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DAMPFTURBINEN 

Vorlesungsskript 

Prof. Dr.-Ing. K.Schwarzer

Prof. Dr.-Ing. K. Schwarzer Labor Kolben- und Strömungsmaschinen 

Fachhochschule Aachen, Abteilung Jülich Technische Thermodynamik 

Empfohlene Literatur: 

Dampfturbinen 

1. F. Dietzel: Dampfturbinen 

Carl Hanser Verlag, München, 1970 

2. W. Kalide: Kraft- und Arbeitsmaschinen 

Carl Hanser Verlag, München, 1982 

3. M. Adolf: Strömungsmaschinen 

Springer Verlag 

4. C. Pfleiderer: Strömungsmaschinen 

Springer Verlag 

5. H. -W. Roemer: Dampfturbinen 

Giradet Verlag, Essen, 1972 

2



I N H A L T S V E R Z E I C H N I S 

6 Die Dampfurbine .................................................................................................................. 4 

6.1 Das T,s- und h,s-Diagrammvon Wasser ............................................................................... 4 

6.2 Der Wasser-Wasserdampf-Kreisprozeß ............................................................................... 6 

6.2.1 Kesselwirkungsgrad............................................................................................................... 7 

6.2.2 Der exergetische Wirkungsgrad ............................................................................................7 

6.2.3 Steigerung der mittleren Temperatur Tm ............................................................................. 10 

6.2.3.1 Steigerung durch Zwischenüberhitzung .............................................................................. 10 

6.2.3.2 Die regenerative Vorwärmung............................................................................................. 12 

6.3 Aufbau und Wirkungsweise von Dampfturbinen ................................................................. 15 

6.3.1 Einteilung der Turbinen........................................................................................................ 19 

6.3.1.1 Die Laval-Turbine ................................................................................................................ 19 

6.3.1.2 Curtisturbine ........................................................................................................................ 21 

6.3.1.3 Zoelly-Turbine...................................................................................................................... 22 

6.1.3.4 Die Parsons-Turbine............................................................................................................ 23 

6.1.3.5 Die Radialturbine ................................................................................................................. 24 

6.3.1.6 Geschwindigkeitsdreiecke für Dampfturbinen..................................................................... 25 

6.3.2 Energieumwandlung in der Stufe ........................................................................................ 25 

6.3.2.1 Satz vom Antrieb ................................................................................................................. 25 

6.3.2.2 Umfangskraft ....................................................................................................................... 26 

6.3.2.3 Leistung am -Radumfang .................................................................................................... 26 

6.3.2.4 Laufzahl, Wirkungsgrad....................................................................................................... 28 

6.3.2.4.1 Gleichdruck.......................................................................................................................... 28 

6.3.2.4.2 Überdruck ............................................................................................................................ 32 

6.3.3 Verlust der einzelnen Stufen ............................................................................................... 35 

6.4 Änderung der Turbinenleistung; Turbinenbetrieb ............................................................... 38 

6.4.1 Dampfdurchsatz, Druckänderung, Kegel der Dampfmassen.............................................. 38 

6.4.2 Drosselregelung................................................................................................................... 39 

6.4.3 Mengenregelung.................................................................................................................. 41 

6.4.4 Gleitdruckregelung............................................................................................................... 42 

6.4.5 Zusammenfassung .............................................................................................................. 43 

6.5 Kernkraftwerksturbinen ....................................................................................................... 44 

Verzeichnis der Abbildungen und Diagramme .................................................................... 69 

3



6. Dampfturbinen 

6.1 Das T,s- und h,s-Diagramm von Wasser 

Das T,s-Diagramm eines realen Gases ist in Abb.6.1 dargestellt. Unterhalb der Siede- und Taupunktlinie, die 

sich im kritischen Punkt K bei der kritischen Temperatur T K treffen, liegt das Naßdampfgebiet. Hier laufen die 

Isobaren horizontal, da zugleich p und T konstant. Im Gebiet der Flüssigkeit und in der Gasphase sind die 

Isobaren schwach gekrümmte, mit wachsender Entropie ansteigende Kurven. Wie schon früher erwähnt, 

kann man im T,s-Diagramm die zu- oder abgeführten Wärmen als Flächen entnehmen. Auch die Differenzen 

von spez. inneren Energien und spez. Enthalpien stellen Flächen dar. Die Fläche unter der Kurve 1-2-3-4 

entspricht derjenigen Wärmemenge q 14 = ∆h 14 , die isobar für eine Erwärmung vom flüssigen in den 

gasförmigen Aggregatzustand zugeführt werden müßte. Das Naßdampfgebiet ist durch Linien gleichen 

Dampfgehaltes gleichmäßig unterteilt. 

Abb.: 6.1 T,s-Diagramm 

Das h,s-Diagramm (1904 von R. Mollier) bietet besondere Vorteile. In diesem Diagramm können alle 

Enthalpiedifferenzen als Strecken abgegriffen werden, so daß die im 1.Hauptsatz für offene Systeme 

auftretenden Zustandsgrößen direkt dem Diagramm entnommen werden können. Aus diesem Grunde ist 

das h,s-Diagramm zum wichtigsten und am häufigsten benutzten Zustandsdiagramm geworden. In Abb.6.2 

ist das h,s-Diagramm für Wasser dargestellt. Der kritische Punkt liegt am linken Hang der Grenzkurve des 

Naßdampfgebietes, und zwar an der steilsten Stelle, wo die ineinander übergehenden Siede- und Taulinien 

einen gemeinsamen Wendepunkt haben. 

4



Die Isobaren im homogenen Zustandsgebiet sind schwach gekrümmte Kurven, deren Anstieg man aus 

T ds = dh - v dp 

(1) 

wegen dp = 0 zu 

dh 

ds T = 

findet. Die Isobaren verlaufen also um so steiler, je höher die Temperatur. Im Naßdampfgebiet bleibt bei p = 

konstant auch T = konstant. Daher sind hier die Isobaren gerade Linien. Die Linien konstanten 

Dampfgehaltes erhält man durch Unterteilung der Isobaren in gleiche Abschnitte. 

Abb.: 6.2 h,s-Diagramm für Wasser 

5



6.2 Der Wasser- Wasserdampf- Kreisprozeß 

Die Wärmekraftanlagen arbeiten nach dem Clausius-Rankine-Kreislauf, der sich aus 

- einer isentropen Druckerhöhung des Speisewassers durch die Speisewasserpumpe, 

- einer weitgehend isobaren Erwärmung, Verdampfung und Überhitzung in einem 

Dampfkessel oder Wärmetauscher, 

- einer isentropen Expansion im Turbinenteil mit gleichzeitiger Arbeitsabgabe und 

- einer isobaren Kondensation und Wärmeabfuhr an das Kühlwasser 

zusammmensetzt. Abb.6.3 stellt diesen Prozeß mit idealen Zustandsänderungen (Isentrope statt Adiabate 

mit Dissipation /t 3 = t u ) im T,s-Diagramm dar; die Wärmezufuhr erfolgt isobar und ist deshalb mit der 

Enthalpiedifferenz identisch, 

q = h - h 

(2) 

12 

2 

1 

, 

die bei einer mittleren Temperatur von 

T 

h 

− h 

2 1 

m = (3) 

s2 

− s1 

zugeführt wird. 

