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Diplomarbeit Inbetriebnahme des Prüfstand für Turbolader- turbinen und Testen der Turbinen Wintersemester 2004 / 2005 Von Adrian Hostettler und Fabian Jacot Dozent: Prof. Dr. Peter von Böckh Auftraggeber: SPL, Langenthal Experte: H. R. Fierz Freitag, 21. Januar 2005

Inbetriebnahme des Prüfstand für Turbolader- turbinenPrüfstand für Turboladerturbinen konstruiert und ausgelegt. Das Ziel der Diplomarbeit war es folglich die Konstruktion umzusetzen,

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Diplomarbeit

Inbetriebnahme des

Prüfstand für Turbolader-

turbinen und Testen der Turbinen

Wintersemester 2004 / 2005

Von Adrian Hostettler und Fabian Jacot

Dozent: Prof. Dr. Peter von BöckhAuftraggeber: SPL, LangenthalExperte: H. R. Fierz

Freitag, 21. Januar 2005

Page 2: Inbetriebnahme des Prüfstand für Turbolader- turbinenPrüfstand für Turboladerturbinen konstruiert und ausgelegt. Das Ziel der Diplomarbeit war es folglich die Konstruktion umzusetzen,

1 Zusammenfassung

1.1 Ziel der Arbeit Das Swiss Propulsion Laboratory (SPL) in Langenthal hat sich zum Ziel gesetzt eine kostengünstige Variante von Trägerraketen (X-BOW III) für den erdnahen Orbit zu konstruieren. Zur Förderung des flüssigen Sauerstoffs und des Kerosins des flüssig/flüssig Triebwerks wird eine Turbopumpe zum Einsatz kommen. Zu diesem Zweck sollen Radialturbinen von Abgasturbolader aus der Automobilindustrie auf ihre Tauglichkeit für den Antrieb der Pumpe untersucht werden. In der vorausgegangenen Semesterarbeit wurde der Prüfstand für Turboladerturbinen konstruiert und ausgelegt. Das Ziel der Diplomarbeit war es folglich die Konstruktion umzusetzen, den Prüfstand in Betrieb zu nehmen und erste Turbinen zu testen.

1.2 Inhalt Zu Beginn wurde die von der SPL gelieferte Turbine in den Prüfstand integriert. Es galt dabei, die kontinuierliche Schmierung der Turbine sicherzustellen und deren genaue Ausrichtung zur Leistungsbremse zu gewährleisten. In einem weiteren Schritt wurden der Gasgenerator zum Antrieb der Turbine mit Heissgas, sowie der Antrieb für die Vorversuche mit Druckluft, auf den Prüfstand adaptiert. Ausserdem musste diverses Zubehör für den sicheren und kontinuierlichen Betrieb der Anlage installiert werden. Um die Leistung der Turbine bestimmen zu können, musste ein Messsystem installiert werden, welches den Anorderungen für die Aufnahme von Turbinenkennfeldern genügt. Die relevanten Daten werden digital erfasst, um eine saubere Auswertung zu ermöglichen. In ersten Vorversuchen, bei denen die Turbine mit Pressluft betrieben wurde, konnten die kritischen Bauteile der Leistungsbremse, wie die Lagerung und die Abdichtung zwischen dem mit Wasser gefüllten Rotorgehäuse und der Lagereinheit, getestet werden. Danach wurde die Turbine mit Heissgas betrieben.

1.3 Ergebnisse Der Prüfstand konnte soweit aufgebaut werden und hat allen bisherigen Tests standgehalten. Er bietet eine gute Basis für das Testen weiterer Turbinen. Während des Betriebs sind keine nennenswerten Störungen an den Bauteilen aufgetreten. Die Bedienelemente und die Instrumentierung der Anlage müssen jedoch noch weiter verbessert werden.

Gesamtübersicht Prüfstand Die Auswertung der ersten Messungen mit Heissgas hat ergeben, dass die gemessene Leistung der getesteten Turbine (1.5kW)

bei Weitem nicht zum Antrieb der Turbopumpe (~60kW) in der Rakete ausreicht. Das liegt in erster Stelle daran, dass der eintretende Massenstrom in die Turbine (0.05 kg/s) zu gering ist. Weiter konnte gezeigt werden, dass die getestete Turbine bei einer Drehzahl von 60’000min-1 in einem ungünstigen Bereich arbeitet. Die getestete Turbine eignet sich somit unter den getesteten Betriebsbedingungen nicht zum Antrieb der Pumpe. Die geforderte Leistung kann durch Erhöhen des Massenstroms und durch den Einsatz einer grösseren Turbine erreicht werden.

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 1 / 68

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2 Einleitung Das Swiss Propulsion Laboratory (SPL) wurde 1998 in Langenthal gegründet. Das Ziel der SPL ist es Raketensysteme zu erforschen und zu bauen, welche kleine Lasten zu einem bezahlbaren Preis in den erdnahen Orbit (LEO) transportieren können.

2.1 Der Antrieb einer Rakete Der Antrieb einer Rakete kann generell in zwei Arten unterteilt werden:

• Raketen mit Feststoffantrieb • Raketen mit Flüssigkeitstriebwerk

Bei der Feststoffrakete ist der gesamte Treibstoff im Brennkammerkopf untergebracht, daher werden keine Leitungen und Treibstoffpumpen benötigt. Der zur Verbrennung notwendige Sauerstoff ist direkt dem Treibstoff beigemischt. Einmal gestartet kann der Verbrennungsvorgang jedoch nicht unterbrochen werden. Daher wird dieser Antrieb meist nur bei kleineren Raketen oder Boostern (Hilfsantriebe) verwendet. Heute werden vorwiegend Flüssigkeitstriebwerke eingesetzt. Der Sauerstoff, welcher zur Verbrennung notwendig ist, muss aber in flüssiger Form in der Rakete mitgeführt werden. Als Brennstoff kommt z.B. Alkohol, Kerosin oder Wasserstoff in Frage. Bei den Flüssigkeitstriebwerken werden zwei Arten unterschieden, je nach dem wie der Brennstoff und der Sauerstoff in die Brennkammer befördert wird.

• Triebwerke mit Druckförderung • Triebwerke mit Turbopumpe

Bei kleinen Raketen wird oft die Druckförderung angewandt. Bei dieser sind der Brennstoff- und der Sauerstoffbehälter mit einem Druckgasbehälter verbunden. Dieser liefert den notwendigen Druck, welcher notwendig ist um den Treibstoff aus dem Behälter in die Brennkammer zu drücken. Der Nachteil dieses Aufbaus ist das hohe Gewicht der dazu notwendigen Treibstoffbehälter. Grössere Triebwerke mit grossen Reichweiten nutzen fast ausschliesslich die Turbopumpenförderung. Die Treibstoffe können in dünnwandigen, leichten Behältern untergebracht werden. Zwei Turbokreiselpumpen saugen den Treibstoff aus den Behältern und bringen ihn auf den notwendigen Druck. Die Kreiselpumpen benötigen einen eigenen Antrieb. Meist werden hierzu Gas- oder Dampfturbinen verwendet.

2.2 Beitrag der Arbeit zur Entwicklung des Triebwerks der SPL In der Raumfahrtindustrie sind diese Turbopumpen dafür bekannt, dass sie lange Entwicklungszeiten erfordern und dadurch sehr teuer sind. Bei den Trägerraketen des Auftraggebers SPL (www.spl.ch) soll eine kostengünstige Turbopumpe zum Einsatz kommen. So entstand die Idee, Radialturbinen von Abgasturbolader aus der Automobilindustrie auf ihre Tauglichkeit für den Antrieb der Pumpe hin zu untersuchen. Derartige Turbinen stellen ausgereifte Konstruktionen dar, die im Automobil für hohe Kilometerleistungen ausgelegt sind. Der Einsatz solcher Turbinen soll die Entwicklungszeit für den Antrieb der Pumpe verkürzen. Das Hauptkriterium für die Tauglichkeit ist die Leistung, welche die Turbine über das Drehzahlband abgibt. Diese Leistung wird für die Aufbringung der Pumpenarbeit benötigt. In der folgenden Dokumentation ist die Inbetriebnahme des Prüfstandes für Turboladerturbinen aufgezeigt. Weitere Informationen zur Konstruktion sind in der Semesterarbeit Konstruktion eines Prüfstands für Turboladerturbinen zu finden.

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 2 / 68

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3 Inhaltsverzeichnis 1 Zusammenfassung ................................................................................................... 1

1.1 Ziel der Arbeit................................................................................................... 1 1.2 Inhalt ............................................................................................................... 1 1.3 Ergebnisse........................................................................................................ 1

2 Einleitung ................................................................................................................ 2 2.1 Der Antrieb einer Rakete ................................................................................... 2 2.2 Beitrag der Arbeit zur Entwicklung des Triebwerks der SPL.................................. 2

3 Inhaltsverzeichnis..................................................................................................... 3 4 Aufgabenstellung ..................................................................................................... 5 5 Ausgangslage........................................................................................................... 6 6 Symbolliste .............................................................................................................. 7 7 Anlagenübersicht...................................................................................................... 8

7.1 R&I Schema ..................................................................................................... 8 7.2 Versuchstand.................................................................................................... 9

8 Aufbau des Prüfstands.............................................................................................10 8.1 Die Turboladerturbine ......................................................................................10

8.1.1 Schema....................................................................................................10 8.1.2 Allgemeines..............................................................................................10 8.1.3 Getestete Turbine .....................................................................................11 8.1.4 Ölschmierung der Turbine .........................................................................12 8.1.5 Modifizierungen am Turbolader .................................................................16

8.2 Betriebsarten Turbine.......................................................................................20 8.2.1 Gasgenerator ...........................................................................................20 8.2.2 Direktanschluss Kompressor ......................................................................23 8.2.3 Injektor....................................................................................................24

8.3 Zubehör & Hilfsmittel für den Betrieb ................................................................26 8.3.1 Zusammenbau der Leistungsbremse ..........................................................26 8.3.2 Grundtisch ...............................................................................................27 8.3.3 Wegleitung des Wassers ...........................................................................27 8.3.4 Schutz......................................................................................................28 8.3.5 Abgaswegführung.....................................................................................29 8.3.6 Ölnebelschmierung der Rotorwellenlager....................................................30 8.3.7 Hebel zur Drehmomentkalibrierung............................................................32 8.3.8 Abzugsvorrichtung Scheiben......................................................................32 8.3.9 Adaption Kompressor................................................................................33

8.4 Das Messsystem ..............................................................................................35 8.4.1 Auswahl der Messpunkte...........................................................................35 8.4.2 R&I Schema .............................................................................................36 8.4.3 Sensoren und Hardware............................................................................37 8.4.4 Software ..................................................................................................42

9 Inbetriebnahme des Prüfstandes ..............................................................................47 9.1 Vorgehen bei der Inbetriebnahme.....................................................................47 9.2 Erfahrungen beim Betrieb der Anlage................................................................47 9.3 Optimierungsvorschläge am Prüfstand...............................................................49

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 3 / 68

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10 Auswertung und Berechnungen.............................................................................50

10.1 Auswertung der Messung vom 04.01.05 ............................................................50 10.1.1 Messdaten vom 04.01.05 ..........................................................................50 10.1.2 Bestimmen der Leistung aus Drehmoment und Drehzahl.............................51 10.1.3 Bestimmen der isentropen Leistung ...........................................................51

10.2 Nachrechnung der gemessenen Leistung...........................................................53 10.2.1 Zusammenhang Verdichter & Turbine im Verbrennungsmotor .....................53 10.2.2 Verdichterkennfeld....................................................................................54 10.2.3 Turbinenkennfeld......................................................................................59

10.3 Brauchbarkeit der bestehenden Turbine zum Antrieb der Pumpe ........................61 10.4 Vorschläge zum Erreichen der geforderten Turbinenleistung...............................62

11 Terminplan / Projektplanung .................................................................................63 12 Fazit ....................................................................................................................65 13 Dokumentenverifizierung ......................................................................................66 14 Danksagung.........................................................................................................66 15 Literaturverzeichnis...............................................................................................67 16 Verwendete Programme .......................................................................................67 17 Anhang in separatem Ordner ................................................................................68 18 Dokumenten- CD..................................................................................................68

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 4 / 68

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4 Aufgabenstellung Diplomarbeit Adrian Hostettler und Fabian Jacot Inbetriebnahme des Prüfstandes für Turboladerturbinen und Testen der Turbinen In der Projektarbeit wurde der Prüfstand für Turboladerturbinen entwickelt und konstruiert. Die Teile des Prüfstandes sind weitgehend fertig gestellt und sollen in Betrieb genommen werden. Dazu ist der von SPL gelieferte Gasgenerator in den Prüfstand zu integrieren. Die Charakteristik der vorhandenen Turbine ist aufzunehmen. Falls notwendig, müssen weitere Turbinen geprüft werden. In der Projektarbeit sind folgende Aufgaben zu lösen:

• Zusammenbau der Motorbremse und des Prüfstandes • Erste Vorversuche mit Druckluft • Einbau des Gasgenerator • Aufstellen eines Messprogramms • Durchführung und Auswertung der Messungen mit der vorhandenen Turbine. • Prüfen der Brauchbarkeit der Turbine als Antrieb der Pumpe • Testen weiterer Turbinen, falls nötig. *

* Nicht Bestandteil dieser Diplomarbeit Anhand der Ergebnisse der Untersuchungen wird in Zusammenarbeit mit SPL das weitere Vorgehen jeweils bestätigt und eventuell modifiziert. Für die Arbeitsabläufe ist ein Zeitplan zu erstellen. Der Abgabetermin der Diplomarbeit ist Mittwoch, der 12. Januar 2005 um 17:00 Uhr Muttenz, 20 Oktober 2004 P. von Böckh Siehe Original der Aufgabenstellung im Anhang

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5 Ausgangslage Die Diplomarbeit „ nbetriebnahme des Prüfstands für Turboladerturbinen“ ist eine Weiterführung der vorausgegangenen Semesterarbeit (Konstruktion eines Prüfstands für Turboladerturbinen). In dieser Semesterarbeit wurde die Leistungsbremse konstruiert. Alle Ergebnisse und Erkenntnisse aus dieser Arbeit konnten übernommen werden.

I

Ausserdem wurde die Arbeit während den Sommerferien 2004 weitergeführt. Besten Dank an dieser Stelle an die SPL, welche für diese Arbeitszeit einen grosszügigen Lohn bezahlte. Während dieser Zeit wurden die ausstehenden Fertigungszeichnungen des Prüfstands erstellt. Weiter wurden diverse Abklärungen zum Zubehör und Bestellungen von Rohmaterial ausgeführt. So konnten bis zum Beginn der Diplomarbeit ein grosser Anteil der Prüfstandbestandteile bereits hergestellt werden. Diese vorbereitenden Arbeiten zeichneten sich als äusserst wertvoll aus, da die Haupt- Konstruktionsarbeiten an der Leistungsbremse damit erledigt waren. Die Diplomarbeit begann somit mit der Planung und Auslegung der gesamten Peripherie der Leistungsbremse.

