Untersuchung einer Abwässerpumpstation. Von Betriebsingenieur Maercks, Dipl.-Ing. Braunschweig. (Schluß von S. 327 d. Bd.) Untersuchung einer Abwässerpumpstation. 8. Der Lieferungsgrad der Pumpen. Die Pumpe auf der Hochdruckseite hat eine nutzbare Kolbenfläche von F1 = 784 qcm, auf der Niederdruckseite von F2 = 781 qcm die mittlere Kolbengeschwindigkeit ist c = 1,684 m. Daraus berechnet sich das sekundliche Kolbenvolumen der Pumpen zu A0 = (F1 + F2) . c      = (7,84 + 7,81) . 16,84      = 263 l. Die wirklich geförderte Wassermenge war A = 214 l./Sek., woraus sich der Lieferungsgrad berechnet zu \varphi=\frac{214}{263}=0,816 Textabbildung Bd. 324, S. 339 Fig. 5. Hochdruckpumpe vorn. Textabbildung Bd. 324, S. 339 Fig. 6. Hochdruckpumpe hinten. Textabbildung Bd. 324, S. 339 Fig. 7. Niederdruckpumpe vorn. Textabbildung Bd. 324, S. 339 Fig. 8. Niederdruckpumpe hinten. Daß der Lieferungsgrad bei einer Pumpe mit gesteuerter Schlußbewegung der Ventile nicht besser ist, ist auffallend. In den Fig. 5 bis 8 sind die Pumpendiagramme wiedergegeben. Die Diagramme zeigen, daß beim Saugbeginn auch auf keiner Pumpenseite die Saugspannung sofort erreicht ist, sondern daß der Uebergang von Druckspannung auf Saugspannung erst beim Beginn des Saughubes ansetzt und dann nach einem mehr oder weniger großen Kolbenweg erst beendigt ist. Das läßt auf zu spätes Schließen der Druckklappen schließen, wodurch natürlich der Lieferungsgrad der Pumpe verschlechtert wird. Beim Beginn des Druckhubes ist dasselbe mehr oder weniger langsame Ansteigen der Druckspannung zu beobachten, eine Folge von zu spätem Schluß der Saugklappen, so daß auch hier das zurückfließende Druckwasser den Lieferungsgrad herabsetzt. Auch entsteht infolge des verspäteten Oeffnens der Druckklappen durch die Beschleunigung der Drucksäule ein Kolbenstoß, der sehr heftig wird, weil die Kolbengeschwindigkeit schon einen großen Wert erreicht hat, ehe die Druckklappen sich öffnen. Diese Stöße wurden auch am Versuchstage beobachtet. Zum Teil mag auch der schlechte Lieferungsgrad davon herrühren, daß die Klappenventile durch die vom Kanalwasser mitgeführten Fremdkörper, die sich zwischen Ventil und Sitz setzen, undicht werden. Was für Fremdkörper mit durch die Pumpe gehen, das zeigt eine Sammlung von Gegenständen, die gelegentlich der Reparaturen in den Pumpenzylindern gefunden wurden, nämlich Nägel, Geldbörsen, Steine, Münzen, Federhalter, Schlüssel, Knochen, Schirmgriffe, Glasscherben usw. Auch der zu 0,686 gefundene mechanische Wirkungsgrad der Pumpe ist schlecht, und läßt auf große hydraulische Widerstände in der Pumpe schließen. Textabbildung Bd. 324, S. 340 Fig. 9. Textabbildung Bd. 324, S. 340 Fig. 10. Hochdruckzylinder vorn. Textabbildung Bd. 324, S. 340 Fig. 11. Hochdruckzylinder hinten. Textabbildung Bd. 324, S. 340 Fig. 12. Niederdruckzylinder hinten.Fig. 13. Niederdruckzylinder vorn. Textabbildung Bd. 324, S. 340 Fig. 14. Hochdruckcylinder vorn mit Niederdruckcylinder hinten.Fig. 15. Hochdruckcylinder hinten mit Niederdruckcylinder vorn. A Sättigungskurve für den Niederdruckzylinder; B Sättigungskurve für den Hochdruckzylinder; C Linie pv = konst. Berücksichtigt man, daß die auf 60 Touren maximal berechnete Pumpe mit 63,14 Touren lief, und daß bei einer mittleren Kolbengeschwindigkeit von 1,684 m die maximale Kolbengeschwindigkeit 1,6 . 