De perfectionering van de stoommachine

Voor fabrieksgebruik, 1830-1930

In de periode 1830-1930 zijn er twee drijvende krachten achter de evolutie van de stoom­machine (voor fabrieksbedrijf) te onderscheiden: de ingenieur en de ondernemer. De eerste streeft naar technische optimalisatie; de tweede naar verlaging van vaste en variabele kosten. In andere woorden, naar "perfectionering", respectievelijk “zuinig en goedkoop".

Wanneer je de ontwikkeling van de stoommachine bestudeert aan de hand van contemporaine documenten blijken er, gedurende de hele evolutie, talloze strijdvragen te zijn geweest. Met goede argumenten slaan de heren technici elkaar om de oren. Voor de huidige student, met zijn moderne theoretische achtergrond, is het tamelijk eenvoudig om een oordeel te vellen. Ook heeft de "natuurlijke selectie" inmiddels zijn werk gedaan: onbruikbare oplossingen en theorieën zijn inmiddels verdwenen. Maar zo makkelijk was het voor de direct betrokkenen, ingenieurs, theoretici en uitvinders, niet.

Dit waren de belangrijkste strijdvragen in de 19e eeuwse vakliteratuur:

• Enkelwerkend of dubbelwerkend?
• Optimale snelheid van de zuiger en het meest geschikte toerental?
• Horizontaal of verticaal bouwen?
• Hoe sterk expansief werken?
• Wel of niet een condensor gebruiken?
• Expansie in één of meerdere cilinders?
• De ideale stoomverdeling?
  Automatische expansie-instelling voor het verkrijgen van een toerental- (of vermogens-) regeling?

En, met de almaar toenemende geïnstalleerde vermogens een steeds belangrijker vraag:

• Welke constructie leidt tot het laagst mogelijke (specifieke) stoomverbruik?

 

Enkelwerkend of dubbelwerkend?

Dubbelwerkende stoomcilinders werden al door James Watt gebruikt (althans, na 1782). Algemeen werd erkend dat op deze wijze (stoom beurtelings onder en boven de zuiger toelaten) bijna tweemaal zoveel vermogen werd opgewekt als bij even grote enkelwerkende cilinders. Toch werden er ruim 100 jaar later nog steeds grote, belangrijke stoommachines enkelwerkend uitgevoerd.

Figuur 1 - Een twee-cilinder enkelwerkende snellopende stoommachine, omstreeks 1920. Boring en slag zijn beide 200 mm. Het toerental is 350 omw/min. De machine heeft zuigerschuiven voor de stoomverdeling. De zuigers zijn van het “trunk”-type, dat wil zeggen, er zijn geen kruishoofden en leibanen aangebracht. De centrifugaal-asregulateur is direct op de krukas geplaatst. Hij verstelt het inlaat- excenter. Het carter is geheel gesloten, zodat oliebad-smering van de bewegende delen mogelijk is. Het vliegwiel is nog voorzien van spaken. De latere uitvoeringen kregen meestal een schijf-vliegwiel.

Het belangrijkste argument daarvoor was dat in zulke machines (onder bepaalde condities) de zuigerkrachten voortdurend één kant opwijzen, waardoor de machines geen last hebben van "kloppen" in de lagers. Juist bij snellopers was dit gewenst: de smering van (vooral) de hoofdlagers was daar toch al een probleem. Typische voorbeelden van zulke "constant thrust" (snellopende) machines vond je in vroege elektrische centrales. Ze werden maar incidenteel gebruikt voor het aandrijven van fabrieksmachines.

 

Optimale snelheid van de zuiger en het meest geschikte toerental?

Het theoretisch opgewekte vermogen van een stoommachine is recht evenredig met de (gemiddelde) zuigersnelheid. Een hoge zuigersnelheid lijkt daarom gewenst, vooral ook omdat daarbij het toerental van de machine hoog uitvalt. Dan wordt namelijk de oneenparigheidsgraad (de fluctuatie van het toerental per omwenteling) laag - een eis die bijvoorbeeld bij machines voor een spinnerij of voor elektriciteitsopwekking belangrijk werd geacht.

Maar een hoge zuigersnelheid betekent ook een grote slaglengte, dus machines van fikse afmetingen. En verder geeft een hogere zuigersnelheid extra slijtage, toenemende wrijvingsverliezen, en grotere dynamische (massa-) krachten (dus toenemend breukrisico). En, niet te vergeten, er ontstaan problemen met de stoomtoevoer. Je kunt natuurlijk de stroomsnelheid van stoom in de in- en uitlaat wel begrensd houden door hele grote openingen te gebruiken - alleen werden dan de condensatieverliezen wel erg groot ....

Het zal duidelijk zijn dat de optimalisatie van dergelijke ontwerp-parameters niet eenvoudig was. Bovendien verschoof in de loop der tijd het optimum. Enerzijds omdat er nieuwe, sterkere, constructiematerialen beschikbaar kwamen (bij voorbeeld staal in plaats van smeedijzer). Anderzijds omdat met toenemend inzicht in statica en dynamica de ontwerpberekeningen nauwkeuriger (en relevanter, minder approximatief) werden.

De (Watt’se) balansmachines van de vroege 19e eeuw maakten zo’n 20 tot 30 omw/min; en de vroege horizontale machines van de jaren 1840 hadden een toerental van 50 tot 60 omw/min. Aan het einde van de eeuw was het gebruikelijk voor machines tot ca. 600 pk een toerental van omstreeks 100 omw/min en voor machines tot ca. 1200 pk ruim 75 omw/min te kiezen. Maar men was bereid tot driemaal zo hoge toerentallen te gaan - wél met relatief korte slag, zodat de (gemiddelde) zuigersnelheid uiteindelijk maximaal tweemaal zo hoog werd gekozen als de algemeen gebruikelijke "best practice" waarde.

Om dergelijke machines enigszins betrouwbaar te maken, moesten dan wel de nodige voorzieningen worden getroffen, zoals:

• bij voorkeur verticale bouwwijze
• een gesloten (spat-) smeersysteem (of zelfs druksmering)
• een gedwongen sturing van de stoomverdeelorganen
• een snelle en nauwkeurige regulateur voor de expansie-regeling
• zorgvuldige balancering van de bewegende massa's - bij voorkeur door de machine met meer dan één cilinder uit te voeren

Figuur 2 - Een snellopende stoommachine, direct gekoppeld aan een zespolige generator, 1906. Het toerental is 300 omw/min. De machine is van het compound-type, met tweevoudige expansie van de stoom. De hoge en lage druk cilinders staan naast elkaar en boven de krukas. De zuigerschuiven staan naast en in lijn met de cilinders. Het carter is geheel gesloten om spatsmering mogelijk te maken. De centrifugaal-asregulateur is op het achtereinde van de krukas geplaatst. Hij smoort de stoomtoevoer (een methode die zeer snel werkt, maar - gezien het inherente energieverlies - alleen voor kleinere vermogens acceptabel is). Er is een zwaar vliegwiel, dat dient om de fluctuaties in het toerental (en dus in de frequentie van de opgewekte spanning) te minimaliseren.

 

Horizontaal of verticaal bouwen?

Zoals gezegd ontstond bij de snellopende machines een voorkeur voor de verticale bouwwijze. De constructeur moest trouwens een hele serie afwegingen maken voor hij tot een keuze van de - voor zijn geval meest geschikte - bouwwijze kon komen.

De oorspronkelijke stoommachine was van het balans-type. Dit was een erfenis van de allereerste applicatie: de stoompomp in de mijnbouw. Een typische Watt'se balansmachine bestond uit een verticale cilinder, op vloerniveau geplaatst, met de zuigerstang naar boven gericht; een bovenliggende balans; en een tegenover de cilinder op vloerniveau geplaatste krukas. De zuigerstang was met een parallellogram-mechanisme aan één einde van de balans gekoppeld; en de kruk met een drijfstang aan het andere eind. De balans was zwaar en de machine daarom traag. Op de krukas was een groot vliegwiel aangebracht - door het lage toerental was dit immers niet erg effectief.

Figuur 3 - Een typische Watt’se balans-stoom­machine, omstreeks 1830. De boring is 550 mm, de slag 1100 mm. Het toerental is ca. 20 omw/min. De machine heeft een staande, dubbelwerkende cilinder. De zuigerstang is met een parallellogram-mechanisme aan de gietijzeren balans gekoppeld. Dit dient ter rechtgeleiding van de zuigerstang - de voorloper van de latere kruishoofd-leibaan constructie. De balans is ondersteund op gietijzeren kolommen, die met horizontale balken in de muren zijn afgesteund. De gietijzeren drijfstang heeft een kruisvormige doorsnede. De kruk, eveneens in gietijzer, is erg zwaar en ongebalanceerd. De regulateur bedient een vlinderklep in de stoomleiding, waarmee de stoom naar behoefte gesmoord wordt. De stoomverdeling gebeurt met Watts “lange D-schuif”. Het vliegwiel is aan de omtrek voorzien van (houten) tanden, voor de aandrijving van het fabrieks-drijfwerk. De machine is condenserend uitgevoerd. De condensaatpomp staat onder de cilinder en wordt aangedreven door een stang vanaf de balans. De fundering is zeer zwaar. Hij koppelt de verschillende onderdelen van de machine - er is geen doorlopend bed.

