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Verfahren und Einrichtung zur Durchführung eines Kreisprozesses mit
überhitztem Dampf in einer .Antriebsmaschine Die Erfindung betrifft einen neuen
Kreisprozeß mit überhitztem Dampf und eine verbesserte Dampfmaschine zu dessen Durchführung.
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Es wurde festgestellt, daß, wenn der Restdampf noch einen bestimmten
Überhitzungsgrad aufweist, der bei der Kompression desselben durch den Kolben in
der Restdampfmenge hervorgerufene Temperaturanstieg sehr groß ist, ohne daß ein
wesentlicher Druckanstieg stattfindet. Ferner wurde festgestellt, daß dieser Temperaturanstieg
um so ausgeprägter ist, je höher der Kesseldruck bzw. der Überhitzungsgrad des Restdampfes
gesteigert wird. Es ist darüber hinaus festgestellt worden, daß der Wirkungsgrad
des Verfahrens verbessert wird, wenn der Kompressionsenddruck der Restdampfmenge
an den mittleren Einströmdruck angenähert wird, während der höchste Wirkungsgrad
erzielt wird, wenn der Kompressionsenddruck im wesentlichen gleich dem mittleren
Einströmdruck gemacht wird.
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Der Zweck der vorliegenden Erfindung ist die Schaffung eines Verfahrens
und einer Maschine, die den scharfen Temperaturanstieg, wie er durch die Verdichtung
des überhitzten Restdampfes entsteht, ausnutzt, indem mit einer Restdampfmenge,
die noch einen gewissen Überhitzungsgrad aufweist, gearbeitet wird und so ein Kreisprozeß
mit überhitztem Dampf ausgeführt wird, wobei die Überhitzung über den ganzen Kreisprozeß
der Maschine bzw. des Verfahrens vorhanden ist. Da der Einströmdruck je nach Drosselung
gleich dem Frischdampfdruck (Kesseldruck) bzw. niedriger ist, muß in jedem Fall
ein großer schädlicher Raum vorgesehen werden, damit eine
genügend
große Restdampfmenge von genügend hoher Tempefatur zur Erwärmung der Füllungsdampfmenge
zur Verfügung steht, um am Einströmende in dem Mischdampf eine Temperatur zu erhalten,
die über der Temperatur des Frischdampfes liegt. Demgemäß wird ein verhältnismäßig
großes Wärmegefälle für die Expansion herunter bis zum Auslaßpunkt erzielt, während
der Abdampf noch einen, gewissen Überhitzungsgrad hat. Dadurch wird der Wirkungsgrad
der Maschine bei entsprechend niedrigerem Frischdampfverbrauch für eine gegebene
Arbeitsleistung wesentlich größer und eine dementsprechend höhere Ersparnis an Wasser
und Brennstoff erzielt.
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Das erfindungsgemäße Verfahren wird nunmehr nachstehend in Verbindung
mit einer Maschine zu dessen Ausführung an Hand der Zeichnungen beschrieben, in
welchen Fig. i der Schnitt durch den Zylinder einer zur Ausführung des erfindungsgemäßen
Verfahrens geeigneten Maschine ist, Fig. 2 das theoretische p-, v-Diagramm einer
als Beispiel gewählten Mustermaschine ist und Fig. 3 die charakteristischen Betriebspunkte
des in Fig. 2 gezeigten Diagramms im i-, s-Diagramm zeigt. Fig. z zeigt im Vertikalschnitt
einen Teil einer Maschine, mit welcher das erfindungsgemäße Verfahren durchgeführt
werden kann.
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In der Zeichnung ist eine Gleichstrommaschine gezeigt, deren Zylinder
io ringsum Abdampfauslässe ii besitzt, die von einem Abdampfkanal i2 umgeben sind,
der mit einer Abdampfleitung 13 in Verbindung steht. Der Maschinenkolben ist bei
14 angedeutet und an einer üblichen Pleuelstange i5 angebracht. An dem Zylinder
ist eine Ventilsitzplatte 16, eine Ventilführungsplatte 17 und eine Kappe 18 befestigt.
Die Platte 16 ist mit einer Aussparung versehen, um eine Brustkammer ig (Atmungskammer,
Vorratskammer) zu schaffen, die durch einen Kanal 2o gespeist wird, der seinerseits
Frischdampf von einer Leitung 21 empfängt. Zur Regelung des Frischdampfstromes durch
diese Leitung eignet sich jede beliebige Drosseleinrichtung.