Exergie 

Anergie 

Abb.: 6.3 Theoretischer (idealer) Clausius- Rankine-Prozeß im T,s-Diagramm 

6



In Wirklichkeit verlaufen die Prozesse nicht isentrop ( ∆s = 0), sondern polytrop. In der Abbildung 6.4 ist der 

Clausius- Rankine- Prozeß unter Berücksichtigung von Dissipation im h,s-Diagramm dargestellt. Unrichtig ist 

allerdings die Darstellung der Isobaren in beiden Diagrammen im Flüssigkeitsbereich, weil hier die Isobaren 

so dicht gedrängt liegen, daß im gezeichneten Maßstab keine Unterschiede mehr erkannt werden können. 

Die isentrope Expansion von 2 nach 3' führt in ein Gebiet größerer Nässe als die reibungsbehaftete 

Expansion von 2 nach 3. 

Abb.: 6.4 h,s-Diagramm für einen tatsächlichen Clausius- Rankine-Prozeß 

7



6.2.1 Kesselwirkungsgrad 

Aufgabe des Kessels ist es, die durch die chemische Verbrennung freiwerdende Wärme möglichst 

exergieverlustarm an das Arbeitsmedium zu übertragen. Durch die Wärmeübertragung nimmt die Enthalpie 

des Arbeitsmediums zu. Der Kesselwirkungsgrad ist wie folgt definiert: 

η 

K 

mit 

m& 

⋅ 

= 

m& 

( h − h ) 

B 

2 

⋅H 

U 

1 

m& B 

Brennstoffmassenstrom in kg/h 

H u 

Unterer Heizwert in kJ/kg 

m& Dampfmassenstrom in kg/h 

h spez. Enthalpie in kJ/kg 

a Anergie in kJ/kg 

c Exergie in kJ/kg 

Beim Siedewasserreaktor ist der Kesselwirkungsgrad gleich 1, da die gesamte thermische Wärmeleistung 

ans Kühlmittel abgegeben wird. Der Reaktordruckbehälter stellt also das Gegenstück zum Brennkessel 

eines konventionellen Kraftwerkes dar. Beim Druckwasserreaktor stellt der Wärmetauscher das Bindeglied 

zum Arbeitsmedium dar. 

6.2.2 Der exergetische Wirkungsgrad 

Während der thermische Wirkungsgrad η th nur den ersten Hauptsatz der Thermodynamik berücksichtigt, ist 

im exergetischen Wirkungsgrad auch der zweite Hauptsatz der Thermodynamik mit einbezogen. Es werden 

also die Exergieverluste bei der Verbrennung, der Wärmeübertragung und bei der Expansion in der Turbine 

mit erfaßt. Im folgenden wollen wir uns mit dem exergetischen Wirkungsgrad nach Abb.6.3 befassen. Der 

exergetische Wirkungsgrad ist wie folgt definiert: 

ζ 

K 

m& 

⋅ 

= 

m& 

( e − e ) 

B 

2 

Setzt man für 

⋅H 

U 

1 

e2 - e1 

= h2 

- h1 

- (a2 

- a1) 

a2 

- a1 

= Tu 

(s2 

- s1) 

(6) 

ein, 

dann folgt für den exergetischen Wirkungsgrad 

8 

(4) 

(5)

ζ 

η 

K 

K 

= 



m& 

m& 

⋅H 

B 

m& 

= 

m& 

⋅H 

und mit 

T 

ξ 

h 

B 

− h 

u 

u 

[ h 

(h 

2 

2 

− h − T ⋅( 

s − s )] 

1 

− h ) 

1 

u 

2 

1 

2 1 

m = (9) 

s2 

− s1 

K 

⎛ Tu 

⎞ 

= ηK 

⎜ 

⎜1 

− ⎟ 

(10) 

⎝ Tm 

⎠ 

Der eingeklammerte Faktor stellt den Carnot-Wirkungsgrad dar. 

T m stellt die mittlere Temperatur dar, bei der die Wärme zugeführt wird. 

Je höher T m , um so größer ist der Wirkungsgrad. 

9 

(7) 

(8)



Abb.: 6.5 Abhängigkeit des ausnutzbaren Enthalpiegefälles vom Druck- bzw. 

Temperaturniveau 

Durch den höheren Systemdruck bei der Verdampfung steigt, wie in Abb.6.5 dargestellt, die 

thermodynamische Mitteltemperatur an. 

10



6.2.3 Steigerung der mittleren Temperatur T m 

Der Wirkungsgrad des einfachen Isobaren-Isentropen-Prozesses läßt sich durch alle Maßnahmen erhöhen, 

die die thermodynamische Mitteltemperatur T m der Wärmeaufnahme heraufsetzen und die 

thermodynamische Mitteltemperatur T om der Wärmeabgabe möglichst niedrig halten. Beim Clausius- 

Rankine- Prozeß ist die Temperatur T om nicht mehr zu senken, sie ist durch die Kondensatortemperatur 

vorgegeben. Bei diesem Prozeß wird daher versucht, die Mitteltemperatur der Wärmezufuhr zu steigern. 

Dies geschieht durch Zwischenüberhitzung und regenerative Speisewasservorwärmung. 

6.2.3.1 Steigerung durch Zwischenüberhitzung 

Die Steigerung der thermodynamischen Mitteltemperatur T m wird durch Zwischenüberhitzung des aus der 

Hochdruckturbine kommenden Dampfes erreicht. Abbildung 6.6 zeigt ein entsprechendes Schaltbild einer 

Dampfkraftanlage mit Zwischenüberhitzung. 

Abb.: 6.6 Dampfkraftanlage mit Zwischenüberhitzung 

11



Liegen der Kesseldruck und die höchste Überhitzungstemperatur fest, so kann die Zwischenüberhitzung 

noch bei verschiedenen Drücken erfolgen. Der günstigste Zwischendruck ergibt sich dann, wenn die 

Mitteltemperatur T m der gesamten Wärmeaufnahme möglichst hoch ist. In Abbildung 6.7 ist der Prozeß im 

T,s-Diagramm dargestellt. 

Abb.: 6.7 T,s-Diagramm mit Zwischenüberhitzung 

T 

T 

h 

− h 

3 2 

mK = (11) 

s3 

− s2 

h 

− h 

5 4 

mZ = (12) 

s5 

− s4 

Maßgebend für den Gesamtprozeß ist jedoch die gesamte Mitteltemperatur. 

T 

( h 

−h 

) + ( h − h ) 

3 2 5 4 

m = (13) 

s5 

− s2 

12



Der optimale Zwischendruck muß danach so gewählt werden, daß T 4 auf der Expansionslinie der 

Temperatur T mK entspricht. 

6.2.3.2 Die regenerative Vorwärmung 

Einen weiteren positiven Einfluß auf die Verbesserung des Wirkungsgrades hat die 

Speisewasservorwärmung durch Abzapfdampf, da mit erhöhter Speisewassereintrittstemperatur auch T m 

während der Wärmezufuhr steigt. Führt man die Erwärmung schrittweise durch, so verbessert man 

gleichzeitig den thermischen Wirkungsgrad durch Annäherung - wenigstens eines Teilbereiches - an den 

Carnot-Prozeß. 