Figuur 4 - Een typische vrijstaande balans-stoommachine, omstreeks 1840. Deze machine vertoont ten opzichte van het “klassieke” Watt’se ontwerp een aantal verbeteringen. Voor de stoomverdeling wordt een korte bak-schuif toegepast. In plaats van een parallellogram-mechanisme zijn er vierstangen als leibaan op het cilinder-deksel geplaatst, waartussen een kruishoofd glijdt. De drijfstang aan de cilinderzijde is (in verband met de bouwhoogte) erg kort, dus de zijdelingse krachten op de leibanen zijn aanzienlijk. De leibanen zijn daarom zwaar uitgevoerd, en aan de bovenzijde door liggers aan het hoofdframe afgesteund. De machine is geheel vrijstaand, op een eigen (weliswaar erg dunne) gietijzeren frameplaat. De condensor en de condensaatpomp zijn op die plaat geplaatst en niet onder de cilinder. Voor de ondersteuning van de balans worden gietijzeren “A”-frames gebruikt. In andere opzichten is de machine geheel overeenkomstig de klassieke constructie: zie de condensor en de condensaatpomp, de regulateur, het grote vliegwiel en de drijfstang. Bij wat latere uitvoeringen van de balans-stoommachine (vanaf ca. 1850) vind je in plaats van een vlakke bedplaat meestal een doosvormig frame. Dit diende dan tevens als tank voor het koelwater voor de condensor.

Bij de eerste pogingen om zonder balans uit te komen, werd het vliegwiel direct boven de cilinder aangebracht. Dit wordt de (werkelijk) verticale machine genoemd. Er zijn enkele nadelen aan deze constructie verbonden: de grote massa die zo hoog boven de grond roteert maakt een stijf en zwaar frame nodig; de zijdelingse krachten die in een kruk-drijfstangmechanisme nu eenmaal optreden maakten de machine tuitelig omdat ze hoog boven de grond aangrepen; en de bouwhoogte werd onacceptabel groot.

Uiteraard koos men de drijfstanglengte wel klein, om de bouwhoogte te beperken .... maar dan werden de zijdelingse krachten weer groter, zodat de instabiliteit toenam, de machine ging trillen en de leibaanslijtage te groot werd. Dit type machine werd na de jaren 1860 eigenlijk nauwelijks meer gekozen omdat het ten opzichte van nieuw ontwikkelde constructies te veel nadelen had.

Figuur 5 - Een werkelijk verticale stoommachine, omstreeks 1840. De cilinder is gedeeltelijk in de fundering ingelaten. De zuigerstang heeft een rechtgeleiding middels een Z-mechanisme, een combinatie van drie hefbomen. De buitenste twee hiervan zijn verlengd om de koelwaterpomp en een ketelvoedingpomp aan te drijven. Het Z-mechanisme werd in 1800 gepatenteerd. Het werkt heel slijtage-arm. Het vliegwiel is ondersteund op twee liggende balken en vier kolommen, alle in gietijzer uitgevoerd. Het geheel is afgesteund in de wanden. Bij wat latere uitvoeringen komen ook vrijstaande “A”-frames voor, overeenkomstig de constructie bij balans-machines. Door de nog altijd vrij grote diameter van het vliegwiel konden de framehelften voor en achter het vliegwiel niet stevig met elkaar verbonden worden, hetgeen de stabiliteit niet ten goede kwam. De machine heeft een bakschuif en de regulateur werkt op een smoorklep. Bij latere uitvoeringen komt ook de Rider expansie-schuif wel voor.

De voor de hand liggende gedachte, zo'n machine op z'n zij te leggen (we spreken dan over een horizontale of liggende machine) werd voor het eerst in de vroege jaren 1830 in Amerika uitgevoerd. Met Amerikaans pragmatisme werd daarbij het benodigde - grotere - fundament als "constructiedeel" uitgevoerd, zodat met een zeer licht frame kon worden volstaan. Pas in de jaren 1840 komen de “zelfdragende" horizontale machines, met een frame waarin cilinder, leibanen en krukaslagers geïntegreerd waren, naar voren. Zo‘n kracht-gesloten oplossing was natuurlijk wel duurder, maar de technische voordelen waren groot genoeg om die investering terug te verdienen.

Overigens grepen de Amerikanen met hun gebruik van de fundering als machine-element terug op de praktijk van Watt's periode: ook bij balansmachines van voor ca. 1845 was het zeer gebruikelijk om machinefundament en de wanden van de machinekamer een constructieve functie te geven.

Figuur 6 - Een horizontale stoommachine, omstreeks 1840. De machine heeft een opvallend kleine verhouding boring/slag. Men was in den beginne erg bang voor het (onder invloed van de zwaartekracht) onrond slijten van de cilinder en de daardoor ontstaande lekproblemen. We zien dan ook dat de zuigerstang aan beide zijden van de cilinder in een lange stopbus ondersteund wordt. De vier leibanen zijn geheel in- en nastelbaar. De verhouding drijfstanglengte / krukstraal is erg groot gekozen, om de zijdelingse belasting op de leibanen gering te houden. Nadeel van deze aanpak is wel de grote lengte van de machine. Het toch al zo dunne en smalle frame is zo slap als een vaatdoek en moet dus op een zeer stevige fundering van fikse afmetingen worden opgelegd. De krukas, met regulateur en vliegwiel, is van klassieke constructie. De regulateur werkt op een smoorklep in de stoomleiding. Daarnaast heeft de machine een zogenaamde Meijer- expansieregeling. Op de rug van de bakschuif loopt een tweetal hulpschuiven mee. De positie hiervan kan met een hefboom M worden gewijzigd, waardoor de vullingsgraad van de cilinder wordt veranderd. Voor de rugschuiven en voor de grondschuif zijn aparte excenters nodig - vandaar de twee schuifstangen. Naast de cilinder is een ketelvoedingpomp geplaatst. De plunjer hiervan wordt bewogen middels een kleine schijfkruk, die door een retour-kruk vanaf de krukas wordt aangedreven. Omdat dit hulpasje maar in één lager wordt gesteund, zal het geheel wel wat wankel geweest zijn.

Andere constructeurs zagen een andere weg om de nadelen van de balans- en verticale machines op te heffen. Zij zetten de verticale machine op z'n kop. We spreken van de (omgekeerd) verticale machine. Het nu laagliggende vliegwiel kon zonder probleem (gedeeltelijk) in de grond worden ingelaten en de machine was stukken stabieler.

Figuur 7 - Een tafel-stoommachine, omstreeks 1840. De verticale cilinder heeft een stoomverdeling met de Watt’se “lange D-schuif”. De aandrijving hiervan lijkt trouwens sterk op die van de klassieke balansmachine, met een excenter h op de krukas, een tuimelas k en de stangen i, I en 0 alsmede de koppelstukken n, n’. De stangen q, q’ dragen het contragewicht. De regulateur wordt aangedreven met een 90° gedraaide riem, direct vanaf de krukas. Hij verstelt een vlinderklep in de stoomleiding juist voor de schuifkast - eveneens volgens de klassieke methode. In het zijaanzicht heeft de tekenaar twee fouten gemaakt. De slof d van het kruishoofd moet natuurlijk wel pas liggen tussen de leibanen; en de zuigerstang d’ loopt niet boven het kruishoofd door. De drijfstangen F zijn binnen de leibanen geplaatst en bewegen zich dus in sleuven in de bovenflens van de cilinder en de tafel.

Figuur 8 - Een omgekeerd verticale stoommachine, omstreeks 1850. Stoommachines van dit model worden ook wel “hamer”-machines genoemd, omdat ze sterk lijken op de in 1842 geïntroduceerde stoomhamers. De machine in deze afbeelding is ontworpen door James Nasmyth, de uitvinder van de stoomhamer. De overeenkomst is dus niet toevallig. Essentieel bij dit ontwerp is de gedrongen frame-constructie. Het frame bestaat uit twee helften, die alleen onder en boven gekoppeld zijn. Ze zijn zeer sterk en stijf gemaakt, om uitbuigen en eventuele problemen met de rechtgeleiding van de zuigerstang te voorkomen. De leibanen zijn immers aan de framehelften bevestigd. De drijfstang heeft aan de onderzijde een beugelkop, dat wil zeggen, de lagerbus wordt aangetrokken door een er omheen getrokken beugel, die met een wig wordt aangezet. De Engelsen noemen dit een "strap bearing" en je ziet deze constructie vooral bij scheepsmachines.

 

Figuur 9 - Een kolom-stoommachine, omstreeks 1855. Bij deze machine bestaat het frame uit één enkele (holle) gietijzeren kolom, waarin een uit­sparing is aangebracht voor het vliegwiel. De cilinder is zijdelings tegen de kolom gebout en de recht­geleiding van de zuigerstang gebeurt met een T-vormig kruishoofd. De leibanen zijn geheel na­stelbaar. Aan de achterzijde van de kolom zien we de excenter-stang, die via een tuimelas de bakschuif in beweging brengt. De regulateur werkt op een smoorklep. Er is geen instelbare expansie voorzien, dat loonde voor dergelijke kleinere machines niet de moeite. Het vliegwiel is klein van diameter - nood­zakelijk bij deze bouwwijze - maar heeft een erg zware velg.