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Die Platte 17 ist mit einer Hülse 22 versehen; am oberen Ende dieser
Hülse befindet sich eine Differentialdruckkammer 23. Bei 24 ist ein Ventilsitz angedeutet;
ein Dampfventil25, dessen Spindel mit Spiel in der Hülse 22 gleiten kann, arbeitet
mit diesem Sitz zusammen. Die Ventilspindel trägt einenDampfverteiler 27, unter
dem ein Fuß 28 angebracht ist, der an den Kolben 14 anschlägt, wenn dieser sich
seiner oberen Totpunktlage nähert, wodurch das Ventil geöffnet wird. Der Fuß 28
befindet sich in einer Druckkammer 29. In der Kappe 18 ist ein Anschlag 3o einstellbar
angeordnet.
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Bei der Wirkungsweise des Ventils 25 sind zwei Fälle zu unterscheiden,
nämlich der Fall des Maschinenanlaufs und der Fall des Laufs der Maschine mit voller
Drehzahl.
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Normalerweise ist der Druck in der Kammer 23 infolge der durch das
Spindelspiel in der Führungshülse 22 gegebenen Verbindung mit der Kammer ig gleich
dem in dieser Kammer ig herrschenden Druck. Wenn also die Maschine langsam anläuft
und der hochgehende Kolben 14 an den Fuß 28 - des Ventils anschlägt, wird das Ventil
25 infolge der im Anlauf geringen Beschleunigungskräfte und des Umstandes,
daß Dampf mit höherem Feuchtigkeitsgehalt verdichtet wird, nur bis in die in Fig.
i gezeigte Stellung angehoben, in welcher jedoch, wie ersichtlich, die Ventilspindel
26 sich noch in einem bestimmten Abstand von dem Anschlagende der Regelschraube
30 befindet. Der Fuß 28 bleibt sodann auch beim Kolbenniedergang in Berührung mit
dem Kolben 1q., bis das Ventil 25 sich wieder an seinen Sitz 24 anlegt. Im Anlauf
ist also, da für den Dampf höheren Feuchtigkeitsgehalts eigentlich ein kleinerer
schädlicher Raum nötig wäre, um auf den normalen Kompressionsdruck zu kommen, der
tatsächliche Druck des Kompressionsdampfes niedriger als der Druck des Arbeitsdampfes,
d. h. der mittlere Kompressionsdruck ist, obwohl das Ventil 25 auf seinem ganzen
Weg durch den Kolben i¢ gesteuert wird, niedriger als der betreffende mittlere Vorderdampfdruck.
Hieraus erklärt sich, daß, obwohl das Ventil 25 beim Anlauf ebenso viele Kurbelgrade
vor dem oberen Totpunkt öffnet als es nach dem oberen Totpunkt schließt, d. h. obwohl
Kompressionsende und Füllungsende beim Anlauf gleich weit vom Totpunkt entfernt
sind, die Maschine trotzdem ihre Funktion als Antriebsmaschine erfüllt.
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Hat sich die Maschine jedoch nach einigen Minuten, während welchen
sie mit fortschreitend zunehmender Drehzahl umläuft, angewärmt, so ändert sich allmählich
die Wirkungsweise des Ventils 25 insofern, als dasselbe vermöge der ihm durch den
immer rascher hochgehenden Kolben 14 erteilten größeren Aufwärtsbeschleunigung und
der allmählichen Angleichung der am Kompressionsende in den Räumen ig und 29 herrschenden
Drücke nunmehr bis zum Anschlag an die Regelschraube 3o hochgeschleudert wird.
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Die soeben erwähnte annähernde Angleichung der in den Räumen i9 und
2,9 herrschenden Drücke hat ihre Ursache darin, daß bei allmählicher Annäherung
an den Normalbetriebszustand der Überhitzungsgrad des Restdampfes und damit der
Kompressionsenddruck fortschreitend zunimmt, bis er den Wert erreicht hat, für welchen
die Maschine bzw. deren schädlicher Raum dimensioniert ist. Während also, nachdem
der Ventilfuß 28 sich vom Kolben 14 gelöst hat, der Ventilkörper sich bis zum Anschlag
an die Regelschraube 30 weiter nach oben bewegt, bewegt sich der Kolben 14 bereits
wieder nach unten, d. h. die Schließbewegung des Ventils 25 eilt bei voller Maschinendrehzahl
dem Kolbenniedergang nach.
