Wasserturbinen und Anlagen. Fluidenergiemaschinen V. Fachgebiet Fluidenergiemaschinen Fakultät Maschinenbau Universität Dortmund

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1 Wasserturbinen und Anlagen Fluidenergiemaschinen V Fachgebiet Fluidenergiemaschinen Fakultät Maschinenbau Universität Dortmund

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3 INHALT I. Verzeichnis der wichtigsten Symbole 1. Einleitung 1. 1 Wozu Wasserkraftanlagen 2. Turbinenarten 2.1. Peltonturbinen 2.2. Fraucisturbinen 2.3. Kaplanturbinen Kennfeld bei Verstellung von Lauf- und Leitradschaufeln 2.4. Wirkungsgradverlauf im Generatorbetrieb 2.5. Verhalten der Turbinen bei veränderlicher Nutzfallhöhe 2.6. Saughöhe der Turbine 2.7. Kavitation in Turbinen Zulässige Einbauhöhe der Turbine 3. Regelung 4. Einsatzbereiche von Turbinen 4.1. Ähnlichkeit 4.2. Einheitswerte 4.3 Aufwertung 4.4 Turbinenarten Peltonturbine (Gleichdruckmaschine)

4 Fraucisturbine (Überdruckmaschine) Kaplanturbine (Überdruckmaschine) Einsatzbereiche der Turbinen Aufbau und Ausbau einer "Hydraulischen Turbinenanlage" Aufbau Ausbau (Hydrographische Parameter) Systematik "Hydraulischer Turbinenanlagen" Allgemeine Kennzeichnung von Turbinenanlagen nach Mosonyi Niederdruckanlagen Rohrturbinenanlagen Kaplanturbinenanlagen Vergleich der Anlagen Mittel- und Hochdruckanlagen Instationärer Betrieb von Hochdruckanlagen Berechnung der gedämpften Schwingung Bauarten von Druckentlastungsanlagen Pumpspeicheranlagen Energieumsatz einer Pumpspeicheranlage Aufbau einer Hochdruck-Pumpspeicheranlage mit Pumpturbine (Z weimaschinensatz) Aufbau des Maschinensatzes Bauteile der Pumoturbine

5 9.3. Aufbau einer Hochdruck-Pumpspeicheranlage mit separaten Fluidenergiemaschinen (Dreimaschinensatz) 9.4. Vergleich der Bauarten Anfahren von Pumpturbinen Anfahren zum Pumpbetrieb Anfahren zum Turbinenbetrieb 10. Bauarten hydraulischer Turbinen Standardisierung von Kleinturbinen Michel Banlei Turbine Turgoturbine Rohrturbine mit Kranzgenerator S-Turbine Literatur Stichwortverzeichnis

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7 Verzeichnis der wichtigsten Symbole Symbol Dimension 1 Bedeutung A F Fläche a u-2 Beschleunigung b I Breite (-Laufrad) c Integrationskonstante c u-1 Absolutgeschwindigkeit D d Außendurchmesser Laufrad Innendurchmesser Laufrad e 1 zr2 spez. Energie F mlt- 2 Kraft f r] Frequenz g u-2 Fallbeschleunigung h Fr 2 spez. Enthalpie I mlr 1 Impuls Md ml 2 r 2 Drehmoment m m Masse n r] Drehzahl nq r] spez. Drehzahl p ml 2 r 3 Leistung p mpt 2 Druck u Ir 1 Umfangsgeschwindigkeit Grunddimension im MK.S-System: 1 = Länge, m = Masse, t = Zeit, T = Temperatur

8 II V l3rl Volumenstrom w lt-1 Relativgeschwindigkeit ~H Pt 2 spez. Haltedruckenergie z geodätische Höhe a (rad) Winkel (c,u) ß (rad) Winkel ( -u, w) 8 I>urchmesserzahl & Rückgewinnfaktor 1] Wirkungsgrad 1Je 17m effektiver Wirkungsgrad mechanischer Wirkungsgrad 0 T Temperatur (Celsius-Temperatur) A Rohrreibungszahl V l2rl kinematische Zähigkeit A Leistungszahl p mr 3 I>ichte (Y Laufzahl (5K Kavitationszahl (jj Pr 2 spez. Dissipationsenergie tjj (rad) Drehwinkel tjj lf/ Volumenstromzahl Druckzahl OJ t-1 Winkelgeschwindigkeit

9 III Indizes auf die Zeiteinheit bezogen Ort unmittelbar vor Laufradeintritt Ort geringster Energie Laufrad, Ein- bzw. Austritt Leitrad, Ein- bzw. Austritt, bzw. Düsenaustritt Ort höchster Energie A a at D E e el G ges L m max N n p R RT RR Sch Austritt Ausbau Atmosphäre Dampfdruck, Druck - Eintritt effektiv elektrisch Generator gesamt Leitrad Meridian Komponente maximal Nutz Nennbetriebspunkt Pumpe Rad Reibung, Triebwerk (Lager, Dichtungen etc.) Reibung, Rad Schaufel

10 IV s St Sp T th u w zul saug- Stauhöhe, Stutzen Spalt Turbine theoretisch Umfangskomponente, Umleitung Wasserschloß zulässig

11 Einleitung Die hydraulische Energie ist eine regenerative Energieform. Wie fast alle regenerativen Energien hängt die Wasserenergie indirekt von der Sonnenbestrahlung der Erde ab. Vereinfachend läßt sich der natürliche Wasserkreislauf wie folgt beschreiben: - Durch Sonneneinstrahlung und die daraus resultierende Wärmeeinwirkung wird Wasser aus den Meeren und den Binnengewässern verdunstet. - Als Luftfeuchte oder in kleinen Tropfen wird das verdunstete Wasser durch Windeinwirkung horizontal transportiert. - Beim Abregnen des Wassers über Gebirgen bleibt ein Rest an potentieller Lageenergie auf der Erde erhalten. Diese Lageenergie kann oft beim Abfließen des Oberflächenwassers in fließenden Gewässern genutzt werden. Zur Umwandlung dieser Energieform in nutzbaren Strom wird eine Fluidenergiemaschine, die "Wasserturbine" eingesetzt. Zum Betrieb einer solchen Wasserturbine ist eine Anlage notwendig. Umgekehrt erfordern viele Anlagen bestimmte Energiewandler. Dabei ist die Maschine selbst Haupt- oder Nebenaggregat Um eine "Hydraulische Turbine" in ihrer Anlage betreiben zu können, ist nicht nur die Kenntnis ihrer Nenndaten (Leistung, Volumenstrom, Fallhöhe, Drehzahl etc. ), sondern auch das Verständnis über ihr Betriebsverhalten und ihre Betriebsgrenzen notwendig. Die Anlage soll alle Teile umfassen, die zum Betrieb der Turbine notwendig sind. Das Ordnungsprinzip der Turbinen nach Laufzahlen ordnet auch die zugehörigen Anlagen in Nieder-, Mittel- und Hochdruckanlagen.

12 1.2 Alle Anlagentypen werden heute auch zur Energiespeicherung in Pumpspeicheranlagen eingesetzt, die zur Spitzenlastdeckung aus modernen Verbundnetzen nicht mehr wegzudenken sind Wozu Wasserenergieanlagen? Die Wasserenergie gehört neben der Sonnenenergie, Windenergie, Wellenenergie und geothermischer Energie zu den natürlichen physikalischen Erscheinungsformen der Energie. Das theoretische Wasserenergiepotential der Erde dürfte etwa MW betragen. Das sind Leistungen, wie sie in ca thermischen Kraftwerken mit je 600 MW installiert werden müßten. Länder wie Kanada, Indien, China könnten ihren Energiebedarf nahezu vollständig aus der Wasserkraft decken. Als weit ausgebaut gilt die Energie aus Wasserkraft in den USA; ca. 50 % (das sind etwa 17 % des gesamten elektrischen Energiebedarfs)- das waren MW lag die installierte Gesamtleistung auf der Erde bei MW 1 E. Pfisterer BWK 21 (1969) Nr. 2, S.74