Ten opzichte van de horizontale uitvoering had de (omgekeerd) verticale machine de volgende voordelen:

• zeer klein benodigd vloeroppervlak
• overwegend verticale onbalanskrachten op het fundament, waardoor dit lichter kan zijn dan bij de horizontale machine waar grote horizontale onbalanskrachten in het fundament moeten worden opgenomen
• minder slijtage ten gevolge van de zwaartekracht; minder snel onrond slijten van de cilinder (in een horizontale machine draagt de zuiger immers steeds op het onderste deel van de cilinder) en dus ook minder stoomlekkage; en minder energieverlies in wrijving

Nadelen waren:

• bij de noodzakelijk hogere bouw toch nog altijd meer trillingen
• problemen met het spuien van het altijd voorkomende condenswater boven de zuiger, en kans op "waterslag" en beschadiging van de machine

De omgekeerd verticale machine werd meestal zeer "gedrongen" gebouwd, met een korte slaglengte, een relatief grote zuigerdiameter en een zeer korte drijfstang. Door de korte slag kon het toerental voor dezelfde (gemiddelde) zuigersnelheid hoger worden gekozen. En dat was maar goed ook, want op die wijze kon het nadeel van de grote(re) oneenparigheidsgraad (een direct gevolg van de kleine(re) verhouding tussen drijfstanglengte en slaglengte c.q. krukdiameter) weer worden gecompenseerd.

Zowel het horizontale als het (omgekeerd) verticale type stoommachine is in fabrieken gebruikt. Had de fabriek een krachtverdeling met een drijfas-systeem, dan was er een duidelijke voorkeur voor de horizontale machine, vanwege de voor zo'n systeem gewenste lagere snelheid. Gebruikte men in de fabriek elektrische krachtverdeling, dan werd vaak voor een verticale machine gekozen omdat die minder plaats innam.

Het is opvallend, dat bij scheepsmachines juist de verticale machine veel vaker, ja, vanaf de jaren 1870 vrijwel uitsluitend werd toegepast. De criteria die de keuze van het meest geschikte machinetype bepalen zien er in dat geval ook heel anders uit.

Figuur 10 en 11 - De vorderingen in de constructie van horizontale stoommachines: 1920 versus 1865. De bovenste figuur toont een machientje, gebouwd omstreeks 1865. Het heeft nog alle trekken van de vroege horizontale machine, die eerder afgebeeld werd. De onderste figuur toont het “standaard”-ontwerp van een horizontale stoommachine uit de jaren 1920. Deze stoommachine heeft een ongeveer 20 maal zo hoog vermogen als die uit 1865. Het vliegwiel is gegroefd om het vermogen met behulp van touw-snaren aan het drijfwerk in de fabriek over te dragen. De zuigerstang is aan beide zijden ondersteund, op het kruishoofd (in een kokerleibaan) en op een T-leislof aan de dekselzijde. De stoomverdeling is met kleppen, twee voor de inlaat (op de cilinder) en twee voor de uitlaat (onder de cilinder). De kleppen worden bediend door excenters op de langs de cilinder lopende zijas, welke met haakse tandwielen door de krukas wordt aangedreven. De Hartung-regulateur op deze zijas verstelt het uitklink-moment van de inlaatkleppen, zodat een automatische aanpassing van de vullingsgraad aan de vermogensvraag wordt gerealiseerd. Kruk en drijfstang zijn afgeschermd met een plaatstalen kap. In latere uitvoeringen werden “carter” en leibaan wel geheel gesloten met deksels; dan kon spat- of druksmering van het drijfwerk gebruikt worden. De cilinder is zwaar geïsoleerd.

Figuur 12 en 13 - De vorderingen in de constructie van (omgekeerd) verticale stoommachines: 1920 versus 1870. De bovenste figuur toont een machientje, gebouwd omstreeks 1870. Het vertoont nog alle trekken van de vroege verticale machine, die eerder afgebeeld werd. De onderste figuur toont het “standaard”-ontwerp van een verticale stoommachine uit de jaren 1920. Deze machine heeft een vrijwel “vierkante” zuiger (boring en slag zijn vrijwel gelijk, met andere woorden, dit is een “korte-slag” machine). De stoomverdeling is met een zuigerschuif, die door een excenter op de krukas wordt bewogen. De centrifugaal-asregulateur verstelt het excenter. Het carter is geheel gesloten. Voor een goede smering zorgt een oliepomp, die olie naar de verschillende smeerpunten perst. De drijfstang is opvallend kort en de leibanen zijn van het uit de scheepsmachine-bouw bekende vlakke H- slof type.

 

Hoe sterk expansief werken?

In de allereerste stoommachines werd gedurende de hele slag verse stoom toegevoerd. Dit gaf een maximaal vermogen, immers, de kracht op de zuiger is dan gedurende de hele slag gelijk aan zuigeroppervlak maal (verse) stoomdruk (minus tegendruk). Maar het stoomverbruik is ook hoog; en als we condenserend willen werken, dan moet er aan het einde van de slag een veel grotere hoeveelheid stoom worden gecondenseerd. Daarvoor is meer koelwater nodig, en de pompen voor koelwater-toevoer en condensaat-afvoer vragen meer vermogen.

Watt patenteerde al de mogelijkheid om stoom maar gedurende een deel van de slag toe te laten, en de zich in de cilinder bevindende stoom dan verder te laten expanderen. De (gemiddelde) druk achter de zuiger is in dat geval kleiner - het opgewekt vermogen dus ook - maar het stoomgebruik neemt aanzienlijk af.

Nu was in Watt's tijd de haalbare keteldruk (wegens de gebrekkige constructie) maar enkele tienden bar boven de atmosferische, dus had de expansie niet zo erg veel zin. Maar met stijgende keteldruk (in de jaren 1840 werd een druk van 4 bar algemeen acceptabel geacht) kreeg het expansief werken nieuwe impulsen.

Figuur 14 - Het “theoretisch diagram” van een expansief werkende stoomcilinder. Horizontaal is de plaats van de zuiger in de cilinder afgezet, verticaal de bij elke zuigerpositie behorende stoomdruk boven de zuiger. Van A tot B wordt stoom van de keteldruk toegevoerd. Bij B wordt de inlaat afgesloten en van B tot C expandeert de in de cilinder aanwezige stoom. Bij C gaat de uitlaat open en de druk valt tot de atmosferische (1 bar absoluut), het punt D. Van D tot E blijft de uitlaat open en de ruimte in de cilinder verbonden met de atmosfeer. Bij E sluit de uitlaat en opent de inlaat. Nu stroomt verse stoom toe en de druk in de cilinder stijgt tot de keteldruk.

 

Figuur 15 - Het “theoretisch diagram” van een stoom-cilinder bij verschillende vullingsgraden. Bij B is sprake van een vullingsgraad van 50%, bij B1 van 30%, bij B2 van 10% en bij B3 van 70%.

 

Figuur 16 - Bij sterk expansief werken is het specifiek stoomverbruik het geringst. Op de horizontale as staat de vullingsgraad afgezet. Op de verticale as staat de verkregen arbeid per kg stoom. We zien dat bij lage vullingsgraad 1 kg stoom meer arbeid kan leveren, met andere woorden, het specifiek stoomverbruik in kg per pk-uur is geringer.

 

Laten we de gevolgen en mogelijkheden van expansief werken nog eens op een rijtje zetten:

• bij gelijke cilinder-afmetingen en toerental is bij expansief werken het opgewekte vermogen kleiner
• bij expansief werken is het stoomverbruik in kg stoom per pk-uur kleiner

Streeft men in niet-condenserende stoommachines naar grotere vermogens onder behoud van het lagere specifieke stoomverbruik (en dat was meestal het geval, om economische redenen) dan zou men dus een expanderende machine met grotere cilinders moeten kiezen. Dat leidt natuurlijk tot grotere overall-afmetingen en een hogere investering .... en dus wordt de besparing in de variabele kosten teniet gedaan door de hogere afschrijvingen.

Er is nog een andere methode: een hogere (verse) stoomdruk gebruiken. De atmosferische tegendruk speelt dan immers een minder belangrijke rol.

Verse stoomdruk (in bar)	Opgewekt vermogen (index-getal)
	Vullingsgraad 30%	Vullingsgraad 50%
4	100	188
6	146	225
8	167	250
10	179	263
bij verhoging van 4 tot 10 bar	1,97 maal zo groot	1,40 maal zo groot

We zien uit de tabel dat het juist bij sterk expansief werken zinvol is, naar een hogere (verse) stoomdruk te gaan. We zien echter ook, dat het geen zin heeft naar zeer hoge drukken te gaan (er is sprake van een “verminderde meeropbrengst") - nog afgezien van de technische problemen die dat meebrengt op het gebied van afdichtingen en stoomverdeelorganen.

Expansief gebruik van stoom van hogere druk was dus interessant. Wel moet daarbij bedacht worden dat zulke stoom duurder is - er is meer brandstof nodig geweest om haar op te wekken; en de ketelinstallatie wordt ook prijziger. Dit laatste argument leidde ertoe, dat hoge druk machines in de fabrieken maar zelden zijn toegepast. We zullen daarom voorbij gaan aan dit - op zichzelf overigens uiterst interessante - gebied.

En dat kan ook, want er is natuurlijk ook een andere manier om de atmosferische tegendruk op de zuiger uit te schakelen: condenserend werken.

 

Wel of niet een condensor gebruiken?

Stel, men laat de stoom aan het einde van een slag, dus na de gewenste expansie, uitstromen in een speciale ruimte, de condensor. Hierin laat men de stoom, bij voorbeeld door vermenging met (koel)water, condenseren. De ontstane grote volumevermindering resulteert in een vacuüm. Wanneer nu de ruimte achter de zuiger bij de retourslag in verbinding blijft met de condensor, dan is het drukverschil over de zuiger bijna één bar hoger dan bij een niet-condenserende machine mogelijk is. Dat helpt om het opgewekt vermogen te vergroten - vooral bij machines die met lage (verse) stoomdruk werken.