1,684 = 2,8 m ist, so tritt in den Ventilen, deren Querschnitt =\frac{1}{1,6} der Kolbenfläche ist, die sehr hohe Wassergeschwindigkeit wmax = 4,5 m auf, woraus sich die großen hydraulischen Widerstände erklären. Ein Beweis hierfür ist auch die Gestalt der Sauglinie der Hochdruck-Pumpe (Fig. 6), wo die angesaugte Flüssigkeitssäule scheinbar beim Saugbeginn abreißt, und später wieder mit großer Beschleunigung auf den Kolben stößt. Zum Vergleich sind in nachstehender Tabelle die Lieferungsgrade und mechanischen Wirkungsgrade der Maschinen aus den einzelnen Versuchsjahren zusammengestellt. Jahr Ma-schineNo. Touren-zahln Förder-höhem Pumpe Dampf-maschinemech.Wrk.-Grad Gesamtermechan.Wirkungs-grad Lieferungs-grad mech.Wirk.-Grad. 1908190218991903 IIII 63,1450,5250,0048,90 14,5613,1913,6112,04 0,820,790,810,88 0,690,660,620,68 0,730,790,790,76 0,500,520,490,52 190718981901 IIIIII 61,2053,3044,60 13,5511,2212,41 0,830,920,97 0,670,740,80 0,600,730,74 0,540,550,60 190618971895 IIIIIIIII 61,8553,9450,60 13,3713,8612,64 0,920,800,92 0,720,670,75 0,760,740,77 0,550,500,58 In welcher Weise die Reibungsverluste in der langen Druckrohrleitung, welche einen Durchmesser von 0,80 m hat, mit der Wassergeschwindigkeit zunehmen, darüber geben die Versuchsresultate der einzelnen Jahre auch einigen Aufschluß. Trägt man für die ganzen Jahre die gemessenen sekundlichen Wassermengen als Abszissen und die zugehörigen Druckhöhen als Ordinaten auf, so erhält man zwar eine ganz unregelmäßig verlaufende Kurve. Das ist aber auch erklärlich; denn der Druckwiderstand ist ganz von der Art der Schieberöffnung auf dem Rieselfeld abhängig. Will man also Vergleiche ziehen, so müßten bei den Versuchen dieselben Schieberstellungen auf dem Rieselfeld beibehalten werden. Das konnte aber praktisch nicht durchgeführt werden. In den Versuchsjahren 1908, 1907, 1901 und 1900 müssen aber annähernd dieselben Verhältnisse vorgelegen haben; denn aus diesen Resultaten ergibt sich eine stetig verlaufende Kurve, wie sie die Fig. 9 zeigt. Die Versuchsresultate hierfür sind: Versuchs-jahr SekundlicheWassermengel. Sekundl. Wasser-geschwindigkeitm Saughöhem Druckhöhem 1908 214,55 0,42 4,25 10,31 1907 204,00 0,41 4,39   9,16 1900 187,80 0,37 4,45   7,96 1901 174,60 0,35 5,63   7,56 Bildet man das Verhältnis der Wassergeschwindigkeiten z.B. \frac{0,42}{0,37}=1,14 und das zugehörige Verhältnis der Druckhöhen \frac{10,31}{7,96}=1,3, so ist 1,142 = 1,3, d.h. die Druckhöhen nehmen mit dem Quadrat der Wassergeschwindigkeiten zu. 9. Die Dampfmaschinen-Diagramme. Die Indikatordiagramme zeigen, daß die Dampfmaschine trotz der