In Abbildung 6.8 wird zunächst Anzapfdampf entnommen und durch richtige Mengenbemessung die 

Wärmemenge i-h-9-8-1 abgeführt. Sie reicht aus, um das Speisewasser von c bis d zu erwärmen, also zur 

Deckung der Flüssigkeitswärme c-d-4-3-c. In derselben Weise wird beim Druck p 2 , p 3 ... und p i Dampf 

entnommen und das Speisewasser aufgewärmt. 

Abb.: 6.8 Speisewasser- Vorwärmung durch Abzapfdampf 

Die Vorwärmung kann in Röhrenwärmeaustauschern oder in Einspritzkondensatoren erfolgen, in denen der 

Abzapfdampf kondensiert und seine Kondensationswärme abgibt. 

13



Abb.: 6.9 Schema einer Dampfturbinenanlage mit Anzapfvorwärmung 

Ohne Anzapfvorwärmung ist der thermische Wirkungsgrad 

h − h 

1 4 η th = 

(14) 

h1 

− h8 

α 

β 

Bei dem dargestellten Anzapfprozeß werden der Turbine bei p 2 je 1 kg Arbeitsdampf α kg Anzapfdampf 

entnommen, dessen Kondensationswärme gleich der zur Erwärmung von (1-α) kg Speisewasser von 9 

nach 10 erforderlichen Wärme ist. Entsprechend wird der Turbine bei p 3 β kg Anzapfdampf entnommen, 

dessen Kondesationswärme die zur Erwärmung von (1-α-β) kg Speisewasser von 8 nach 9 erforderlichen 

Wärme deckt. Durch den Kessel ist dann nur noch die Wärmemenge h 1 -h 10 zuzuführen. 

14



Ermittlung der Anzapfmengen α und β 

( h − h ) = ( 1 − α ) ⋅ ( h − h ) 

α ⋅ 

(15) 

α = 

2 

10 

( h10 

− h9 

) 

( h − h ) 

2 

9 

10 

( h − h ) = ( 1− 

α − β) 

⋅ ( h − h ) 

3 

9 

9 

8 

9 

β ⋅ 

(16) 

β = 

( 1− 

α) 

⋅ ( h − h ) 

h 

3 

9 

− h 

8 

8 

Als thermischer Wirkungsgrad ergibt sich 

h − h + 

( 1− 

α) 

⋅ ( h − h ) + ( 1− 

α − β) 

⋅ ( h − h ) 

1 2 

2 3 

3 4 

η th = 

(17) 

h1 

− h10 

Tabelle 6.1 gibt den Dampfumsatz für eine fünfstufige Anzapfvorwärmung (Beispiel: Kraftwerk Frimmersdorf, 

Block A) an. Zwei Kessel von je 200 t/h maximaler Dampfleistung mit 108 bar, 525°C speisen einen 

Turbosatz bei Normalleistung mit 354,2 t/h. Die Turbine besteht aus einem einflutigen H-D-Teil und M-D-Teil 

und einem zweiflutigen N-D-Teil. 

Der Kühlwasserdurchsatz beträgt 11630 m 3 /h bei einer Kühlwassertemperatur am Kondensatoreintritt von 

21°C. 

m& in t/h p in bar Temp. in °C 

Kessellieferung 354,20 108,00 525,0 

Anzapfung 1 26,99 17,90 190,2 

2 22,60 7,83 161,9 

3 18,95 2,76 124,1 

4 13,96 0,95 92,1 

5 13,95 0,059 63,1 

Kondensator 257,76 0,059 35,8 

Tabelle 6.1 Anzapfvorwärmung (Beispiel Frimmersdorf) 

15



6.3 Aufbau und Wirkungsweise von Dampfturbinen 

Dampfturbinen nutzen die Enthalpie eines Wasserdampfstromes aus, die diesem im Dampfkessel in Form 

von Wärme zugeführt wurde. Als Zwischenform der Energie wird die kinetische Energie benutzt, deren 

Größe über 

(18) 

= − 2 ⋅ ∆h 

c 2 

berechnet werden kann, da die Voraussetzungen (adiabates System, Anfangsgeschwindigkeit im Vergleich 

zu den umgesetzten Enthalpiedifferenzen unbedeutend) für Dampfturbinen normalerweise genügend genau 

zutreffen. 

2 2 

c2 

− c1 

− ∆h 

= −w 

t12 

+ 

(19) 

2 

läßt außerdem erkennen, daß eine möglichst kleine Austrittsgeschwindigkeit c 2 eine wichtige Voraussetzung 

für eine möglichst große an die Welle abzugebende Arbeit -w t12 ist. Für vereinfachte Berechnungen kann 

aber durchaus anstelle des exakteren Bildes eine Darstellung ähnlich dem Bild 6.10 für den Verlauf der 

Zustandsänderung gewählt werden. 

16



Abb.: 6.10 Adiabate Zustandsänderung mit Dissipation 

Die Arbeitsweise der Dampfturbinen 

Der aus dem Dampferzeuger in Rohrleitungen an die Turbine herangeführte Frischdampf wird, nachdem er 

die Absperr- und Regelarmaturen durchströmt hat, in abgewinkelte, düsenförmige Leiteinrichtungen geführt, 

die fest im Gehäuse angebracht sind. In diesen wird der Dampf mit einem bestimmten Winkel gegen die 

dahinterliegenden, gekrümmten Schaufeln gerichtet und auf einen niedrigeren Druck entspannt. Hierbei wird 

ein Teil der Enthalpie des Dampfes in kinetische Energie umgewandelt. Der entspannte Dampf verläßt daher 

die Leitapparate mit hoher Geschwindigkeit. 

17 

P = p2 = konstant



Abb.: 6.11 Gleichdruck- und Überdruckverfahren 

Die folgende Umwandlung der kinetischen Dampfenergie in mechanische Arbeit kann nach zwei Verfahren 

durchgeführt werden: 

Das Gleichdruck- oder Aktionsverfahren (r=0) 

Der hochbeschleunigte Dampf wird zwischen gekrümmten Laufschaufeln, die an einem Radumfang 

angebracht sind, umgelenkt und übt dadurch eine Strömungskraft -Aktionskraft- auf die Schaufeln aus, 

welche das Rad in Umdrehung versetzt und ein Drehmoment erzeugt, das die Rotation auch gegen 

Belastung aufrecht erhält. Die kinetische Energie des Dampfstrahls wird bei diesem Vorgang in 

Umfangsarbeit umgewandelt, die als Drehmoment an der Radwelle abgenommen werden kann. Bei der 

Durchströmung des Dampfes durch die Schaufelkanäle des Laufrades ändert sich der Dampfdruck nicht. Es 

wird keine potentielle Energie umgesetzt, und der Reaktionsgrad ist null. Dampfturbinen, die nach dem 

Gleichdruckverfahren arbeiten, werden axial durchströmt. 