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6 Symbolliste Symbol Beschreibung Einheit A Fläche m2; mm2

c Geschwindigkeit m/s cp spezifische Wärmekapazität J/(kg.K) d Durchmesser m; mm F Kraft N f Frequenz rad/s M Drehmoment Nm m Massenstrom kg/s n,N Drehzahl min-1

p Druck bar; mbar P Leistung W; kW r Radius m; mm Re Reynoldszahl - s Sicherheit - T Temperatur °C; K W Energie J v Geschwindigkeit m/s ε Dehnung µE Φ Grenzwinkel ° η Wirkungsgrad - µ Reibungsbeiwert - ν Kinematische Viskosität mm2/s Π Druckverhältnis - ∆p Differenzdruck bar ω Winkelgeschwindigkeit rad/s Indizes Beschreibung a aussen, axial ATL Abgasturbolader B Blende Brems Bremse Et Ethanol Gas Gas i innen; innere is isentrop K Kompressor k kinetisch L Luft norm normiert

max maximal m mittel; Motor M Moment Prüf Prüfstand R Reibung Turb, Tu; t Turbine turb turbulent U Umgebung Verd Verdichter V Verlust WK Windkessel zul zulässig

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7 Anlagenübersicht

7.1 R&I Schema

TB ∆pBDruckluft

P6

Kompressor

Gasgenerator

Leistungsbremse

Abgasturbine

M

n

T3

M Drehmoment n Drehzahl ∆T1-2 Differenztemperatur Wasser T3 Temp Gas Turbine ein T4 Temp Gas Turbine aus T5 Temp Schmieroel Turbine P1 Druck im Windkessel P2 Druck vor der Blendenmessung P3 Druck Eintritt Gasgenerator P4 Druck Brennkammer Gasgeni P5 Druck Eintritt Turbine P6 Druck Oelschmierung Turbine ∆pB Blendenmessung Kompressor TB Temperatur bei Blende

P4

P5

Anzeige auf Mess- PC Lokale Anzeige

Bremswasser ein

Bremswasser aus

Ölschmierkreislauf

Abgasstrom

Ethanol- zufuhr

Windkessel

P2

P3

P1

∆T1-2

Ethanol tank

T5

T4

Öltank

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7.2 Versuchstand

Wasserzufuhr Mess- PC Gasgenerator AbgasturboladerturbineLuftzufuhr vom Kompressor

Ölnebelschmierung Leistungsbremse Tank Ölschmierung Abgaswegführung

Öffnung für Wasserabfuhr Ethanoltank

Bedienelemente zu Gasgenerator

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 9 / 68

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8 Aufbau des Prüfstands In den folgenden Kapiteln werden die Abgasturboladerturbine, die verschiedenen Betriebsmöglichkeiten der Turbine und die für den sicheren und kontinuierlichen Betrieb am Prüfstand installierten Komponenten beschrieben.

8.1 Die Turboladerturbine

8.1.1 Schema

Spiralgehäuse Schmieröl Eintritt

Diffusor

8.1.2 Allgemeines Die Turbine eines Abgasturboladers besteht in der Regel aus dem Turbinenlaufrad und dem Turbinengehäuse. Die Radial- oder auch Zentripetalturbine wandelt den Druck des Abgases innerhalb des Spiralgehäuses in kinetische Energie um und führt das Abgas – über dem Radumfang mit konstanter Geschwindigkeit – dem Turbinenrad zu. Bei Radialturbinen von Abgasturboladerturbinen erfolgt diese Umsetzung meist in leitringlosen Turbinengehäusen. Dadurch verbessert sich das Durchflussverhalten der Turbine, zugleich verringert sich der Wirkungsgrad geringfügig. Die Umsetzung von kinetischer Energie in Rotationsenergie der Welle erfolgt im Turbinenlaufrad.

Turbinenlaufrad

Abgaseintritt

Wellenlager

Läuferwelle

cGas = const.

Schmieröl Austritt

Aufbau einer Turboladerturbine

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8.1.3 Getestete Turbine Die für die ersten Tests von der SPL zur Verfügung gestellte Turbine stammt von der Firma KKK (Kühnle, Kopp & Kausch) heute BorgWarner Turbo Systems. Es handelt sich dabei um den Typ K26. Alle bisherigen Tests beziehen sich auf diese Turbine. Das Turbinengehäuse besitzt keinen Bypass und keine variable Turbineneinlassgeometrie (VTG). Der ursprüngliche Einsatzort der Turboladerturbine war ein Audi 100 (BJ 88-90) mit einem 5 Zylinder Benzinmotor und einem Hubvolumen von 2.2 l. Die wichtigsten Daten im Überblick:

Daten Turbine Bezeichnung K26 Produkt Code (zusammen mit Verdichter) 5326 980 6416 Turbinengehäuse K26 – 6.81/6.91

Maxima max. normierte Drehzahl nnorm[min-1] 135’000 max. Turbinengesamtwirkungsgrad ηATL [-] 0.74

max. normierter Massenstrom mnorm [kg. K /s.bar] 2.05 Druckverhältnis ΠTuMax [-] 2.55

Bei 60'000 min-1 max. Turbinengesamtwirkungsgrad ηATL [-] 0.712

max. normierter Massenstrom mnorm [kg. K /s.bar] 1.16 Druckverhältnis ΠTuMax [-] 1.25 Die Daten stammen aus dem Turbinenkennfeld K26 - 6.81 GAAQD (siehe Anhang Berechnungen Turbolader) und gelten nur in Verbindung mit dem Verdichter 2670 GGA. Die Faktoren für die Umrechnungen der normierten Drehzahl und des Massenstroms sind auch dem Kennfeld zu entnehmen.

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 11 / 68

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8.1.4 Ölschmierung der Turbine Die ausreichende Schmierung der Gleitlager ist eine der Grundvoraussetzungen für den kontinuierlichen Betrieb eines Abgasturboladers. Die Schmierung hat sowohl die Aufgabe, das Lager über den gesamten Drehzahlbereich mit genügend Öl zu versorgen als auch einen Teil der entstehenden Reibungswärme und die Erwärmung des Gehäuses durch die heissen Abgase abzuführen. Weiter sollte die Pumpe nur wenig pulsierend fördern, um den Öldruck konstant aufrecht zu erhalten.

8.1.4 1 Auswahl der Pumpe .Dazu sind vom Hersteller der Turbine ein bestimmter Volumenstrom, sowie ein Betriebsdruck vorgeschrieben. Da diese Daten nicht vorhanden waren, mussten diese aus der Fachliteratur und im Gespräch mit Herstellern von Pumpen ermittelt werden. Ein weiterer Anhaltspunkt für die Leistungsdaten der Ölpumpe lieferten die Pumpen, welche in Ottomotoren eingesetzt werden. Folgende Eckdaten konnten ermittelt werden: Volumenstrom: 350- 400 l/h Druck: 2- 5 bar Spannungsversorgung: Gleichspannung 12V oder 24V Anhand dieser Daten erfolgte eine Recherche im Internet. Eine weitere Vorgabe von der SPL war der Preis. Die Pumpe sollte nicht mehr als 200- 250.- kosten. Die Suche im Internet ergab, dass die gestellten Anforderungen an die Pumpe in einem Bereich liegen, der nur sehr spärlich abgedeckt ist. Zum Schluss konnten lediglich zwei Hersteller die Anforderungen erfüllen.

Daten Pumpen Lieferant VÖL [l/h] pBetrieb [bar] Preis CHF Spannung M+B Fluidtechnik (D) 300 5 350 12V/24V Schweizer Raceparts (D) 280 2.5 200 12V Anhand des Preises und der Lieferfrist fiel die Wahl auf die Firma Schweizer Racing Parts. Dies auch weil diese Firma in der Lage war innert nützlicher Frist die Komponenten für die Zu und Wegleitung des Schmieröls, den Filter und den Tank zu liefern.

8.1.4.1.1 Berechnen des Druckverlusts in der Zuleitung Für die Bestimmung des erforderlichen Lieferdrucks der Ölpumpe musste vorgängig der Druckverlust in der Zuleitung zum Turbinenwellenlager abgeschätzt werden. Dazu wurden folgende Annahmen getroffen: Länge der Zuleitung lRohr

Querschnitt der Leitung di

Erforderlicher Volumenstrom VOel

Anhand der Kontinuitätsgleichung konnte die Fliessgeschwindigkeit des Öls in der Leitung berechnet werden. VOel ARohr cOel⋅

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 12 / 68

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Mit dem angenommenen Volumenstrom von 150l/h und einem Leitungsquerschnitt von 7mm ergibt sich folgende Geschwindigkeit:

cOel 1.083ms

=

Um nun die Reynoldszahl zu bestimmen muss noch die kinematische Viskosität des Schmieröls bekannt sein. Da diese stark von der Temperatur abhängt, wurde die Reynoldszahl für drei signifikante Temperaturen von 20°C, 50°C und 100°C berechnet.

Schmieröl Daten Schmieröle Temperatur [°C] kinem. Viskosität [mm2/s] SAE 5W 20/50/100 34/11/3.5 SAE 10W 20/50/100 55/15/4.5 Daten von http://www.hptechnik.com/d/produkte/11/11_5_1.htm Die Reynoldszahl berechnet sich folgendermassen:

Redi cOel⋅

ν:=

Das ergibt für die angegebenen Temperaturen

T [°C] Re [-]

20 222.9 50 688.9 100 2165.3

Bei einer Temperatur zwischen 20 und 50°C ist die Strömung in der Zuleitung laminar. Daraus berechnet sich der Druckverlust für ein gerades Rohr nach folgender Formel:

λlam64Re

:=

∆pvlam λlamlRohr

di⋅

ρ Oel2

⋅ cOel2

⋅:= λlam

Für einen angenommenen Leitungsquerschnitt von 7mm und einer Rohrlänge von 1.5m ergibt dies folgende Druckverluste:

T [°C] ∆pV [bar] 20 0.31 50 0.1

Bei einer Temperatur von 100°C wird die Strömung turbulent, da Re100>ReKrit von 1200 ist. Um den Druckverlust zu bestimmen muss vorgängig angegeben werden

λturb 0.3164Re5W100°C0.25−

:=

∆pvturb λturblRohr

di⋅

ρ Oel2

⋅ cOel2

⋅:=

T [°C] ∆pV [bar] 100 0.05

Die durch die zusätzlichen Elemente in der Leitung entstehenden Druckverluste wie Verengungen in den Fittingen und der Filter wurden mangels Unterlagen seitens der Lieferanten auf maximal 0.2-0.3 bar beziffert. Dies ergibt einen berechneten Gesamtdruckverlust von maximal 0.6 bar.

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Die Berechnung zeigt, dass die Pumpe mit einem Überdruck von 2.5 bar (Schweizer Racing Parts) für diese Anwendung ausreicht. Der geforderte Restdruck von ca. 2 bar kann eingehalten werden. Um den Druckverlust möglichst tief zu halten, kann das Öl vor Inbetriebnahme der Schmierung auf ca. 40°C vorgewärmt werden. So soll möglichst ausgeschlossen werden, dass für die ausreichende Schmierung des Wellenlagers zuwenig Druck zur Verfügung steht.

8.1.4 2 Auslegung des Kreislaufes .

8.1.4.2.1 Leitungen und Fittings Weiter galt es die zusätzlichen Elemente des Kreislaufes auszulegen. Der Lieferant der Pumpe konnte die entsprechenden Leitungsteile, Fittings, den Filter sowie den Tank zu liefern.

Leitung (Dash12) gleiche Ausführung wie Zuleitung

Als Leitungselement dient ein Gummischlauch mit Edelstahlummantelung, geeignet für Ölleitungen mit einer Arbeitstemperatur von -40°C- 150°C. Die Auswahl der Fittings erforderte eine genaue Einarbeitung in das Gebiet der unterschiedlichsten Arten von Gewindenormen. Das entscheidende dabei war, Falschbestellungen und Undichtigkeiten in Ölkreislauf zu vermeiden. Die Wahl fiel zum Schluss auf die Dash Norm, welche im Fahrzeugbau angewendet wird. Grösse JIC Bezeichnung Leitungs Ø mm Dash 3 3/8x34 JIC Dash 4 7/16x20 JIC Dash 6 9/16x18 JIC 8.73 Dash 8 3/4x16 JIC Dash 10 7/8x14 JIC Dash 12 1 1/16x12 JIC 17.47 Dash 16 1 5/16x12 JIC

Filter Pumpe 12V/4A

Turbine

Tank

Turbinen-lagergehäuse

Leitung (Dash6) Gummischlauch mit einfacher Stahl- ummantelung

Aufbau Ölschmierung

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 14 / 68

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Für die Zuleitung bot sich aufgrund des Durchmessers des Anschlusses am Turbolader die Grösse Dash 6 an. Auf Wunsch der SPL wurde der Wegleitung weitaus grösser dimensioniert. Grund dafür ist der entstehende Überdruck im Lagergehäuse bei zu hohem Druckverlust in der Wegleitung. Nach Erfahrung von Herr Ammann (SPL) kann das zum Austritt von Schmieröl über die Abdichtung der Rotorwelle in das Turbinengehäuse führen. Deshalb wurde für die Rückleitung dasselbe System verwendet, jedoch von der Grösse Dash 12.

8.1.4.2.2 Tank Der eingesetzte Öltank mit 15 l Fassungsvermögen, ist eine Aluminium- Schweisskonstruktion, hergestellt von der Firma Schweizer. Der getrennt ausgeführte Deckel ermöglicht einen ungehinderten Zugang für Reinigungsarbeiten. Ausserdem ist dem Deckel ein Flansch aufgeschraubt, der eine Entlüftungsbohrung und zwei Bohrungen für die Anbringung eines Kühl/Heizsystems mit Wasser erlaubt. Dies kann bei Bedarf eingebaut werden, um die Kühlung des Öls zu verbessern, oder auf eine Betriebstemperatur von 40°C zu bringen. Im Tankinnern befindet sich ein Stutzen mit einem vorgeschalteten Grobfilter, der das Eindringen von Fremdkörpern in das Leitungssystem verhindern soll.

8.1.4 3 Anschluss an bestehende Turbine .

.

. t r

.

Zum Anschluss der Leitungen an die bestehende Turbine mussten die Adapterflansche für zu und Wegleitung ausgelegt werden. Die stellte insofern ein Problem dar, dass die planen Flächen, die für die Anschlüsse auf das gegossene Lagergehäuse gefräst wurden, nicht einer geometrischen Form entsprachen. So mussten anhand von Papiermodellen die Form und die Platzierung der Bohrungen und der Bolzen festgelegt werden. Weiter beinhalten die Flansche O- Ringe aus FPM mit einer maximalen Betriebstemperatur von 200°C, um den thermischen Anforderungen gerecht zu werden. Zum Schluss musste die Geometrie noch im CAD Programm I-DEAS gezeichnet werden, um die Koordinaten für die Fräsmaschine herauszulesen.

8.1.4 4 Adaption am Prüftisch Als erstes musste der geeignete Ort für den Tank ausgewählt werden. Dazu wurde am Prüftisch ein Zwischenboden aus Stahlblechen angebracht. Somit ist der Niveauunterschied bis zum Turbinegehäuse geringer als vom Boden aus gesehen. Ausserdem befindet sich der Tank in einer Ecke des Tisches, um eine gute Zugänglichkeit für Sichtkontrollen des Olestands und des Volumenstroms zu ermöglichen. Die Pumpe wurde so platziert, dass sich ein möglicht geringer Leitungsweg bis ans Turbinegehäuse ergibt. In der Zuleitung ist direkt nach der Pumpe ein Manometer und ein Thermoelement eingebaut, um den Druck und die Temperatur im Betrieb überwachen zu können.

8.1.4 5 S romve sorgung der ÖlpumpeDie 12V Zahnradpumpe wird von einem Labornetzgerät mit Strom versorgt. Der Vorteil eines solchen Netzteiles liegt darin, dass die Betriebsspannung in einem für die Pumpe sinnvollen Bereich von 11V- 14V angepasst werden kann. So können Lastspitzen etwa beim Kaltanlauf ausgeglichen werden. Ausserdem besteht die Möglichkeit, den Volumenstrom über die Spannung etwas einzustellen. Die Pumpe wird über den grünen Hauptschalter am Bedien- Panel eingeschaltet.

8.1.4 6 Das Schmieröl Zur Schmierung der Turbinenlager sollte Automotorenöl von der Viskositätsklasse 5W- 40 eingesetzt werden.

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8.1.4 7 Inbetriebnahme und Dichtigkeitskontrolle .Folgende Parameter konnten bei der Inbetriebnahme aufgenommen werden: Parameter Betriebszustand Öl kalt 20°C Öl warm 40°C pnach Pumpe [bar] 4.0 3.5 pvor Turb [bar] 3.5 3.2 ∆pZuleitung [bar] 0.5 0.3 ∆pZuleitung berechnet [bar] 0.6 0.3 I Pumpe (12V) [A] 10 7.7 I Pumpe (14V) [A] 10.5 8.5 Der Tank, die Leitungen und die Verbindungselemente sind dicht. Trotz der im Durchmesser vergrösserten Rückleitung tritt während des Betriebs wenig Öl aus den Dichtungen der Turbinenrotorwelle aus. Dies dürfte auf den schlechten Zustand der Abdichtungen zurückzuführen sein. WICHTIGER HINWEIS: Die Pumpe sollte nicht weit über eine halbe Stunde kontinuierlich betreiben werden, da sonst der Antriebsmotor überhitzen könnte bzw. die Sicherung durchbrennen würde. Dies hätte einen Totalausfall der Schmierung zur Folge.