Figuur 17 - Het “theoretisch diagram” van een expansief en condenserend werkende stoomcilinder. De uitlaat gaat bij C open en de ruimte in de cilinder wordt verbonden met de condensor. De druk valt nu tot vrijwel 0 bar absoluut, het punt C’. Van C’ tot 0 blijft de uitlaat open en de ruimte in de cilinder verbonden met het vacuüm.

 

Het is niet verwonderlijk dat juist deze vinding Watt wereldfaam bezorgde: zijn machines werkten immers maar met enkele tienden bar overdruk. Door het condenseren verder in een aparte ruimte te laten plaats vinden (en niet in de cilinder, zoals dat voorheen gebeurde) verminderde Watt de begin-condensatie aan de inmiddels afgekoelde cilinderwanden bij het opnieuw vullen van de cilinder voor de volgende slag .... en dat verbeterde het brandstofverbruik in één keer met een factor drie.

Natuurlijk moet het condensaat uit de condensor worden weggepompt: het zou anders snel gedaan zijn met het vacuüm. Is er sprake van meng-condensatie (het koelwater wordt geïnjecteerd in de condensor) dan zal het koelwater mee afgepompt moeten worden. Is er sprake van oppervlakte-condensatie (in een warmtewisselaar) dan hoeft alleen het condensaat te worden afgepompt. Dit kan dan trouwens uitstekend worden gebruikt als ketelvoedingswater: het is nog warm, en de ketelsteen-vormende bestanddelen zijn er al uit neergeslagen.

Maar een oppervlakte-condensor is een stuk duurder dan een meng-condensor: en we zien dan ook dat het laatste systeem in de fabriek het meest werd gebruikt. Het afpompen van condensaat en (eventueel) koelwater gebeurde met een door de machine zelf aangedreven pomp. Het hiervoor benodigde vermogen gaat natuurlijk ten koste van het door condenserend werken extra opgewekte vermogen.

Hoe bepaalde de constructeur of zijn machine condenserend moest werken of niet?

1. Hoe lager de keteldruk, hoe groter het effect van condenserend werken op het maximaal op te wekken vermogen.

bij een vullingsgraad van 40% Verse stoomdruk (in bar)	Opgewekt vermogen (index-getal)
	niet condenserend	wel condenserend
4	100	192 1,92 maal zo groot
8	228	399 1,75 maal zo groot

2. Hoe groter de expansie, hoe groter het effect van condenserend werken op het maximaal op te wekken vermogen.

bij een verse stoomdruk van 8 bar Vullingsgraad (in %)	Opgewekt vermogen (index-getal)
	niet condenserend	wel condenserend
40	199	280 1,41 maal zo groot
20	100	194 1,94 maal zo groot

3. Hoe lager de keteldruk, hoe groter het effect van condenserend werken op het specifiek stoomverbruik.

bij een vullingsgraad van 40% Verse stoomdruk (in bar)	Specifiek stoomverbruik (index-getal)
	niet condenserend	wel condenserend
4	100	64 1,56 maal zo klein
8	76	60 1,27 maal zo klein

4. Hoe groter de expansie, hoe groter het effect van condenserend werken op het specifiek stoomverbruik.

bij verse stoomdruk van 8 bar Vullingsgraad (in %)	Specifiek stoomverbruik (index-getal)
	niet condenserend	wel condenserend
40	120	95 1,26 maal zo klein
20	100	75 1,33 maal zo klein

Naast de zo te realiseren besparingen op vaste kosten (investering in de machine) en variabele kosten (brandstof c.q. stoom) speelde natuurlijk een hele serie argumenten een rol: complexiteit van de condenserende machine, al aanwezige apparatuur, en, vaak heel belangrijk: kon de afgewerkte stoom van de machine niet beter nuttig worden gebruikt in het fabrieksproces, bij voorbeeld voor verwarming.

 

Expansie in één of in meerdere cilinders?

Toen men (vanwege het lagere specifieke stoomverbruik) steeds hogere (verse) stoomdrukken ging gebruiken, kwam er een nieuw probleem om de hoek kijken.

Verse stoomdruk (in bar)	Vullingsgraad voor gelijk opgewekt vermogen (in %)
3	50
5	18
7	9

Bij een hogere (verse) stoomdruk moet de expansie fors vergroot worden. Hierbij ontstaan twee problemen:

• Omdat de stoom zeer ver expandeert daalt haar temperatuur aanzienlijk. De cilinderwand koelt dan ook vrij ver af, en van de voor de volgende slag instromende verse stoom condenseert relatief veel tegen de koude wand. Dit is een direct verlies.
• Het gebruikelijke eenvoudige mechanisme voor de stoomverdeling (een schuif) Iaat een lage vullingsgraad niet zomaar toe. Door de geometrie van zo’n schuif betekent een vroege sluiting van de stoominlaat automatisch ook een vroege sluiting van de uitlaat aan de andere zijde van de zuiger. De daar achtergebleven stoom kan dan niet meer ontsnappen en wordt gedurende de rest van de slag samengeperst. Wanneer de dode ruimte klein is - en elke constructeur streefde daarnaar - wordt de einddruk hoog, soms zelfs hoger dan de (verse) stoomdruk. Dit leidde tot allerlei ongewenste verschijnselen.

Een betere werkwijze is, de expansie van de stoom niet in één cilinder te doen plaats vinden. Wanneer men in een eerste cilinder de expansie gedeeltelijk laat verlopen en vervolgens de stoom overbrengt naar een tweede cilinder, voor verdere expansie, dan zijn de verschillen tussen begin- en eindtemperatuur per cilinder kleiner. Zo ontstaan minder condensatie-verliezen.

Het tweede probleem is een constructie-probleem. Door gebruik te maken van gescheiden in- en uitlaatorganen kon men de te hoge eindcompressie voorkomen. Er moest een prijs worden betaald: de constructie was gecompliceerder en dus duurder. Maar, eerlijk gezegd, de schuif was voor hogere (verse) stoomdruk toch al niet zo geschikt. Hij is niet “gebalanceerd”, dat wil zeggen, aan de ene kant stond de volle (verse) stoomdruk, aan de andere kant de uitlaatdruk (atmosferisch, of condensor-vacuüm) en dat drukverschil zorgde voor een grote wrijving op de schuifspiegel. Vooral bij relatief droge, hete, stoom kwam vreten van de schuif veel voor.

Machines met meervoudige expansie werden oorspronkelijk vooral als scheepsmachines gebouwd. Vanaf omstreeks 1880 begon men ze ook in fabrieken te gebruiken. In eerste instantie waren het "compound" machines, dat wil zeggen, twee-cilinder machines. Vanaf omstreeks 1885 kwamen ook de "triple-expansie" types op. Deze hadden drie of vier cilinders (hoge druk - middendruk - één of twee parallelle lage druk).

Bij (omgekeerd) verticale machines werden de cilinders meestal in een rij opgesteld; bij liggende machines waren er tal van opstellingen mogelijk - elk met hun fervente voorstanders. Zo kende men tandem-compounds (twee cilinders achter elkaar, op dezelfde kruk werkend) en kruis-compounds (twee cilinders naast elkaar, dus met twee krukken). Bij triple-expansie machines waren er uitvoeringen met drie krukken (alle cilinders naast elkaar); en met twee krukken (waarbij minstens twee cilinders in tandem werden gebouwd).

Figuur 18- Kruis-compound stoommachine. Zij- en bovenaanzicht van een condenserend werkende kruis-compound stoommachine met krukken onder 90° die in 1879 door de Maschinen-Fabrik Augsburg werd gebouwd. De rechter-cilinder is de hoge-druk. Onder de lage-druk cilinder zien we de injectie-condensor. De condensaatpomp, eveneens onder de machine opgesteld, wordt aangedreven vanaf de kruk van de lage-druk helft, via een tuimelaar. De machine heeft in- en uitlaatkleppen volgens het Sulzer-systeem. De verticale regulateur op de zij-as verandert het uitklink-moment van de inlaatkleppen en past daarmee de vullingsgraad van de hoge-druk cilinder aan de vermogensvraag aan. De beide kokerleibanen vormen een geheel met de bajonetframes. Het grote vliegwiel heeft groeven voor snaren.

Figuur 19 - Tandem-compound stoommachine. Langsdoorsnede en bovenaanzicht van een door de Machinefabriek “Breda” v.h. Backer & Rueb in 1920 gebouwde tandem-compound tegendruk-stoommachine. De achterste cilinder is de hoge-druk. De zeer lange zuigerstang is op drie plaatsen ondersteund: in het kruishoofd, met een steunblok in het brilstuk tussen de cilinders, en op een steunblok in de staart. De machine heeft net als die van figuur 18 in- en uitlaatkleppen. De centrifugaal-asregulateur verstelt de twee inlaat-excenters om de vullingsgraad van de hoge-druk cilinder aan te passen aan de vermogensvraag. Onder de cilinders ziet men de overstroom-leiding. De kokerleibaan vormt een geheel met het bajonet-frame. Het vliegwiel is licht gebombeerd (gebold) voor een riem-aandrijving.

