es werden mehrere Datenreihen aufgenommen. Die verschiedenen

Betriebsbedingungen werden durch Einstellen der Bremskraft und des Differenzdruckes

wie folgt erreicht.

Veränderung des Volumenstromes bei konstanter Düsenöffnung mit dem

Hauptkugelhahn:

- 1. Messreihe mit der Differenzdruckeinstellung bei ca. 50% ( ca. 17,22 kPa )

- 2. Messreihe mit der Differenzdruckeinstellung bei: ca. 100% ( ca. 34,44 kPa )

Veränderung der Düsenaustrittsgeschwindigkeit bei konstanten Volumenstrom

durch die Düsenverstellung:


Die Turbine wird durch die Erhöhung der Bremskraft bis zum Stillstand belastet. Dabei

wird die Schraube jeweils alle 15 °weitergedreht. Nach jeder Einstellung sollte kurzzeitig

gewartet werden, bis sich ein stabiler Zustand eingestellt hat. Die aufgenommenen

Messreihen sind unter dem Namen der Versuchsgruppe abzuspeichern.


Version SS 2013 19

3.2 Teilversuch 2

Zur Beurteilung der Radialreaktionsturbine werden bei unterschiedlichen

Betriebsbedingungen die folgenden Systemgrößen aufgenommen:

a. Differenzdruck ∆p0 [kPa]

b. Eingangsdruck p1 [kPa]

c. Drehzahl n [Hz]

d. Bremskraft FB [N].

Es sollen mehrere Datenreihen aufgenommen werden. Verschiedene

Betriebsbedingungen werden durch Einstellen der Bremskraft und des Differenzdruckes

wie folgt erreicht.

Veränderung des Volumenstromes mit dem Hauptkugelhahn:


- 2. Messreihe mit der Differenzdruckeinstellung bei: ca. 100% ( ca. 34,44 kPa )

Die Turbine wird durch die Erhöhung der Bremskraft bis zum Stillstand belastet. Dabei

wird die Schraube jeweils alle 15 °weitergedreht. Nach jeder Einstellung sollte kurzzeitig

gewartet werden, bis sich ein stabiler Zustand eingestellt hat. Die aufgenommenen

Messreihen sind unter dem Namen der Versuchsgruppe abzuspeichern.


Version SS 2013 20

6. Versuchsauswertung Zum Versuch ist ein Versuchsprotokoll mit folgenden Punkten anzufertigen:

4.1. Darstellung der Mess- und Rechenwerte

Die Messwerte sind in tabellarischer Form darzustellen. Es sind alle nachfolgend

aufgeführten Werte zu Berechnen und alle Rechenwerte in einer Tabelle zu erfassen.

Für einen Messwert aus dem Mittleren Bereich der Versuchsdurchführung ist eine

Beispielrechnung durchzuführen.

Berechnungsgrundlagen

a) Massenstrom: 4

2 02 pd

m∆⋅⋅⋅⋅⋅

=ρπλ

& [kg/s] (1)

b) Volumenstrom: ρ

mV

&& = [m³/s] (2)

c) Nettonutzgefälle: g

pH

⋅=ρ

1 [m] (3)

d) Hydraulische Leistung: 1pVPhyd ⋅= & [W] (4)

e) Bremsmoment: rFM b ⋅= [Nmm] (5)

f) Mechanische Leistung: MnPmech ⋅⋅⋅= π2. [W] (6)

g) Wirkungsgrad: hyd

mech

P

P .=η [%] (7)

Für die Berechnung sind folgende Konstanten anzunehmen. Der Durchmesser d der

kleinen Blende am Eintritt beträgt d = 9 mm. Die Flusszahl λ der Blende beträgt λ=0,63.

und der Radius r der Bremsscheibe beträgt r = 24 mm. Die Dichte ρ vom Wasser wird

mit ρ = 1000 kg/m³ angenommen.

Die tabellarische Auflistung aller Rechenwerte muss in einer übersichtlichen Form

durchgeführt werden. Dabei sind auch alle Zwischenergebnisse (separate Werte laut

der oben angegebenen Formeln) darzustellen und Abweichungen zu kennzeichnen und

der theoretische Hintergrund zu erklären.


Version SS 2013 21

4.2. Grafische Darstellung folgender Abhängigkeiten:

Dabei sind für jede Turbine die folgenden Abhängigkeiten darzustellen.

a) Bremsmoment in Abhängigkeit von der Drehzahl M = f (n)

b) Bremsleistung in Abhängigkeit von der Drehzahl Pmech = f(n)

c) Hydraulische Leistung in Abhängigkeit von der Drehzahl Phyd = f(n)

d) Turbinenwirkungsgrad in Abhängigkeit von der Drehzahl η = f(n)

In einem weiteren Diagramm ist der Vergleich der beiden Turbinen zu führen. Dazu

sollten sie eine charakteristische Größe wählen. Dabei hat eine klare Kennzeichnung

der Kurven zu erfolgen.

4.3. Diskussion der Ergebnisse

- Erläuterung der Kurvenverläufe

- Fehleranalyse ( nicht nur Beschreibung der Fehler )

- detaillierte Aussagen zum Vergleich der beiden Turbinen.

Documents

Versuch STM 2 „Turbinenvergleich“ 2013... · Die Kaplanturbine in der Axialbauform findet bei geringen Betriebsdrücken (Mittel und Niederdruckturbinen) ihre Anwendung. Die