13 1.3 also bei < 4 % des theoretischen Gesamtpotentials. Der Ausbau des noch ungenutzten Potentials wird in den kommenden Jahren mit zunehmender Brennstoffverknappung 2 stärker als in der Vergangenheit zunehmen. Vor allem in den Ländern mit einem geringen Ausbaugrad des Wasserkraftpotentials wie: Südamerika Afrika Asien Australien werden Wasserkraftanlagen in zunehmender Zahl installiert. So beträgt die projektierte Gesamtleistung des Kongo des Sambesi MW und 6.000MW. Die Baukosten liegen bei Wasserkraftwerken (hydraulischen Turbinenanlagen) im allgemeinen deutlich über denen der "Thermischen Kraftwerke", ein Grund, weshalb trotz niedriger Betriebskosten der Ausbau nur zögernd voran geht. Dazu kommen teilweise ungünstige Standorte der Anlagen. Dem gegenüber stehen beim Ausbau von hydraulischen Turbinenanlagen positive volkswirtschaftliche Gesichtspunkte, wie: - Verhütung von Hochwasserschäden - Bewässerung von Trockengebieten, - Anlage von Wasserspeichern - Ausbau von Wasserverkehrswegen usw. 2 Feste, flüssige und gasförmige Brennstoffe, Biomasse und Kernbrennstoffe

14 1.4 Die in den letzten Jahren verstärkte Umweltdiskussion hat dazu gefuhrt, daß die regenerativen Energieformen wie auch die Wasserkraft, von staatlicher Seite in zunehmender Weise gefördert werden. Die rechtlichen Probleme der Netzeinspeisung bei überschüssiger elektrischer Leistung sind weitgehend beseitigt. Aus diesem Grund ist heute eine verstärkte Ausbautätigkeit von Anlagen mit kleinen Leistungen zu beobachten. Die Anbieter von Turbinen und Anlagen reagieren mit einem Angebot von kostengünstigen Standardisierten Wasserturbinen. Pumpspeicherwerke stellen heute die einzige Möglichkeit der indirekten Speicherung von elektrischer Energie dar; diese muß bei einem zur Zeit erheblich schwankenden Bedarf direkt erzeugt werden. 7IJ(}{J MW'r Bild 1.1.: Belastungskurve eines Verbundnetzes aus /4/

15 Hydraulische Turbinenanlagen 2.1. Pettonturbine Um eme Turbinenanlage beurteilen zu können, ist es notwendig, das Verhalten des Energiewandlers im Betrieb bzw. während der Anlauf- und Auslaufphase näher zu betrachten. Bei Turbinen wird die wandelbare Radarbeit nicht von der Maschine, sondern von der Anlage bestimmt. Besonders anschauliche Verhältnisse liegen bei der Gleichdruck-Turbine- der PELTONturbine1 - vor. Den Aufbau einer Peltonturbine zeigt Bild 2.1. Die spezifische Radarbeit wird, wie auch bei allen anderen hydraulischen Turbinen durch die geodätische Lageenergie zwischen Ober- und Unterwasserspiegel2 bestimmt. Diese Lageenergie wird in einer durch eine "Nadel" verstellbaren Düse in Geschwindigkeitsenergie gewandelt. Das Becherrad wird von einem Wasserstrahl in Form eines Impulsstromes angetrieben, Bild Die Geschwindigkeitspläne verdeutlichen die Verhältnisse. Die Änderung des Impulsstromes ist gleich der, auf das Becherrad wirkenden Kraft Fu. Günstig:.!! = ; ' ' Cz mit u ~ 90 ms- 1 Pelton erfand 1880 die Mittelschneide im Becher 2 Dabei sind zur Auslegung alle dissipativen Vorgänge l.r/j > 0 zu berücksichtigen. Für l.r/j = 0 ergibt sich, bei Kenntnis der geodätischen Lageenergie, nur die Näherungslösung für die Bestimmung der Auslegungsdaten. Der Freihang bei Pettonturbinen ist ebenfalls zu berücksichtigen.

16 2.2 Dabei bewegt sich die Schaufel mit der Geschwindigkeit u von der Düse weg, deshalb trifft der Strahl nur mit W = c3- U auf die Schaufel. Der Kontrollraum, Bild 2.5.,bewege sich, wie das Koordinatensystem mit der Schaufel. Das hier angenommene symmetrische Problem soll auch reversibel, also reibungsfrei verlaufen.

17 2.3 Bild 2.1.: Aufbau einer Peltontrubine, aus /9/ 1 Laufrad 4 Rotierende Ölwmme 7 Lagerträger 10 Schachtdecke 13 Düsenkörper 16 Nadelstelhnotor 19 Rückfülmmg 21 Ab1enkerhebel 24 Stellringführung 2 Turbinenwelle 5 Scluniervorrichhmg 8 Wellenverschalung 11 Ringleihmg 14 Düsemnundstück 17 Kolben 20 Ablenker 22 Ablenkerautrieb 25 Einlauf-Schutzdach 3 Turbinenlager 6 Generatorwelle 9 Gehäuse-Innenteil 12 Düsenrohr 15 Düsenspitze 18 Drucköl zum Öffuen und Schließen 23 Stellring

18 2.4 Bild 2.2.: Freistrahl trifft auf das Becherrad einer Peltonturbine, aus /9/ Bild 2.3.: Impulsstrom auf das Becherrad einer Peltonturbine schematisch

19 2.5 u c3= c2 I w2 Bild 2.4.: Geschwindigkeitspläne am Becherrad einer Peltonturbine 1) Eintritt in das Becherrad 2) Umlenkung des Strahls im Becherrad 3) Drallfreier Austritt aus dem Becherrad im c, ~ennbetriebspunkt Bild 2.5.: Impuls auf das Becherrad einer Pettonturbine X Fu u \---]2. --~====~~-.nr~

20 2.6 Der Impulssatz ergibt bei konstantem Druck über dem Freistrahl (2.-1) =0. Der in x 7 Richtung abfließende Massenstrom m teilt sich voraussetzungsgemäß symmetrisch an der Becherschneide mz =mu +m1r also Mit und eingesetzt in GI. (2. -1) (2.-2) wobei lw 2 1 = lw 1 1 = lwl = ic 3 -ul bei Reibungsfreiheit gesetzt werden kann. Für die Kraft in Umfangsrichtung folgt dann:

21 2.7 Mit V z ~V D, weil der Düsenstrahl beim "Eintauchen in den Strahl" nahezu vollständig getroffen wird, erhält man schließlich (2.-3) Hier mag, erinnert man sich an die Hauptgleichung, die Winkelbeziehung stören. Man erhält die spezifische Radarbeit bei drallfreier Abströmung aus Gl. (2.-3) (2.-4) Idealisiert läßt sich annehmen C 2 u = C 3 u mit cosa = 1 am Eintritt des Düsenstrahles in den Becher gilt (2.-5) Nur wenn ß = 0 wird, erhält man: wr=u(2c 3-2u) mit c 3 =2u WR = 2u 2 FEMIGl. (4.3-7) (2.-6) Mit Gl. (2.-6) ist die Radleistung: (2.-7) Die Umfangskraft Fu: wird bei u = 0, also festgebremsten Rad, ein Maximum; wird bei u = c 3, der Durchgangsdrehzahl, zu Null, d.h., das Rad dreht mit der maximal möglichen Geschwindigkeit, der Düsenaustrittsgeschwindigkeit;

22 2.8 hat bei bewegtem Rad ein Maximum bei cos ß1 = 1, also ß1 = 0, wenn der Strahl gerade um 180 umgelenkt wird. Mit Rücksicht auf eine verlustarme Wasserabfiihrung, ß 1 = , kann dem weitgehend entsprochen werden (Bild 2.5). Die maximale Leistung erhält man aus der Differentiation der Gl. (2. -7) dp.. I _R = p V n ( 1 + cos ~ )( c 3-2u) ~ 0 du (2.-8), also c3 c 3-2u = 0 oder u =- 2 Die Leistung PR: wird ein Maximum bei u = 5._ mit Gl. (2.-7) 2 (2.-9), bzw. (P, ) ~ _!_ p A c 3 Rmax (2.-10). Daraus folgt, daß fiir die Leistungsregelung der Turbine bei konstanter Drehzahl (Generatorbetrieb) der Massentrom der Düse durch Verschieben der Nadel zu senken ist. Bei kurzzeitiger Massentromsenkung in der Falleitung entstehen unzulässig hohe Druckkräfte. Bei plötzlichen Lastabwürfen des Generators beschleunigt die Maschine auf die Durchgangsdrehzahl. Um diese Problematischen Betriebsbereiche zu vermeiden wird eme kurzzeitige Massentromsenkung mit sog. Strahlablenkem, Bild 2.6. und Bild 2.7. durchgefiihrt. Bei plötzlicher Leistungsänderung wird zunächst durch die Turbinenregelung der Strahlablenker bis zur Leistungsanpassung eingeschwenkt und die Düsennadellangsam in diese Leistungsstellung nachgefahren, um dann den Strahlablenker in die Ausgangsposition zurückzuschwenken. Die Verhältnisse des Hochlaufens der Maschine bis zur Durchgangsdrehzahl (u = c2) zeigt Bild 2.8..