Bij machines met meerdere krukken was de onderlinge positie van de krukken belangrijk. Wanneer men bij een kruis-compound de krukken onder 180° plaatst (de zuigers bewegen dan in tegenfase) is het overstromen van de gedeeltelijk geëxpandeerde stoom heel eenvoudig. Er is geen buffervat nodig en de aansturing van de in- en uitlaatorganen van beide cilinders is niet gecompliceerd. Een ander voordeel van deze bouwwijze is dat het (primair) balanceren uiterst eenvoudig is, omdat de hoofdbewegingen in de machine in tegenfase zijn. Maar zo’n machine heeft wel twee dode punten, net als een één-cilinder machine (en een tandem-compound). Een goed machinist kon de machine meestal wel in de juiste startpositie laten stoppen; maar als dat niet lukte, dan moest er worden getornd: niet alleen de machine, maar ook het hele drijfas-systeem dat er vast aan was gekoppeld moest dan in beweging worden gebracht. Dat was nogal een zware klus.

Wanneer de twee krukken van een kruis-compund onder 90° worden geplaatst is de machine altijd zelfstartend. De overstroming van stoom van de hoge druk-cilinder naar de lage druk is bij een dergelijk faseverschil echter vrij gecompliceerd. Er moet een receiver (buffervat) worden gebruikt. Dit was voor sommige constructeurs aanleiding om tussenverwarming van de gedeeltelijk geëxpandeerde stoom toe te passen. Ze gebruikten daarvoor dan een verwarmingsspiraal in de receiver waar de verse stoom voor de hoge druk-cilinder doorheen werd geleid.

Zulke thermodynamisch moeilijke ideeën duiden erop, dat ook in de theorie van de stoommachine aanzienlijke vorderingen waren gemaakt (eerlijkheidshalve moet echter wel worden vermeld, dat de uitgevoerde constructies lang niet altijd de geclaimde verbeteringen opleverden).

Bij triple-expansie machines met drie parallelle cilinders werden krukken onder 120° gebruikt - met receivers - en bij twee-kruks triple-expansie machines vond men beide al voor kruis-compounds genoemde opties.

Een volgend onderwerp waar zeer veel onenigheid over bestond was de verdeling van de expansie over de opvolgende cilinders. De eerste proeven met compounds werden al in de jaren 1850 gedaan, maar het duurde tot ongeveer 1890 eer men het eens werd over "best practice". Veel onderzoek ging daaraan vooraf.

Het uitgangspunt was dat elke cilinder ongeveer evenveel vermogen moest leveren. Dit bleek bij fabrieksgebruik, met zijn typische grote belastingswisselingen, al helemaal niet zo eenvoudig. Immers, wanneer de belasting sterk terugloopt, zal de regulateur - of de machinist - de stoomtoevoer aan de hoge druk-cilinder knijpen. De begincondities voor de expansie zijn dan anders, de situatie in de hoge druk-cilinder aan het eind van de slag ook; en daardoor verloopt de verdere expansie in de opvolgende cilinder(s) op zijn beurt ook anders. Men kon natuurlijk (proberen) de uit- en inlaatorganen (automatisch) anders aan te sturen. Het zal duidelijk zijn dat zo‘n sturing van de stoomverdeling moeilijk te ontwerpen was. Bedenk daarbij dat de constructeur niet over computer-aided technieken beschikte: hij had alleen een hele serie grafische technieken, maar die waren voor deze opgave ontoereikend. Dus was praktisch experimenteren onvermijdelijk.

Als illustratie van het genoemde probleem kan het volgende tabelletje dienen:

Voor een kruis-compound machine, met krukken onder 90°. HD- en LD-cilinders hebben gelijke slaglengte

Vullingsgraad (in %)	Optimale volume verhouding (HD/LD)	Optimale diameter verhouding (HD/LD)
10	0,52	0,72
5	0,36	0,60

Wanneer de benodigde vullingsgraad omlaag gaat - omdat er (tijdelijk) minder vermogen geleverd hoeft te worden - wijkt de optimale bouw van de machine nogal af van de werkelijke, met andere woorden, de machine is niet zo zuinig als we hoopten.

Figuur 20 - Triple-expansie stoommachine. Langsdoorsnede en bovenaanzicht van een twee-kruks condenserend werkende horizontale vier-cilinder triple, met krukken onder 90°. De machine werd gebouwd door Tosi (Legano), vanaf 1894. De hoge-druk cilinder ligt links voor, de midden-druk rechts voor en er zijn twee lage-druk cilinders, naast elkaar, achteraan. Onder de cilinders zien we de overstroom-leidingen. De injectie-condensor is onder de cilinders opgesteld. De dubbele condensaatpomp staat onder de krukas en wordt aangedreven door een tweede (smalle) drijfstang op de rechter kruk, direkt naast de rechter hoofd-drijfstang. De machine heeft in- en uitlaatkleppen. De verticale regulateur op de zijas verandert het uitklink-moment van de inlaatkleppen en past zo de vullingsgraad van de hoge-druk cilinder aan de vermogensvraag aan. De krukas is driemaal gelagerd en de krukken zijn gebalanceerd. Het frame is geheel gesloten. In tegenstelling tot de meer gebruikelijke bouwwijze waarbij de cilinder-assen ver uit elkaar liggen (de zijassen liggen dan tussen de cilinders) zijn de cilinders hier dicht op elkaar geplaatst. Zo ontstaat een compact geheel.

Figuur 21 - Triple-expansie stoommachine. Langsdoorsnede van een (omgekeerd) verticale condenserend werkende triple voor fabrieksbedrijf, gebouwd door Kuhn (Stuttgart) in 1900. De machine drijft een generator, die op het uiteinde van de krukas is geplaatst. Aan het andere einde ziet men een vliegwiel. De hoge-, midden- en lage-druk cilinders staan in rij. De hoge-druk heeft een Rider-zuigerschuif; de twee andere cilinders hebben gebalanceerde bakschuiven. De verticale regulateur verstelt de binnenschuif van de Rider-zuigerschuif waardoor de vullingsgraad van de hoge-druk cilinder aangepast wordt aan de vermogensvraag. De condensaatpomp is naast de machine opgesteld en wordt gedreven door balansarmen vanaf het kruishoofd van de midden-druk cilinder. De constructie is geheel analoog aan die van scheepsmachines, zie bijvoorbeeld de leibanen, het kolommen-frame, de hoofdlagers en de lage bedplaat. De krukas heeft drie krukken onder 120° en is zevenmaal gelagerd.

Het is misschien nuttig, erop te wijzen dat het gebruik van meer cilinders in één machine niet per definitie samenhangt met meervoudige expansie. Het is immers ook mogelijk, twee, drie of zelfs meer identieke cilinders parallel te schakelen. We spreken dan over tweeling, drieling, etc., machines. Omdat in zo‘n opzet elke cilinder volledige expansie heeft, en een identieke set stoomverdeelorganen, is het bovengenoemde probleem veel eenvoudiger op te lossen. Ten opzichte van de zeer grote één-cilinder machine hebben ze de voordelen zelfstartend en eenvoudiger balanceerbaar te zijn.

Figuur 22 - Een eenvoudige tweeling stoommachine, 1884. In feite bestaat de machine uit twee enkele machines, een links en een rechts. Ze zijn afzonderlijk vastgebout op een gietijzeren bedplaat. De krukas is natuurlijk vervangen door eentje met twee schijfkrukken en een riemschijf in het midden. De oorspronkelijke buitenlagers van de enkele machines zijn niet meer nodig. De machine heeft een eenvoudige regulateur die werkt op een smoorklep, voor beide cilinders. Het is mogelijk om elke machinehelft uit te schakelen, daartoe zijn kranen bovenop de schuifkast geplaatst. Elke cilinder heeft een eenvoudige bakschuif. De open kokerleibaan, die sterke overeenkomst vertoont met de door Corliss gepatenteerde vorm, is opgenomen in het (lichte) bajonet-frame.

Je vond meerling-machines dan ook vooral daar, waar zeer sterke belastingswisselingen te verwachten waren. Een goed voorbeeld is de wals-machine in de staalwalserij. In de fabriek kwamen ze niet zo vaak voor, althans, niet voordat de gelijkstroommachine was uitgevonden. Op deze machine komen we later terug.

Met de opkomst van meervoudige expansie nam het maximaal op te wekken vermogen per machine snel toe. Eenheden van 1500 tot 2500 pk waren in de jaren na 1895 niet echt bijzonder meer, ook niet voor de grotere Nederlandse machinebouwers als Backer & Rueb / Machinefabriek Breda, Stork, Werkspoor / Jaffa. Hoe snel deze ontwikkeling gegaan was wordt duidelijk wanneer je kijkt naar het eerste orderboekje van Stork (1869-73). Daarin is regelmatig sprake van - voor fabrieksaandrijving - locomobielen van 3, 4 en zelfs wel 6 pk.

De nieuwe grote machines stelden hoge eisen aan het technisch kunnen van zowel productiemensen als ontwerpers. De moeilijke gietstukken van steeds toenemende afmetingen; de meest samengestelde grote smeedstukken; de hogere geëiste nauwkeurigheid en bewerkingskwaliteit; de nieuwe, sterkere, lastiger te bewerken materialen: het waren allemaal uitdagingen voor de producenten en hun vaklui. Ook in deze periode vierden innovatie en high-tech hoogtij .... alleen heetten ze toen anders. Ontwerpers begonnen steeds meer de beschikking te krijgen over geavanceerde technieken en ontwerp-hulpmiddelen; over gegevens uit materiaalbeproeving en constructie-onderzoek; ze konden putten uit een steeds groeiend reservoir van know-how en ervaring.