8.1.5 Modifizierungen am Turbolader

8.1.5 1 Kupplungsteil Turboladerseite .Da die Leistungsbremse die Funktion des Verdichterrads übernimmt, wurde bereits von der SPL das Verdichterrad abmontiert. Auf die Welle wurde stattdessen ein Kupplungsteil montiert, welches Gewindebohrungen für das Ankuppeln der Bremse hatte, ausserdem hatte dieses Teil am Umfang sechs Nuten für eine Drehzahlerfassung. Da auf der im Rahmen der Semesterarbeit konstruierten Kupplungsbüchse eine Zentrierung der Kupplungsscheiben durch Passschrauben vorgesehen ist, musste diese Art der Verbindung auch bei diesem Kupplungsstück angewendet werden. Durch ein erneutes Einspannen und Nachbearbeiten kann nicht mehr die Genauigkeit erreicht werden, welche bei der Fertigung eines neuen Teiles erreicht werden kann. Deshalb wurde das Kupplungsstück neu hergestellt, was die Gelegenheit ergab dieses Kupplungsstück zu optimieren und gegenüber der ursprünglichen Form abzuändern. Für den Antrieb der Treibstoffpumpen wird eine Leistung 60 kW benötigt. Diese Leistung soll bei 60'000 min-1 anliegen. Daraus lässt sich das zu erwartende Drehmoment an der Welle berechnen:

PTurb 60kW:= Zu erwartende Leistung der Turbine

nPrüf 600001

min⋅:= Nenndrehzahl Prüfstand

ωPrüf 2 π⋅ nPrüf⋅:=

Winkelgeschwindigkeit ωPrüf 6283.185Hz=

MzulPTurbωPrüf

:= Mzul 9.549N m⋅=

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Die Verbindung zwischen Turboladerwelle und Kupplung muss nun dieses Drehmoment sicher übertragen können. Die Übertragung des Drehmomentes erfolgt rein durch Kraftschluss, anstatt das Verdichterrad wird nun der Kupplungsteil zwischen Mutter und Anschlag geklemmt. Zur Illustration dient nachfolgende Abbildung.

Bei dieser Art der Kraftübertragung ist man darauf angewiesen, dass man im Bereich der Haftreibung bleibt und nicht in den Bereich der Gleitreibung wechselt, da dann der Kupplungsteil gegenüber der Schulter an der Welle zu rutschen beginnen würde. Ein Durchrutschen hätte zur Folge dass sich der Kupplungsteil und die Schulter der Turboladerwelle verschweissen würden und somit nicht mehr demontierbar wären. Die Höhe der Kraft, welche bei kraftschlüssigen Verbindungen übertragen werden kann ist direkt abhängig von der Haftreibungszahl. Diese Haftreibungszahl ist wiederum abhängig von mehreren Faktoren wie der Materialpaarung, der Oberflächenbeschaffenheit und der Schmierung. Die Welle hat für die Befestigung des Verdichterrades ein Gewinde der Grösse M6. Dies hat den Spannungsquerschnitt A0 von 20.1mm2 Da das Material der Turboladerwelle nicht mit Bestimmtheit definiert werden konnte, wurde von einer Welle aus Inconel ausgegangen. Dies ist einer der üblichen Werkstoffe im Turboladerbau. Jedoch variieren die Materialdaten der unterschiedlichen Inconel- Legierungen erheblich betreffend der Festigkeit. Als Sicherheit wurde für die Streckgrenze σ0.2 350N/mm2 angenommen. Somit kann die maximal anwendbare Axialkraft berechnet werden und daraus mit dem Schraubennenndurchmesser das Anzugsmoment der Mutter (gemäss Roloff-Matek, Formel 8.28):

Lagergehäuse der Turboladerturbine

Scheibe aus 1.4057 sandgestrahlt

Kupplungsbüchse zu Bremsenteil

Passschrauben

FederscheibeKupplungsstück (anstelle Verdichterrad)

Schulter der Turbo- Welle

Mutter M6

Illustration Kupplungsteil

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Fa 7035N= Fa σ0.2 A 0⋅:=

M Anzug 0.17 Fa⋅ dM6⋅:= MAnzug 7.176N m⋅=

Das Kupplungsstück wurde wie das Verdichterrad aus Aluminium hergestellt. Um die Reibung zu erhöhen wird zwischen Kupplungsstück und Schulter der Turboladerwelle eine Scheibe aus Stahl 1.4057 geklemmt. Diese Scheibe hat zwei sandgestrahlte Oberflächen. Diese Scheibe wurde eingesetzt, da sonst die nachbearbeitbare Fläche - das Kupplungsstück – das weichere Werkstück wäre. Mit dieser Scheibe wird garantiert, dass sich die durch das Sandstrahlen raue Oberfläche mit dem weicheren Aluminium der Kupplung und auch mit der Schulter der Turboladerwelle verzahnt. Für die Berechnung ist es wichtig, dass die Haftreibungszahl µ1 exakt bestimmt werden kann. Damit kann die übertragbare Kraft und daraus mit dem mittleren Radius rm1 das übertragbare Drehmoment MR1 berechnet werden kann: FR Fa µ1⋅:= Aussen- bzw. Innendurchmesser der Schulter an der Welle der Turboladerturbine:

rm1

Da1 Di+

4:=

Versuchsaufbau: Bestimmen der Haftreibungszahl

Geodreieck zum Ablesen des Grenzwinkels

Scheibe aus 1.4057, sandgestrahlt

Unterlage aus Aluminium, sandgestrahlt

Da1 18mm:= Di 7mm:=

rm1 6.25mm=

MR1 FR rm1⋅:= Mit den gegebenen 10Nm Mzul kann die Sicherheit SM gegen das

Rutschen berechnet werden.

sMMR1Mzul

:=

8.1.5.1.1 Bestimmung der Haftreibungszahl Da die Haftreibungszahl µ1 der Tangens des Grenzwinkels φ ist, kann mit einfachen Versuchen auf einer schiefen Ebene die Haftreibungszahl bestimmt werden: µ tan φ( ):=

Die Scheibe aus 1.4057 wurde auf eine Platte aus Aluminium gelegt. Die Oberfläche und die Werkstoff-eigenschaften der Aluminiumplatte entsprachen denjenigen der Kupplung. Die Platte wurde nun auf einer Seite soweit angehoben bis die Scheibe zu Rutschen begann. Der Grenzwinkel wurde gemessen und notiert. Pro Messreihe wurden 10 Messreihen durchgeführt. Der Versuchsaufbau ist auf der nebenstehenden Abbildung zu sehen. Als erstes wurden Versuche mit der sandgestrahlten Scheibe auf der überfrästen Aluminiumplatte gemacht.

Als nächstes wurde die Platte sandgestrahlt und der Versuch wiederholt. Als letztes wurde der Versuch mit einer Unterlage aus Stahl durchgeführt. Dies um die Kontaktfläche zwischen der Schulter der Turboladerwelle und der Scheibe zu simulieren.

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φ [°] µ1 [ ] FR [N] MR1 [Nm] SM [ ]

Aluplatte überfräst 24 0.445 3130 19.5 2.0 Aluplatte sandgestrahlt 32 0.625 4397 27.5 2.9 Unterlage Stahl 26 0.488 3433 21.5 2.2

Man erkennt dass der Grenzwinkel der sandgestrahlten Aluplatte deutlich höher ist als derjenige der überfrästen Platte. Aufgrund dieser Erkenntnis wurde die Kontaktfläche der Kupplung auch sandgestrahlt. Die Sicherheiten gegen ein Durchrutschen sind bei allen Kontaktflächen genügend hoch.

8.1.5 2 Zentrierring zu Verbindung Adapterstück - Turbinengehäuse .

.

Die beste Möglichkeit die Turboladerturbine abzustützen besteht darin, ihn mit der Fläche der Gasauslassseite anzuflanschen. Darum bleiben zum Erreichen des Rundlaufes der Wellen folgende zwei Möglichkeiten: Entweder man hat durch Einstellschrauben die Freiheit alle Winkel, und Radialversätze einzustellen, oder man fertigt beide Teile so genau, dass ein Einstellen nicht mehr nötig wird. Es wurde die zweite Variante gewählt, da die nötigen Fertigungsgenauigkeiten in der Werksatt der Fachhochschule erreicht werden konnten. Die erste Variante überlässt zwar alle Einstellfreiheiten, es ist jedoch nicht einfach durch Einstellschrauben die nötige Präzision zu erreichen. Hinzu kommt dass mehrere Achsen eingestellt werden müssten, was die Adjustierung sehr schwierig gestalten würde. Bei der zweiten Variante mussten also genaue Fertigungstoleranzen eingehalten werden, sowie das Turboladergehäuse nachbearbeitet werden. Die zur Nachbearbeitung nötige Referenzfläche, welche mit der Welle übereinstimmt findet man wenn das Lagergehäuse aus dem Turbinengehäuse ausgebaut wird. Die Eindrehung für die Lagergehäuseaufnahme stimmt mit der Welle zwingend überein. Ausgehend von dieser Eindrehung wurde auf der Gasauslassseite die Fläche nachbearbeitet, sowie eine Eindrehung gefertigt, in welche ein Zentrierring gepresst wurde. Dieser Zentrierring stellt die Zentrierung mit der Bearbeitung am Adapterflansch, der Turboladerabstützung und somit die Spitzenhöhe der beiden Prüfstandteile zueinander sicher. Der Zentrierring ist natürlich wie das Turbinengehäuse den Abgastemperaturen ausgesetzt, somit Temperaturen um 800°C und höher. Beim Abschalten des Gasgenerators wird nur die Treibstoffzufuhr unterbrochen, der Kompressor liefert weiterhin Luft, welche zur Kühlung durch die Turbine strömt. Der Zentrierring kühlt jedoch schneller ab als der Adapterflansch und das Turbinengehäuse, weshalb der Zentrierring sich löste. Das Turbinengehäuse ist jedoch noch immer fest mit dem Adapterflansch verschraubt, daher ist die Zentrierung immer noch gewährleistet. Um dieses herausfallen des Zentrierringes für die Zukunft zu vermeiden sollte dieser mit dem Adapterflansch aus einem Stück gefertigt werden.

8.1.5 3 Blindflansch für Turbinengehäuse Für die Abgasturboladerturbine sind Abgastemperaturen um 850°C etwa optimal, darum musste zuerst die Abstimmung der Austrittstemperatur aus dem Gasgenerator erfolgen. Um den Gasgenerator zu betreiben, musste dieser Aufgrund der Verrohrungen und der Abgaswegführung auf der Turboladerturbine montiert sein. Da das Turbinenrad bei zu hohen Abgastemperaturen beschädigt wird, musste das Turbinenrad für das Einstellen des Gasgenerators demontiert werden. Das Lagergehäuse wurde zusammen mit dem Turbinenrad entfernt und an dessen Stelle ein Blindflansch montiert.

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8.2 Betriebsarten Turbine

8.2.1 Gasgenerator Der Gasgenerator wurde von der SPL geliefert. Nach einer kurzen Demonstration in Langenthal, musste der Gasgenerator am Prüfstand in der FHBB adaptiert werden. Der Gasgenerator wurde von SPL für folgende Daten ausgelegt:

Daten Gasgenerator Massenstrom Luft [g/s] 40 Massenstrom Ethanol [g/s] 10 Mischverhältnis [-] 4 Verbrennungstemperatur [K] 1224 Thermische Leistung [kW] ~100 Kammerdruck [bar] 5

8.2.1 1 Anschluss- Schema.

Entlüftungsventil

Sekundärluft Ø 3/8“

Primärluft Ø 1“

Magnetventil 24V 1/8“

Gasgenerator

Ethanoltank

N2

Hauptventil Ethanol

Stickstoff

Ablassventil

Ethanol Zuleitung

von Kompressor

Magnetventile 24V

Sauerstoff

H2O2

Wasserstoff

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8.2.1 2 Funktionsprinzip .

.

Die Luft vom Kompressor wird vor dem Gasgenerator aufgeteilt in die Innenluft und die Aussenluft. Die Innenluft (der kleinere Anteil) strömt neben der Einspritzdüse in den Brennraum, wo sie sich zusammen mit dem eingespritzten Ethanol vermischt und verbrennt. Durch den perforierten Liner strömt mit zunehmender Länge des Brennraumes immer mehr Luft von der äusseren Kammer des Gasgenerators in den Brennraum. Der Liner wird so von der umströmenden Luft gekühlt. Vom Austritt unten am Gasgenerator wird das Abgas weiter zur Turbine geleitet.

Ethanol

Luft aussen Luft innen

Einspritzdüse

Liner perforiert

Zünder

Zündkerze

8.2.1 3 Luftzufuhr Die Luftzufuhr vom Kompressor erfolgt über den 1“ - Anschluss am Ende der Leitung vom Kompressor, wie auch bei den anderen Antriebskonfigurationen (Luft Direktanschluss; Injektor). Da der Gasgenerator zwei getrennte Luftzuführungen (innere und äussere Luft) voraussetzt, wird die Zuleitung vor dem Eintritt in die Brennkammer aufgetrennt. Beide Luftströme können über separate Ventile eingestellt werden. Dabei spielt das Einstellen der inneren Luft die wichtigere Rolle. Die Luft wird direkt an der Einspritzdüse des Ethanols eingeleitet. Sie bestimmt massgeblich die Durchmischung des Kraftstoffes mit der Luft. Wird der Innluftstrom erhöht, dann sinkt die Verbrennungstemperatur und umgekehrt. Als Verbindungselemente zwischen dem Gasgenerator und dem Anschluss an die Luftzufuhr wurden Druckschläuche aus Kunststoff verwendet.

O2 H2

Zur Turbine V, A

Zünderflamme

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8.2.1 4 Ethanolzufuhr .

.

Als Behälter für den Ethanol dient ein rostfreier Stahltank der Firma Festo. Der Tank hat einen Inhalt von 2 Litern und einen Nenndruck von 16bar. Die Förderung des Treibstoffs erfolgt durch die Druckbeaufschlagung des Tanks mit Stickstoff. Der Druck kann über das Druckreduzierventil an der Gasflasche eingestellt werden. Der Druck muss vor dem Zünden des Gasgenerators festgelegt werden, es kann nur noch eine Druckerhöhung vorgenommen werden, dies ist jedoch sehr heikel, da die Verbrennungstemperaturen dabei steigen können. Abgesenkt kann der Druck nur durch das Entlüften des Tankes. Es ist darauf zu achten, dass das Entlüftungsventil und das Ablassventil des Tankes vor der Beaufschlagung geschlossen sind. Danach kann das Hauptventil für die Zuleitung des Ethanols geöffnet werden. Nach dem Betätigen des Zünders kann über das Magnetventil die Zuleitung des Ethanols zum Gasgenerator geöffnet werden. Die Abfolge der Betätigung der einzelnen Bedienungen sieht folgendermassen aus:

8.2.1 5 Zündung Zum Zünden des Luft/Ethanol Gemischs im Gasgenerator wird ein H2/O2 Zünder der SPL eingesetzt. Er ist seitlich an der Brennkammer angeflanscht. Das H2/O2

Gemisch wird durch eine Zündkerze gezündet. Die entstehende Flamme ist auf die Einspritzdüse des Ethanol gerichtet, um eine zuverlässige Zündung zu ermöglichen. Die Zündkerze wird von der dazugehörigen Zündbox mit Strom versorgt.