23 2.10 Bild 2.6.: Strahlablenker, schematisch Anlage - Göschen II - Schweiz mit 4 Maschinengruppen Pe =-47 MW je Turbine; z = 498 m, n = 500 mi-1 (Escher Wyss)

24 2.10 i 0 n 11 max "max n..._ Bild 2. 8.: Betriebsverhalten bei veränderlicher Drehzahl Mit ~ ~ nmd entsteht bei gradlinigem Drehmomentenverlauf P" = f(n) eine Parabel. Im Gegensatz zu den Dampfturbinen werden Wasserturbinen so ausgelegt, daß s1e die Durchgangsdrehzahl in der Regel ohne Zerstörung erreichen können, häufig aber nicht die mitbeschleunigten, gekuppelten Generatoren.

25 2.11 Bild 2. 9.: Düse, Strahlablenkerund Becherrad moderner Peltonturbinen, aus /9/

26 2. ~o~~~~~~-r~~--~~~~~~ 180 l-rir-t-:rn-fio==!-'ii""'m4tt==if~~t-ti-~"'ii--i~t+-+-i t+ ft--f.n_ n l]max Bild : Kennfeld einer Peltonturbine u= 0, 1

27 Francisturbine3 Fraucisturbinen mit kinematischen Reaktionsgraden rk > 0 gehören in die große Gruppe der Überdruck- oder Reaktionsturbinen. Sie werden radial bzw. halbaxial durchströmt. Leitvorrichtungen übernehmen die Wandlung eines Teiles der angebotenen Energie. Den Aufbau einer Fraucisturbine verdeutlicht Bild Im Gegensatz zur Freistrahlturbine kann man eine Fraucisturbine ohne Freihang aufstellen. Starken Schwankungen des Unterwasserspiegels kommt dies sehr entgegen. Sie kann demnach unter Gegendruck laufen, während bei Peltonturbinen zum Wasserablauf ein Freihang vorgehalten werden muß. Zur Anpassung der Turbine an die vom Generator geforderte Leistung muß bei dem festbeschaufeiten Laufrad, Bild 2.11, das Leitrad den zu verarbeitenden Massenstrom begrenzen. Bild verdeutlicht die Verhältnisse. Die Leitradöffnung AL nimmt mit steigendem Massentrom zu und erreicht die volle Öffnung bei P" = (P")max, konstante Drehzahl und konstantes Gefalle vorausgesetzt. Den Bildern entnimmt man weitere Beispiele von Franciskra:ftwerksturbinen und Leitradverstelleinrichtungen von Francis erstmals gebaut mit Spiralgehäuse

28 2.14 Bild 2.11.: Aufbau einer Fraucisturbine (Escher Wyss) 1 Laufrad 4 Kohlenstopfbüchse 7Lagerbock 10 Bedienungspodest 13 Zwischenwelle 16 Verstell-(Regulier-)ring 19 Führungsring 22 obere Lagerbüchse 25 Leitschaufelblatt 28 Saugrohr 31 Stützschaufelring 2 Labyrinthring 5 Schröpfrohr 8 Führungslager 11 Turbinenwelle 14 Wellenschutzrohr 17 Hebel 3 Gegenlabyrinthring 6 rotierende Ölwrume 9 Durchflußkompensator 12 Kupplung 15 Servomotor-Angriff.<>punkt 18 Lenker 20 Leitrad- und Turbinendeckel 21 Turbinendeckel 23 mittleres Lager 24 Leitschutzring 26 unterer Turbinendeckel 27 Saugrolrrbelüftungskanal 29 Spiralgehäuse 30 Stützschaufel

29 2.15 l (j) ~----"<...:.L.L. I I / Bild 2.12.: Bauteile einer Francisturbine aus /1/ 1 Spirale 2 Stützschaufel 4 Leitraddeckel (wellenseitig) 5 Laufradmantel (saugrohrseitig). 7 Schutzring an der Saugrohrseite 8 Saugstutzenansatz 10 Laufrad 11 Laufradschaufel 13 Laufradring 14 Laufradnabe 3 Leitschaufel 6 Schutzring an der Wellenseite 9 Saugschlauchpanzer (Krümmer) 12 Laufradboden 15 Spaltring arn Laufrad 18 Turbinenwelle 16 Spaltring arn Leitraddeckel 17 Spaltring arn Laufradmantel 19 Kupplungsflausch 20 Turbinen-Führungslager 21 Führungslagergestell 22 Labyrinth-Wellendichtung 23 Leitschaufelzapfen 25 Regulierhebel 26 Lenker (Bruchelement) 28 Regulierring-Zugstange 29 Druckausgleichsrohr 24 Leitschaufelzapfen-Dichtung 27 Regulierring (Finkscher Ring) 30 Spaltwasser -Ableihmgsrohre

30 u V Bild 2.13.: Kennlinie einer Fraucisturbine n, zn= const mit der nutzbaren spez. Lageenergie gzn = g(z- 'üjj) und daraus

31 2.17 Bild 2.14.: Zwei Laufräder für die gleiche Leistung von -46 MW, jedoch unter verschiedenen Fallhöhen: Niederdruck-Fraucisturbine 56,5 m, Hochdruck-Francisturbine 455 m (Escher Wyss)

32 2.18 Bild 2.15.: Francisturbine - French Meadows (Voith) F.=-17,8 MW,zN=182 m,n=450 min- 1,60Hz

33 2.19 Bild 2.16.: Leitschaufeln und Laufrad ohne Welle und Stellring während der Montage - Strannon ~=-24,4 MW,z=35,1 m,n=150 min- 1 (Voith)

34 2.20 Bild 2.17.: Turbinenschacht mit Servogestänge für den Stellringantrieb - French Meadows P"=-17,8 MW,z=l82 m,n=450 min- 1

35 2.22 Bild 2.18.: Francisturbine mit vertikaler Welle - Itumbirara I:= -417 MW, zn =115m, n= 120 min- 1 (Voith)

36 2.23 Bild 2.19.: Laufrad der - Itumbirara - Turbine aus Stahlguß geschweißt D = 6550 mm, m = kg (Voith)

37 ~~ ---- Bild 2.20: a) Einstangenantrieb fiir Außenverstellung der Leitschaufel (Regulierring); AL =relative Leitradöflhungsfläche, a 3 = Leitradöflhungswinkel b) Aufbau einer Francis-Turbinenstufe, schematisch ) I l)max ::,...!-"' 1-"" 1200 t ~ 9o n 21 j"j I ' rtr:: / I J 1/1.1 ~ 4(,..,_"_ ~ /~ 1-- ~ I ~ II I;' 1-' 1--'r- II... ~ J ] 1/f J 1.0. ~ I;' ~I-" ~~ I;' 1--'~-" 1--'~-' 1- J I I ll /J 1 rh 6'o.9_ / V IL rr l1 '1 f.l tl ~ I V:i lj lj 0.8- ~ Li I l1l /j_ // r;o.? ~ ~-~-- ~ 1'"-:-1--" - t-- I I ll -u """" / I /, V_j_ l[j 'rf1o.6.i 7 rt ~ ~ ~d :I" V IL 6~ ~ ~4. 1'-v V V ~ ~~ ~ ldt. :'-... ~-""" / ~ V ~ \. ~ ~ ~ \\ 1\... = ~ ~ ~~ L al ~ ----~ n -100 "...,. { nll]max Bild 2.21.: Kennfeld einer Fraucisturbine analog Bild 2.10; O"= 0,57