18



Abb.: 6.12 Schaufel- und Geschwindigkeitsplan und Druckverlauf 

in einer Gleichdruckstufe 

Das Überdruck- oder Reaktionsverfahren (r>0) 

Bei Turbinen, die nach dieser Methode arbeiten, erhält der Strömungsquerschnitt zwischen zwei 

gekrümmten Laufschaufeln durch Einschnürung Düsenwirkung. Der hindurchströmende Dampf wird 

dadurch abermals entspannt und beschleunigt. Er übt auf die Schaufeln des Laufrades eine Umfangskraft 

aus, die sich zusammensetzt aus der nun geringeren Strömungsdruckkraft durch Umlenkung und einer 

Rückstoßkomponente - d.h. Reaktionskraft - infolge des hochbeschleunigten Austrittes aus den 

Schaufelkanälen. Kinetische Eintrittsenergie und aus potentieller Energie umgewandelte zusätzliche 

kinetische Energie werden mit einem Reaktionsgrad, der i.a. bei 50% liegt, in Umfangsarbeit umgewandelt, 

Dampfturbinen, die nach dem Überdruckverfahren arbeiten, werden in der Regel axial durchströmt. 

Reaktionsturbinen können aber auch mit radialer Durchströmung konstruiert werden. 

19 

C 1 

= c 2



Abb.: 6.13 Schaufel- und Geschwindigkeitsplan einer Überdruck- 

Dampfturbinenstufe 

6.3.1 Einteilung der Turbinen 

Nach ihren Erfindern teilt man die Turbinen nach ihrer unterschiedlichen Enthalpieausnutzung und - 

aufteilung ein. Im folgenden werden die Turbinen kurz beschrieben. 

6.3.1.1 Die Laval-Turbine 

Die Laval-Turbinen arbeiten bei überkritischen Druckverhältnissen, so daß das Leitrad mit Lavaldüsen 

ausgerüstet ist. In der Lavaldüse wird die gesamte Druckenergie in Geschwindigkeitsenergie umgewandelt. 

Der Druck vor und hinter dem Laufrad ist gleich. Aus diesem Grund wird die Beschaufelung 

"Gleichdruckbeschaufelung" genannt. In der Laufschaufel wird Geschwindigkeitsenergie verarbeitet. In 

Abb.6.14 ist die Laval-Turbine dargestellt. Die theoretische Schaufelarbeit Y th ist 

Y = u c - u c 

(20) 

th 

1 

1u 

2 

2u 

Im Sinne einer guten Energieausnutzung soll der Umfangsanteil c 2u der Absolutgeschwindigkeit c 2 möglichst 

Null sein. Aus diesem Grund muß die Relativgeschwindigkeit an der Stelle 1 unter dem gleichen Winkel zur 

Drehrichtung zeigen, wie die Relativgeschwindigkeit an der Stelle 2 entgegen der Drehrichtung gerichtet ist. 

Es gilt also 

β = β und 

(21) 

1 

2 

w1u + 

w 2u = 0 

20



Abb. 6.14: Laval - Turbine 

21



6.3.1.2 Curtis-Turbine 

Curtis-Turbinen arbeiten ebenso wie Laval-Turbinen bei überkritischen Druckverhältnissen und mit 

Gleichdruckbeschaufelung. Es werden allerdings so große Enthalpiedifferenzen verarbeitet und in den 

Düsen in kinetische Energie umgewandelt, daß mindestens zwei Schaufelreihen (2-c-Rad) vorgesehen 

werden müssen. Zwischen den beiden Laufschaufelreihen befinden sich Leitschaufeln, deren Aufgabe es 

ist, den mit hoher Geschwindigkeit "nach rückwärts" austretenden Dampf wieder "nach vorwärts" 

umzuleiten. In Abb.6.15 ist eine Curtis-Turbine mit den entsprechenden Geschwindigkeitsdreiecken 

dargestellt. 

Abb. 6.15: Curtis - Turbine 

22



6.3.1.3 Zoelly-Turbine 

Die Zoelly-Turbine ist eine Gleichdruck-Turbine, die im unterkritischen Druckbereich arbeitet, sie ist deshalb 

nur mit verjüngten Düsen ausgestattet. Wegen der pro Stufe geringeren umgesetzten Enthalpiemenge teilt 

man das Enthalpiegefälle möglichst gleichmäßig auf mehrere Stufen auf. Aus diesem Grund heißt die 

Zoelly-Turbine auch Gleichdruck-Turbine mit Druckstufung. In Abb.6.16 ist eine Zoelly-Turbine dargestellt. 

Aufgrund der Druckdifferenz zwischen Düseneintritt und -austritt hat der Dampf das Bestreben, jeden nur 

möglichen Weg, also nicht nur den durch die Leitkanäle, auszunützen. Daher müssen die Leiträder gut 

gegen die Welle abgedichtet werden. Dies geschieht mit Hilfe berührungsfreier Labyrinthdichtungen. Die 

Spaltverluste werden auf diese Weise stark reduziert. 

Abb. 6.16: Zoelly - Turbine 

23



6.3.1.4 Die Parsons-Turbine 

Die Parsons-Turbine (Abb.6.17) ist eine Überdruckturbine mit einer Reaktion (üblich ist r = 0,5). Das zur 

Verfügung stehende Druckgefälle wird nicht allein im Leitrad, sondern auch, je nach Reaktionsgrad, im 

Laufrad umgesetzt. Dies wird dadurch erreicht, daß die Laufschaufelkanäle und Leitschaufelkanäle als 

Düsen ausgebildet sind, so daß w 2 >w 1 wird. Da der Druck vor der Laufschaufel größer ist als hinter der 

Laufschaufel, heißt die Parsons-Turbine auch Überdruckturbine. Bei der Parsons-Turbine müssen sowohl 

die Leit- als auch die Laufschaufeln gegen Spaltströmungen abgedichtet werden. 

Abb. 6.17: Parsons - Turbine 

24



6.3.1.5 Die Radialturbine 

Die Radialturbine ist ebenso wie die Parsons-Turbine eine Überdruckturbine. Sie hat jedoch nur eine 

geringe Bedeutung. Abb.6.18 zeigt eine einläufige Radialturbine mit 50% Reaktion. 

Abb.: 6.18 Einläufige Radialturbine 

(Überdruckbeschaufelung 50% Reaktion) 

25



6.3.1.6 Geschwindigkeitsdreiecke für Dampfturbinen 

Abb.6.19 zeigt die unterschiedlichen Geschwindigkeitsdreiecke zwischen einer Gleichdruck- und einer 

Überdruckbeschaufelung. 

6.3.2 Energieumwandlung in der Stufe 

6.3.2.1 Satz vom Antrieb 

dw 

F = m ⋅a 

= m ⋅ → m ⋅ dw = F ⋅ dt 

(22) 

dt 

F = die vom Dampf auf die Schaufeln wirkende Kraft 

Wegen der ständig gleichbleibenden Umfangsgeschwindigkeit u und nach der Integration erhält man 

m ⋅( 

w 

2 u 

− w 

1u 

) = 

2 

∫ 

F dt = −F 

⋅u⋅ 

( t − t ) 

1 

2 

Hier ist -F u die gedachte, von den Schaufeln auf den Dampf wirkende Kraft. 

1 

26 

(23)



6.3.2.2 Umfangskraft 

Die Umfangskraft, welche der strömende Dampf auf die Laufschaufeln ausübt, ist 

= m& 

⋅( 

w − w ) = m& 

⋅( 

c − c ) 

(24) 

Fu s 1u 

2u 

s 1u 

2u 

mit 

m 

m& 

s = 

(25) 

t − t 

2 

1 

Man erkennt, daß die treibende Kraft des Dampfes umso größer ist, je stärker die Umlenkung der Strömung 

innerhalb der Laufschaufeln ist. 