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Infolge des Umstandes, daß auf Grund der durch das Ventilspiel gegebenen
sehr gedrosselten Verbindung zwischen den Räumen 23 und ig ein rascher Druckausgleich
zwischen diesen beiden Räumen nicht stattfinden kann, erhöht sich durch die rasche
Aufwärtsbewegung des Ventilschaftes 26 der Druck in dem Raum 23 plötzlich, so daß,
nachdem der niedergehende Kolben 14 dem Fuß 28 bereits vorausgeeilt ist und der
Druck in der Kammer 29 infolge des Kolbenniederganges allmählich fällt, das Ventil
25
nunmehr durch den in der Kammer 23 herrschenden, auf die Oberfläche der
Spindel 26 wirkenden Überdruck
geschlossen wird. Diese Schließwirkung
wird, je weiter sich das Ventil 25 seinem Sitz 24 nähert, desto mehr durch die Kraft
des bei der Abwärtswanderung des Kolbens 14 aus der Kammer i9 in den sich vergrößernden
Raum 29 strömenden Frischdampfes verstärkt, so daß ein schnelles Schließen des Ventils
25 und somit ein plötzliches Einströmende erzielt wird. Der Zeitpunkt des Einströmendes
und damit der Füllungsgrad ist also bei höheren Drehzahlen bzw. bei voller Drehzahl
durch Verstellen der Schraube 30 veränderbar.
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Ein solches selbsttätiges Dampfventil ist für den hier beschriebenen
Kreisprozeß mit überhitztem Dampf jedoch nicht unbedingt notwendig. Es wird lediglich
aus dem Grunde hier gezeigt und beschrieben, weil es eine günstige Wirkung auf die
Dampfersparnis hat.
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Die Größe der Druckkammer 29 wird mit Rücksicht auf den Kesseldruck,
den Kolbenweg und das Verdichtungsverhältnis jeweils so bestimmt, daß eine verhältnismäßig
große Restdampfmenge zur Verfügung steht, deren Kompressionsenddruck nicht größer
ist als der Frischdampfdruck. Der Kompressionsenddruck kann beispielsweise o,5 bis
o,75 des Kesseldruckes betragen. Der Wirkungsgrad verbessert sich jedoch, wenn der
Kompressionsenddruck sich dem Kesseldruck (dem mittleren Einströmdruck) nähert,
während der größte Wirkungsgrad erreicht wird, wenn der Kompressionsenddruck im
wesentlichen gleich dem Kesseldruck gemacht wird. Der Kolbenweg wird natürlich jeweils
durch die Leistung, welche die Maschine entwickeln soll, bestimmt. Zum Zwecke der
vorliegenden Erläuterung kann der höchste Arbeitsdruck in der Kammer i9 bei niedrigsten
Drosselungswerten gleich dem Kesseldruck gesetzt werden. Beispiel Unter Zugrundelegung
eines Kesseldruckes von 35i5 ata in der Kammer i9 und einer Frischdampf-, temperatur
von ungefähr 385 bis 535° C wurde gefunden, daß die Restdampfmenge, ausgedrückt
in Prozenten des Hubvolumens, ungefähr 7 bis 14,5 °/o betragen sollte, wobei diese
Werte jeweils die unteren und oberen Grenzen für die als am günstigsten ermittelten
Größen darstellen. Dies entspricht einem Verdichtungsverhältnis von 15,2 bis B.
Es wurde festgestellt, daß diese Werte eine Abdampftemperatur von ungefähr 104 bis
i82° C ergeben, was laut den derzeit anerkannten Dampftafeln ungefähr einer Überhitzung
um 4 bis 82° gleichkommt. Es wurde weiterhin festgestellt, daß diese Werte einen
Kompressionsenddruckzwischenungefähr i6,5 und 35, i5 ata ergeben bzw. zwischen 18,65
at unter Kesseldruck und Kesseldruck.