38 2.24 I I l Bild 2.23.: Längsschnitt durch die Kaplanturbine, - Pirttikoski - (Finnland) Leistung- 66 MW, Laufraddurchmesser 5,80 m. Anordnung des hydraulischen Servomotors fiir die Verstellung der Laufradschaufeln in der Laufradnabe (Escher Wyss)

39 2.25 Zu Bild 2.23.: 1 Welle 4 Verstellmechanismen 7 Oelzuleitungen 11 oberer Laufradmantel 14 Saugrohrpanzerung 17 Turbinendeckel 20 Stützschaufelring 23 Führungslager 26 Regulierring 29 Stützrohr 32 Segmente 36 Standrohr 39 Bremszylinder mit Schraubvorrichtung 42Armstern 45 äußere Drosselbüchse 48 radiale Bohrungen zur Weiterleitung des des Öles 52 Regulierölpumpen 2 Laufradnabe 5 Verstellzylinder 8 Oelzufuhrung 12 Übergangsteil 15 Leitschaufeln 18 Lagerbüchsen 21 Stützschaufeln 24 Dichtungsvorrichtung 27Lenker 30 Nabenstück 34 Haltering mit Lagerkörpern 37 Spurlagergehäuse 3 Laufschaufel 6 Kolben 10 unterer Laufradmantel 13 unterer Leitradring 16 Lagerbüchsen 19 Verstellhebel 22 Lagerhals 25 Pumpvorrichtung 28 Servomotoren 31 Spurring 35 oberes Führungslager 38 radiale Abstützarme 40 Generatorrotor 41 Generatorstator 43 Erreger 44 Pendelgenerator 46 Ableitungsrohr 47 Hohlraum in der Welle zum Auffangen 49 Auffangraum :fur das Sickeröl des Sickeröles 50 Zahnrad mit Sicherheitspendel 51 Umwälzpumpe für Axialöl Zu Bild 2.24.: 1 Stützschaufel 4 Leitschaufel 7 Turbinendeckel 1 0 Saugschlauchpanzer 13 Haube der Laufradnabe 16 Hebel des Laufradflügels 20 Turbinen-Führungslager 23 Belüftungsventil 26 Reglerarm 29 Leitradstellmotor (Servomotor 32 Kipplagerbacke im Spurlager 35 Bedienungsflur 38 Servomotorkolben 41 Ölleitung 43 unteres Stromerzeuger-Führungslager 46 oberer Tragstern 48 Speichen des Stromerzeugerläufers 51 Schleifring 53 Blechpaket des Stromerzeugerständers 57 Stromerzeuger-Bremsring 2 Oberer Stützschaufelkranz 5 oberer Leitschaufelring 8 Turbinenhals 11 Laufradflügel 14 Flügelzapfen 18 Regelkreuz 21 Wellendichtung 24 Leitschaufelzapfen 27 Lenker (Bruchbolzen) 30 Zugstange für Regelring 33 Spurlager-Grundring 36 Laufradstellmotor 39 Zugstange :fur die Laufradverstellung 44 oberes Stromerzeuger-Fühungslager 49 Läuferring des des Stromerzeugers 54 Ständerspule 58 Blechhaube 3 lmterer Stützschaufelkranz 6 unterer Leitschaufelring 9 Laufradmantel 12 Laufradnabe 15 Flügelzapfendichtung 19 Turbinenwelle 22 Sickerwasserpumpe 25 Dichtung des Leitschaufelzapfens 28 Regelring (Finkscher Ring) 31 Spurlager 34 Kühlrohrschlange 37 Servomotorzylinder 40 Öleinfuhrungsbock 42 Wellenverlängenmg 45 unterer Tragstern 47 Nabe des Stromerzeugerläufers 50 Läuferpol des Stromerzeugers 52 Stromerzeuger-Ständergehäuse 55 Durchfuhrungsisolator

40 2.26, Bild 2.24.: Bauteile eines Kaplanmaschinensatzes aus /1/

41 2.27 Bild 2.25/2.26.: Anordnung der Einzelservomotoren fur die Steuerung der Leitschaufeln großer Kaplanturbinen 1 Einzelservomotor 4 Betriebsdruck- Ölleitung 7 Regulierhebel 10 Rückführkeil 12 Steuerventilhebel 2 kleiner Regulierring 5 Notdruck -Ölleitung 8 loser Schwinghebel 11 Spannfeder fiir Steuerventil 3 3 Steuerventil 6 Ölablaufleitung 9 Gelenklasche zwischen Servomotor 1 und Regulierhebel 7

42 2.28 Bild 2.27.: Kaplanmaschinenatz- Aschach- Österreich, Donaukraftwerk. m P" =-67 MW.V=500-,n=68,2 mm,zn = m (Voith) s

43 2.29 Bild 2.28.: Kaplanlaufrad des Donaukraftwerkes - Aschach- Pe=-67 MW,V=500 m 3 /s, n=68,2 min- 1,zN =15m Kegel als Montagehilfe :fiir den Einbau auf eine Stützkonstruktion im Saugrohr, Chromstahlguß

44 Kaplanturbinen Kaplanturbinen sind axial durchströmte Überdruckmaschinen mit hohen Laufzahlen, d.h. s1e verarbeiten große Massenströme bei kleinen spezifischen Radarbeiten bzw. Fallhöhen. Der Einsatz von Kaplanturbinen wird, wie der der Francisturbine, durch auftretende Kavitation begrenzt, die infolge Senken des statischen Druckes im Saugmund als Spaltkavitation, Eintrittskantenkavitation auf der Saugseite, sowie Flächenkavitation auftritt (siehe 2.30). Kaplanturbinen besitzen besonders hohe Teillastwirkungsgrade, weil die Anpassung der Maschine an die Betriebsparameter durch die doppelte Verstellung von Lauf- und Leitschaufeln geschehen kann, Bild Den Aufbau eines Kaplanmaschinensatzes zeigen Bild und Bild Der Leitapparat, als meistens einziges, schnellschließendes Abschlußorgan der Anlage, kann mit einem Regullierring, Bild 2.18.a oder mit Einzelservomotoren (bei großen Leistungen) verstellt werden, Bild und Bei Verstellung mittels einzelner Servomotoren kann die Betriebssicherheit erhöht werden, weil durch Fremdkörper festgeklemmte Leitschaufeln nur einen Teil des Leitapparates blockieren Kennfeld bei Verstellung von Lauf- und Leitschaufeln Die günstigste Kombination der Lauf- zur Leitschaufelstellung wird durch den Versuch bestimmt. Dem Bild entnimmt man die Zusammenhänge. Jede Propellerkurve entspricht einer konstanten Laufradö:ffi:mng rjj, die zugehörige Leitradvariation (AL) rfi beschreibt den bei rjj = const möglichen Betriebsbereich der Maschine. Demnach findet man zu jedem ( 17q~) eine ausgezeichnete Leitradstellung (A Lrfi). Die max opt Enveloppe der Teilwirkungsgradkurven ist der Kurvenschar (A Lrfi) direkt zugeordnet. opt Eine konstante Leitradstellung und variable Laufradstellung hingegen ergäbe die Kennlinie 1] = f (V) fur (AL) rfi = const.