6.3.2.3 Leistung am Radumfang P u 

Die Leistung, die vom ständig strömenden Dampf über das Laufrad an die Welle abgegeben wird, ist 

= F ⋅u 

= m& 

⋅u 

⋅ (w - w ) = m& 

⋅u 

⋅ (c - c ) 

(26) 

Pu u 

s 1u 2u s 1u 2u 

27



Abb.: 6.19 Vergleich zwischen Gleichdruck- und Überdruckstufe 

28



6.3.2.4 Laufzahl u/c 1 , Wirkungsgrad η u 

6.3.2.4.1 Gleichdruck 

Wesentlich am Gleichdruckverfahren ist, daß das Stufengefälle allein in den Leitschaufeln in die 

Zulaufgeschwindigkeit c 1 umgewandelt wird. In den Laufschaufeln wird kein oder nur ein ganz geringes 

Gefälle verbraucht, so daß die Drücke vor und hinter dem Laufschaufelkranz gleich groß bleiben. Die 

Energie aus der Zulaufgeschwindigkeit c 1 muß so weit wie möglich an das Laufrad übertragen werden. Die 

Austrittsenergie, die in c 2 enthalten ist, sollte so klein wie möglich sein. Um einen guten Wirkungsgrad zu 

erhalten, muß die Gleichdruckstufe r = 0 mit dem Geschwindigkeitsverhältnis 

u 

c 

1 

= 0,5 

oder 

c 

1 

= 

2 u 

haben. 

Sei c o die verlustlose Austrittsgeschwindigkeit aus der Leitvorrichtung, dann ist die verlustlose Leistung 

2 

co 

Po 

= m& 

s ⋅ 

(27) 

2 

Vom Laufrad wird aufgenommen 

Pu s 1u 2u 

= m& 

⋅u 

⋅ (w - w ) 

(28) 

Der Umfangswirkungsgrad η u ist 

P 

2 ⋅u 

⋅ 

( w − w ) 

h 

u 

1u 

2u 

u 

η u = = 

= 

(29) 

2 

Po 

co 

hst 

Mit der Vereinfachung 

w = c - u sowie w = - w 

(30) 

1u 

o 

ergibt sich 

2u 

1u 

29

η 

u 



u ⎛ u ⎞ 

= 4 ⋅ ⋅ ⎜ 

⎜1− 

⎟ reibungsfreie Strömung, alle Winkel 0° (31) 

co 

⎝ co 

⎠ 

Ersetzt man = w cos( β ) = c cosα 

- u 

w1u 1 1 1 1 

Dann wird η u, max bei u = c1 

cos( α1/2 

) erreicht. 

Abb.: 6.20 Verlauf von η u über u/c 1 für eine Gleichdruckstufe r = 0 

Der Verlauf η u = f(u/c) entspricht einer quadratischen Parabel mit den Nullstellen bei u/c 1 = 0 und 

u/c 1 = 1; das Maximum liegt bei u/c 1 = 0,5. 

30



Weicht im Betrieb einer Stufe der Wert u vom Auslegungszustand ab und bleibt das Stufengefälle wie 

vorgesehen, dann verschlechtert sich der Wirkungsgrad. Dasselbe ist der Fall, wenn bei u = konst. wie beim 

Turbogenerator-Antrieb das Stufengefälle bei Teillastbetrieb veränderlich ist, damit ändern sich c 1 u/c und 

η u . 

Die Enthalpiedifferenzen im Dampfkraftprozeß können bis zu 1500 kJ/kg betragen, wenn es sich um große 

Kraftwerksturbinen der öffentlichen Stromversorgung handelt. Um diese Gefälle z.B. bei u = 200 m/s und 

u/c o = 0,45 braucht man 15 Stufen mit h st = 100 kJ/kg. Mit weniger Stufen kommt man aus, wenn in Laval- 

Düsen Überschallgeschwindigkeit erzeugt wird, die dann stufenweise in einem 2- oder 3-kränzig 

beschaufelten Laufrad umgesetzt wird. 

2-kränziges Laufrad (2-C-Rad) 

Die beste Ausnutzung erhält man, wenn c o =4 u gemacht wird. 

3-kränzige Laufräder (3-C-Rad) 

Für 3-kränzige Laufräder mit 2 Umlenkkränzen erhält man aus einer entsprechenden Überlegung den 

besten Umsetzungswirkungsgrad für c o =8 u. 

Laufzahl für Curtisräder 

2-C-Rad: etwa u/c o = 0,25 

c o = 4 u 

3-C-Rad: etwa u/c o = 0,125 

c o = 8 u 

Der Umfangswirkungsgrad η u nimmt mit zunehmender Laufkranzzahl wegen der vielen Umlenkungen und 

der hohen Strömungsverluste, besonders im 1.Laufkranz wegen der hohen Dampfgeschwindigkeit, ab. 

31



Abb.: 6.21 Umfangswirkungsgrad η u und Stufengefälle h st für Gleichdruckturbinen 

32

6.3.2.4.2 Überdruck 



Stufen mit nicht zu großen Schaufellängen werden mit r = 0,5 ausgeführt. Von welcher Schaufellänge an der 

Reaktionsgrad zwischen Fuß und Spitze veränderlich gewählt wird, bestimmen die jeweiligen Verhältnisse, 

wobei die Umfangsgeschwindigkeiten maßgebend sind. Mit r = 0,5 erhält man gleiche 

Geschwindigkeitsdreiecke am Ein- und Austritt, Halbierung des Stufengefälles und ähnliche Schaufel- und 

Leitprofile; d.h. das Stufengefälle wird je zur Hälfte auf Leit- und Laufschaufeln verteilt umgesetzt. 

h = h + h und 

st 

le 

la 

h 

h 

la r = (32) 

Die umsetzbare Geschwindigkeit in der Leitschaufel ist 

c 

1 

h 

le 

c′ 

2 + 

2 

2 

st 

= (33) 

wobei c 2 ' die Zulaufgeschwindigkeit aus der davorliegenden Stufe ist. Für w 2 gilt 

w 

Da 

2 

2 

w1 

= h1a 

+ 

(34) 

2 

h 

2 

co 

2 

le = und 

ergibt sich für 

h 

2 

co 

2 

la = , wegen r = 0,5 

2 

co 

2 

h st = 2 ⋅ = co 

(35) 

2 

33



Für ideale Verhältnisse gilt weiterhin c 2u = w 1u = 0 und somit 

h = u ⋅ w 

(36) 

u 

2u 

Der Umfangswirkungsgrad η u wird somit 

η 

u 

h 

= 

h 

u 

st 

u ⋅ w 

= 2 

c 

o 

2u 

= 

u 

c 

o 

⎛ 

⋅ ⎜ 

⎜2 

− 

⎝ 

u 

c 

o 

⎞ 

⎟ 

⎠ 

Für h le = h la , also r = 0,5, sowie verlustlose Strömung und alle Winkel 0° wird 

η u = 1, wenn u/c o = 1 oder wenn c o = u 

In Abb.6.22 ist der Umfangswirkungsgrad ηu für eine Gleichdruck- und eine Überdruckturbine für einen 

Winkel α1 = 17° dargestellt. 