Die Zündbox beinhaltet folgende Teile: • Der Zündtrafo, welcher die hohen Spannungen für die modifizierte Zündkerze liefert. • Die sequentielle Schaltung der Magnetventile der Wasserstoff- und Sauerstoffzufuhr. • Netzgerät zur Reduzierung der Netzspannung auf die 24V Versorgungsspannung für

das Magnetventil der Ethanolzufuhr.

Magnetventil Ethanolzufuhr

Zünder

Ölpumpe

Ein

Aus

Ein

Aus

Luftzufuhr Ein

Aus

Ein

Aus

Star

t Ve

rsuc

h

Ende

Ver

such

max

. 3s

Gas

gene

rato

r au

s

(0s)

Gas

gene

rato

r ei

n

Zündvorgang

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Beim Betätigen des Zünders liegt an der Zündkerze nicht nur eine hohe Spannung an, sondern es fliesst - im Gegenteil zum Automobil - auch ein relativ hoher Strom. Der Kontakt eines Menschen mit dem modifizierten Zündkerzenstecker beim Betätigen des Zünders kann somit tödlich sein! Deshalb ist ein Sicherheitsschalter an der Zündbox angebracht, welcher vor dem Betätigen des Zünders erst umgelegt werden muss.

Sicherheits schalter

Ethanol zufuhr

Zündbox

Ölpumpe

ZündtasterDer Zündtastschalter ist auf dem Bedien Panel eingebaut. Der Zünder darf nicht länger als DREI Sekunden lang betätigt

werden, da sonst die Temperatur der Zündeinrichtung zu hoch wird. Bei kurz aufeinander folgenden Zündversuchen muss darauf geachtet, dass der Zünder dazwischen wieder abkühlen kann.

8.2.2 Direktanschluss Kompressor Um den Prüfstand mit Kaltgas und einer geringen Last zu betreiben, kann der Direktanschluss an den Kompressor verwendet werden. Die Strecke zwischen dem Ende der Leitung vom Kompressor bis zum Turbinengehäuse wird mit einem 1“- Druckschlauch überbrückt. Die Drehzahl der Turbine ist vom Luftmassenstrom abhängig. Das Einstellen einer Drehzahl ist jedoch nicht sehr einfach, da der Massenstrom beim Prüfstand nur über einen Kugelhahn eingestellt werden kann. Beim Kompressor selbst kann der Massenstrom feiner eingestellt werden, jedoch besteht kein direkter Sichtkontakt vom Einstellpunkt zum Bildschirm mit der Drehzahlanzeige, was die Einstellarbeit erschwert. Beim Betrieb der Anlage mit dem Kompressor konnten erste Erkenntnisse über die Bremswirkung und das Verhalten der Anlage im gebremsten Zustand gewonnen werden.

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8.2.3 Injektor Um den Prüfstand mit Kaltgas (Luft) zu betreiben wurde der von der SPL gelieferte Injektor auf den Prüfstand adaptiert. Das Prinzip des Injektors ist folgendes:

8.2.3 1 Funktionsprinzip .

.

Umgebungsluft

pU

Über die seitlichen Anschlüsse strömt Druckluft aus dem Kompressor ein. Durch das Umlenken der Luft über den Spalt des eingeschraubten Stutzens, wird die Strömung parallel zum Stutzen ausgerichtet. Durch die Geschwindigkeitsdifferenz im Bereich des Eintritts entsteht ein Unterdruck, der über den oberen Austritt Umgebungsluft ansaugt. So wird der gesamte Massenstrom, der in die Turbine eintritt, erhöht.

8.2.3 2 Betrieb Der Anschluss des Injektors erfolgt wie in den anderen Konfigurationen (Gasgenerator, Luft- Direktanschluss) über den 1“ Abgang am Ende der Leitung vom Kompressor. Über das Gewinde am Stutzen kann der Spalt und somit der einströmende Volumenstrom eingestellt werden. Um das Einstellen im des Betrieb zu ermöglichen, mussten einige Adapterstücke mit Gleitscheiben konstruiert werden. Dabei musste berücksichtigt werden, dass das Aussengehäuse mit den Luftanschlüssen nicht mehr drehbar ist, wenn die Druckluftschläuche angeschlossen sind.

Druckluft Kompressor

Druckluft Kompressor

Eintritt in die Turbine

p1

pK pK

p0∆Spalt

pU > p0 < p1

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Beim Einstellen des Luftspalts über den Stellring muss darauf geachtet werden, dass das Gewinde nicht zu weit herausgedreht wird. Es sind maximal drei Umdrehungen (1080°) vom geschlossenen Zustand aus zulässig. Aufgrund der guten Einstellbarkeit eignet sich der Injektor besonders, um neue Komponenten zu testen. So können weitere Turbinen ein erstes Mal ohne Last auf Nenndrehzahl gebracht werden, ohne Gefahr zu laufen die Turbine zu überlasten. Bei der Inbetriebnahme des Prüfstandes konnten mit dem Injektor die kritischen Komponenten ohne den Einsatz des Gasgenerators getestet werden. Unter anderem die Ölschmierung der Turbine, die Lager der Welle am Prüfstand und deren Schmierung sowie der Radialdichtring. Die Leistung des Injektors ist im Vergleich zum Gasgenerator sehr gering. Der Betrieb des Prüfstands mit dieser Konfiguration ist deshalb nicht für Leistungsmessungen gedacht.

Luftanschlüsse vom Kompressor

Injektor Aussengehäuse

Stellring zum Einstellen der Spaltgrösse

Adapterblock auf Turbine

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8.3 Zubehör & Hilfsmittel für den Betrieb

8.3.1 Zusammenbau der Leistungsbremse Die Leistungsbremse wurde nach dem Fertigstellen der wichtigsten Bauteile zusammengebaut. Der Aufbau verlief problemlos. Nur wenige Teile mussten nachbearbeitet werden. Die wichtigsten Arbeitsschritte - der Einbau der Welle und der Lager- sind hier aufgeführt: Die Bezeichnungen links und rechts beziehen sich hier auf die Lage in der Zusammenstellzeichnung (siehe Anhang Werkstattzeichnungen)

1. Rechtes Rotorwellenlager auf die Welle aufpressen 2. Distanzbüchsen und elastische Lagerung einbauen 3. Linkes Lager montieren und gesamtes Lagerpaket mit der Wellenmutter vorspannen 4. Welle zusammen mit den Lagern in das Lagergehäuse einpressen 5. Bohrungen in Distanzbüchsen für Ölnebelschmierung ausrichten und äussere

Distanzbüchse mit Madenschrauben sichern 6. Rechtes Aussenlager auf des Lagergehäuse aufpressen 7. Lagergehäuse in Aussengehäuse einschieben 8. Linkes äusseres Lager montieren und mit Sicherungsring und Lagerflansch fixieren.

Die Demontage erfolgt in umgekehrter Reihenfolge. Achtung: die Sicherungsstifte der Aussenhülse herausdrehen, bevor das Lagerpaket und die Welle ausgebaut werden.

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8.3.2 Grundtisch Da die Leistungsbremse mit hohen Drehzahlen läuft und dabei Schwingungen auftreten können, wurde nach einem geeigneten Unterbau gesucht um nicht zuletzt auch die Leistungsbremse auf eine gut bedienbare Höhe zu bringen. So wurde ein Stahltisch für den Unterbau gewählt. Die Tischoberfläche besteht aus Stahl I - Profilen.

8.3.2 1 Modifikationen am Grundtisch .

Öffnung für Wasserdurchführung Grundtisch

Damit die Leistungsbremse beim Aufschrauben auf den Tisch nicht verspannt wird, wurden drei massive Stahlplatten auf den Tisch aufgeschweisst und zusammen überfräst. Somit

wurde sichergestellt, dass alle drei Platten eine Oberfläche bilden. Auf diese Platten wurde nun die Grundplatte der Leistungsbremse geschraubt. Der Grundtisch hat unterhalb der Tischoberfläche Querstreben für eine bessere Festigkeit. Um eine zusätzliche Plattform zur Unterbringung von Aggregaten rund um die Leistungsbremse zu erstellen, wurden Blechplatten auf diese Querstreben gelegt. Zusatz- Leisten Aufgeschweisste Platten

Grundtisch mit Teilen der LeistungsbremseZur Befestigung von

Zusatzaggregaten auf dem Grundtisch wurden parallel zur Achse der Leistungsbremse zusätzliche je eine Leiste auf beiden Seiten des Tisches aufgeschweisst (siehe Abbildung). Die Leisten haben Gewinde, durch welche die zusätzlichen Aggregate, wie die Ölnebelschmierung befestigt werden können.

8.3.2.2 Elektrisches, Erdung Um Störungen der Messsensoren zu vermeiden wurden alle Komponenten des Tisches geerdet. Aus Mangel einer fest installierten Wasserleitung wurde die Erdung über den Erdungsstift der Steckdose durchgeführt.

8.3.3 Wegleitung des Wassers Die Bremswirkung wird durch die im Wasser drehende Rotorscheibe erzeugt. Das Wasser tritt dabei axial auf die Scheibe auf, und wird radial abgelenkt. Das Wasser tritt dann radial aus dem Wassergehäuse aus und wird in Richtung Boden gelenkt. Da ein Bogen in einer durchströmten Leitung ein Moment erzeugt, muss eine gerade Rohrleitung für den Abfluss gewählt werden. Um die Wasserleitung nicht zu behindern wurden zwei I- Profile aus dem Stahltisch herausgetrennt. Durch diese Öffnung führt das Wasserauslassrohr vom Gehäuse hinunter bis zur zusätzlichen Plattform aus den Blechplatten. In diese Platten wurde eine Öffnung geschnitten, durch welche das Wasser in einem Abwasserschlauch und mit diesem in die Kanalisation geleitet wird. Durch die berührungsfreie Weiterführung des Abflusses kann kein Moment vom Abwasserschlauch auf den Prüfstand übertragen werden. Daher wird die Drehmomentmessung nicht verfälscht.

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8.3.4 Schutz Die Turbine des Turboladers ist über eine Kupplung mit Federscheiben mit der Leistungsbremse verbunden. Die Kupplungsteile (8 Passschrauben, 2 Federscheiben und die Kupplungsbüchse) drehen offen. Bei einem Wellenbruch könnten sich Teile lösen und mit hoher Geschwindigkeit von der Anlage wegfliegen. Da die Sicherheit der Personen, welche sich um den Prüfstand befinden, auch im Fall eines Versagen zu gewährleisten ist, musste ein Schutz konstruiert werden.

8.3.4.1 Materialauswahl & Berechnungen am Schutz Um eine Sichtkontrolle über den Kupplungsteil zuzulassen wurde ein Grundgerüst aus Kanya- Profilen gebaut und Polycarbonatplatten aufgeschraubt (siehe Abbildung)

Scheiben aus Polycarbonat Grundrahmen

Bremsenteil

drehende Teile (Kupplung)

Verschraubung mit Grundtisch

Übersicht Schutz

Polycarbonat (PC) ist nicht zu verwechseln mit dem üblichen Plexiglas®, welches aus PMMA besteht. Aus Polycarbonat werden Maschinenschütze und Sicherheitsgläser gefertigt (auch Schusssicheres Glas genannt). Die Kerbschlagzähigkeit (nach Izod) von Polycarbonat ist ca. 30 Mal höher ist als die Kerbschlagzähigkeit von PMMA. Polycarbonat hat auch eine Reissdehnung von 100 bis 150% gegenüber von 2.4 bis 4% von PMMA. Die Energie wird somit durch die Verformung der Scheibe aufgenommen. Bei einer Drehzahl von 60'000 min-1 und einem angenommenen Ablöseradius von 25mm kann die theoretische Ablösegeschwindigkeit der Kupplungsteile berechnet werden:

nPrüfstand 60000min 1−:= ω 2 π⋅ nPrüfstand⋅:= r 25mm:= ω 6283.185Hz=

v 157.08ms

= v ω r⋅:= Mit dieser Geschwindigkeit und der Masse der einzelnen Kupplungsteile kann die kinetische Energie des wegfliegenden Teils berechnet werden. Als Vergleich wird hier die Energie einer wegfliegenden Passschraube, einer abgeschossenen Pistolen- und einer Sturmgewehrpatrone dargestellt:

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WkmTotal v2

2:=

Formel zur Berechnung der Kinetischen Energie

Passschraube Pistole 9mm Patrone

Sturmgewehr 90 Patrone

Masse des Teiles [kg] 0.004 0.0105 0.0041 Ablösegeschwindigkeit [m/s] 157 447 900 Kinetische Energie [J] 22 1049 1660

Eine 10mm dicke Polycarbonatscheibe wird bei einem Beschuss mit einem Sturmgewehr aus nächster Nähe noch knapp durchschlagen, den Beschuss einer Pistole 9mm hält sie jedoch aus. Im schlechtesten Fall würde die Welle am Turbolader brechen, die Kupplungsscheibe würde sich verdrehen und brechen. Somit würde das gesamte Kupplungsteil weggeschleudert. Dies entspricht einer Masse von 0.141kg bei einer Drehzahl von 60’000min-1 und einem Ablöseradius von 25mm lässt sich die Zentripetalkraft berechnen:

F mTotal r⋅ ω

2⋅:= F 139.597kN=

Da dies etwa die maximal auftretende Kraft darstellt, wurde die Scheibe von dieser Kraft ausgehend auf Scherfestigkeit und Flächenpressung berechnet. Beide Berechnungen ergaben genügende Festigkeiten einer Scheibe aus 10mm dickem Polycarbonat. Diese Scheiben wurden auf den Grundrahmen aufgeschraubt. Die Berechnung der erforderlichen Anzahl Schrauben der Verbindung PC- Scheibe zu Rahmen und der Verbindung Rahmen zu Grundtische sind im Anhang einzusehen. Die Polycarbonatplatten werden gegen die Wärmestrahlung des Gasgenerators durch einen Hitzeschild geschützt.

8.3.5 Abgaswegführung Da der Prüfstand nicht im Freien getestet wird, müssen die Abgase nach Aussen geleitet werden. Das Abgas hat Temperaturen um 850°C. Zur Bestimmung der Leistung der Turbine sind die Temperaturen, sowie die Drück vor und nach der Turbine erforderlich. Die Drücke können über die Bohrungen am Abgasrohr mit einer Ringleitung gemessen werden. Die Temperaturen werden mit einem Thermoelement gemessen.

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Adapterflansch

Bei der Konstruktion der Abstützung der Abgasturboladerturbine, welche in der Abbildung zu sehen ist, wurden folgende Massnahmen vorgenommen um die Übertragung der Hitze von den abgasdurchströmten Teilen auf die Abstützung möglichst gering zu halten: Die Kontaktfläche zwischen Abstützung und Adapterflansch Turboladerturbine wurde minimiert. Der Adapterflansch liegt nur noch auf kreisförmigen Vorsprüngen auf der Abstützung der Turboladerturbine auf. Für diese Verbindung wurden rostfreie anstatt C- Stahl Schrauben verwendet, da rostfreier Stahl eine tiefere Wärmeleitfähigkeit hat als C- Stahl. Somit wird weniger Wärme von der Schraube übertragen. Das Abgasrohr wird an der Seite, welche der Turboladerturbinen- Seite gegenüberliegend ist, über den Adapterflansch an die Abstützung angeflanscht. Zwischen dem Flansch des Abgasrohres und dem Adapaterflansch befinden sich Distanzscheiben, welche die Kontaktfläche verkleinern. Die Verbindung erfolgt auch hier mit Schrauben aus Edelstahl Die Abdichtung zwischen dem Abgasrohr und dem Adapterflansch der ATL- Turbine wird mit einer in einer Nut liegenden Graphitdichtung sichergestellt. Am Ende des Abgasrohres wurde ein DIN- Flansch angeschweisst und der dazugehörige Gegenflansch montiert. Die Abdichtung erfolgt auch hier über eine Graphitdichtung. Somit ist für spätere Anwendungen die Möglichkeit gegeben zwischen diesen Flanschen zusätzliche Apparaturen, wie z.B. eine Blendenmessung, einzubauen. Vom Ende des Abgasrohres, wird der Abgasstrom durch einen Schalldämpfer und einen Abgasschlauch an die Umgebung weitergeleitet. Der Schalldämpfer wurde von der SPL bereitgestellt, und musste nur noch auf den Bedienungstisch des Prüfstandes adaptiert werden.