45 2.31 Daraus folgt aber, daß die Wirkungsgradkurve einer nur laufschaufelverstellbaren Maschine zwischen den Kurven ( 1] rf1) max und ( 1] )A L=const liegen würde, Eine axiale nur leitschaufelregulierte Maschine entspricht den Kurven ifj = const und muß als weniger geeignete Reguliermaschine bezeichnet werden. Propellerkurven --./ lall _../ ,.--(AL)tp2,.;.---- f.pj!adm = :; ---../'' 'i"l.. V... Bild : Zusammenhang zwischen Laufschaufel- und Leitradstellung bei n = const und 0 größtmöglichen Teilwirkungsgraden A fur konstante, nicht angepaßte Leitradöffuung (AL) r/ji,opt

46 Wirkungsgradverläufe im Generatorbetrieb Prinzipielle Wirkungsgradverläufe hydraulischer Turbinen entnimmt man Bild Mit steigender Laufzahl (Doppelregelung nicht berücksichtigt) sinkt die Fülligkeit der 7J =.t( V) Kurven und damit verschlechtert sich ihr Betriebsverhalten als Reguliermaschine. Peltonturbinen (Bild 30 a, u;::; 0, 03) zeigen im Punkt maximaler Leistung nicht den höchsten Wirkungsgrad, bedingt durch zunehmende Dissipation mit steigendem V olumenstrom. Turbinen geben erst oberhalb des jeweiligen Leerlaufvolumenstromes mechanisch nutzbare Energie ab. Der zugehörige Energiestrom deckt (FEM I, Abschn ): - äußere mechanische Dissipation - innere mechanische Dissipation - volumetrische Verluste (bei Peltonturbinen vemachlässigbar) - hydraulische Dissipation Kaplanturbinen (Bild 2.-30b, u;::; 1, 15) we1sen emen ähnlichen fülligen, aber beim Nennvolumenstrom den höchsten Wirkungsgrad aller Bauarten auf Fraucisturbinen (Bild 2.-30c, u;::; 0,38 bis u;::; 0, 76) lassen sich mit zunehmender Laufzahl schwieriger an wechselnde Generatorleistungen anpassen als Freihstrahl- oder Axialturbinen.

47 Verhalten der Turbinen bei veränderlicher Nutzfallhöhe im Generatorbetrieb Alle bisherigen Betrachtungen waren unter der 34 )raussetzung konstanter geodätischer Höhen der Wasseroberflächen, also einer unveränderten Nutzfallhöhe zn angestellt worden. Nun ist, wie noch zu zeigen sein wird, zn eine Funktion des jahreszeitlichen Wasserganges, der Ausbaugröße der Anlage u.a.m. In Bild ist :fur die Reaktionsturbinen das Betriebsverhalten bei veränderter Nutzfallhöhe dargestellt. Der Wirkungsgrad sinkt bei Hochwasser zn I (zn)n < 1 steil ab, d.h., :fur Anlagen mit kleinen ZN Werten (Niederdruckanlagen) lohnt der Betrieb immer weniger, bei zn I (zn)n ~ 0,3 wird die Kupplungsleistung zu Null, der Anlageneigenbedarf ist damit etwa erreicht. Werte (zn I zn)n > 1 lassen sich mit Rücksicht auf die mechanische Beanspruchung der Maschine häufig nicht verwirklichen. Bild 2.31.: 3.0 r----r Betriebsverhalten von Reaktionsturbinen als Funktion der Nutzfallhöhe, n = const I 0,75 V f Ynenn 2,0 1,00 Pe I ( Pe )nen~o 0, l lle 0 0 0, , ZN I ( ZN)nenn.. Hochwasser... Niedrigwasser

48 2.33 1~ ~ ~ ~ f Q. I 1le. f!'~ I , ,00 V /Vmax llt' Bild 2.-30: Wrrkungsgradverlauf-+ V/~ vn Va a b c d Nennvolumenstrom; ZN "n = const Leerlaufvolumenstrom Peltonturbine Kaplanturbine Fraucisturbine (Normalläufer) Fraucisturbine (Schnelläufer) hydraulischer Turbinen bei Generatorbetrieb

49 2.35 zs _-_-_-_ --:--:_-_-_-_-*_ -- = ==- =- -=- - = -=- -= =- - :::: -_ Zso z EI ow...,... ',/P ~ I ',,, ~~~3~' ''_... _'-~ !._----,~-----== ~L-~----~=-L_-~ Saugrohr Bild 2.32.: Kontrollraum um ein Überdruckturbine p,c,w -- E Turbineneintritt A Turbinenaustritt so Saugrohreintritt SA Saugrohraustritt 0 Laufradaustritt 1 Laufschaufelaustritt 2 Laufradeintritt 3 Leitradaustritt 4 Leitradeintritt

50 Saughöhe der Turbine Das Saugrohr der Turbine verzögert als passives Bauelement (Diffusor FEM I, Abschn. 1.24) die Strömung am Austritt des Laufrades (rotierendes System) bis zum Saugrohraustritt nach und demzufolge tritt eine Drucksteigerung erst bei auf Zweck des Saugrohres einer Turbine ist demnach die noch vorhandene kinetische Energie am Laufradaustritt in Druckenergie zu wandeln. Die so gewonnene Druckenergie steigert die im Rad nutzbare Energie. Der statische Druck am Diffusoraustritt gestattet die nutzbare Energiedifferenz zwischen Laufradein- und -austritt zu erhöhen, weil am Laufradaustritt so der statische Druck bis zum Dampfdruck gesenkt werden kann. Deshalb gehört auch das Saugrohr, anders als bei der Pumpe, zur Turbine, d.h., die Systemgrenze verläuft saugseitig immer hinter dem Saugrohraustritt. Wie groß ist nun der Saugrohreintrittsdruck P 80? Für stationäre Strömungsprozesse (nach FEM I, Gl ) gilt, bezogen auf die Energieumwandlung im Saugrohr: f ~ 2 2.A,/,. C ~ - C SO ( ) - vup = 'f/so!~ + +g z~ -zso so 2 (2.-11) Setzt man die Höhen z 8 und zsa aus Bild 2.32 ein, wird: p p c2 c2 o- ~- so+ ~- so +g (z -z )+""' (2.-12) - p ~ so 'f/so!~ 2 Für die Energiegleichung zwischen Unterwasser und Saugrohraustritt erhält man:

51 mit g zsa : = 0 (da Bezugsniveau) und c; = 0, d.h. vollständige Dissipation der kinetischen Austrittsenergie, t/jsa.a, wird: (2.-14) cz es gilt t/jsa,a = ; In Gl. (2.-12) eingesetzt folgt: Pat CSA Pso CSA -Cso ( ) 0=---+gzA +t/jsa.a --+ +g ZsA -Zso +t/jso!sa p 2 p 2 (2.-15) Die Saugrohrdissipation gewinnt man abhängig von der kinetischen Energie im Saugrohr aus: (2.16) mit & als Rückgewinnfaktor. Der Druck am Saugrohreintritt wird gegenüber dem Atmosphärendruck entsprechend Gl. (2.-15) und Gl. (2.-16) gesenkt auf: (2.-17) wenn man bedenkt, daß vollständig dissipiert, sowie nach Bild 2.32 wird.

52 2.38 Bei Regelung z.b. der Francisturbine tritt das Wasser aus dem Laufrad im Teillastbereich nicht mehr drallfrei aus, d.h., es entsteht eine Umfangskomponente c~ u, die die spezifische Radarbeit verkleinert ciu I ~... ' c*,c,m... 1 c, ', I '... I u Bild 2.33.: Geschwindigkeitsplan einer geregelten Turbinenstufe Mit einem konischen Saugrohr läßt sich auch die Energie der Umfangskomponente c~u* I 2 teilweise in Druckenergie umsetzen. Setzt man voraus, daß C 2 * = ( cso Y ist, entsteht mit!.u u aus Gl. (2.-17) Rückgewinn der Meridiankomponente -8 u 2 ROckgewinn der Umfangskomponente (2.-19)

53 2.39 P 80 sinkt bist in die Nähe des Dampfbereiches durch die Drucksenkungsterme in GI. (2.-19). Während man in der Praxis mit &m = 0, 7 + 0, 9 rechnen kann, also der Rückgewinn bei mäßigen Erweiterungswinkeln (Flächenänderung ~ D 2 ) recht gut liegt, nimmt die Umfangskomponente nur mit ~ D 2 zu; hier muß meist & 21 = 0 + 0, 1 angenommen werden. Mit abnehmendem Umsetzungsfaktor steigt P 80 gegenüber dem Atmosphärendruck, d.h., die Nutzfallhöhe nimmt ab. Durch die Stabilisierung der Grenzschicht bei geringerer Umfangskomponente verbessert sich die Saugrohrwirkung. Hohe Gründungskosten fuhren zum Einbau von Krümmersaugrohren, Bild 7.8. und Bild Endquerschnitt As Häufig werden die Saugrohrquerschnitte so festgelegt, daß zur Grenzschichtstabilisierung in der Krümmungszone eine beschleunigte Strömung auftritt. Rohrturbinen, Bild 7.4/6, weisen baubedingt besonders günstige Verhältnisse auf