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Der Restdampf von einer Überhitzungstemperatur von ungefähr 104 bis
i82° C nimmt, wie festgestellt wurde, wenn er auf 16,5 bis 35,15 ata verdichtet
wird, eine.Überhitzungstemperatur von 438 bis 727° C an, was einer Temperaturzunahme
der Restdampfmenge um etwa 334 bis 545° C entspricht, so daß die Restdampfmenge
um etwa 53 bis Z92° C heißer ist als der Frischdampf in der Kammer ig. Ein Versuch
hat gezeigt, daß unter Voraussetzung dieser Werte die Frischdampfmenge bei Kompression
in der Kammer29 auf den angegebenen Druck groß und heiß genug ist, um die Temperatur
des in den Zylinder bei geöffnetem Ventil 25 eintretenden Dampfes so zu steigern,
daß die Dampfmischung in dem Zylinder bei Füllungsende eine Temperatur aufweist,
die hoch genug über der Frischdampftemperatur liegt, um den angegebenen Überhitzungsgrad
der Restdampfmenge zu gewährleisten. Es wird also auf diese Weise in der Maschine
ein vollständiger Kreisprozeß mit überhitztemDampf ausgeführt.
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Bei einem Kesseldruck von 56,2 ata wird das Verdichtungsverhältnis
um ein geringes auf 21,8 bis 8,7 gesteigert, wodurch die Restdampfmenge, ausgedrückt
in Prozenten des Hubvolumens, auf 4,8 bis 1.3 °/o verringert wird. Bei einem Kesseldruck
von 70,3 ata wird das Verdichtungsverhältnis abermals leicht erhöht, und
zwar auf 26 bis 8,8, wodurch sich die Restdampfmenge, ausgedrückt in Prozenten des
Hubvolumens, auf 4 bis 13 °/o verringert. In jedem Fall ergeben diese Werte eine
Maschine, bei welcher der Überhitzungsgrad des Abdampfes in der dargestellten Weise
gewährleistet ist. Es ist dabei festzustellen, daß bei Steigerung des Kesseldruckes
die jeweilige Restdampfmenge verkleinert werden kann, wobei jedoch das Verdichtungsverhältnis
jeweils etwas erhöht werden muß. Der Grund hierfür liegt darin, daß, wie gefunden
wurde, mit ansteigendem Kesseldruck bzw. mit ansteigender Überhitzungstemperatur
des Abdampfes der Temperaturanstieg beim Verdichten der Restdampfmenge allmählich
immer ausgeprägter wird. Zweckmäßigerweise wird die Maschine mit einem Wärmeschutzmantel3i
versehen, so daß sie bei den höchsten irgendwie erzielbaren Temperaturen arbeiten
kann. Der Mantel kann aus Asbest oder einem anderen entsprechenden Stoff sein.
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In Zusammenhang mit dem oben Gesagten wird bemerkt, daß bei selbsttätigem
Schließen des Dampfventils der Maschine das Einströmende eher zu früh als zu spät
liegt. Die Maschine arbeitet also mit frühzeitigem Einströmende, wodurch verhindert
wird, daß die Überhitzung des Restdampfes durch übermäßige Verlängerung der Einströmperiode
erzwungen wird.
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Zur Erläuterung werden nunmehr in Form eines Zahlenbeispiels die thermodynamischen
Daten einer erfindungsgemäßen Maschine gegeben, die nach dem soeben dargelegten
Idealprozeß arbeitet.
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Es sei eine einzylindrige, einfach wirkende Auspuffmaschine in Gleichstrombauart
der soeben näher erläuterten Bauweise mit folgenden Maschinendaten angenommen
| Frischdampfdruck ... ... . ... . 35,15 ata |
| Zylinderbohrung . . . . . . . . . . . . . 120 MM |
| Kolbenhub . . . . . . . . . . . . . . . . . . 127 mm |
| Drehzahl ................... iooo U/min. |
Unter Zugrundelegung des in Fig. 2 wiedergegebenen p-, v-Diagramms ergeben sich
für die einzelnen Betriebspunkte Z, 2, 3 und 4 die im folgenden ausführlich angegebenen
Dampfzustände, die sich in bekannter Weise mit Hilfe der Mollierschen Formeln für
überhitzten Dampf errechnen oder praktischer
unmittelbar aus dem
i-, s-Diagramm abgegriffen werden; die hier angegebenen, ins metrische Maßsystem
umgerechneten Zahlenwerte sind ursprünglich der Dampftafel von Keenan und Keyes
(Tafel
3,
Überhitzter Dampf, des Handbuches »Thermodynarnic Properties of
Steama,
1936) entnommen.