8.3.6 Ölnebelschmierung der Rotorwellenlager Zur Schmierung der Spindellager der Rotorwelle wurde bereits während der Semesterarbeit eine Ölnebelschmierung ausgelegt. Es handelt sich dabei um eine so genannte Ölminimalmengenschmierung, die sich laut dem Hersteller FAG besonders bei hohen Drehzahlen bewährt hat. Dazu musste die Wartungseinheit, bestehend aus einem Vorfilter, einem Feinfilter und dem Nebler, am Prüfstand adaptiert werden.

Abgasrohr Graphitdichtring

Abstützung der Turboladerturbine

Abgasrohr

Messanschlüsse (5x am Umfang

Adapterflansch Turboladerturbine

(Temperatur & Druck)

Turboladerturbine AbgasflussZu Schalldämpfer

Von Turbine

Schnitt durch die Abgaswegführung

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Mit einem Winkel aus Blech konnte die Schmiereinheit an den aufgeschweissten Zusatzleisten des Grundtisches befestigt werden. Die Luftzufuhr erfolgt über das Hausdruckluftnetz.

Luftdruckregulier

Halterung

8.3.6 1 Auswahl des Schmieröls .Nach den Vorgaben des Lagerherstellers FAG muss das Öl folgende Eigenschaften aufweisen:

Vorgabedaten Schmieröl Nennviskosität bei 40°C [mm2/s] ISO VG 68 Zusätze Extreme Presssure EP Reinheitsklasse (ISO 4406) 13/10

Zusammen mit der FAG und dem Lieferanten des Öls MOTOREX AG konnte das geeignete Schmieröl spezifiziert werden. MOTOREX COREXHLP-D68 Reinheitsklasse 13/10 Dieses Öl wird auch von den meisten Herstellern von Hochgeschwindigkeitsspindeln eingesetzt.

8.3.6 2 Einstellen der Öleinspritzmenge .Die für den Lagerbohrungsdurchmesser von 17mm vorgeschriebene Ölmenge ist laut FAG 30mm3/h. Im Ölnebler bilden sich Öltropfen von ca. 3mm3. Das heisst, dass alle 6min eine Einspritzung erfolgen muss, die geforderte Menge zu erreichen. Die Menge kann über die Einstellschraube am Nebler eingestellt werden. Der Luftdruck in der Zufuhrrohrleitung sollte 3.5bar betragen.

Druckluftzufuhr

Luft Vorfilter Partikelgrösse 5µm

EinstellschraubeÖ

Ölnebler

Luftdruckanzeige

Ölvorrats Luft Feinfilter behälter Partikelgrösse 0.01µm

Miniatur Wartungseinheit

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8.3.7 Hebel zur Drehmomentkalibrierung Die Kraftmessdose (KMD) zur Messung des Drehmoments, welche von der SPL bereitgestellt wurde, kann maximal eine Kraft von 222 N aufnehmen. Die Kraftmessdose misst die Reaktionskraft, entstehend durch die Reibung der Rotorscheibe im Innern des Wassergehäuses. Dies in einem Abstand von 115mm ausserhalb der Achse. Somit kann mit der Kraft und dem Abstand Drehmoment berechnet werden. Die KMD deckt einen Drehmomentbereich von 0 bis 25 Nm ab. Dies reicht aus, da ein maximales Drehmoment von 10 Nm erwartet wird.

drehend gelagerter Teil Drehmomenthebel

mit Raster

Kraftmessdose

fester TeilGewichte am Hebelarm

Kalibriervorrichtung Drehmomentmessung Um das im Betrieb auftretende Drehmoment für die Kalibrierung der KMD zu simulieren wurde ein Hebelarm entworfen, an welchem an mehreren Aufhängepunkten Gewichte angehängt werden können. Die vier Befestigungsmöglichkeiten befinden sich 150, 200, 250 und 300mm ausserhalb der Mitte. Die Befestigung des Hebels am Rotorgehäuse erfolgt mittels zweier Schrauben. Die Kalibrierung ist unter 8.4.3.3.2 weiter beschrieben.

8.3.8 Abzugsvorrichtung Scheiben Eine Anforderung an die Konstruktion von Seiten der SPL war es, dass die Scheibe einfach demontierbar sein muss. Die Rotorscheibe und die Welle sind aufgrund der engen Passung nur noch mit einigem Kraftaufwand zu trennen. Die einfachste Variante für die Demontage der Scheibe wäre ein Abstützen zwischen Wassergehäuse und Scheibe. Dies ist aber nicht zulässig, da der Kraftfluss von der Welle über die Spindellager auf das Gehäuse übertragen würde. Die schnelldrehenden Spindellager sind in unserem Einsatzfall nicht für grosse Axiallasten ausgelegt. Auf den Scheiben deshalb befinden sich vier Abzugsgewinde M4. Somit kann eine Büchse auf die Scheibe geschraubt werden und mittels einer Spindel welche in dieser Büchse läuft abgezogen werden. Die Spindel hat eine Spitze mit welcher die Abzugsvorrichtung in der Zentrierbohrung der Welle zentriert wird. Die Zentrierung der Abzugsvorrichtung ist notwendig, da ein verkanten der Scheibe zu Beschädigungen der Oberfläche des Polygonprofils führen würde.

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Büchse der Abzugsvorrichtung

Die Scheibe kann durch den Einsatz der Abzugsvorrichtung einfach demontiert werden und hält trotzdem sicher auf der Welle.

8.3.9 Adaption Kompressor

8.3.9 1 Leitungsverbindung zum Prüfstand.

.

Der notwendige Luftmassenstrom für die Verbrennung im Gasgenerator, wird von dem Hubkolbenkompressor im Labor für thermische Energiesysteme geliefert. Es handelt sich dabei um einen Kompressor der Firma Sulzer Burkhardt vom Typ C 2 Q C 1.20. Um den Anschluss des Gasgenerators an den Kompressor zu ermöglichen, wurden Teile der bereits bestehenden Leitung genutzt. Mit dem Vorteil, dass die vorhandene Blendenmessung zur Bestimmung des Massenstroms integriert werden konnte. An beiden Enden der Rohrleitung konnten die bestehenden Kupplungen genutzt werden. Auf der Seite des Prüfstandes wurde ein Adapterstück hergestellt, welches über einen Rohrbogen auf eine Verschraubung von 1“ reduziert. Auf der Seite des Kompressors folgt zuerst auch ein Adapterstück, danach ein Schlauchstück auf die bestehende Rohrleitung, in welche die Blendenmessung des Kompressors eingebaut ist. Das vorhandene Regelventil am Ausgang des Windkessels wurde gegen ein grösseres Schieberventil ausgewechselt und andererseits der Druckreduzierer in der Leitung gegen ein gerades Rohrstück ersetzt werden.

8.3.9 2 Vorgehen zur Bestimmung des gelieferten Massenstroms Aus den Differenzdrücken über der Blende, den Geometriedaten, den Umgebungsbedingungen sowie dem Druck vor der Blende konnte der vom Kompressor gelieferte Luftmassenstrom bestimmt werden. Die Geometriedaten der Blenden sind folgende: Durchmesser Rohr DR=50mm Durchmesser Blende dB=28mm Zur Bestimmung des Massenstroms müssen die Expansionszahl und die Durchflusszahl berechnet werden, was ein iterativer Vorgang ist. Dieser Vorgang wurde vom Programm DIN- Blende der Greenfield AG übernommen.

Spindel der Abzugs-vorrichtung mit Zentrierspitze

Wellen- Ende mit Zentrierung

Rotorscheibe mit Abzuggewinden

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Das Programm berechnet die Reynoldszahl, die Dichte, die dynamische Viskosität sowie die Massen- und Volumenströme. Um Konsistenz des Programms zu überprüfen wurde eine Vergleichsrechnung durchgeführt.

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8.4 Das Messsystem

8.4.1 Auswahl der Messpunkte In einem ersten Schritt wurden alle möglichen Messgrössen in das Schema des Versuchsaufbaus eingezeichnet, um sicherzustellen, dass keine wichtigen Grössen ausser Acht gelassen werden. Die Auswahl der wichtigsten zu messenden Grössen erfolgte danach in Absprache mit dem Dozenten und dem Auftraggeber. Folgende Prioritäten wurden festgelegt:

Bis jetzt realisiert ausstehend

1. Priorität - Drehzahl n - Drehmomen M t

f r

- Dif erenzd uck Blende ∆pB (bestehend) für Massenstrom Luft

- Druck vor der Blende p2 für Massenstrom Luft - Temperatur Turbinen Eintritt T3

- Temperatur Turbinen Austritt T4

- Druck in der Brennkammer GG P4 - Druck vor der Turbine p3

2. Priorität

- Öldruck Schmierung Turbine p6 - Temperatur Schmieröl T5 - Temperatur Bremswasser Eintritt Differenztemperatur Wasser

- Temperatur Bremswasser Austritt Differenztemperatur Wasser - Druckschalter Schmierung Turbine - Massenstrom Bremswasser - Druck Bremswasser - Massenstrom Ethanol - Druck nach Turbine

Die Auswahl hat sich bisher bewährt. Einzig das Anbringen eines Durchflussmessgeräts für das Bremswassers würde eine weitere Möglichkeit zur Überprüfung der Leistung ergeben. Ohne diese Messung ist die Aussagekraft der Differenztemperaturmessung vom Wasser am Ein- und Austritt der Leistungsbremse beschränkt. Die Messinstallation der Druckmessung nach der Turbine wurde soweit ausgelegt, dass ein Drucktransmitter angeschlossen werden kann. Da aber im Moment auf Umgebungsdruck entspannt wird, wurde die Messstelle noch nicht instrumentiert

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8.4.2 R&I Schema

TB ∆pBDruckluft

P6

Kompressor

Gasgenerator

Leistungsbremse

Abgasturbine

M

n

T3

P4

P5

Anzeige auf Mess- PC Lokale Anzeige

Bremswasser ein

Bremswasser aus

Ölschmierkreislauf

Abgasstrom

Ethanol- zufuhr

Windkessel

P2

P3

P1

∆T1-2

Ethanol tank

T5

T4 M Drehmoment n Drehzahl ∆T1-2 Differenztemperatur Wasser T3 Temp Gas Turbine ein T4 Temp Gas Turbine aus T5 Temp Schmieroel Turbine ÖltankP1 Druck im Windkessel P2 Druck vor der Blendenmessung P3 Druck Eintritt Gasgenerator P4 Druck Brennkammer Gasgeni P5 Druck Eintritt Turbine P6 Druck Oelschmierung Turbine ∆pB Blendenmessung Kompressor TB Temperatur bei Blende

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8.4.3 Sensoren und Hardware

8.4.3 1 Thermoelemente .Die verwendeten Temperatursensoren stammen von der Firma MTS. Es handelt sich um NiCR- Ni Thermoelemente (Typ K) mit einer Inconel Ummantelung, die geeignet sind die hohen Temperaturen in Abgasstrom über längere Zeit zu messen. Für die Messung der Wassertemperaturen am Eintritt und am Austritt der Bremse kommen aufgrund der Austauschbarkeit dieselben Messgeräte zum Einsatz. Die Wichtigsten Daten im Überblick:

Thermoelemente Typ Manteldurchmesser [mm] Länge Messeinsatz [mm] NiCr- Ni Typ K 6 100 Alle Thermoelemente weisen eine Cold- Junction- Compensation (CJC) von 20°C auf. Zur Messung der Eintritts und Austrittstemperatur des Wassers der Bremse wurde die Methode der Differenztemperaturmessung angewendet. Dabei wird die Spannungsdifferenz zwischen den beiden Pluspolen der Messfühlern gemessen und nicht wie üblich die absolute Spannung des einzelne Sensors. Der Vorteil dieser Messart liegt darin, dass direkt die Differenztemperatur bestimmt werden kann. So ist der Messfehler kleiner, als wenn beide Temperaturen gemessen werden.

∆V

+ - +-

Thermoelemente

Temp Bremswasser ein

Temp Bremswasser aus

8.4.3 2 Manometer .An der Anlage kommen verschiedene analoge Manometer zum Einsatz. Je nach Messgrösse mit einem unterschiedlicher Messbereich.

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8.4.3 3 Kraftmessdose .Um das durch das Drehen der Scheibe im Innern des Wassergehäuses entstehende Drehmoment zu messen, ist das äussere Gehäuse gelagert und auf einer Kraftmessdose (KMD) abgestützt. Die Messdose enthält im Innern einen Dehnmessstreifen (DMS), der durch die auftretende Kraft gedehnt wird. Die wichtigsten Daten der KMD im Überblick: Modell TTLoadcells Produktcode THA-50 Belastbarkeit 50 lb (22.6 kg) Erregerspannung +10V Messbrückenwiderstand 350Ω Ausgangssignal -0.3V bis 0.3V

8.4.3.3.1 Schaltschema

Es handelt sich hier um eine Vollbrückenschaltung I mit einem Gesamtwiderstand von 350Ω. Die vom Hersteller geforderten 10V Erregerspannung waren auf der Connector Block nicht verfügbar. Deshalb wird die KMD nun mit 5V erregt. Das bedeutet, dass sich die Ausgangsspannung auch um die Hälfte reduziert. Erregerspannung +5V Messbrückenwiderstand 350Ω Ausgangssignal -0.15V- 0.15V Da die KMD bereits bei der SPL im Einsatz gestanden hatte, musste vor der Kalibrierung eine Funktionskontrolle durchgeführt werden. Auf der Homepage des Herstellers TTLoadcells konnte eine Liste mit diversen Kontrollpunkten herunter geladen werden. So konnte zuverlässig getestet werden, ob die Messdose jemals überlastet wurde und ob die Widerstände des DMS keinen Kontakt zum Gehäuse aufweisen. Die aufgenommenen Werte können im Anhang (Herstellerunterlagen TTLoadcells) eingesehen werden. Mit diesen Konfigurationsdaten konnte die KMD im MAX als Dehnungsmesser aufgenommen werden. Dort wird die Ausgangsspannung in eine Dehnung umgerechnet. Dies ist dann auch der Wert der im DasyLAB ausgegeben wird.

+ ERREGUNG

- SIGNAL

- ERREGUNG

+ SIGNAL

ABSCHIRMUNG

ROT

WEISS

PIN 14

Rtot=350Ω PIN 26

SCHWARZ PIN 59

GRÜN PIN 60

PIN 59

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8.4.3.3.2 Kalibrierung Die Werte für die Dehnung des DMS mussten nun direkt in ein Drehmoment umgewandelt werden. Da sich die Dehnung proportional zur Spannung und somit auch zur aufgebrachten Kraft verhält, konnten nun definierte Kräfte auf die KMD gegeben werden. Dazu wurde der unter 8.3.7 beschriebene Hebel zur Drehmomentkalibrierung am Gehäuse angeschraubt, der in genau bemessenen Abständen Aufnahmebohrungen für Kalibriergewichte enthält. Bei der Kalibrierung wurden an mehreren Punkten innerhalb des Messbereichs Gewichte an den Hebel gehängt. Die zugehörigen Werte der Dehnung aus dem Programm DasyLAB wurden jeweils notiert. Danach konnte der Wert für die Dehnung und das damit verbundene Drehmoment übereinander aufgetragen werden. Die lineare Regression in Excel ergab eine Übereinstimmung von 99% (R2=0.99). Die erhaltene Gleichung, welche auch den Nullabgleich vornimmt wurde direkt ins DasyLAB für die Umrechnung eingesetzt.

8.4.3 4 Drehzahlsensor .