De stoommachine-bouw was aardig op weg naar volwassenheid.

 

De ideale stoomverdeling?

Automatische expansie-instelling voor het verkrijgen van een toerental- (of vermogens-) regeling?

Het proces van volwassen-wording van de stoommachine-bouw kan heel treffend worden geïllustreerd aan de hand van voorbeelden uit de evolutie van de stoomverdeling. Dit is het gebied waarop vrijwel iedere constructeur wel z‘n stokpaardje had. Ook bekende Nederlandse ingenieurs hebben hun partijtje meegeblazen - toch is hun rol eigenlijk nergens gedocumenteerd.

De meeste latere patenten die betrekking hebben op stoommachines handelen over stoomverdeling en machine-regeling, dat wil zeggen, over stoomschuiven, -kleppen, -kranen en hun aansturing; en over regulateurs. Dit zijn dan ook leuke onderwerpen - maar voor de persoon die niet in “al die technische details" geïnteresseerd is vrij taai - de verbeteringen waren soms zo marginaal; de argumentatie is vaak zo samengesteld. Laten we ons - in dit kader - niet verliezen in de pro's en contra's van die tientallen uitvoeringen. Laat ons wel memoreren welke uitgangspunten in dit specialisme van belang waren.

Aannemend dat een stoommachine altijd met expansie werd uitgevoerd, is een belangrijke vraag hoe de machine op belastingwisselingen wordt ingesteld. We zagen dat probleem al eerder. Drie mogelijkheden waren beschikbaar:

• niets doen
• met de hand de vullingsgraad opnieuw instellen
• met een regulateur de vullingsgraad automatisch aanpassen

In het eerste geval wijzigt zich het toerental van de machine zodanig dat het surplus vermogen volledig wordt omgezet in de bij hogere snelheid horende extra wrijving. Het was niet onmogelijk dat de machine "op hol sloeg" en uit elkaar vloog - daarom was de aanwezigheid van een machinist die in zo'n geval bijtijds de hoofdstoomafsluiter (gedeeltelijk) sloot onvermijdelijk. Voor kleine machientjes was deze aanpak niet onmogelijk (ze waren in ieder geval zo goedkoop als maar kon, omdat ze eenvoudig waren). Voor grotere machines was het risico niet acceptabel.

Het meest eenvoudige verdeelorgaan, de schuif, is (natuurlijk) ook het oudste. Al omstreeks 1800 werd de grondvorm gepatenteerd die gedurende de hele 19e eeuw gebruikt zou worden. Er kleefden nogal wat nadelen aan:

• kleine vullingsgraden waren niet te realiseren in verband met de te hoge eindcompressie die daaraan onverbrekelijk verbonden was
• vooral bij hoge (verse) stoomdruk veel wrijving en kans op vreten op de spiegel
• een relatief groot afkoelend wandoppervlak voor gegeven poort-oppervlakte
• een vrij grote dode ruimte

Deze nadelen konden slechts gedeeltelijk worden gecompenseerd. Zo werden, zoals al eerder werd geschetst, (gedeeltelijk) "gebalanceerde" schuiven ontwikkeld. Vooral zuigerschuiven (door hun geometrie automatisch perfect gebalanceerd) brachten een verbetering - maar ja, deze hadden een nog grotere dode ruimte dan de vlakke schuif ....

Figuur 23 - Een stoomcilinder met bakschuif. De meest elementaire vorm van stoomverdeling.

 

In het tweede geval was de machinist al evenzeer nodig. Het voordeel schuilt hier in de economie. De aanpassingen in de constructie waren niet zo moeilijk, dus vrij goedkoop - bovendien zijn dit éénmalige kosten. Het energieverlies dat optrad bij het smoren van de stoom in de hoofdafsluiter, zoals boven omschreven, kon nu worden voorkomen door de vullingsgraad aan te passen. En besparing op stoomverbruik verlaagt de terugkerende kosten. Deze opzet werd gekozen voor machines waar grote belastingswisselingen niet snel achter elkaar voorkwamen. Stoompompen voor gemalen (waar zuinigheid uiterst belangrijk was - denk aan de meestal afgelegen ligging) vormen een goed voorbeeld voor deze categorie.

Figuur 24 - Stoomverdeling volgens het systeem Meijer. Onderaan zien we de spiegel van de stoomcilinder, met de kanalen a en b naar de uiteinden van de cilinder. Hiertussen ligt de afvoer voor afgewerkte stoom. Op de spiegel beweegt zich de bakschuif, met poorten O en O’. Op de rug van de bakschuif liggen twee hulpschuiven, A en A’. Deze worden door een afzonderlijk excenter bewogen. Door verdraaien van het handwiel C, C’ kan de positie van de rugschuiven worden gewijzigd. Stelt men ze dichter bij elkaar, dan blijven de poorten O en 0’ langer open en wordt de vullingsgraad groter. Stelt men de rugschuiven verder uit elkaar, dan wordt de vullingsgraad kleiner.

In het derde geval waren de extra investeringen in de machine het hoogst en de besparingen op variabele kosten het grootst. Zulke machines vond je daar waar regelmatig grote belastingsvariaties voorkwamen: dus (ook) in fabrieken.

Het eerste uitgangspunt bij het ontwerpen van de stoomverdeling is efficiënt gebruik van (expanderende) stoom. Het tweede punt in de keuze van de optimale constructie is het benodigd vermogen voor het aansturen van de verdeelorganen. Dit speelt natuurlijk vooral een rol bij de automatische "load-matching" van een volledige expansie-regeling door de regulateur. Immers, de regulateur moet het stuur-vermogen op kunnen brengen, zonder dat instabiliteit optreedt. Het is overigens aardig te zien hoe snel de in deze periode (omstreeks 1910) tot ontwikkeling komende regeltechniek dergelijke problemen oppakte.

De eerste expansie-regelaars vroegen teveel van de regulateur, en leidden niet tot bruikbaar automatisch ingrijpen (men liet de machinist daarom de expansie naar wens instellen), maar het probleem bleek vrij eenvoudig op te lossen door slimme schuif-constructies.

Een ander criterium was de snelheid waarmee de stoom-poorten werden geopend en (vooral) gesloten. Dit probleem vroeg met toenemende toerentallen steeds meer aandacht. Het bleek heel wat lastiger op te lossen. Men moest geheel nieuwe wegen inslaan en ging over op kranen en kleppen. Deze hadden in vergelijking met de bakschuif kleine te versnellen massa's, zodat ze snel konden reageren. Een zeer belangrijk bijkomend voordeel - vooral voor machines met meervoudige expansie - was dat in- en uitlaat nu gescheiden konden worden uitgevoerd. Dit maakte het afstemmen van de verschillende cilinders op elkaar een stuk makkelijker.

Opvallend is dat in Nederland vooral werd gekozen voor veersluitende kleppen, met een uitklinkmechanisme op de inlaat. In de meeste Engelstalige landen kozen de constructeurs vaker voor (roterende) kranen. Dit hangt misschien samen met het feit dat het eerste type in aanleg werd ontwikkeld door ingenieurs van het Zwitserse Sulzer; en het tweede door de Amerikaan Corliss. Maar, eerlijk gezegd, er vonden zoveel (detail-) verbeteringen plaats, op zoveel verschillende plaatsen, dat het niet mogelijk is om de ontwikkeling zo sterk te schematiseren. Uiteindelijk waren de verschillen tussen deze twee hoofdtypen niet zo dramatisch groot. Elk had z’n voorstanders - die bestookten elkaar en de kopers met massa's resultaten van vergelijkende (vooral zuinigheids-) onderzoeken .... en elk van de twee systemen bleek “het beste” te zijn.

Figuur 25 - Horizontale (bovenste tekening) en verticale (onderste tekening) doorsnede van een Corliss-cilinder met roterende kranen voor de stoomverdeling. De kranen, vier in getal, zijn onder de cilinder geplaatst.

Figuur 26 - Dwarsdoorsnede van een cilinder met een veerbelaste inlaatklep. De klep is voorzien van een regulateur-bestuurd uitklinkmechanisme.

Voor zeer snelle stoommachines is de traagheid van veersluitende uitklinkende kleppen nog te groot. Men had ondertussen de doorlaat van de klep flink kunnen vergroten door hem twee- of zelfs viervoudig openend te maken. Uiteraard maakte dat de constructie wel aanmerkelijk gecompliceerder. Natuurlijk gold: hoe groter de doorlaat, hoe zwaarder de kleppen en hoe vervelender het effect van de massatraagheid.

De kern van het probleem was dat de beschikbare tijd voor de klepbeweging ontoereikend was voor een vrije beweging. Je kunt de sluitbeweging natuurlijk ad absurdum versnellen door steeds zwaardere veren te kiezen, maar de klep stoot dan zo hard op z'n zitting dat de levensduur te sterk achteruit loopt - vooral toen men ook nog eens overging op oververhitte stoom, met z'n hogere temperatuur. Roterende kranen hebben het geschetste nadeel niet. Ze zijn immers krachtgesloten. Helaas hebben ze andere problemen: een relatief grote dode ruimte en, vooral, een groot afkoelend oppervlak.