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Es sei angenommen, daß der Restdampf am Kompressionsbeginn unter annähernd
Atmosphärendruck (1,o33 ata) stehe und daß die dem Restdampf innewohnende Überhitzung
1j,5° C beträgt, d. h. daß der Restdampf am Kompressionsbeginn eine Temperatur von
115,5° C habe.
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Für den Punkt i des Diagramms ergeben sich sodann unter Zugrundelegung
der Menge von i kg Restdampf folgende Werte, wobei die Zwischenfügung von Fragezeichen
jeweils andeutet, daß diese Werte erst aus der Dampftafel ermittelt wurden.
| Druck am Kompressions- |
| beginn laut Annahme ..... A=1,033 ata |
| Temperatur am Kompres- |
| sionsbeginn laut Annahme t1 =115,5° C |
| Spezifisches Volumen am |
| Kompressionsbeginn ...... v1 = ? =1,747 ijg |
| Wärmeinhalt am Kompres- kcal |
| sionsbeginn . . . . . . . . . . . . . il = ? = 647 kg |
| Entropie am Kompressions- kcal |
| beginn . . . . . . . . . . . . . . . . . . s1 = ? = 1,776k
g o $. |
Unter der eingangs eingehend erläuterten Voraussetzung, daß diese Restdampfmenge
bis annähernd auf den mittleren Einströmdruck komprimiert werde, und unter der vereinfachenden
Annahme, daß diese Kompression adiabatisch erfolge, ergeben sich für Punkt 2 des
Diagramms folgende Werte:
| Druck am Kompressionsende |
| laut Annahme . . . . . . . . . . . P2=35.I5 ata |
| TemperaturamKompressions- |
| ende . . . . . . . . . . . . . . . . . . . t, = ? = 6oI,4°
C |
| Spezifisches Volumen am |
| Kompressionsende ....... v2 = ? = o,1149 kg |
| Wärmeinhalt am Kompres- |
| kcal |
| sionsende . . . . . . . . . . . . . . . 4 = ? = 879
kg |
| Entropie am Kompressions- |
| ende laut Annahme ...... s2 = s1=1,776 kg` . |
Unter der vereinfachenden Annahme, daß die Einströmung bei konstantem Druck erfolge,
ergibt sich für die Linie 2-3 in Fig. 2 eine Isobare.
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Für die Expansion sei die Annahme gemacht, daß sie ebenfalls adiabatisch
erfolge, so daß also an den Punkten 3 und 4 in Fig. 2 gleiche Entropiewerte gelten.
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Endlich sei angenommen, daß der Ausschub bei konstantem Wärmeinhalt
erfolge, d. h. daß derselbe angenähert -als Drosselvorgang betrachtet werde.
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Der am Expansionsende herrschende Druck muß so angenommen werden,
daß sich für den Restdampf noch Überhitzung ergibt. Im vorliegenden Fall könnte
unter Zugrundelegung eines Wärmeinhaltes von i4 = il = 647
dieser Wert bis etwa 2,1 ata angesetzt werden, wobei sich für höhere Werte selbstredend
auch höhere Abdampftemperaturen ergeben. Im Fall des vorliegenden Beispiels sei
P4 = 1,407ata angenommen.
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Dann ergeben sich für Punkt 4 des Diagramms folgende Werte
| Druck am Expansionsende |
| laut Annahme . . . . . . . . . . P4=1,407 ata |
| Temperatur am Expansions- |
| ende . . . . . . . . . . . . . . . . . . . t4 = ? = 1i7,7°
C |
| Spezifisches pansionsende Volumen . . . . . am . . . Ex- .
. . v4 = ? = 1,282 m |
| Wärmeinhalt amExpansions- kg |
| ende laut Annahme ..... i4 =il = 647 kcal |
| kcal |
| Entropie am Expansionsende s4 = ? = 1,7432 kg
o g . |
Aus diesen Werten lassen sich nunmehr sofort die entsprechenden Werte für den Expansionsbeginn
ermitteln
| Druck am Expansionsbeginn |
| laut Annahme . . . . . . . . . . P3= P2=35.I5 ata |
| Temperatur am Expansions- |
| beginn . . . . . . . . . . . . . . . . . t3 = ? = 548,50 C |
| Spezifisches Volumen am |
| Expansionsbeginn ....... v3 = ? =0,1073 @g |
| Wärmeinhalt amExpansions- kcal |
| beginn . . . . . . . . . . . . . . . . . i3 = ? = 851 |
| Entropie am Expansions- g |
| beginn laut Annahme .... s3 = s4 = 1,7432 kcal |
| . |
Nunmehr kann der Zustand des Frischdampfes ermittelt werden. Das Expansionsverhältnis
ergibt sich
zu aE _
- = 11,95. Daraus kann das Mischdampfvolumen am Einströmende bestimmt werden,
welches sich zu
= o,1462 m3 ergibt, wobei in diesem Volumen i kg Kompressionsdampf -j- y kg Frischdampf
enthalten sind. Dabei ergibt sich aus der
| Beziehung Mischdampfvolumen _ v3 |
| i kg Kompressionsdampf + y kg Frischdampf i kg |
der Frischdampfanteil zu y =
0,359 kg und das Mischdampfgewicht am Einströmende
zu 1,359 kg.