8.4.3.4.1 Allgemeines Die Drehzahlmessung für den Prüfstand erfolgt über einen induktiven Nährungsschalter der Firma Contrinex. Es handelt sich dabei um einen PNP Transistor (Schliesser). Die Versorgungsspannung von 24V wird von einem Power Supply (Traco 24V/1.1A) sichergestellt. Das Ausgangssignal ist ein Rechtecksignal 0V/24V. Der normierte Schaltabstand sN (Der Abstand zwischen Sensorspitze und zu messenden Teil) beträgt 1.5mm. Der optimale Schaltabstand für unsere Anwendung beträgt 0.5* sN, also 0.75mm. Dieser ist unter Einhaltung der vorgeschriebenen Genauigkeit nach jeden Ausbau wieder einzustellen. Ansonsten sind Messfehler nicht auszuschliessen (siehe Datenblatt Continex Anhang Herstellerunterlagen) Die maximale Schaltfrequenz fmax beträgt 5000 Hz. Die Drehzahlmessung erfolgt an den Schrauben der Kupplungsbüchse auf der Seite der Leistungsbremse. Auf dieser Kupplungsbüchse befinden sich zwei Schrauben am Umfang (Zgeg), deshalb wird zwei Mal pro Umdrehung das Ausgangssignal geschaltet. Das bedeutet für die Drehzahlmessung am Prüfstand eine maximal erreichbare Drehzahl von 150'000 min-1

NmaxfmaxZgeg

:=

8.4.3.4.2 Frequenzmessung Um aus dem Rechtecksignal die Frequenz zu bestimmen musste das Ausgangsignal zuerst auf ein TTL Signal (0V/5V) umgewandelt werden. Dies wurde zuerst mit einem Spannungsteiler realisiert. Wurde der Sensor dann an den Connector Block (NI) angeschlossen, zeigte sich, dass das Signal des Sensors im ungeschalteten Zustand nicht sauber auf 0V zurückging. Dies führte zu einem sehr unregelmässigen Schalten des Sensors, da die Störspannung genau um die Schaltspannung (ca. 0.7V) herumpendelte. So wurde in Zusammenarbeit mit der Elektrotechnikabteilung der FHBB eine Schaltung erstellt, die das Signal aktiv tief (0V) und aktiv hoch (5V) zieht.

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+5V Versorgung von Connector Box

PIN 8/Braun

PIN 42/Gelb/Grün1kΩ

Der zusätzliche Transistor dient als Schalter für die 5V Versorgungsspannung von der Connector Box. Das Signal ist nun invertiert, das heisst wenn der Nährungsschalter nicht geschalten ist (0V) dann liegt eine Spannung von 5V am Counter Eingang der Messkarte an sprich Signal 1. Steigt nun die Spannung am Ausgang des Nährungsschalters auf 24V, fällt das Signal am Counter Eingang auf 0V also Signal 0. Die Invertierung des Signals hat jedoch keinen Einfluss auf die Frequenzmessung, da dort nur die Zeit zwischen zwei ansteigenden Flanken gemessen wird. Auf der Messkarte wird effektiv nicht die Zeit gemessen, sondern die Anzahl der Flankenanstiege der Counter Zeitbasis von 20MHz zwischen den Flanken des Eingangssignals. Die Zeitbasis muss immer schneller sein, als das Eingangssignal selbst. Rechnerisch geschieht die Frequenzmessung folgendermassen:

fC fTBNC

NTB⋅:=

Wobei fC die Ausgabefrequenz im Messprogramm ist. fTB ist die Frequenz der Zeitbasis der Messkarte ist und NC die Anzahl der ansteigenden Flanken des gemessenen Signals und NTB die Anzahl der ansteigenden Flanken des Zeitbasissignals. Dieses Prinzip lässt eine zuverlässige Drehzahlmessung zu. Die oben dargestellte Schaltung wurde mit freundlicher Unterstützung der Abteilung Elektrotechnik auf eine Platine gelötet und zusammen mit dem Power Supply in eine Box eingebaut.

10kΩ Transistor NPN

GND

+24V/0V von Sensor

+5V/0V TTL zu Counter Eingang

+5V

0V

C+24V

0V B

E

PIN 9/Blau

0V

Anschlussschema Drehzahlsensor

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8.4.3.4.3 Inbetriebnahme am Prüfstand Da die Drehzahl eine wichtige Messgrösse zur Bestimmung der Leistung der Turbine ist, wurde die Messung am drehenden Prüfstand bei vier verschiedenen Drehzahlen mit einem Handfrequenzmessgerät (Jaquet) überprüft. Da es schwierig ist die Drehzahlen konstant über längere Zeit zu halten, wurden die Drehzahlen in einem Abstand von 10s während einer Minute gemessen und verglichen. Die Mittelwerte der Drehzahlen aus dieser Minute wurde verglichen und ein Korrekturfaktor bestimmt. Da sich die Abweichung über die Drehzahl annährend linear verhält, wurde ein Korrekturfaktor aus den Mittelwerten bestimmt.

Messung Dasylab

Jaquet Handtachometer

Nenndrehzahl [min-1]

Gemessene Drehzahl [min-1] Korrekturfaktor für Dasylab [ ]

5’000 6496 5157 0.794 9’000 11906 9525 0.800 10’000 12074 9571 0.793 13’000 17384 13829 0.795 Mittelwert Korrekturfaktor: 0.796 Der ermittelte Korrekturfaktor wurde für die Umrechung direkt im DasyLAB eingegeben.

8.4.3 5 Connector Block . -Alle Sensoren sind an dem Connector Block SCB-68 der Firma National Instruments angeschlossen. Der Anschlussblock besitzt 8 analoge und 8 digitale Eingänge. Ausserdem besitzt die Karte einen Counter Eingang, an welchem die Drehzahlmessung angeschlossen ist. Die Pinbelegung der Anschlussbox ist identisch mit der der Messkarte.

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8.4.3 6 Messkarte .

.

.

Die Datenerfassung erfolgt über die Multifunktionskarte NI 6052E von National Instruments.

Pinbelegung Name Pins Temp Gas ein 30/63 Temp Gas aus 28/61 Öltemp 34/68 Difftemp Wasser 33/66 KMD 26/60/14/59 Drehzahl 42/8/9

8.4.3 7 Mess- PC Der Mess- PC wurde von der Schule (FHBB) für die Zeit der Diplomarbeit zur Verfügung gestellt.

8.4.4 Software

8.4.4 1 Measurement and Automation Explorer (MAX) Um die korrekte Erfassung aller angeschlossenen Sensoren zu ermöglichen, müssen diese als erstes im MAX konfiguriert werden. Unter den Eigenschaften der einzelnen Kanäle sind die Messbereiche und alle übrigen wichtigen Parameter festgehalten. Hier werden auch die Hardwareseitigen Anschlüsse (Pins) auf dem Connector Block definiert. So können die Kanäle später unter den virtuellen Kanälen im Programm DasyLab aufgerufen werden, ohne weitere Konfigurationen vorzunehmen.

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8.4.4.1.1 Temperaturen Name Art der Messung Messbereich [°C] Pin Temp Gas Ein Temperatur (differentiell) 0- 1500 30/63 Temp Gas aus Temperatur (differentiell) 0- 1500 28/61 Öltemperatur Temperatur (differentiell) 0- 100 34/68

8.4.4.1.2 Differenztemperatur Name Art der Messung Messbereich [°C] Pin Differenztemperatur Wasser Spannung (differentiell) 0-40 33/66

8.4.4.1.3 Kraftmessdose Name Art der Messung Messbereich [µE] Pin Kraftmessdose Dehnung -15000- 15000 26/60

8.4.4 2 DasyLAB .Die Datenerfassung erfolgt im Datenakquisitionsprogramm DasyLAB. Das Programm ist folgendermassen aufgebaut:

8.4.4.2.1 Eingänge Dasylab Über den Baustein Dev1-AI00 werden alle analogen Eingänge erfasst. Die Kanäle entsprechen den im MAX vordefinierten virtuellen Kanälen für die Drehzahl ist ein separater Counter- Eingang (Dev1-Cl00) vorgesehen, der jedoch synchron zu den analogen Eingängen abgetastet wird.

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8.4.4.2.2 Filter Der eingebaute softwaremässige Filter glättet die erfassten Messgrössen. Da vor allem die Temperatursensoren sehr empfindlich auf Störungen aus dem Umfeld reagieren, ist die Filterfrequenz mit 0.2kHz sehr tief gewählt. Es handelt sich um einen Tiefband- Filter zweiter Ordnung nach Butterworth. Die Einstellungen können nach Bedarf im DasyLab verändert werden.

8.4.4.2.3 Umrechnungen Einzelne gemessene Grössen müssen umgerechnet werden, um die richtige Grösse zu erhalten. So zum Bespiel die KMD, welche als ursprüngliche Messgrösse eine Dehnung ausgibt, die in ein Drehmoment umgewandelt werden muss. Die mathematische Formel kann nach Bedarf abgeändert werden.

Analoge Eingänge

0 Öltemperatur 2 Difftemp Wasser 3 Temp Gas ein 4 Temp Gas aus 5 KMD

1 DrehzahlCounter Eingäng

Eingänge Dasylab

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8.4.4.2.4 Schreiben Um für spätere Auswertungen die Daten gemessenen Daten zur Verfügung zu haben, wird für jede Messung eine Datei im ASCI Format geschrieben und auf dem PC abgelegt. Für spätere Zwecke (andere Auswertungen, z.B. des Zündvorgangs) kann die Datenmenge, welche ausgeschrieben werden mit dem Separator begrenzt oder erweitert werden. Im Moment werden jede Zehntelsekunde Daten ausgeschrieben. Das ASCI File kann im Excel geöffnet werden. Für jeden Kanal ist eine Spalte reserviert. Ausserdem sind die Anzahl der Kanäle, die Zeitdifferenz zwischen den Messpunkten und die Startzeit angegeben.

8.4.4.2.5 Oberfläche Um während des Tests die Parameter überwachen zu können, sind die Messgrössen einerseits als digitale Anzeigen sichtbar. Zudem kann die Veränderung der Temperaturen und der Drehzahl auf grafischen Schreibern beobachtet werden. Werden die vordefinierten Grenzwerte für die Gaseintrittstemperatur und die Drehzahl überschritten, verfärben sich die digitalen Anzeigen rot, um den Benutzer darauf aufmerksam zu machen.

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8.4.4 3 LabVIEW .Nachdem im DasyLAB die Erfassung der Drehzahl zu Beginn nicht möglich war, wurde versucht die Programmierung im LabVIEW vorzunehmen. Die Drehzahlmessung gelang auf Anhieb, worauf auch die anderen Grössen Temperatur und Kraftmessdose in das Programm integriert werden sollten. Die Probleme die sich beim Programmieren stellten, waren allerdings nicht in nützlicher Frist zu überwinden. Viele Funktionen, wie das Daten Logging, oder die Synchronisierung aller Messwerte hätten nur mit grossem Aufwand bereitgestellt werden können.

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9 Inbetriebnahme des Prüfstandes

9.1 Vorgehen bei der Inbetriebnahme Der Prüfstand wurde Stück für Stück aufgebaut und die Bauteile der verschiedenen Betriebsarten in den Prüfstand integriert. Weiter wurden die Messsensoren angeschlossen und in Betrieb genommen. Der nächste Schritt war das Anschliessen und Testen des Turbinenlagerschmierkreislaufs sowie die Ölnebelschmierung der Lager der Rotorwelle. Danach erst konnten erste Drehzahltest mit der Turbine alleine durchgeführt werden. Als erstes wurde die Turbine alleine bis 100'000 min-1 getestet, zuerst mit dem Injektor, dann mit dem Direktanschluss der Luft aus dem Kompressor und schlussendlich mit dem Gasgenerator. Der Test mit dem Gasgenerator war wichtig, um allfällige negative Auswirkungen der hohen Temperaturen auf die Halterung der Turbine zu erkennen. Erst nach diesen Tests wurde der Bremsenteil an die Turbine angekoppelt. Zuerst wurde die Drehzahlfestigkeit der Lager mit einer montierten Bremsscheibe, jedoch noch ohne Dichtring und Wasser, getestet. Danach wurde der Drehzahltest mit der Dichtung des Wassergehäuses durchgeführt. Als finaler Test wurde der Prüfstand mit Wasser in der Bremskammer betrieben. Alle diese Tests waren erfolgreich, weshalb mit den Messaufnahmen begonnen werden konnte.

9.2 Erfahrungen beim Betrieb der Anlage Hier werden Erfahrungen mit den einzelnen Anlagenkomponenten und deren Verhalten im Betrieb der Anlage aufgelistet.

9.2.1 1 Leistungsbremse: .Die Wasserzufuhr am Zufuhrventil ist nicht einfach einzustellen. Die Drehzahl reagiert verzögert auf eine Änderung der Ventileinstellungen und nur in einem sehr kleinen Verstellbereich des Ventils. Wie das Wasser im Bremsegehäuse verteilt ist kann zurzeit nicht beobachtet werden. Ein Gehäusedeckel aus Plexiglas / Polycarbonat würde Abhilfe schaffen. Die Temperatur des Wellendichtrings wurde bei drei Drehzahlen ohne Wasserzufuhr gemessen: n [min-1] TDichtung [°C] 10’000 48 15’000 60 20’000 67

Diese Temperaturentwicklung darf im Betrieb nicht ausser Acht gelassen werden. Es wird daher empfohlen bei Drehzahlen über 10’000min-1 immer Wasser im Gehäuse zu haben. Um zu verhindern, dass durch einen defekten Radialwellendichtring Wasser in den Bereich der Lagerung der Rotorwelle eintritt, sollte diese regelmässig ersetzt werden. Die Dichtringe sind keine Standardteile und sind daher nur mit einer Lieferfrist von ungefähr einen Monat zu beschaffen. Die Ölnebelschmierung der Lager hat sich als Lagerschmierung im bisherigen Einsatz bewährt. Der Druck des Ölnebels, welcher am Druckregler eingestellt wird, muss 3.5 bar betragen.

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9.2.1 2 Messsystem.

.

. t r

.

Das Messsystem an der Anlage funktioniert gut. Einzig die Drehzahlmessung kann bei hohen Drehzahlen (ab 60’000min-1) ausfallen. Gegebenenfalls kann durch eine Veränderung des Schaltabstandes eine Verbesserung erzielt werden. Die Thermoelemente mit ø6mm sind zu träge für die Anlage und sollten durch gleichwertige Fühler mit ø2.5- 3mm ersetzt werden.

9.2.1 3 AbgasturboladerturbineDas Lagergehäuse der Turbine verliert im Betrieb ein wenig Öl, dies ist jedoch nicht gravierend, da es sich um sehr kleine Mengen handelt. Die Öltemperatur im Turbinenschmierkreislauf ist bisher auf maximal 40°C angestiegen. Die Öltemperatur kann gegebenenfalls gesenkt werden durch das Einfüllen von mehr Öl in den Tank und durch das anbringen einer Ölkühlung. Die Abgaswegführung funktioniert zuverlässig.

9.2.1 4 Gasgenera o Der Gasgenerator funktioniert zuverlässig, einzig der Kaltstart ist etwas heikel. Die Erfahrung hat gezeigt, dass der Kaltstart besser funktioniert, wenn der Einspritzdruck des Ethanols auf 6.5 bar erhöht wird, also ein fetteres Gemisch gefahren wird. Wenn der Gasgenerator Betriebstemperatur erreicht hat, kann der Einspritzdruck wieder auf 6 bar abgesenkt werden. Eine Erhöhung des Einspritzdruckes an Ethanol bringt eine Temperaturerhöhung des Abgases mit sich. Im Moment wird der Gasgenerator mit einem Mischverhältnis Luft zu Ethanol von 18.5:1 betrieben. Dies entspricht einer theoretischen Verbrennungstemperatur von 1450K (siehe Anhang Herstellerunterlagen). Beim Zünden im warmen Zustand sollte das Ventil der Innenluft ungefähr ½ bis ¾ Umdrehungen offen sein. Nach dem Zünden muss der Strom an Innenluft erhöht werden, damit die Austrittstemperatur am Gasgenerator nicht zu hoch ansteigt. Diese Temperatur muss generell immer beobachtet werden, das Abschaltkriterium für den Gasgenerator ist die Höhe dieser Temperatur, welche kurzzeitig maximal 950°C betragen darf. Diese Temperatur kann mit der Zufuhr an Innenluft folgendermassen eingestellt werden: mehr Innenluft = kälter, weniger Innenluft = wärmer.