Figuur 27 - Langsdoorsnede van een inlaatklep met contour-sturing, systeem Riedler-Stumpf. De klepstang is verbonden met een rol. Deze loopt over een op de horizontaal bewegende klepstoterstang aangebrachte contour-nok. De rol en daarmee de klep wordt zo in verticale beweging gebracht.

In grote machines die werkelijk snel moeten zijn (stel, bij meer dan 600 pk, toerentallen van meer dan 250 tot 300 omw/min) werden daarom contour-gestuurde kleppen toegepast. Dit systeem werd omstreeks 1906 geïntroduceerd, na eerdere experimenten met schommelarm-mechanismen (waarin met een afrollende beweging werd gewerkt). De positieve aansturing maakt het mogelijk een harmonische versnelling en vertraging, zowel bij het openen als bij het sluiten van de klep, te genereren. Er is dan geen sprake van stoten of hameren op de klepzitting. Ook geeft het (relatief) geleidelijke openen van de klep een betere mogelijkheid om de druk eronder en erboven snel in evenwicht te laten komen.

Een jaar of tien later werd er veel energie gestoken in het ontwikkelen van olie-hydraulische kleppen, een onderwerp waar ook Stork veel werk aan heeft besteed - met (voor zover ik kan nagaan) matig succes. Ook in dit geval is er sprake van een positieve sturing van de klep.

 

 

Economische impulsen bij de perfectionering van de stoommachine

Zoals al eerder werd gememoreerd heeft de ingenieur bij het ontwerpen van stoom- en andere machines niet alleen te streven naar maximalisering en perfectionering. De tweede partij, degene die de uiteindelijke aankoop van een machine moet financieren, heeft een niet onaanzienlijke invloed op de bepaling van wat een geslaagde constructie is.

Het meest voor de hand liggende criterium dat daarbij werd gehanteerd is het (specifiek) stoomverbruik, in kg stoom per pk-uur. Daarnaast spelen natuurlijk de investering c.q. afschrijving en de onderhouds-, bedienings- en andere variabele kosten een bijzonder belangrijke rol.

Welke constructie leidt tot het laagst mogelijke (specifieke) stoomverbruik?

Laten we vooropstellen dat zuinigheid in stoomverbruik maar één helft van optimaal krachtopwekken vormt. De ketelinstallatie toch is minstens zo belangrijk. Het is treffend dat voor veel ondernemers de machine het visitekaartje van het bedrijf vormde, en er uitgebreid werd gestudeerd op rendementsverbetering; terwijl de ketelinstallatie als een ondergeschoven kindje werd beschouwd. Al even treffend is het verschil in niveau tussen machinist en ketelhuisbaas of stoker. In het kader van deze samenvatting wil ik niet ingaan op het ketelhuis en de ketelinstallatie: dat is een (fascinerend) onderwerp op zichzelf.

Overwegingen van stoom-zuinigheid zijn alleen van belang bij grote machine-installaties. Kleine stoommachines hebben zonder meer al een laag mechanisch en thermisch rendement - of ze zouden in aanschaf veel te duur zijn. Voor een grote installatie is de meerprijs voor perfectionering (in termen van stoomverbruik) relatief klein.

De overgang op meervoudige expansie was een belangrijke stap in het verlagen van het (specifiek) stoomverbruik. De volgende resultaten van bepalingen aan werkelijk in fabrieken opgestelde machines tonen dit aan:

Proeven met door Sulzer, Winterthur gebouwde machines, 1872-91
Periode	Type machine	Specifiek stoomverbruik (in kg/ipk-uur)	Stoomdruk (in bar)
1872-78	Eén-cilinder, condenserend	8,6	5,0- 6,7
1882-91	Twee-cilinder compound, condenserend	6,5	6,0 - 7,5
1888-89	Drie-cilinder triple-expansie, condenserend	5,5	7,5 - 11

In de jaren rond 1900 richtten ingenieurs hun aandacht op het gebruik van oververhitte stoom. In eerste instantie was de gedachte dat vooral leidingverliezen door condensatie konden worden teruggebracht. De stoom zou dan op hogere druk en temperatuur in de machine belanden, waardoor het te leveren vermogen toenam. Maar natuurlijk konden condensatieverliezen in de machine zelf ook worden teruggebracht.

In de praktijk bleken er echter veel problemen te ontstaan. Natte stoom heeft in de machine een zekere “smerende" werking - droge (oververhitte) stoom zeker niet, en dat leidde tot slijtage-problemen in de stoomverdelingsorganen en de stopbussen. Dergelijke problemen bleken wel oplosbaar en de Duitser Schmidt introduceerde verschillende goed bruikbare constructies.

Figuur 28 - Een liggende tweeling-tandemcompound stoommachine voor oververhitte stoom, gebouwd door Maschinen-A.G. vormals Starke & Hoffmann, Hirschberg, volgens het “System Schmidt”. De machine bestaat uit twee gespiegelde, overigens geheel gelijke helften. Er is slechts één regulateur, dus de machine kan niet op één helft lopen. Wel heeft elke helft z’n eigen condensor en condensaatpomp. Deze zijn onder de krukas opgesteld. De pompen worden aangedreven door hulp-drijfstangen vanaf de hoofdkrukken en balansarmen. De hoge-druk cilinders zijn achter de lage-druk cilinders geplaatst. De kokerleibanen zijn geïntegreerd in de bajonet-frames. Het vliegwiel is gegroefd voor snaren. In het midden is een tandkrans aangebracht voor de stoom- tornmachine.

Helaas, het nadeel dat voor de ondernemer aan het gebruik van oververhitte stoom kleefde - de benodigde extra investering in het ketelhuis - bleek minder oplosbaar. Immers, de installatie moest worden voorzien van een oververhitter. Deze kon natuurlijk worden verhit met de afgewerkte rookgassen van de ketels - maar als het bedrijf al over ketels beschikte, dan moest men vaak ertoe overgaan, apart gestookte oververhitters op te stellen, zodat extra brandstof werd gebruikt.

Al met al kan worden gesteld dat oververhitte stoom pas een grote vlucht nam in installaties voor elektriciteitscentrales, en in fabrieken geen rol van groot belang heeft gespeeld.

Omstreeks 1910 kwam Stumpf in Duitsland met een tamelijk revolutionaire ontwikkeling, die ook in Nederland grote gevolgen had voor de bouw van stoommachines. Hij slaagde erin, de zogenaamde “gelijkstroom” stoommachine te ontwerpen. Dergelijke machines waren al in de jaren 1820 en, opnieuw, in de jaren 1880 uitgeprobeerd, maar nooit had men de aanzienlijke technische problemen bevredigend op kunnen lossen. Dit lukte Stumpf wel en zijn machines werden binnen een jaar na het patent in vrijwel heel Europa in licentie gebouwd, ook in Engeland en Amerika, bastions van de Corliss-machines met roterende kranen.

Figuur 29 - Een gelijkstroom-cilinder, gebouwd door Maschinenfabrik Augsburg-Nürnberg. Direct valt op hoe lang de zuiger in deze cilinder is. Hij bedekt de ring uitlaatpoorten in het midden van de cilinder voor ongeveer 90% van de slag. Stoom-inlaat gebeurt door in de cilinderkoppen opgenomen dubbel-openende kleppen. De centrifugaal-asregulateur verdraait de nok waarmee de schommelstang die de kleppen bedient in beweging wordt gebracht. Tegenover de kleppen ziet men zogenaamde ontlastingskleppen. Deze dienen om te voorkomen dat, wanneer het condensor-vacuüm nog niet perfect is, de tegendruk aan het einde van een slag te hoog wordt. Men kan de tegendruk bij een gelijkstroom-cilinder niet vrij bepalen. De uitlaatpoorten worden immers in dezelfde positie (ongeveer 10% van de slag) gesloten als ze worden geopend.

Het grootste voordeel van de gelijkstroommachine is de besparing op het stoomverbruik bij relatief lage belastingen. De volgende tabellen (opgesteld door een Amerikaanse fabrikant van gelijkstroommachines), voor stoommachines van ongeveer 200 pk, werkend met verzadigde stoom van 10 bar, tonen dat aan:

Niet-condenserende machines

Machinetype	Specifiek stoomverbruik (in kg/ipk-uur)
	Belasting 25%	Belasting 50%	Belasting 75%	Belasting 100%
Eén-cilinder met schuif	15	12	11,8	12
Kruis-compound met roterende kranen	13,4	9,9	9,2	9,1
Gelijkstroom	9,6	9,0	8,9	9,1

Condenserende machines

Machinetype	Specifiek stoomverbruik (in kg/ipk-uur)
	Belasting 25%	Belasting 50%	Belasting 75%	Belasting 100%
Eén-cilinder met schuif	12,1	10,3	9,8	10,3
Kruis-compound met roterende kranen	8,5	7,1	6,7	6,7
Gelijkstroom	6,8	6,4	6,3	6,6

Vergelijking met de voorgaande tabel van Sulzer machines toont, dat triple-expansie machines nog wat lager uitkwamen in stoomverbruik (en onze Amerikaanse fabrikant heeft deze dan ook niet in de vergelijking betrokken) .... maar triples waren véél gecompliceerder dan gelijkstroommachines en dus duurder. Uiteindelijk waren de uurkosten van de gelijkstroommachine het laagst.