übermäßig hohen Wassermenge von 12,84 cbm/Min. (maxim. Wassermenge = 11,7 cbm/Min.), welche die Pumpen zu heben haben, mit verhältnismäßig kleiner Füllung arbeitet, daß also die Dampfmaschine trotz überlasteter Pumpe noch kaum ihre normale Belastung hat. Der Grund hierfür ist in der geringen Förderhöhe, mit welcher die Pumpen arbeiten, zu suchen. Während die Dampfmaschine so berechnet ist, daß sie die maximale Wassermenge auf eine Förderhöhe von 37 m heben kann, erreicht man im Betriebe höchstens eine Förderhöhe von 15 m. Die Dampfmaschine ist also zu stark und wird noch nicht mit ihrer normalen Leistung beansprucht. Um das Verhalten des Dampfes in der Dampfmaschine kennen zu lernen, sind die Diagramme Fig. 10–13 rankinisiert, und zwar sind zusammengelegt das mittlere Diagramm der Hochdruckkurbelseite mit dem der Niederdruckdeckelseite, Fig. 14, bzw. das der Hochdruckdeckelseite mit dem der Niederdruckkurbelseite, Fig. 15, da die vorliegende Maschine eine Verbundmaschine mit um 90° versetzten Kurbeln ist. Die schädlichen Räume wurden ermittelt beim Hochdruckzylinder zu    s0 = 6,2% Niederdruckzylinder zu S0 = 7,4% Das Volumenverhältnis der Zylinder ist \frac{S}{s}=2,44. In den Fig. 14 u. 15 sind durch die Endpunkte a der Hochdruckexpansionslinien die Kurven p . v = konst. gezogen, wodurch man die Hilfsdiagramme abcdefa gewinnt. Bildet man das Verhältnis der Diagramm-flachen zur Fläche des gewonnenen Hilfsdiagramms ab cadefa, so. erhält man den Völligkeitsgrad k, dessen numerischer Wert für Fig. 14 k = 0,515 für Fig. 15 k = 0,555 ––––––––– im Mittel also    = 0,535 ist. Zur Beurteilung- der Dampffeuchtigkeit sind noch die Sättigungskurven eingezeichnet worden, deren Berechnung hier kurz angedeutet werde. Am Ende der Kompression soll der Dampf vollkommen trocken sein, so daß beim Beginn der Voreinströmung im Hochdruckzylinder ein Dampfvolumen V0 = 0,006536 cbm von 4 Atm. abs. Spannung und dem spezifischen Gewicht γ0 = 2,1625 kg/cbm ist. Das Dampfgewicht des schädlichen Raumes ist also Textabbildung Bd. 324, S. 341 Fig. 16. Textabbildung Bd. 324, S. 341 Fig. 17. a Füllung; b Kolbenweg. Textabbildung Bd. 324, S. 341 Fig. 18. a Füllung. Textabbildung Bd. 324, S. 341 Fig. 18. b Kolbenweg. G0= V0 . γ0 = 0,006536 . 2,1625 = 0,01412 kg. Aus dem gemessenen stündlichen Dampfverbrauch Gstd. = 688,3 kg bestimmt man das pro Kolbenhub in den Zylinder eintretende Dampfgewicht zu G=\frac{G_{std.}}{60 \cdot 2 \cdot n}=\frac{688,3}{60 \cdot 2 \cdot 63,14}=0,091\mbox{ kg} so daß am Ende der Füllung im Zylinder ein Dampfgewicht vorhanden ist von G0 + G = 0,01412 + 0,091 = 0,10512 kg dessen Spannung nach dem Diagramm p = 8,3 Atm. abs. ist. Das spezifische Volumen der Dampffüllung ist dann nach der Dampftabelle v = 0,232 cbm/kg. Demnach würde die Dampffüllung im trocken gesättigten Zustand ein Volumen von 0,10512 . 