9.2.1 5 Kompressor Um das Mischverhältnis im Gasgenerator konstant zu halten, ist ein konstanter Massenstrom an Luft vom Kompressor notwendig. Am einfachsten ist es wenn der Kompressor auf Stufe I mit geschlossenem Ventil am Windkessel mit niederer Drehzahl (Stufe 1) angefahren wird. Bei einem Windkesseldruck um 1.5barÜ kann auf die hohe Drehzahl umgeschaltet werden und das Ventil am Windkessel geöffnet werden. Bei einem Windkesseldruck um 2.5bar sollte sich ein konstanter Zustand einstellen. Der Druck, welcher auf die Leitung zum Prüfstand gegeben wird sollte 3.7bar nicht überschreiten, da sonst die Gefahr besteht, dass sich der Schlauch zwischen Blendenmessung und Rohrleitung löst.

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9.3 Optimierungsvorschläge am Prüfstand • Der Zündvorgang kann mit einem eingebauten Zeitverzögerungselement (Zünder,

dann Alkohol) vereinfacht werden. Ausserdem sollte die Zündzeit auf 3 sek. Begenzt werden.

• Der Schlauch, der den Windkessel und die bestehende Leitung der Luftzufuhr zum Prüfstand verbindet, muss bei weiterem Einsatz überarbeitet werden. Steigt der Druck in der Leitung über 3.7barÜ an, kann sich der Schlauch an der Schlauchtülle lösen.

• Gehäusedeckel für Bremsengehäuse und Wandscheibe aus Polycarbonat, damit die Strömung im Rotorgehäuse beobachtet werden kann.

• Alle Thermofühler sollten durch gleichwertige Fühler mit ø2.5- 3mm ersetzt werden. Die ersten Messungen haben gezeigt, dass die eingebauten Thermoelemente von ø6mm zu träge auf Veränderungen reagieren.

• Der Zentrierring, welcher das Gehäuse der Abgasturboladerturbine zentriert, sollte zusammen mit dem Adapterflansch aus einem Stück gefertigt werden. Die unterschiedlichen Wärmeausdehnungskoeffizienten können dazu führen, dass der Ring herausfällt.

• Für Massenstrommessung des Ethanols sollte ein Offen/Geschlossen Signal des Magnetventils zur Datenerfassung hinzugefügt werden. So kann später bei der Auswertung die Zeit, in welcher das Alkoholventil offen war, besser bestimmt werden.

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10 Auswertung und Berechnungen

10.1 Auswertung der Messung vom 04.01.05 Nach den ersten Messungen der Turbinenleistung mit der Leistungsbremse wurden die Messdaten ausgewertet. Als repräsentative Messung wurde eine Messung vom 04.01.05 ausgewählt (Messung_140.xls). Es wurde eine Zeit von dreissig Sekunden ausgewählt in welcher ein annähernd stationärer Zustand herrschte. Auf dem nachfolgenden Diagramm erkennt man den Verlauf des Drehmoments, der Drehzahl, und der daraus berechneten Leistung:

Ausgewerteter Bereich

Zündung

Diagramm der aufgezeichneten Daten aus der Messung _140.xls vom 04.01.05

10.1.1 Messdaten vom 04.01.05

Umgebungsbedingungen 04.01.05 TU [°C] 20.6 pU [mbar] 999.6

Messdaten Temp Gas Ein (T3) [K] 1142 p3 [bar] 1.2 nTu [min-1] 50200 MBrems [Nm] 0.24 ∆pBlende [mbar] 20.5 pBlende [bar] 3.3 pWK [bar] 3.4 mLuft [kg/s] 0.05034 mEt [g/s] 2.7

Die Eintrittstemperatur in die Turbine T3, die Drehzahl nTu sowie das Bremsmoment MBrems konnten aus den aufgezeichneten Daten herausgelesen werden, der Druck p3 wurde am Manometer am Eintritt in das Turbinengehäuse abgelesen. Der Massenstrom der Luft mLuft

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wurde mit dem Programm DIN-Blende der Firma Greenfield aus dem Differenzdruck über der Blende ∆pBlende und dem Druck vor der Blende pBlende bestimmt. Der Kompressor lief bei der Messung mit einem konstanten Windkesseldruck. Zur Bestimmung des Massenstroms an Ethanol mEt wurde die Masse des verbrauchten Ethanol durch die Gesamtbrennzeit des Gasgenerators geteilt.

10.1.2 Bestimmen der Leistung aus Drehmoment und Drehzahl Aus diesen Daten konnte als erstes die Bremsleistung PTu und somit die Leistung an der Welle berechnet werden: PTu_Mω nTu 2⋅ π⋅ MBrems⋅:= Weiter konnte der für die Nachrechnungen notwendige Massenstrom an Abgas berechnet werden, welcher sich aus dem Massenstrom der Luft und dem Massenstrom an Ethanol zusammensetzt.

PTu_Mω [W] 1280 ±78 mTu [kg/s] 0.053

Beim Auswerten der Messungen wurde erkannt, dass die Thermofühler am Ausgang der Turbine, der Messung des Differenzdrucks des Wassers und der Öltemperatur zu träge reagieren. Es blieb leider keine Zeit einen Wechsel der Thermoelemente vorzunehmen. Deshalb können über die Differenztemperatur des Wassers und über die Austritttemperatur der Turbine keine Aussagen gemacht werden.

10.1.3 Bestimmen der isentropen Leistung Um die Leistung der Turbine von ca. 1.3kW zu bestätigen, musste das Resultat über einen anderen Weg nachgeprüft werden. Unter der Annahme, dass das Abgas aus dem Gasgenerator in der Turbine isentrop expandiert wird, kann die Leistung folgendermassen bestimmt werden. Folgende vereinfachende Annahmen wurden getroffen

1. Das Arbeitsmedium ist reine Luft 2. Die Luft wird als perfektes Gas angenommen (cp = const.)

Der innere Wirkungsgrad der Turbine wird bei dieser Berechnung nicht berücksichtigt.

Vorgaben p3 [bar] 1.2 p4 = pU [bar] 1.0 T3t [K] 1142 CpLm [J/(kg K)]] 1005 κ [ ] 1.4 mTu [kg /s] 0.053

Das Verhältnis der Drücke vor und nach der Turbine ergibt sich zu

ΠTup3tp4t

:=

ΠTu 1.2=

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Als nächstes kann die isentrope Expansionstemperatur berechnet:

T4ts T3t1

ΠTu

⎛⎜⎝

κ 1−

κ⋅:=

T4ts 1083.91K= Für die spezifische isentrope Arbeit der Turbine gilt

wiTu cpLm T4ts T3t−( )⋅:= wiTu 58.38−

kJkg

=

Und für die Leistung PTu mTu wiTu⋅:= PTu 3.094− kW=

Vergleich Leistungen Leistung berechnet aus Drehmoment und Drehzahl PTu_Mω [kW] 1.28 ±0.08 Isentrope Leistung berechnet aus Messwerten PTu [kW] 3.1 Da bei der isentropen Leistung der Wirkungsgrad nicht berücksichtigt worden ist, kann diese Leistung je nach eingesetztem Wirkungsgrad noch kleiner werden. Somit befinden sich die beiden Leistungen in derselben Grössenordnung.

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10.2 Nachrechnung der gemessenen Leistung In diesem Kapitel werden anhand der vorliegenden Kennfelder der Turbine und des Verdichters die Messdaten überprüft. Die Daten aus den Kennfeldern sind eher mit den Messungen am Prüfstand vergleichbar, da die strömungstechnischen Einflüsse berücksichtigt werden. Die Nachrechnung der Messwerte erfolgte auf folgende Arten:

1. Rückrechnung anhand des Verdichterkennfeldes K26 - 2664 G 6.91 2. Rückrechnung anhand des Turbinenkennfeldes K26 - 6.81 GAAQD

10.2.1 Zusammenhang Verdichter & Turbine im Verbrennungsmotor Für die Berechnung von Abgasturboladern in Verbindung mit Verbrennungsmotoren wird vorausgesetzt, dass die Leistungen der Turbine und die des Verdichters im stationären Betrieb gleich gross sind (Feilaufbedingung).

p1 ;T1 ; m p4 ;T4 ; m

m = mTurb = mVerd P = PTurb = PVerdP

Verdichter Turbine

p2 ;T2 p3 ;T3

Verbrennungsmotor

Umgebungsbedingungen p0 ;T0

Für die Berechnung der Leistung wird sowohl beim Verdichter als auch bei der Turbine derselbe Massenstrom eingesetzt. Dies unter der Voraussetzung, dass der gesamte Abgasmassenstrom durch die Turbine geleitet wird (kein Bypass). Diese Voraussetzungen lassen im Folgenden Rückschlüsse von der Verdichterleistung auf die Turbinenleistung und umgekehrt zu.

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10.2.2 Verdichterkennfeld Im Verdichterkennfeld ist das Druckverhältnis des Verdichters über dem Volumen- bzw. Massenstrom aufgetragen. Ausserdem lassen sich der Verdichterwirkungsgrad und die Drehzahl des Turbinenrotors ablesen. Alle dargestellten Grössen sind normiert und dimensionslos. In diesem speziellen Verdichterkennfeld ist die Volumenstromkennlinie des für die Messung verwendeten Motors aufgetragen. Das verwendete Verdichterkennfeld wurde mit einen Verbrennungsmotor (Audi 100 Turbo 5 Zyl. VH = 2.14 dm3) und der Turbine K26 aufgenommen.

10.2.2.1 Leistungsberechnung am Betriebspunkt 1

2

1

Aus dem Verdichterkennfeld wurde als erstes der Betriebspunkt 1 untersucht. Der Punkt ist deswegen interessant, weil die Turbine bei einer Motorendrehzahl von 2000 min-1 mit ca. 60'000 min-1 dreht. Dies entspricht in etwa dem ausgewerteten Betriebspunkten der Leistungsbremse. Mit dem Schnittpunkt sind die Daten eines realen Lastpunktes des Verbrennungsmotors gegeben.

Daten Betriebspunkt 1 im Verdichterkennfeld Motordrehzahl nm [min-1] 2000 Druckverhältnis ΠVerd [-] 1.3 Normierter Volumenstrom VLnorm [-] 0.038

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Normierter Massenstrom mLnorm [-] 0.045 Normierte Laderdrehzahl nnorm [-] 59000 Innerer isentroper Wirkungsgrad Verdichter

ηisV [-] 0.625

Um die Berechnung durchführen zu können, wurden folgende Annahmen vorausgesetzt.

Annahmen Umgebungstemperatur T0 [°C] 20 Temperatur Luft Eintritt Lader T1 [°C] 40 Umgebungsdruck p0 [bar] 0.981 Druck am Verdichtereintritt p1 [bar] 0.95 Isentropenexponent κ [-] 1.4 Spezifische Wärmekapazität der Luft

cpLm [J/(kg.K] 1005

Anhand der herausgelesenen Daten und der getroffenen Annahmen kann die Verdichterleistung berechnet werden. Als erstes muss die Temperatur nach der isentropen Verdichtung T2S bestimmt werden:

ΠVerdp2p1 p2 1.235bar=

T2S T1p2p1

⎛⎜⎝

κ 1−

κ

⋅:= T2S 337.526K=

Der im Diagramm angegebene Verdichterwirkungsgrad wirkt sich folgendermassen zur Temperatur T2 aus:

∆T∆TSηisV

:=

T2 T1 ∆T+:= T2 352.152K= Danach kann die spezifische Verdichtungsarbeit wiV bestimmt werden:

wiV cpLm T2 T1−( )⋅:= wiV 39.197

kJkg

=

Um die Leistung zu bestimmen muss die spezifische Verdichtungsarbeit mit dem effektiven Massenstrom multipliziert werden.

mLeff

mLnormkgs

T1T0

p0p1

⎛⎜⎝

⎠⋅

:=

mLeff 0.042

kgs

=

Die Leistung ist somit PVerdT mLeff wiV⋅:= PVerdT 1.652kW=

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Vergleich Leistungen gemessen und aus Verdichterkennfeld

gemessen berechnet nTu [min-1] 50200 61000 mTu [g/s] 53 42 PTu_Mω [kW] 1.28 PVerdT [kW] 1.62 Der Vergleich der Daten zeigt, dass die gemessene Leistung PTu_Mω dem entspricht, was die Turbine bei der gegebenen Drehzahl und Massenstrom dem Verdichter an Leistung PVerdT abgibt.

10.2.2.1.1 Nachrechnung Druckverhältnis der Turbine Unter Annahme der Freilaufbedingung können Rückschlüsse vom vorgegebenen Druckverhältnis aus dem Verdichterkennfeld ΠVerd auf das Druckverhältnis der Turbine ΠTurb gezogen werden. PVerd PTu Werden die Druckverluste in der Ansaugleitung und im Abgasrohr vernachlässigt dann gilt für die Leistungen von Verdichter und Turbine

p4 p0:= p1 p0:= ΠVerd

p2p1

ΠTup3p4

:=

PVerdmVerdηVtot

cpLm⋅ T1⋅ ΠVerd( )κ 1−

κ1−

⎡⎢⎢⎣

⎤⎥⎥⎦⋅

PTu ηTtot mTu⋅ cpLm⋅ T3⋅ 11

ΠTu

⎛⎜⎝

κ 1−

κ−

⎡⎢⎢⎢⎣

⎤⎥⎥⎥⎦

Daraus ergibt sich folgender Zusammenhang:

ΠVerd( )κ 1−

κ1− ξ 1

1ΠTu

⎛⎜⎝

κ 1−

κ−

⎡⎢⎢⎢⎣

⎤⎥⎥⎥⎦ mit

ξ ηATLmTu

mVerd⋅

T3T1

⋅:=

Der Gesamtwirkungsgrad des Abgasturboladers ηATL ergibt sich aus dem isentropen und mechanischen Wirkungsgrad der Turbine und des Verdichters. ηATL ηVtot ηTtot⋅:= ηATL 0.401= Für den Druck vor der Turbine p3 und das Druckverhältnis der Turbine folgt

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p31

1

p2p1

⎛⎜⎝

κ 1−

κ

1−

ξ−

⎡⎢⎢⎢⎢⎣

⎤⎥⎥⎥⎥⎦

κ

κ 1−( )⎡⎢⎢⎢⎢⎢⎢⎣

⎤⎥⎥⎥⎥⎥⎥⎦

p4⋅:=

p3 1.162bar=

ΠTup3p4

:=

ΠTu 1.185= Der berechnete Druck vor der Turbine p3 anhand des Verdichterkennfeldes zeigt eine gute Übereinstimmung mit dem gemessenen Wert von 1.2 bar. Das zeigt, dass sich die Turbine in Verbindung mit dem Verbrennungsmotor nicht anders verhält, als mit dem auf dem Prüfstand verwendeten Gasgenerator.

10.2.2.1.2 Ergebnis Die Nachrechnung der Turbinenleistung über die Daten des zugehörigen Verdichterkennfelds lassen also bei einem vorgegeben Punkt Rückschlüsse auf die Turbinenleistung zu. Im Moment entspricht der Massenstrom, der dem Gasgenerator auf dem Prüfstand zugeführt wird in etwa dem Massenstrom, welcher vom Verbrennungsmotor im ausgewerteten Kennfeld erbracht wird. Da bei der Aufnahme der Kennfelder immer im Verbund mit dem Verdichter und einem Verbrennungsmotor gemessen wird, sind keine Betriebspunkte möglich, die nicht dem Zusammenspiel der involvierten Aggregate entsprechen. Wird die Wellenleistung der Turbine alleine gemessen, wie das auf dem Prüfstand für Turboladerturbinen der Fall ist, lassen sich die leistungsbestimmenden Parameter mTu und T3 variieren. So könnte beispielsweise der eintretende Massenstrom in die Turbine erhöht werden, und die Drehzahl trotzdem bei 60'000 min-1 gehalten werden. Dies würde eine andere resultierende Leistung ergeben.