34 

(37)



Abb.: 6.22 Vergleich des Umfangswirkungsgrades zwischen einer 

Überdruck- und einer Gleichdruckturbine 

( α 1 = 17°, r = 0,5) 

35



6.3.3 Verlust der einzelnen Stufen 

Alle Verluste in Dampfturbinen lassen sich recht anschaulich im h,s-Diagramm darstellen. Von der gesamten 

ausnutzbaren Enthalpiedifferenz, die durch Drosselverluste in der Dampfzuführung verkleinert wurde, sind 

zusätzlich abzuziehen: 

Düsenverluste (Beiwert ζ d ) 

Aufgrund der hohen Dampfgeschwindigkeiten reiben sich die Dampfteilchen an der Wandung und 

untereinander. Die Expansion ist also nicht isentrop, sondern polytrop, weil dem Dampf Reibungswärme 

zugeführt wird. Durch Reibung und Störungen ist die wirkliche Austrittsgeschwindigkeit 

c = ζ ⋅c 

(38) 

1 

d 

o 

mit ζ d = 0,95 bis 0,96 = Leitschaufel- (Düsen-) Verlustbeiwert 

2 ( 1− 

) 

2 2 2 

co 

− c1 

co 

hd = = ⋅ ζd 

(39) 

2 2 

h d = nicht in Geschwindigkeit umgesetzter Energieanteil 

Diese Energie wird dem Arbeitsdampf als Reibungswärme wieder zugeführt, was sich in einer 

Entropiezunahme ausdrückt. 

36



Schaufelverluste (Beiwert ζ s ) 

Reibungsverluste sind hier ebenso vorhanden wie in den Düsen. Weitere Verluste ergeben sich beim 

Übergang von den Düsen in den Schaufelkanälen sowie durch Wirbelbildung bei scharfer 

Schaufelkantenumlenkung. Die Strömungsverluste haben zur Folge, daß w 2 kleiner als w 1 wird. 

w = ζ ⋅ w 

(40) 

2 

und 

h 

s 

1 

2 2 2 

w1 

− w 2 w1 

2 

= = ⋅( 

1− 

s ) 

(41) 

2 2 

s ζ 

Ventilationsverluste 

Sie entsprechen den Reibungsverlusten in den nicht beaufschlagten Schaufelsegmenten von 

Gleichdruckturbinen bei Teilbeaufschlagung. 

Austrittsverluste 

Die kinetische Energie des Dampfes am Schaufelaustritt ist zumindest an der letzten Turbinenstufe verloren 

und sollte möglichst klein sein. 

Naßdampfverluste 

Da die Wassertropfen im Niederdruckteil aufgrund ihrer Massenträgheit sich langsamer bewegen, kommt es 

zu Reibungs- und Anströmwinkelverlusten. 

37

Spaltverluste 



Die Enthalpie von Dampf, der nicht durch die Leit- und Laufschaufel expandiert, sondern an anderen Stellen, 

geht der Wellenarbeitserzeugung verloren. Diese gesamten Verluste werden als innere Verluste über den 

inneren Wirkungsgrad ausgedrückt. 

∆h 

u 

η isentrop = 

(42) 

∆hisentrop 

Durch diese Reibung nimmt das Arbeitsmedium Energie auf, seine Entropie steigt. Die Expansion führt 

somit zu einem Punkt geringerer Feuchte. In Abb.6.23 ist der Expansions-verlauf mit den einzelnen 

Verlusten dargestellt. 

Abb.: 6.23 Verluste bei der Expansion in einer Dampfturbine 

38



6.4 Änderung der Turbinenleistung; Turbinenbetrieb 

6.4.1 Dampfdurchsatz, Druckänderung, Kegel der Dampfmassen 

Die Leistung einer Turbine erhält man, wie schon besprochen, aus 

P = h ⋅m& 

⋅ η in kW (43) 

e 

t 

s 

e 

h t , in kJ/kg, die isentrope Enthalpiedifferenz 

m& s , in kg/s, der Dampfdurchsatz (Massenstrom) 

η e ( - ) der effektive Wirkungsgrad η i η m 

Die Strömungsquerschnitte der Turbine werden für Vollast oder für Bestlast berechnet. Aus dieser 

Berechnung erhält man die Dampfzustände Druck, Temperatur, spez. Volumen, die in den Turbinenstufen 

bei Vollast herrschen. 

Nach der Leistungsgleichung kann die Leistung verringert werden 

durch Verkleinern der Enthalpiedifferenz h t , indem der Frischdampfdruck mittels Drosselung 

herabgesetzt wird. Hierbei bleibe der Abdampfdruck konstant; bei Kondensationsturbinen wird das 

Vakuum etwas tiefer werden. Wird der Frischdampfdruck gedrosselt, dann ändert sich außer der zur 

Verfügung stehenden Enthalpiedifferenz auch der Dampfdurchsatz, weil die Dampfdrücke in den Stufen 

ebenfalls zurückgehen. Dies haben die Betrachtungen der Verhältnisse bei den Leitkanälen und 

Leitschaufeln gezeigt; 

durch Ändern der Frischdampfmenge, indem Düsenventile geschlossen werden. Je mehr Düsenventile 

die Turbine erhält, umso feinstufiger kann die Leistung, wenn dies nötig ist, geändert werden. Die 

Düsenventile werden praktisch nicht ausschließlich "auf" oder "zu" gehalten, sondern es wird in 

Zwischenstellungen gedrosselt, um einen gleichmäßigen Leistungsverlauf zu erhalten. 

Garantiemessungen des Dampfverbrauches werden nur bei voll geöffneten Ventilpunkten gewertet. 

39



Folgen der Leistungsveränderung 

Ändert man den Frischdampfdruck durch Drosseln oder ändert man die Dampfmenge durch Schliessen von 

Düsenventilen, dann verschiebt sich die Druckverteilung in den Turbinenstufen. Bei der Mengenänderung ist 

dies der Fall, weil in den nachfolgenden Strömungsquerschnitten der "Stau" geringer wird, so daß die 

geringere Dampfmenge stärker expandiert. Besonders die Regelstufe verarbeitet ein größeres Gefälle. 

Der Turbinenwirkungsgrad nimmt ab, weil sich die Zuströmrichtungen zur Beschaufelung infolge geänderter 

Gefälleverteilung ändern (Geschwindigkeitspläne mit α, β und u = konst.) und weil die übrigen Verluste wie 

Radreibung, Ventilation, Spaltverluste in ihrer absoluten Höhe erhalten bleiben und bei geringerer 

Stufenleistung mehr Gewicht haben. Eine genauere Vorausberechnung der Turbinenwirkungsgrade ist bei 

vielstufigen Turbinen nicht möglich, die Werte müssen aus Meßergebnissen entnommen werden. 

6.4.2 Drosselregelung 

Die Drosselregelung ist deswegen einfach im Aufbau, weil nur ein Ventil benötigt wird. Der Ventilsitz wird so 

ausgebildet, daß der nach der Kontinuitätsgleichung notwendige Drosselquerschnitt A Dro zusammen mit 

einem wählbaren Ventilhub vorliegt. 