54 Kavitation in Turbinen Leonhard Euler schrieb sinngemäß den Satz: "Aber wenn es sich ereignen sollte, daß an irgendeiner Stelle diese Größe (gemeint war der statische Druck) negativ wird, so würde das Wasser die Wandung verlassen und so einen leeren Raum lassen; man muß sich davor hüten, da alsdann die Wirklichkeit gänzlich von der Theorie abweichen würde." Viktor Kaplan hatte sich 1918 beim Bau seiner ersten großen Turbine nicht "gehütet", er hatte die Drucksenkung an den Schaufeln bis hin zum Dampfdruck zugelassen, die kavitierende Maschine hätte ihn beinahe geschäftlich ruiniert. Die Ursache der Hohlraumbildung oder Kavitation ist die Eigenschaft von Flüssigkeiten zu verdampfen. Wasser verdampft, wenn der örtliche statische Druck gleich oder kleiner als der zugehörige Dampfdruck wird. Dann bilden sich plötzlich örtlich scharf begrenzte Kavitationsblasen. Diese Wasserdampfblasen implodieren an Stellen höheren Druckes Get-impact). Hier liegen also Ursache und Wirkung nicht nur zeitlich, sondern auch örtlich auseinander. Die Folgen der Kavitation sind Werkstoffschäden, Einschnürung des Strömungsquerschnittes und Fallen des Wirkungsgrades. Für alle Überdruckturbinen und alle Pumpen stellt Kavitation eme Betriebsgrenze 1m Einsatzbereich der Maschine dar. Je nach Maschinenbauart liegen stark unterschiedliche Relativgeschwindigkeiten vor, so daß, wie schon die spezifische Haltedruckenergie, auch die Kavitationszahl von der Laufzahl abhängt. Die Kavitationszahl Gl. (2.-27) entnimmt man (näherungsweise!) Bild Sie wird aus Versuchen bestimmt, siehe Abschnitt

55 2.41 Mit steigender Laufzahl steigt (}K progressiv mit rjj kavitationsgefahrdet. an, d.h., Propellerturbinen sind besonders 1,6 1, ,0 - ~ Kaplan Turbinen _L - ~ ---- ~- -~ 6 Schaufeln ~ -- L ~ ~auteln V ~.Schaufeln 0,4 / V 0.2 r-- -, L Kncis Turbinen ~ /minl n9... Bild 2.34.: Kavitationszahl nach Thoma als Funktion der spezifischen Drehzahl Zulässige Einbauhöhe der Turbinen Die Frage nach der Vermeidung der Kavitation fallt immer mit der Frage nach der größten zulässigen Saughöhe zusammen. Der kleinste statische Druck tritt in der Nähe der Schaufelaustrittskante auf Die Energie am am Saugrohreintritt

56 2.42 Demnach ist: e y 2 2 = Par _ g,/, CSA - CSO Zs + 'f'so SA - p 2 Um Kavitation zu vermeiden, darf der statische Druck ~o nach GI. (2.-10) nicht den Dampfdruck erreichen, d.h., die spezifische Arbeitsfähigkeit des Arbeitsfluids im Saugstutzen kann nicht vollständig ausgenutzt werden. Verfugbar ist demnach nur der um die spezifische Energie des Dampfdruckes verminderte Wert von ey: P p c2 p c2 c2 Yverf y p p 2 p 2 ( e ) = e - _Q_ = _ Q + _ Q_- _Q_- SA - so (2.-22) bzw. (2.-23) Wenn von der Turbine möglichst viel ~ verarbeitet werden soll, wird der statische Druck am Schaufelaustritt nahe dem Dampfdruck sein müssen, so daß die spezifische Halteenergie durch den Saugrohrrückgewinn aufzubauen ist, andernfalls wird frühzeitig pi4 erreicht und die Turbine kavitiert. Von der Turbine wird aber eme bestimmte Druckenergiereserve, die sog. spezifische Haltedruckenergie ~ y H benötigt, die von der verfugbaren Energie mindestens bereitgestellt werden muß, um Kavitation in der Turbine zu vermeiden. Also wird (vergl. FEM I, Abschnitt 9.2.) (e ) > ~ y Y verf- H (2.-24) Diese spezifische Haltedruckenergie muß bei Turbinen an der Systemgrenze bei A, also am Saugrohraustritt vorhanden sein. Bei gerade auftretendem Dampfdruck im Laufradkanal Pso = Pv entspricht ~ y H dem Saugrohrrückgewinn e c so - c SA aus der kinetischen Energie c so. 2 2

57 2.43 Die höchstzulässige Saughöhe der Turbine wird, weil der Saugrohrrückgewinn bereits in Li y H enthalten ist: (2.-25) Die rechnerische Vorausbestimmung der spezifischen Haltedruckenergie stößt auf große Schwierigkeiten, sie ist u.a. eine Funktion: Der Drucksteigerung arn Laufradkanalaustritt.A w aus GI (2.-26), aus der Verzögerung der Stromlinien jenseits der Schaufelaustrittskante, dem möglichen Druckrückgewinn im Saugrohr, der Laufzahl, der Umfangsgeschindigkeit, der Schaufelform am Austritt, der Lage der Austrittskante, der Schaufeldicke u.a.m. Der Ansatz von Pfleiderer A _ 1 w~ 1 c~ L.l y H -/ /1-2 2 (2.-26) ergibt gute Anhaltswerte mit.a 1 ;::: 0,16 (etwa halb so groß wie bei Pumpen) und.a 2 ;::: 0, 7; dabei beeinflußt.a 2 direkt den Saugrohrrückgewinn 2

58 2.44 Für Turbinen folgt demnach eine kleinere spezifische Haltedruckenergie, verglichen mit demselben Rad im Pumpbetrieb. Die Gründe dafür sind in der verzögerten Pumpenströmung zu suchen, die größere Dissipation erzeugt als die Turbinenströmung. Die Turbinenräder sind also kavitationsunempfindlicher als Pumpenräder. Statt der spezifischen Haltedruckenergie Ll y H wird in der Praxis die Kavitationszahl (Thoma'sche Kavitationszahl) Par-Pv-gpzs (JK: = (2.-27) gpzn mit zs positiv als Saughöhe und zs negativ als Zulaufhöhe verwendet. So geht GI. (2.-27) über in: ( z ) := Par - Pv ]1 -CY [ g z - (2.-28) S max p K N g Eine mögliche Druckverteilung über emer kavitierenden Kaplanturbinenschaufel gibt stark vereinfacht Bild wieder.

59 2.45 l Pot z N Ol 0. d' ~Bereich der Kavitation B=Beginnl ze1 tt 1c h ge t renn t E=Ende Bild 2.35.: Druckverteilung auf der Schaufelrückseite einer Kaplanmaschine (voll-ausgebildete Kavitation) nach Thoma u K = Kavitationszahl z s = Saughöhe z N = Nutzgefalle

60 2.46 Bild 2.36.: Funkenphotografische Aufuahme eines dreiflügeligen Kaplanrades mit stark ausgebildeter Kavitation im Bereich der Schaufelwurzel sowie mit Spaltkavitation am Flügelrand. Solche Versuche dienen der Entwicklung der weiteren Steigerung kavitationssicherer Laufräder, denn die Möglichkeit der weiteren Steigerung von Einheitsleistung und Betriebsgefälle ist weitgehend eine Frage des Kavitationsverhaltens (Escher Wyss)

61 2.47 Beispiel: Ein Francismaschinensatz mit stehender Welle nach Bild 7.-9 verarbeitet bei 3 V= 100~ und n = 200min- 1 s mit einem Wirkungsgrad von 'lle = 0,90. Wie hoch muß das Laufrad gegenüber dem Unterwasser montiert werden, um emen kavitationsfreien Betrieb zu gewährleisten? ( p at = 9, 8m, Wassertemperatur t = 20 C). p g Die Kupplungsleistung der Turbine ist bei c 2 = c 1 : Pe = ~ (~ htea +g~ ZEA) = -p g V ZN''lle 3 Nm = -10 9, ,90 - s = kW mit der spezifischen Drehzahl (FEM I, Abschnitt 6.2.) und

62 2.48 n [min- 1 ] a= q = ,8 ' folgt fiir den Kavitationsbeiwert sowie mit aus der Dampfdrucktafel fiir Wasser bei t = 20 C zugehörigen Dampfdruck eingesetzt in Gl. (2-.-19) wird die zulässige Aufstellhöhe (zs) max ::; 9,8-0,24-0,38 40 ::; -5,64 m Die negative Saughöhe bedeutet eine Zulauf, d.h., die Montage des Laufrades unterhalb des Unterwasserspiegels. Die Angaben in Bild 2.33 sind als Anhaltswerte zu betrachten.