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Nach dem für Punkt 3 des Diagramms bestimmten Dampfzustand soll der
Wärmeinhalt am Einströmende i3 = 851
. betragen. Der Wärmeinhalt i des Frischdampfes berechnet sich dann aus dem Vergleich
der Wärmeinhalte der Dampfmengen: (Mischdampfgewicht) i3 = 1 kg - i2 +
y kg - i,
wobei sich i = 771
Frischdampf ergibt.
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Somit ergeben sich für den Frischdampfzustand folgende Werte
| Frischdampfdruck |
| laut Voraussetzung .... p =p2= A=35>i5ata |
| Frischdampftemperatur . .. t = ? = 4o1° C |
| Spezifisches Volumen ..... v = ? = 0,08 595 kg |
| Wärmeinhalt laut Rechnung i = 771 kcal |
| k g |
| Entropie . . . . . . . . . . . . . . . . s =1,637o . |
Auf Grund der nunmehr bekannten Kenngrößen für die fünf einzelnen
Dampfzustände kann nunmehr der thermische Wirkungsgrad berechnet werden. Es ist
Bei den herkömmlichen, nach dem Clausius-Rankine-Idealprozeß arbeitenden Dampfmaschinen
berechnet sich die in mechanische Arbeit umgesetzte Wärme zu A
- Lt
= '-'4, da am Expansionsbeginn der Wärmeinhalt des Arbeitsdampfes gleich
dem Wärmeinhalt des Frischdampfes ist.
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Bei der nach dem erfindungsgemäßen Idealprozeß arbeitenden Maschine
ist jedoch der Wärmeinhalt des Arbeitsdampfes i2 höher als der Wärmeinhalt des Frischdampfes
i. Die in mechanische Arbeit umgesetzte Wärme ist nunmehr A - Li
= i3 - i4.
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Wird angenommen, daß die Temperatur des Kesselspeisewassers i15,5
° C betrage, was z. B. durch Ausnutzung des Abdampfes zur Speisewasservorwärmung
erzielt wird, so ergibt sich für das Speisewasser bei 1,033 ata Druck ein Wärmeinhalt
von il' = 1o7,8
Die zur Dampferzeugung aufgewendete Wärme ergibt sich somit zu i - il' =
663,2
, und der thermische Wirkungsgrad wird
Für' die nach dem Rankineprozeß arbeitende Maschine ergibt sich unter Voraussetzung
gleicher Verhältnisse, d. h. gleichen Frischdampfzustandes, gleichen Gegendruckes
und gleichen Expansionsverhältnisses, der thermische Wirkungsgrad zu
Die erfindungsgemäße Maschine arbeitet also wesentlich günstiger.
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Noch deutlicher drückt sich der Unterschied der nach dem erfindungsgemäßen
Idealprozeß arbeitenden Maschine gegenüber den nach dem Rankineprozeß arbeitenden
bekannten Maschinen im Dampfverbrauch aus.
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Während der Dampfverbrauch für die Rankinemaschinen sich
zu Driankine =
, d. h. unter Voraussetzung gleicher Betriebsverhältnisse im vorliegenden Fall
zu Dpankt"e = 5,1
ergibt, berechnet sich der Dampfverbrauch für die erfindungsgemäße Maschine zu
Durch den erfindungsgemäßen Idealprozeß wird also ein wesentlich günstigerer Dampfverbrauch
erzielt.