10.2.2.2 Leistungsberechnung am Betriebspunkt 2 Der Betriebspunkt 2 entspricht einem für den untersuchten Turbolader optimalen Punkt. Die Auswertung soll zeigen, welche Leistung der Turbolader unter diesen Bedingungen erbringt.

Daten Betriebspunkt 2 im Verdichterkennfeld Motordrehzahl nm [min-1] 5000 Druckverhältnis ΠVerd [-] 1.87 Normierter Volumenstrom VLnorm [-] 0.132 Normierter Massenstrom mLnorm [-] 0.154 Normierte Laderdrehzahl nnorm [-] 100’000 Innerer isentroper Wirkungsgrad Verdichter

ηisV [-] 0.625

Die Annahmen sowie der Berechnungsvorgang entsprechen denjenigen aus Betriebspunkt 1.

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Die Ergebnisse sind nachfolgend dargestellt:

Ergebnisse Punkt 2 p2 [bar] 1.8 T2 [K] 398 wiV [kJ/kg] 85.6 mLeff [kg/s] 0.144 PVerd [kW] 12.3 ηATL [-] 0.46 p3 [bar] 1.4 ΠTu [-] 1.45

Die Berechnung zeigt, dass der ATL im Verbund mit einem Verbrennungsmotor, welcher ein Hubvolumen von 2.14liter hat, im Stande ist eine Leistung um 13kW zu erbringen. Die Laderdrehzahl beträgt jedoch 100'000 min-1, welche auf dem Prüfstand aus konstruktiven Gründen zurzeit nicht möglich ist. Wie bei der Berechnung im Betriebspunkt 1 gezeigt wurde, ist die Leistung bei einer Drehzahl von 60'000 min-1 deutlich geringer. Dies lässt den Schluss zu, dass die bestehende Turbine bei einer Drehzahl von 60'000 min-1 nicht in einen optimalen Bereich arbeitet.

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10.2.3 Turbinenkennfeld Die Ergebnisse der Leistungs- und Massenstromberechnung aus dem Verdichterkennfeld werden in diesem Kapitel anhand es Turbinenkennfeldes überprüft. Grundsätzlich ist im Turbinenkennfeld das Durchflussverhalten der Turbine über dem Turbinendruckverhältnis aufgetragen. Ausserdem kann der Wirkungsgrad der Turbine und die zugehörige Drehzahl abgelesen werden. Das vorliegende Kennfeld wurde in Verbindung mit dem Verdichter 2670 GGA aufgenommen. Der angekoppelte Verdichter entspricht nicht dem unter Kapitel 10.2.2 bearbeiteten Verdichter (2664 G). Die Turbine jedoch ist in beiden Fällen dieselbe.

1 nnorm

neffT3tref

T3t⋅

min 1−

mTeffT3t

p3t⋅

kg K⋅

s bar⋅

p3tp4t

ηT ηm⋅

10.2.3 1 Betriebspunkt 1 .In Betriebspunkt 1 wird untersucht, welchen Massenstrom die Turbine in Verbindung mit dem Verdichter (2670 GA) bei 60'000 min-1 und maximalem Wirkungsgrad aufnimmt. Ausserdem soll die Leistung in diesem Punkt bestimmt werden.

Turbinenkennfeld Vorgaben / Annahmen Turbineneintrittstemperatur T3t [K] 923 Referenz Turbineneintrittstemperatur T3tref [K] 873 Druck am Austritt der Turbine p4t [bar] 0.981 Isentropenexponent κ [-] 1.4 Spezifische Wärmekapazität der Luft cpLm [J/(kg.K] 1005

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Daten Betriebspunkt 1 im Turbinenkennfeld Druckverhältnis ΠTu [-] 1.22 Normierter Massenstrom mTnorm [-] 1.25 Normierte Turbinendrehzahl nnorm [-] 60’000 Gesamtwirkungsgrad Turbine ηT

. ηm [-] ηT. ηm [-] 0.7125

Als Erstes kann die normierte Turbinendrehzahl in die effektive ungerechnet werden.

nnorm

neffT3tref

T3t⋅

min 1−

neff 616951

min=

Über das im Kennfeld abgelesene Druckverhältnis kann der Druck vor der Turbine folgendermassen berechnet werden:

ΠTup3tp4t p3t 1.197bar=

Der effektive Massenstrom kann über folgende Umrechnung aus dem normierten Massenstrom bestimmt werden:

mTnormkg K⋅s bar⋅

⋅ mTeffT3t

p3t⋅

mTeff 0.049

kgs

=

Die Leistung ergibt sich zu:

PTu ηTtot mTeff⋅ cpLm⋅ T3t⋅ ΠTu( )κ 1−

κ1−

⎡⎢⎢⎣

⎤⎥⎥⎦⋅:=

PTu 1.903kW=

Vergleich Leistungen gemessen und aus Turbinenkennfeld gemessen berechnet nTu [min-1] 50200 62000 mTu [g/s] 53 49 PTu_Mω [kW] 1.28 PTu [kW] 1.9 Der Vergleich zeigt, dass die gemessene Leistung PTu_Mω dem entspricht, was die Turbine bei der gegebenen Drehzahl und Massenstrom an Leistung PTu abgibt.

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10.3 Brauchbarkeit der bestehenden Turbine zum Antrieb der Pumpe

Die Ergebnisse der Messungen und der Nachrechnungen zeigen, dass sich die von der SPL gelieferte Turbine unter den getesteten Betriebsbedingungen nicht zum Antrieb der Pumpe eignet. Die gemessene Leistung ist mit ca. 1.3kW um Faktor 45 zu klein. Um die vorgegebene Leistung zu erreichen, muss mit Sicherheit der eintretende Massenstrom in die Turbine erhöht werden. Grössere ATL Turbinen wie beispielsweise der Garrett T76 erfordern einen deutlich höheren Massenstrom, arbeiten aber bei einem tiefer liegenden, nutzbaren Drehzahlband. Bei weiteren Tests mit erhöhtem Massenstrom kann geprüft werden ob die Turbine K26 bei 60'000 min-1 eine Leistung von 60kW abgeben kann. Dies ist jedoch aufgrund des begrenzten Schluckvermögens der Turbine eher unwahrscheinlich.

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10.4 Vorschläge zum Erreichen der geforderten Turbinenleistung Hält man die Verbrennungstemperaturen und die Drehzahlen konstant, so sind die Haupteinflussfaktoren auf die Leistung der Turbine der zugeführte Massenstrom sowie der Turbinenwirkungsgrad. Wird der Massenstrom bei konstanter Drehzahl erhöht, so beginnt ab einem Punkt der Wirkungsgrad zu sinken. Der steigende Massenstrom ergibt mehr Leistung, sinkt aber der Wirkungsgrad gleichzeitig stärker ab, so steigt die Leistung nicht mehr an. An diesem Punkt wird die maximale Leistung bei konstanter Drehzahl abgegeben. Die vorhandene Turbine K26 müsste folglich bei einer höheren Drehzahl und mehr Massenstrom betrieben werden, um mehr Turbinenleistung zu erbringen. Um die Turbinen bei höheren Drehzahlen als den zur Zeit mit der Leistungsbremse erreichbaren 60’00min-1 zu testen, müsste ein Übersetzungsgetriebe vorgeschaltet werden. Die Reduktion der Drehzahlen durch ein Getriebe ergibt zwar ein höheres Drehmoment, solange aber an der Prüfstandswelle bei 60’000min-1 60kW Leistung anliegen wird der Prüfstand nicht überlastet. Welche Leistungen die Turbine K26 bei hohen Drehzahlen erbringt, ist im Kapitel 10.2.2.2 anhand der Verdichterleistung aufgezeigt. . Eine weitere Variante, um die Leistung zu steigern, ist der Einsatz eines grösseren Turboladers. Dieser kann einen höheren Massenstrom bei tieferen Drehzahlen mit besserem Wirkungsgrad umsetzen. ATL Turbinen, wie beispielsweise die Garrett T76 arbeiten bei 60'000 min-1 bereits in einem ausreichend effizienten Bereich (siehe Anhang Berechnungen Turbolader). So könnte weiterhin die Wellenleistung direkt gemessen werden. All diese Massnahmen setzen jedoch voraus, dass der dem Gasgenerator zugeführte Luftmassenstrom deutlich erhöht wird. Zu diesem Zweck könnte ein Baukompressor gemietet werden. Bereits kleinere fahrbare Modelle (Atlas Copco XAS 36) bringen bei konstanten Bedingungen in etwa den 6- fachen Massenstrom im Vergleich zum verwendeten Sulzer Kolbenkompressor CQ2C 1.20. Eine weitere zu prüfende Lösung wäre, für die Zeit der Versuche das Druckluftnetz des Laborgebäudes zuzuschalten. Es muss geprüft werden ob ein signifikanter Anstieg des Massenstroms erreicht werden kann.

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11 Terminplan / Projektplanung Das Projekt ist aus der Sichtweise der Terminplanung gut verlaufen. Nach anfänglichen Verzögerungen konnte das angestrebte Ziel die Messungen durchzuführen doch noch erreicht werden. Im Vergleich zum ursprünglich geplanten Ablauf sind die Verzögerungen hauptsächlich durch die vielen Arbeiten, welche zur Adaptierung von den für den Betriebe wichtigen Hilfsaggregaten und Zubehörteilen aufgewendet werden mussten. Als Beispiele zu nennen sind: Adaption des Gasgenerators; Adaption des Kolbenkompressors; Installation der Wasserzu- und abfuhr; Auslegung & Installation der beiden Schmierkreisläufe (Turbine und Bremse); Installieren der elektrischen Bauteile; Ansprechen der Sensoren aus dem Messprogramm. Der Bau eines Prototyps, wie das beim Prüfstand für Turboladerturbinen der Fall ist, enthält viele Faktoren, die nicht im Voraus auf den Tag genau geplant werden können. Die eigentlichen Messungen und deren Auswertung fanden in einem sehr kurzen Zeitraum statt.

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Terminplan A3 (skaliert)

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12 Fazit Fazit der Arbeiten Die Inbetriebnahme des Prüfstandes war aus unserer Sicht ein voller Erfolg. Alle hochbelasteten Teile haben den Einsatzbedingungen standgehalten. Der Zusammenbau der Leistungsbremse verlief ohne nennenswerte Probleme, was auf die gute Konstruktionsarbeit während der vorausgegangenen Semesterarbeit zurückzuführen ist. Die Planung und der Aufbau des Prüfstandes waren anspruchsvoll und zeitintensiv. Die Inbetriebnahme des Prüfstandes für Turboladerturbinen beinhaltete viele praktische Arbeiten. Es muss aber angefügt werden, dass durch diesen Umstand zu Beginn der Arbeit die theoretischen Überlegungen etwas in den Hintergrund gerückt sind. Die tiefen gemessenen Leistungen waren daher etwas unerwartet. Die Nachrechnung der Messung zeigte jedoch, dass das Ergebnis in einem thermodynamisch nachvollziehbaren Bereich liegt. Das Testen weiterer Turbinen kann an diesem Prüfstand ohne grössere Änderungen fortgeführt werden. Persönliches Fazit Die Diplomarbeit gestaltete sich wie erwartet sehr interessant und abwechslungsreich. Zu den anspruchsvollen praktischen Arbeiten an der Anlage kamen viele lehrreiche Erkenntnisse dazu, die im weiteren Berufsleben nützlich sein können. Mit dem Konstruieren, Planen des Anlagenaufbaus, Auslegen von Leitungsverbindungen, Anbringen von Messsensoren und Nachrechnen der Leistung aber auch mit dem Erstellen der Datenerfassung, wurde ein grosses Spektrum der Tätigkeit eines Ingenieurs abgedeckt. Unser persönliches Interesse an der Materie hat uns bei dieser Arbeit sicherlich geholfen. Die Zusammenarbeit in der Gruppe war sehr gut, wir ergänzten uns optimal, jeder konnte seine Stärken in die Arbeit einbringen.

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13 Dokumentenverifizierung Hiermit erklären wir dass alle Berechnungen von uns vorgenommen wurden. Die Grundlagen zum Bericht und den Berechnungen stammen aus der Fachliteratur. Fabian Jacot Adrian Hostettler

14 Danksagung Wir bedanken uns bei folgenden Personen, welche uns bei der Durchführung der Diplomarbeit unterstützt haben:

• Prof. Dr. P. von Böckh Dozent für Thermische Energietechnik an der FHBB

und Betreuer der Diplomarbeit

• B. Berger Auftraggeber und Kontaktperson der Diplomarbeit von Seiten SPL

• H.U. Ammann Mitbegründer der SPL und Auftraggeber Semester- und Diplomarbeit

• H.R. Fierz Experte der Diplomarbeit

• U. Wüst Abteilungsingenieur Maschinenbau FHBB

• M. Degen Assistent Maschinenbau FHBB

• R. Bischof Assistent Maschinenbau FHBB

• J. Brun Assistent Labor für thermische Energiesysteme

• FHBB Werkstattteam Maschinenbau

• G. Hasler Leiter der allgemeinen Werkstatt FHBB

• CAD- Team FHBB

• H. Briellmann VT- Labor

• Ch. Biel Elektroniker Abteilung Elektrotechnik FHBB

• D. Doppler Wissenschaftlicher Mitarbeiter FHBB

• R. Renz Firma Nextek, Therwil

• Hr. Schweizer Firma Schweizer Racing Parts

• Hr. Breitenmoser Firma Certus, Birsfelden

• Wir möchten uns auch ganz besonders bei unseren Familien und Freunden bedanken, die uns stets unterstützt haben.

• Der Firma OUTLINE AG (P. Hostettler) für das Kopieren des Anhangs

• Der Firma GREENFIELD AG (A. Jacot) für das Programm DINBlende

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15 Literaturverzeichnis

• Thermodynamik, P. von Böckh • Fluidmechanik, P. von Böckh • Wärmeübertragung, P. von Böckh • Thermische Energiesysteme, Skript P. von Böckh • Dubbel 19. Auflage • Maschinenelemente Roloff Matek • Turbo- und Kompressormotoren, Motorbuchverlag • Strömungsmaschinen, Skript der Uni Hannover • Turbomaschinen II, Skript der TH Darmstadt • Grundlagen der Aufladetechnik, Skript der TU Berlin • Leistungssteigerung von Verbrennungsmotoren, Skript FH Dresden • Aufladung von Verbrennungsmotoren, Karl Zinner • Diverse Kataloge aller Hersteller • www.busakshamban.ch • www.fag.com • www.bossard.com • www.spl.ch • www.polygona.ch • www.aerospacemetals.com • www.sbwil.ch • www.siberhegner.com • www.allegashop.ch • www.collini.ch • www.veralit.ch • www.maagtechnik.ch • www.contrinex.ch • www.vink.com • www.ni.com • www.turbodriven.com • www.egarrett.com • http://www.atlascopco.com

16 Verwendete Programme

• I-DEAS 11 3D-CAD-Programm zum Erstellen der Konstruktion und Durchführen der FEM Analysen

• MathCad 11 Mathematik Programm • Excel 2003 und Word 2003 zum Erstellen des Berichts und von

Tabellenkalkulationen • Dasylab 7.0 von National

Instruments Programm zum Erfassen der Messdaten.

• Labview 7.0 von National Instruments

Programm zum Erfassen der Messdaten.

• DIN Blende Programm zur Berechnung zur Auswertung von Blendenmessungen von Greenfield

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17 Anhang in separatem Ordner Inhalt:

• Offizielles • Versuchsaufbau

- Instrumentierung - Verrohrung - Aufbau Prüfstand

• Berechnungen Turbolader

- Turbinenleistung K26 - Verdichterkennfeld KKK K26 & Garrett T76

• Berechnungen Zubehör

- Pressung Kupplung - Schutz - Ölpumpe - Drehmomentkalibrierung

• Auswertung Messungen • Herstellerunterlagen • Werkstattzeichnungen • Sitzungsprotokolle

18 Dokumenten- CD Inhalt:

+ Administratives + Berechnungen + Bericht + CAD + DasyLAB + Materialsammlung + Messungen & Auswertungen + Teileherstellung

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