Durch das Drosseln wird das Nutzgefälle verkleinert. Gleichzeitig ändert sich der Dampfdurchsatz, der etwa 

im Verhältnis der neuen Drücke zurückgeht. Der Verlauf im h-s-Diagramm zeigt, wie das isentrope Gefälle h t 

abnimmt. 

Das Drosseln ist ein nicht umkehrbarer Prozeß mit Entropievermehrung, der aus diesem Grunde zunächst 

unwirtschaftlich ist. Der Vorteil ist jedoch neben dem einfachen Aufbau, daß die Turbinenverluste kleiner 

werden können. Die Dampfgeschwindigkeiten in den Stufen werden, weil die Stufengefälle kleiner werden, 

kleiner; die u/c-Werte werden größer, was in vielen Fällen eine Verbesserung des η u bedeutet, weil die 

Stufen meist für möglichst kleine u/c-Werte ausgelegt sind, um mit weniger Stufen auszukommen. Die 

Radreibungs-, Ventilations- und Spaltverluste nehmen ab, weil die spez. Volumina durch die neue 

Gefälleverteilung zunehmen. Das Vakuum wird wegen der kleineren Dampfmenge besser. 

40



Abb.: 6.24 Beispiel zur Drosselregelung: 

Verlauf im h-s-Diagramm 

41



Abb.: 6.25 Aussehen eines Drosselkegels 

6.4.3 Mengenregelung (Massenregelung, Festdruck) 

Am gegebenen Frischdampfzustand wird nichts geändert. Das Gefälle wird bei Kondensationsturbinen mit 

kleiner werdender Last im allgemeinen etwas größer, weil die Kühlwasserverhältnisse bestehen bleiben und 

das Vakuum etwas besser wird. 

Infolge Absinkens der Drücke wird bei Teillast in der 1.Stufe das Laval- Druckverhältnis erreicht. Der 

erforderliche Querschnitt muß mit c L und v L berechnet werden. Weitere Expansion über p L hinaus bis zu 

dem berechneten, tieferen Druck in der 1.Stufe findet unter zunehmender Strahlablenkung statt. 

42



6.4.4 Gleitdruckregelung 

Die Gleitdruckfahrweise beruht im Prinzip auf der umgekehrten Proportionalität zwischen Dampfdruck und 

spezifischem Volumen und auf der linearen Abhängigkeit des Dampfdurchsatzes durch die Turbine vom 

Eintrittsdruck. Bei einem Gleitdruckbetrieb ist der Turbineneinlaß ständig voll geöffnet, und die Regelstufe 

entfällt, weil keine Teilbeaufschlagung notwendig ist. Der Fortfall der Drosselventile verbessert den 

thermischen und der Fortfall der Regelstufe den inneren Wirkungsgrad der Maschine. 

Abb.: 6.26 Inneres Wärmegefälle bei Gleitdruck 

a Vollast; b, c, d Teillasten; p E Eintrittsdruck; 

t E Eintrittstemperatur; p A Austrittsdruck 

43



6.4.5 Zusammenfassung 

Es soll ein kurzer Vergleich angestellt, außerdem kurz der "Gleitdruckbetrieb" als neuere Regelungsart 

angesprochen werden. 

Mengenregelung (Massenregelung) 

Die meisten Turbinen aller Bauarten und Einsatzbereiche erhalten Mengenregelung. Die Vorteile sind 

allgemeine strömungstechnisch begründete Wirkungsgradverbesserungen bei kleinen Leistungen oder 

kleinen Dampfströmen, weil größere Schaufellängen ausgeführt werden können und die Spaltverluste, 

besonders in den ersten Expansionabschnitten, kleiner werden; die Teillastwirkungsgrade sind besser als 

bei der Drosselregelung, weil das Gefälle bei allen Lastbereichen gleich groß bleibt. 

Drosselregelung 

Für die Drosselregelung spricht der einfache konstruktive Aufbau. Nachteilig ist, daß umso mehr Gefälle 

weggedrosselt werden muß, je kleiner die Teillast ist. Die einmal im Dampferzeuger aufgewendete Energie 

wird vernichtet. Das Turbinengefälle wird verkleinert, dadurch der Dampfdurchsatz proportional vergrößert. 

Ebenso wird die mit dem Abdampf weggeleitete Wärmeenergie größer. 

Allgemeiner Hinweis zur Mengenregelung 

Bei Turbinen sehr großer Leistung werden die mechanischen Beanspruchungen, die von den Laufschaufeln 

der Regelstufe aufgenommen werden müssen, zunehmend größer. Die Laufschaufelbreiten nehmen bei 

gleichem Stufendurchmesser proportional zu: bei Verdoppelung der Leistung muß die Schaufelbreite etwa 

verdoppelt werden. Damit werden die Schaufelteilungen in Umfangsrichtung größer, die Schaufeln werden 

schwerer, die Fliehkraftbeanspruchungen der Schaufelfüße nehmen wesentlich mehr als proportional mit 

der Leistung zu. 

Gleitdruckregelung 

Diese Nachteile der Mengenregelung bei großen Turbinen in Blockschaltung haben dazu geführt, die 

Regelung des Dampfdurchsatzes durch Ändern des Frischdampfdruckes in den Dampferzeuger zu 

verlegen. 

Beim Gleitdruckbetrieb sind die Turbineneinlaßventile ständig voll geöffnet. Dabei stellt sich abhängig vom 

Dampfstrom ein Frischdampfdruck ein, welcher der Leistung proportional ist. Bei Teillast ist der Kesseldruck 

niedriger als bei Vollast. 

Für die Turbine kann die teilbeaufschlagte Regelstufe entfallen. Sie wird einfacher in der Konstruktion, 

erreicht auch einen besseren inneren Wirkungsgrad. 

44



Zur Leistungssteigerung muß der Kessel (Dampferzeuger) erst auf einen höheren Druck gebracht werden. 

Dazu wird mehr Zeit benötigt, als wenn der Kessel mit festem Druck arbeitet und die Leistungssteigerung 

aus der Speicherwirkung des Wasserinhaltes gedeckt werden kann. Der im Gleitdruckbetrieb arbeitende 

Block kann nicht die gleichen Anforderungen des Netzes auf Laststeigerung erfüllen, wie es beim 

Festdruckbetrieb möglich ist. Lastsprünge nach oben können nicht ausgeführt werden. 

6.5 Kernkraftwerksturbinen 

In Kernkraftwerken kommen bisher fast ausschließlich Druck- und Siedewasserreaktoren zum Einsatz. 

Folgendes Bild zeigt ein Schaltschema der beiden Leichtwasser-Reaktortypen; links der 

Siedewasserreaktor, rechts der Druckwasserreaktor. Der Turbinendampf-Kreislauf ist in beiden Fällen 

gleich. Als Frischdampf steht Sattdampf mit einem Druck von etwa 70 bar zur Verfügung; die dazugehörige 

Siedetemperatur beträgt 285°C. 

Abb.: 6.27 Schaltschema der beiden Leichtwasserreaktoren 

45



Die wichtigsten Auswirkungen der niedrigen Frischdampfzustände im Vergleich mit einem konventionellen 

Kraftwerk sind 

• etwa 4-facher Volumenstrom bei Eintritt; 

• etwa 1,6-facher Volumenstrom am Austritt an der Turbine; 

• die Leistung verteilt sich zu 40% auf den HD-Teil und zu 60% auf den ND-Teil der Turbine (70% : 30% 

bei ZÜ-Anlagen); 

• der Dampfdurchsatz ist wegen des kleineren Wärmegefälles (1100 kJ/kg gegen 1750 kJ/kg) auf der 

Frischdampfseite undAbdampfseite etwa doppelt so groß. 