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Die tatsächlichen Dampfverbrauche der bekannten nach Rankine arbeitenden
Maschinen liegen j e nach dem mechanischen Wirkungsgrad und dem thermodynamischen
Wirkungsgrad der einzelnen Maschine natürlich wesentlich höher als der für die hier
beispielsweise gegebenen Betriebsverhältnisse gültige theoretische Wert, so daß
für die Praxis etwa der doppelte Wert, also zo
" gesetzt werden muß.
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Praktische Messungen mit der ausgeführten erfindungsgemäßen Maschine
haben Dampfverbrauche zwischen 4 und 5
ergeben. Derart günstige Dampfverbrauche können mit keiner der bisher bekannten
Maschinen erzielt werden.
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Äußerst wichtig für die Erzielung der erfindungsgemäßen Wirkungsweise
ist die richtige "Wahl der Größe des schädlichen Raumes.
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Die Größe des schädlichen Raumes ist jeweils vom Restdampfdruck und
der Restdampftemperatur am Kompressionsbeginn sowie vom Frischdampfdruck abhängig.
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Im vorliegenden Beispiel ergibt sich das Kompressionsverhältnis zu
Damit ergibt sich der schädliche Raum in Prozenten des Kolbenhubes zu
Es zeigt sich also, daß die erfindungsgemäße Maschine einen weit größeren schädlichen
Raum aufweist als die bekannten Maschinentypen.
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Der mittlere Kompressionsdruck berechnet sich nach nachstehender bekannter
Formel zu
Das Expansionsverhältnis ist (s. oben) EE = 11,95, woraus sich analog der mittlere
Vorderdampfdruck zu Pv = 9,30 ata ergibt und der mittlere indizierte Druck @i
= $v - Ps = 1,62 ata wird.
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Die indizierte Leistung ergibt sich somit für die einfach wirkende
Einzylindermaschine zu: Ni =2,22-F'p i'h'n=5245PSi. Wenn das Expansionsverhältnis
geändert wird, beispielsweise auf eE = 8, so ergibt sich ein mittlerer indizierter
Druck von P", i = 4,91 ata, und die indizierte Leistung steigt auf Ni = 15,87 PS"
wobei der thermische Wirkungsgrad sich nur wenig verschlechtert.
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Die für obiges Beispiel angegebenen Zahlenwerte sind zum Zwecke des
leichteren Verständnisses des erfindungsgemäßen Idealprozesses in Fig.3 im i-, s-Diagramm
angegeben.
Zum Schluß seien noch die Meßwerte angegeben, die mit
einer der ersten erfindungsgemäßen Maschinen am Prüfstand erzielt wurden:
| Hebelarmlänge der Bremse ...... 416 nun |
| Drehzahl . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 153.1
U/min. |
| Kesseldruck . . . . . . . . . . . . . . . . . . . . 21,1 atü |
| Frischdampftemperatur |
| (in der Dampfkammer gemessen) 370° C |
| Gegendruck ........ .......... Atmosphärendruck |
| Abdampftemperatur . . . . . . . . . . . . . 115,5° C |
| Gemessenes Dampfgewicht . . . . . . . . 118 kg/h |
| Bremslast ....... . . . . . . . . . . . . . . . . 23,76
kg |
| An der Bremse gemessene Leistung 20,4 PS |
| Bremsleistung . . . . . . . . . . . . . .. .... 3,75
PS |
| Indizierte Leistung . . . . . . . . . . . .... 24,15
PS |
| Mechanischer Wirkungsgrad .. . .... 84,5% |
| Dampfverbrauch (bezogen auf die an |
| der Bremse gemessene Leistung) 4,98 kg |
| PS,h |
| Dampfverbrauch (bezogen auf indi- |
| zierte Leistung) . . . . . . . . . . . . . . . . 4,12 PSch |
| Thermodynamischer Wirkungsgrad |
| (bezogen auf die an der Bremse |
| gemessene Leistung) . . . . . . . . . . . . 710/0 |
| Thermodynamischer Wirkungsgrad |
| (bezogen auf die indizierte Lei- |
| stung) ........................ 84 |
Diese Werte, die sich auf eine nur beispielsweise gewählte Versuchsmaschine beziehen,
sind, wie sich aus den eingangs erwähnten Beispielen entnehmen läßt, durch später
gebaute, nach dem Erfindungsprinzip konstruierte und betriebene Maschinen übertroffen
worden. Daraus geht hervor, daß sich mit der erfindungsgemäßen Maschine tatsächlich
weit bessere Ergebnisse erzielen lassen, als dies mit früheren Maschinen der Fall
war.