Nederlandse machinebouwers als Stork, Jaffa / Louis Smulders en Nering-Bögel voegden de gelijkstroommachine al snel aan hun leveringsprogramma toe. Onder de in Nederland bewaard gebleven voorbeelden van stoommachines komen relatief veel gelijkstroommachines voor. Dat is deels te verklaren uit het feit dat dergelijke machines vrij jong zijn - maar het duidt er toch wel op, dat ze lang in bedrijf zijn gebleven, ook nadat - in algemene zin - zuigerstoommachines in fabrieken als krachtbron achterhaald bleken te zijn. Maar ze waren dan ook erg efficiënt.

Als studie-object voor een techniekhistoricus is een gelijkstroommachine iets om zich de vingers bij af te likken. Het is eigenlijk niet verwonderlijk dat het zo lang duurde eer de technische problemen van dit ontwerp waren opgelost. Ze waren aanzienlijk. De zuiger, die in dit type machine gelijk dient om de stoomuitlaat te regelen is erg lang (ongeveer 0,9 maal de slaglengte) en dus zwaar. Dit geeft grote massakrachten, want de gelijkstroommachine was geconcipieerd als een echte snelloper. Dat moest ook wel, wilde hij de vergelijking met de toen al vrijwel "uit”-ontwikkelde triple-expansie machines kunnen doorstaan. De cilinder is ook veel langer dan bij een conventionele machine (netto 1,9 maal de slaglengte, met inbegrip van de cilinderkoppen wel 3 maal de slaglengte) en de uitzetting ervan dus veel groter. En - de essentie van het gelijkstroomprincipe - de inlaat vindt afwisselend aan de twee cilinderkoppen plaats, terwijl de uitlaat altijd in het midden van de cilinder gebeurt. Dat levert natuurlijk de grote besparing op de condensatie-verliezen, waardoor de machine zo zuinig omspringt met zijn stoom. Maar het resulteert ook in het technische probleem, de cilinder onder werkomstandigheden netjes cilindrisch te houden - door de grotere uitzetting aan de (hetere) einden zou immers lekkage langs de zuiger gaan optreden. Men kotterde daarom de cilinder (in koude toestand) enigszins tonvormig uit.

Figuur 30 - Een Stork-Stumpf-gelijkstroom-stoommachine met gesloten bouw en druksmering. Langsdoorsnede en bovenaanzicht van de machine. De inlaatkleppen zijn van het veerbelaste uitklink-type. De uitlaat gebeurt - vanzelfsprekend voor dit type machine - door de zuiger. De ring uitlaatopeningen in het midden mondt uit in een afvoerleiding naar de mengcondensor. De condensaatpomp staat onder de krukas en wordt gedreven door een drijfstang vanaf een eigen kruk, aan de buitenzijde van het hoofdlager. De lange zuiger is aan twee zijden ondersteund, in het kruishoofd en in een leislof aan de staart. De kokerleibaan is geheel gesloten en om druksmering mogelijk te maken is er een schot met secundaire stopbus voor de cilinderkop geplaatst. Ook de krukkast is uiteraard geheel gesloten. De kruk is gebalanceerd. Het Y-frame heeft twee hoofdlagers, aan weerszijden van de (dubbele) kruk. Het vliegwiel is zwaar uitgevoerd. In het bovenaanzicht van de machine zien we de kast voor de kruk van de condensaatpomp, daarboven de krukkast. Er is een hand-torninrichting voorzien. De machine heeft een centrifugaal-asregulateur op de zijas. Deze verstelt de nok waarmee de schommelstang die de kleppen bedient in beweging wordt gebracht.

Lang niet elke constructeur was ervan overtuigd dat de Stumpf gelijkstroommachine een perfecte oplossing vormde. De grote Nederlandse ingenieur Brouwer bijvoorbeeld, heeft veel energie gestoken in het ontwerpen (en invoeren) van de zogenaamde "kortgebouwde" gelijkstroommachine. In deze constructie werd het fundamentele principe (uitlaat in het midden; inlaat aan de einden van de cilinder) gehandhaafd, maar werd de zuiger niet meer gebruikt voor het regelen van de uitlaat. Onder de ring van uitlaatpoorten bouwde Brouwer een roterende kraan. De zuiger kon dan de normale lengte hebben, de cilinder ook. Het extra verlies door condensatie aan de wanden van de uitlaatkraan moest voor lief worden genomen: de besparing op begin-condensatie bij de stoominlaat door de altijd hete cilinderkoppen was belangrijker. En natuurlijk waren de technische problemen beter beheersbaar, en de machine (dus) goedkoper. In de jaren 1910 tot 1925 werden zo tal van uitvoeringen van kortgebouwde gelijkstroommachines opgezet.

Figuur 31 - Een horizontale kortgebouwde gelijkstroom-stoommachine. Eén cilinder. De boring is 360 mm, de slag is 450 mm. Het toerental bedraagt 200 omw/min. De inlaatkleppen zijn van het contour-gestuurde type. Ze worden bediend door de horizontale klepstoterstang midden boven de cilinder. Deze wordt bewogen met behulp van een tuimelaar en een excenter op de centrifugaal-asregulateur. De regulateur verstelt het excenter. De uitlaat geschiedt met een roterende kraan. Gebouwd door Stork.

Figuur 32 - Een (omgekeerd) verticale snellopende één-cilinder stoommachine met kortgebouwde gelijkstroom-cilinder. De machine heeft een boring van 160 mm, een slag van 180 mm. Het toerental is 400 omw/min. Voor de inlaat en de uitlaat zijn twee zuigerschuiven gebruikt. De inlaatschuif wordt bediend door een excenter op de centrifugaal-asregulateur.

Figuur 33 - Een tandem-compound machine waarvan de hoge-druk cilinder met kleppen is uitgerust en de lage-druk cilinder een kortgebouwde gelijkstroom is. Als uitlaat-orgaan dient hier een roterende kraan.

In de praktijk lijkt de kortgebouwde gelijkstroomstoommachine toch niet erg aangeslagen te zijn - misschien kwam de ontwikkeling te laat, en besloten ondernemers om liever te investeren in elektrische aandrijving van hun fabriek - met ingekochte, in centrales opgewekte energie.

Het einde van een era

Stoommachineinstallaties (met inbegrip van de ketels) hebben een laag overall rendement, ze springen (thermodynamisch gezien) niet efficiënt om met de gebruikte brandstof. Technische verbeteringen hadden weliswaar geleid tot uitstekende mechanische rendementen, maar het was niet mogelijk om de technologie fundamenteel te verbeteren. Daartoe moest immers het kringloop-proces van de stoom op een veel hogere temperatuur beginnen dan in stoommachines verantwoord en/of mogelijk was. Dit was geen nieuws voor de 19e eeuwse ingenieur: Carnot publiceerde al in 1824 zijn beschouwingen over warmtemachines. Niet dat de - praktisch ingestelde - constructeurs in die tijd zijn theorie lazen of begrepen.

Daarnaast was er een tweede nadeel aan het gebruik van stoommachineinstallaties verbonden. De noodzaak een ketel aan te schaffen, zelfs indien maar zeer kleine vermogens nodig waren, leidde tot relatief hoge prijzen voor kleine vermogens. Natuurlijk waren locomobielen voor zulke situaties beter geschikt; en omdat ze in serie, universeel, gemaakt konden worden waren ze niet eens erg duur. Maar met de opkomst van (stads-) gasmotoren en motoren voor vloeibare brandstoffen (olie, benzine, petroleum) begon het kleinbedrijf de stoommachine te verlaten. Deze trend werd verder versterkt toen elektromotoren en centraal opgewekte elektriciteit algemeen beschikbaar kwamen.

In de grote fabrieken was het opwekken van de drijfkracht in sterke mate gecentraliseerd. Zoals al is gezegd, kleine stoommachines zijn niet efficiënt. Hoe groter de machine, hoe zuiniger. Om de centraal opgewekte energie te distribueren over het fabrieksgebouw maakte men oorspronkelijk gebruik van een drijfas-systeem. Dit draaide de hele dag door - al was er maar één productiemachine in gebruik.

Doorsneden van een typische fabriek van omstreeks 1870, met tal van drijfassen, riemoverbrengingen en, dwars daardoorheen, voorzieningen voor het intern transport

De energieverliezen in zo‘n drijfas-systeem, met z‘n tientallen (glij-) lagers en z‘n vele leren riemen of katoenen snaren waren gigantisch. Toen het mogelijk werd om te beschikken over kleinere elektromotoren werd dan ook in vele bedrijven besloten om het drijfas-systeem te vervangen door elektrische distributie. In de periode 1920 tot 1930 werden zo in veel machinekamers generatoren geïnstalleerd en aangedreven door de eigen stoommachine. Maar ook hier speelde de schaalvergroting met zijn verhoging van het thermisch rendement mee. elektriciteit opwekken in grote centrales, met oververhitte stoom en stoomturbines, bleek voordeliger, en geleidelijk ging men in de fabrieken ertoe over elektriciteit in te kopen. Dat was goedkoper dan zelf opwekken.

En zo kwam het dat in de jaren 1950 het merendeel der stoommachines uit onze fabrieken was verdwenen. In zeer bepaalde, zeker niet representatieve gevallen echter werden toen zelfs nog wel nieuwe stoommachines gekocht. Feitelijk werden deze dan gebruikt als grote reduceer-apparaten, om de ketelstoom zover te reduceren in druk dat ze gebruikt kon worden in de bestaande, vaak nog niet afgeschreven procesmachines - een toepassing die immers altijd al had bestaan.

Dat de stoommachine dan ook nog energie leverde (men liet hem een generator aandrijven) was eigenlijk mooi meegenomen.