0,232 = 0,0244 cbm einnehmen. Dieses Volumen ist in den Fig. 14 u. 15 als Strecke cg nach dem Zylindervolumenmaßstab eingetragen. Für die kleiner werdenden Spannungen der Sättigungskurve ergeben sich die zunehmenden Volumina aus der Dampftabelle. In gleicher Weise ist die Rechnung für den Niederdruckzylinder durchzuführen, für welchen die Sättigungskurve natürlich einen anderen Verlauf nehmen muß, da hier der Dampfrest am Ende der Kompression ein ganz anderer ist wie im Hochdruckzylinder. Die Sättigungskurven liefern nun für jede Kolbenstellung den Feuchtigkeitsgehalt des Dampfes; will man z.B. für den Punkt a der Hochdruckdiagrammlinie, Fig. 15, die spezifische Dampfmenge haben, so bildet man das Verhältnis der Abszissen ai und hi, d.h. es ist im Punkt a die spezifische Dampfmenge x=\frac{a\,i}{h\,i}. Die so berechneten Dampfmengen sind für jede Zylinderseite in den Fig. 16–19 graphisch dargestellt, indem als Abszissen die Kolbenwege und als Ordinaten die zugehörigen spezifischen Dampfmengen aufgetragen sind. Auffallend ist hier die große Dampfnässe im Hochdruckzylinder beim Beginn der Expansion. Während der Expansion aber wird der Dampf stets trockener, so daß am Ende der Expansion die Feuchtigkeit von 60% auf 20% herabgemindert ist, also eine lebhafte Nachverdampfung stattgefunden hat. Hier zeigt sich sehr deutlich der Nutzen einer wirksamen Heizung; denn beim Hochdruckzylinder ist hier eine intensive Mantel- und Deckelheizung tätig. Weniger wirksam ist die Heizung im Niederdruckzylinder; denn hier findet nur eine Nachverdampfung von 10–15% statt. Arbeitsleistung von 1 kg Dampf und 1 kg Kohle. Der stündliche Dampfverbrauch betrug 778 kg, mithin ist die Nutzleistung von 1 kg Dampf =\frac{Q \cdot H \cdot 3600}{778} =\frac{214,55 \cdot 14,56 \cdot 3600}{778} = 14450 m/kg; Und da die Verdampfungsziffer 8,71 ist, so leistet 1 kg Kohle 8,71 . 14450 = 125300 m/kg. Zum Vergleich seien die Kohlenleistungen der einzelnen Versuchsjahre mitgeteilt. Versuchsjahr StündlicheWassermengecbm Förderhöhem Arbeitsleistungvon 1 kg Kohlem/kg 1895 670 12,64 102200 1896 540   9,83   85000 1897 621 13,86 118400 1898 706 11,22 120300 1899 – – – 1900 576 13,68 114200 1901 676 12,41 121500 1902 628 13,19   92000 1903 676 12,04 109400 1904 800 11,98 105100 1905 – – – 1906 830 13,37 117400 1907 735 13,55 106600 1908 773 14,56 125300 Das Charlottenburger Kanalisations-Pumpwerk hat dieselben Maschinen wie das Braunschweiger Werk, nur arbeiten hier die Dampfkessel seit einigen Jahren mit Ueberhitzern. Welcher Vorteil dadurch erzielt worden ist, zeigen die gestiegenen Arbeitsleistungen von 1 kg Kohle, welche aus der nachfolgenden Tabelle zu entnehmen sind. Charlottenburger Kanalisationswerke. Versuchsjahr StündlicheWassermengecbm Förderhöhem Arbeitsleistungvon 1 kg Kohlem/kg 1895   580 38 112100 1896   725 39 121200 1897   900   28,5 117800 1898   950 30 138300 1899 1030 30 143000 1900 1170 32 146000 1901 1340 33 147300 1902 1470 38 163800 1903 1750 42 172100 1904 1754 41 180000 Daraus geht hervor, daß die Kohlenleistung des letzten Jahres gegenüber 1895 um 60% besser geworden ist.