Abgesehen von dem kurzen Abschnitt nach der Zwischenüberhitzung verläuft die Expansion zu etwa 80% 

im Naßdampfgebiet. 

Da beim Bau eines Kernkraftwerkes die Kosten für die installierte Leistung, Euro/kW-inst, mit der Größe der 

Anlage abnehmen, werden Sattdampfturbinen mit immer größeren Leistungen gebaut, wobei die 

Erfahrungen aus dem Bau großer ZÜ-Turbinen zur Verfügung standen. 

Abb.: 6.28 Schaltschema eines Sattdampfturbosatzes mit 

Entwässerung und Zwischenüberhitzung 

46



Abb.: 6.29 Expansionsverlauf von Sattdampfturbinen mit und 

ohne Zwischenüberhitzung 

47



Die folgende Abbildung zeigt eine Schnittzeichnung einer halbtourigen Turbine. 

Abb.: 6.30 Schnittzeichnung einer Sattdampfniederdruckturbine mit 4-flutigem ND- Teil; Drehzahl n 

= 1500 min -1 

Im folgenden sei kurz auf die Turbine von Biblis B eingegangen: 

Leistung P = 1300 MW; Drehzahl n = 1500 min -1 

Frischdampf 52,7 bar; t s = 267°C; + 

Abdampfdruck 0,045 bar 

HD-Teil: 12 Stufen mit D m = 1100 bis 1800 mm; L = 100 bis 350mm 

ND-Teil: Endstufe D m = 4276 mm; L = 1364 mm; λ = D/L = 3,14 

Abdampfquerschnitt A = 6 * 20 m 2 = 120 m 2 

48



Abb.: 6.31 Anzapf-Kondensationsturbine (schematisch) 

49



Abb.: 6.32a Einschalige Bauweise (Gegendruck, schematisch) 

Abb.: 6.32b Mehrschalige Bauweise (Gegendruck, schematisch) 

50



Abb.: 6.33 Diagramm einer HMN-Turbine (Siemens KWU) 

mit zweiflutiger N-Teilturbine 

Dreigehäusige Turbine mit zweiflutigem ND-Teil für maximal 260 bar, 500/540 C 

H-Teilturbine 

Topfgehäuse ohne Regelstufe. 

Ausführung bei hohen Dampfzuständen mit Innengehäuse und allseits beweglicher Abdichtung der 

Frischdampfzuführung. Ausführung bei niedrighen Dampfzuständen mit Leitschaufelträger. 

2 oder 4 Einströmstutzen 2 seitliche Abströmstutzen 

Einstückwelle mit angeschmiedeter Kupplung Als Wellendichtungen axial durchströmte 

Labyrinthe 

M-Teilturbine, doppelflutig 

Zwei-Schalen-Gehäuse mit horizontaler Teilfuge. Durchgehendes Innengehäuse. 

Je 1 oder 2 Einströmstutzen oben und unten 8 seitliche Abströmstutzen 

4 Anzapfstutzen für 1 ... 4 Anzapfungen Alle Verbindungen zum Innengehäuse 

allseits beweglich 

Einstückwelle mit angeschmiedeten Kupplungen Als Wellendichtungen axial durchströmte 

Labyrinthe 

N-Teilturbine, doppelflutig 

Drei-Schalen-Gehäuse, bestehend aus Außengehäuse und zweischaligem Innengehäuse 

Einstückwelle mit angeschmiedeten Kupplungen. 

Wellendichtungen an den Lagergehäusen abnehmbar befestigt. Elastische Verbindung zum Außengehäuse 

durch Kompensatoren. 

Lagerung 

Jeweils nur ein Radiallager zwischen zwei Gehäusen 

Vorderes Lagergehäuse der H-Teilturbine axial verschiebbar. 

Hinteres Lagergehäuse der H-Teilturbine axial verschiebbar, enthält das kombinierte Radial-Axial-Lager. 

Lagergehäuse der N-Teilturbine fest mit dem Fundament verbunden. 

51



52



Abb.: 6.35a Einflutige Axialmaschine (schematisch) 

Abb.: 6.35b Zweiflutige Axialmaschine (schematisch) 

53



Abb.: 6.36 Kombikraftwerk mit kohlebefeuertem Dampferzeuger und ergasbefeuerter 

Gasturbine 

Einige technische Daten: 

Leistungsgröße 200 bis 600 MW 

FD-Druck 180 bis 250 bar 

FD Temperatur 535 bis 560 °C 

Nettowirkungsgrad 43 bis 45 % 

spez.Investitionskosten 900 bis 1100 Euro/kW 

Brennstoffwärme-Verhältnis Ergas / Kohle 34 / 66 

Generatorleistungs-Verhältnis GT / DT 23 / 77 % 

Kalkverbrauch 5 g/kWh 

Gipsproduktion 8,5 g/kWh 

SO2 - Emission



Abb.: 6.37 Perspektivischer Teilschnitt eines Kasten-Kondensators (Siemens KWU) 

55



Abb.: 6.38 Schnitt durch einen N-Teilturbinen-Kondensator 

56



Abb.: 6.39 Übersichtsschaltplan 

57

Abb.: 6.40 



58



Abb.: 6.41 Prinzipschaltbild eines Kombi-Block-Heizkraftwerkes 

CO2 - Emissionen pro kWh Strom 

herkömmliches Kohlekraftwerk 0,90 kg CO2 / kWh 

gutes Kombikraftwerk (Kohle und Gas) 0,70 kg CO2 / kWh 

Gasturbinenanlage 0,38 kg CO2 / kWh 

Gasheizkraftwerk (WKW) 0,30 kg CO2 / kWh 

59



Abb.: 6.42 Prinzipschaltbild eines Kohlekraftwerkes 

Erreichter Stand bei Steinkohlekraftwerken 

Zirkulierende Wirbelschicht Staubfeuerung 

Leistungsgröße MW 20 bis 150 100 bis 1000 

FD - Druck bar 100 bis 180 170 bis 250 

FD - Temperatur °C 530 530 bis 560 

Nettowirkungsgrad % 34 bis 38 38 bis 41,5 

spezifische 

Investitionskosten 

Euro/kW 1000 bis 1500 1000 bis 1200 

SO 2 - Emission mg/m 3 (i.N.)



Abb.: 6.43 Druckhalter (Längsschnitt) 

61



Abb.: 6.44 Dampferzeuger (Längsschnitt) 

62



Abb.: 6.45 Temperaturverlauf für den Dampferzeuger (Vollast) 

63



Abb.: 6.46 Hauptkühlmittelpumpe (Längsschnitt) 

64



Abb.: 6.47 Kopplungsart einer Gasturbine mit Dampfturbinenkreisprozeß 

ohne Zwischenüberhitzung 

65



Abb.: 6.48 Kondensationsturbine (MAN GHH) 

66



Abb.: 6.49 Gegendruckturbine (MAN GHH) 

67



Abb.: 6.50 Entnahmeturbine (MAN GHH) 

68

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