63 Regelung Aufgabe der Regelung ist bei Generatorbetrieb der Anlage die Anpassung des abgegebenen Turbinenmomentes an das Generatormoment bei geringer Drehzahlschwankung. Dabei muß ein veränderlicher Eintrittsenergiestrom bei sich ändernden Wasserverhältnissen, also bei Änderung der Nutzfallhöhe, welche gemessen wird, und/oder des verarbeitbaren Volumenstromes als weitere Störgröße einer Drehzahlregelung angesehen werden. Bei Verbundnetzen ist heute die Austauschleistung mit einer kombinierten Drehzahl-Leistungsregelung konstant zu halten. In jedem Fall aber muß die Drehzahlabweichung vom Sollwert in eine Bewegung des Stellgliedes der Regelstrecke umgesetzt werden. Als Regeleinrichtung werden die Leitapparate der Turbinen, bei Kaplanturbinen auch die angepaßte Laufschaufelverstellung durch Servomotoren, Steuer- und Arbeitskolben betätigt. Die Regelgrößenschwankung Ll n = nmax - bestimmt. nmin wird von der Reglerschlußzeit T s gleichsinnig Diese ist damit auch eine Funktion des Maschinenträgheitsmomentes und der höchsten zulässigen Beschleunigung in der Falleitung. Zu der Rohrleitungslänge, mit der fur die Beschleunigung verfugbaren Energie (p g z N), muß T s und damit das Maschinenträgheitsmoment gewählt werden, um die Druckschwankungen in der Falleitung zu beschränken. Bei langen Rohrleitungen ergäben sich dadurch zu große Reglerschlußzeiten, deshalb sieht man bei Pettonturbinen Strahlablenker und bei Francisturbinen einen Bypaß am Spiralgehäuse ("Druckregler", "Durchflußkompensator") vor. Hydraulische Turbinen lassen sich nur mit emem erheblichen Energieaufwand regeln. Die Regeleinrichtung, meist als kompakte Einzheiten konzipiert, umfaßt: den eigentlichen Regler und die Verstärker (Servomotor und Steuerschieber incl. Ölversorgung) fur das Reglerausgangssignal

64 3.2 Die Stabilisierung wird mittels zeitweiser Rückführung erreicht. Steuerwerke als Reglerteil können die Drehzahl mechanisch, hydraulisch, d.h. in Druck (Bild 3.1.) oder elektrisch umsetzen. Letztere haben den Vorzug, daß die Leistungseinstellung mehrer Gruppen leicht zentral durchgefiihrt werden kann (Netzzentralregler). Bild 3.1.: Drehzahlregler fiir Kaplanturbinen (drehbare Leit- und Laufschaufel) und Peltonturbinen (Düsennadel und Ablenker) mit starrer Rückfiihrung (Prinzip Escher Wyss) Das Prinzip einer mittelbaren Regelung verdeutlicht Bild 3.2.

65 3.3 l.j.lmin a) auf - -..,..._zu aufzu Steuerschieber - Rückführung t - Bild 3.2.: Mittelbare Regelung: a) ohne, b) mit Rückfuhrung

66 3.4 Bei abnehmendem Generatormoment (Last fällt) erfährt die Turbine eine Beschleunigung, die Verstell:fuhrung des Pendels bewegt die Kolben des Steuerventils nach unten und Öl strömt in den Stellmotor (Verstärker) in Richtung >Schließen< ein, in Richtung >Öffnen< aus. Nach Drehzahlabnahme der Turbine nimmt die Verstellführung ihre Ausgangslage wieder ein, damit ist ein neuer stationärer Betriebspunkt bei unveränderte Drehzahl erreicht. Nachteil einer so einfachen Regelung ist die fehlende Rück:fuhrung, die im vorliegenden Falle zu emem Überschwingen des Reglers führt, weil beim plötzlichen Lastabfall das Momentengleichgewicht zunächst bei n > ~enn erreicht wird. Einen weiteren Anstieg der Drehzahl verhindert der Regler durch Schließen des Leitringes von n > nnenn in Richtung ~enn Sobald nnenn erreicht ist, liegt das Turbinenmoment unter dem geforderten Generatormoment, d.h. die Drehzahl fällt aufwerten< nnenn Nun öffnet der Regler zu einem neuen Überschwingen der Drehzahl. Die Rückführung der Verstellbewegung, Bild 3.2., auf das Hebelarmgelenk bewirkt im beschriebenen Falle ein frühes Schließen durch die Lageänderung des Drehpunktes und die dadurch entstehende Wirkung auf die Verstellführung des Pendels. Derartig starre Rück:fuhrungen besitzen relativ hohe Ungleichförmigkeitsgrade, die durch elastische Rückruhrungen völlig ausgeschaltet werden können, Bild 3.3., und so das Übergangsverhalten deutlich verbessern. Bei größeren Fallhöhen(~> 80 m) kann Druckwasser aus der Falleitung direkt zur Betätigung des Regulierringes einer Überdruckturbine benutzt werden, Druckölspeicher entfallen, und die Turbine kann unmittelbar nach Anstellen der Ölpumpen geöffnet werden. Kaplanturbinen können, ihrer genngen Nutzfallhöhe wegen, nicht wirtschaftlich mit der Eintrittsenergie am Maschineneintritt geschlossen werden. Will man Federn oder Schließgewichte bei größeren Anlagen vermeiden, bietet der Einsatz von hydraulischen Verstellpumpen, die direkt von der Turbinenwelle angetrieben werde, mehrere Vorteile: Ölmassenstrom nur so hoch, wie für die Servomotoren der Leit- und Laufradregelung benötigt wird, Druckbegrenzung der Pumpe wird von der Verstellkraft des Servomotors vorgegeben.

67 3.5 Die Trubinenregelorgane werden durch den Verstärker "Servomotor"1, der eine Drehbewegung der Steuerwelle bewirkt, betätigt, wenn der Zylinderöldruck sich ändert. Die Ölpumpe 3 liefert das Drucköl. Der Öffuungsvorgang (Drehen der Steuerwelle im Uhrzeigersinn) spannt die Schließfeder 5 vor. Das Vorsteuerventil 7 (Steuerschieber) steuert die Ölversorgung des Servomotors, es wird direkt vom Drehzahl-Pendel 6 verstellt, Die Rückführung der Verstellbewegung auf das Hebelarmgelenk 9 steuert der Servomotor. Die Turbinendrehzahl (Solldrehzahl) kann von Hand (10) oder elektrisch (11) ebenso wie die maximale Turbinenöffuung (12, 13) eingestellt werden. Eine Dämpferfeder 17 wirkt auf den Dämpferpumpenkolben 16, die mittels Dämpferkolben 15 des Pendels dem Öffnungsvorgang entgegenwirkt (und umgekehrt). Die Handpumpe 19 öffuet das Regelorgan, wenn die Pumpe 3 direkt von der Turbine z.b. über eine Riemenscheibe 4 angetrieben wird. Moderne elektronische Regler sind weitaus komplizierter, ihre eingehende Behandlung sprengt den Umfang dieses Abschnittes. Sie können ohne jedes Gestänge und Schließkurven auskommen, können von Inselbetrieb auf Verbundbetrieb umgeschaltet werden und besitzen Parallelzweige durch Komponentenaddition ein Proportional-Integral-Differential (PID)-Verhalten. Man erreicht damit eine vollständige Bildung des Übergangsverhaltens im Regler, so daß sein Ausgangssignal direkt über Servoventile auf die Verstellungsservomotoren gegeben werden kann.

68 3.6 ESW 10 Schwall Sieuerung Zuordnun~ / Oo/02 Rrul~~ Bild 3. 3.: Blockschaltbild einer elektronischen Kaplanturbinenregelung (Symbole nicht vereinbart)

69 Einsatzbereiche von Turbinen 4.1. Ähnlichkeit Komplexe Strömungszusammenhänge lassen sich äußerst selten geschlossen mathematisch behandeln. Dazu kommt, daß halbempirisch gefundene Maschinenkonstruktionen mit hohen Wirkungsgraden nicht strömungstechnisch beschreibbar, sondern primär nachbaubar sein sollen, z.b. in anderen Leistungabereichen. Maschinen großer Leistungen sollten zunächst in Modellgröße untersucht und entwickelt werden, um dann sicher in die Großausfiihrung umgesetzt werden zu können. Solche Maschinen müssen geometrisch ähnlich sein, um die gewonnenen Ergebnisse übertragbar zu machen. Die Übertragbarkeit soll mit Kennzahlen erreicht werden, die unabhängig von der Maschinengröße immer denselben Wert haben. Solche Kennzahlen müssen bestimmten Forderungen genügen, um die so beschriebenen physikalischen Vorgänge gleich bleiben zu lassen. Zusätzlich sollen die Kennzahlen eine Einordnung der Strömungsmaschinen ermöglichen. Jede physikalische Größe ist durch die Angabe von einer Maßeinheit (Einheit) und einer Maßzahl (Zahlenwert) festzulegen. Die Maßeinheit erlaubt eine Aussage über die Art (Dimension) dieser Größe im physikalischen Sinne. Die Dimensionslehre zeigt, daß sich alle physikalischen Größen auf wenige Grundgrößen zurückfuhren lassen. In der Mechanik kommt man mit den Angaben von Massen (m), Längen (1) und Zeiten (t) aus. Alle anderen physikalischen Größen (z.b. Flächen, Spannungen, Formänderungsenergien, Geschwindigkeiten, Dehnungen) lassen sich daraus ableiten; sie heißen abgeleitete Größen wie z.b. Geschwindigkeit (1 t- 1 ). Zustände oder Vorgänge sind einander physikalisch ähnlich, wenn die Verhältnisse ihrer beschreibenden Größe jeweils paarweise übereinstimmen. Voraussetzung ist, daß die Größen fiir beide Fälle in einander entsprechender Weise definiert sind, insbesondere, daß Ortsangaben auf analoge charakteristische Längen und Zeitangaben auf analoge charakteristische Zeiten bezogen sind. Am Beispiel eines Schaufelgitters soll das Geforderte erläutert werden.

70 4.2 Die Hauptgleichung der Strömungsmaschinen stellt die Energiewandlung (physikalischer Vorgang) m emen Strömungsgeschwindigkeitszusammenhang (lt- 1 ), der durch Geschwindigkeitspläne dargestellt werden kann. Bild 4.1.: Geschwindigkeitspläne Bei drallfreier Saugseite ( C 111 = 0) ist Diese Geschwindigkeiten u 2 und c 2 u können, wie alle übrigen als Geschwindigkeitsverhältnisse ausgedrückt werden, die dann unverändert bleiben, wenn man die Geschwindigkeiten um den gleichen Maßstabsfaktor verändert. Das Verhältnis c 211 bleibt beispielsweise unverändert, wenn u2 man bildet: c;u =kc2u (4.-1) Für die spezifische Radarbeit wird so

71 4.3 (4.-2) Durch solche Maßstabsfaktoren bleiben die Geschwindigkeitspläne kinematisch ähnlich, d.h., es bleiben auch die Winkel der Absolutströmung a = a"' und der Relativströmung ß= j1 konstant. Strömungsvorgänge in ein und derselben Maschine oder in zwei geometrisch ähnlichen Maschinen sind kinematisch ähnlich, wenn die Geschwindigkeitsfelder der beiden Strömungen geometrisch ähnlich sind. So läßt sich mit der kinematischen Ähnlichkeitsbedingung von zwei Strömungen die geometrische Ähnlichkeit der beiden Strömungszustände bzw. Geschwindigkeitsfelder erzielen. Beim Übergang zu einem anderen geometrisch ähnlichen Strömungszustand in der Maschine gehorchen die auftretenden Irreversibilitäten des Fließprozesses etwa gleichen Gesetzen, d.h., alle die Dissipation beschreibenden Koeffizienten können in erster Näherung als konstant angenommen werden. Solche Vorgänge nennt man deshalb unvollständig ähnlich, weil die noch abzuleitenden Kennzahlen nicht vollständig übereinstimmen. Bei der Umrechnung vom Modell auf die Großausfiihrung spielt die unvollständige Ähnlichkeit eine Rolle, sie wird durch sog. "Aufwertungsformeln" berücksichtigt (Abschnitt 4.6.). Beim Wechsel des Betriebszustandes wird häufig ein unverändert auftretender Verlustbeiwert vorausgesetzt, also mit (; ~ const. Daraus folgt aber die eingeschränkte Konstanz der Wirkungsgrade. So wird z.b. analog Gl. (4.-2).. +I * 2 W f = 1'/u. W R = k. W f (4-.3) Der Geschwindigkeitsmaßstabsfaktor * * * k:=~=~=~ c u w (4.-4)

72 4.4 erlaubt seine Aufteilung in einen Längenmaßstabsfaktor L* A:= L (4.-5) und einen Zeitmaßstabsfaktor (4.-6) mit u = 7r D n kann man nun schreiben: u* D* n* 1 k=-=- -=A - u D n r (4.-7) Das Verhältnis aus dem Längenmaßstabsfaktor, hier ein Durchmessermaßstab, und dem Zeitmaßstabsfaktor, hier ein Drehzahlmaßstab, ergibt den Geschwindigkeitsmaßstab k = A,. In r ganz analoger Weise können andere Grundgrößen und abgeleitete Größen beschrieben werden. Flächen (4.-8) Volumen V*= ;L 3 V (4.-9) Volumenströme (4.-10) spez. Radarbeit (4.-11) spez. Förderarbeit * (;1,) 2 w 1 = ---;. W 1 mit '17 11 = const. (4.-12) Leistungen * A, s p =- p r3 (4.-13) 4.2. Einheitswerte Abweichend von der in FEM I definierten dimensionslosen Einheitsmaschine findet man in der Praxis eine weitere Darstellung der Einheitswerte, die einen Ausgangspunkt zur Festlegung der Turbinenhauptmessungen ermöglicht.

73 4.5 Zunächst werden die auf 1 m Nutzfallhöhe bezogenen relativen Größen Drehzahl, Volumenstrom und Leistung am wirklichen Rad bestimmt. Aus wird Ji;;; n 1 =n -- mit Zm = 1 m ZN (4.-14) entsprechend (4.-15) SOWie ( 4.-16) Aus diesen relativen Größen erhält man die gesuchten Einheitswerte dadurch, daß beim Übergang auf den Durchmesser D = 1 m alle Geschwindigkeiten erhalten bleiben, wenn nur zm = 1 munverändert erhalten bleibt. Danach folgt fur die Einheitsdrehzahl, n D n 1 =n 1 D= r:; -vzn (4.-17) den Einheitsvolumenstrom ' 1 V V1 = Vr- 2 = JZ: ry D z.n- N (4.-18) und die Einheitsleistung (4.-19)

74 4.6 Für D wird bei nicht achsparalleler Schaufeleintrittskante der größte Durchmesser, also D 2 a eingesetzt. Bild 4.2. enthält Richtwerte der relativen Größen fiir die Auslegung als Funktion der Laufzahl bzw. der heute noch gebräuchlichen dimensionsbehafteten spezifischen Drehzahl. Im Gegensatz zur Einheitsmaschine (FEM I , bauartbeschreibende Kennzahlen) sind die Einheitswerte dimensionsbehaftet, in der Praxis jedoch weit verbreitet. Den Einheitswerten und den relativen Größen können zur Auslegung bauartbeschreibende Kennzahlen wie die Laufzahl a oder die Drehzahl 8 (FEM I 6. 7.) zugeordnet werden (4.-20) Setzt man fiir die Volumenstromzahl und die Druckzahl die Definitionsgleichungen ein, wird mit u 2 = Jr D 2 n und - w 1 = g z N (4.-21); also a= ( ". 2D2 )3/4 7(" 11 2 g Z N I 2 (4.-22) vereinfacht folgt mit (n;t 4 = (n; r2 und g = 9, 81 m2 s 2 (4.-23). Schließlich kann man schreiben: