Stefan Wagner Matr.-Nr. 464903 Düsseldorfstroemungsakustik.de/old.mv.fh-duesseldorf.de/d... · durch die Düse ausgeblasene Strahl wird vom Gebläse angesaugt und wieder in den Umlauf

FH D Fachhochschule Düsseldorf

Master-Thesis

Konzeptstudie eines leisen Windkanals

unter Berücksichtigung eines Radialventilatorantrie bs

Stefan Wagner

Matr.-Nr. 464903

Düsseldorf

Datum der Abgabe: 12.07.2010

Betreuender Professor

Prof. Dr.-Ing. Frank Kameier

Strömungstechnik und Akustik

Fachbereich 4

Maschinenbau und Verfahrenstechnik

Josef-Gockeln-Str. 9

40474 Düsseldorf

Prüfer

Robert Heinze, MScEng


Fachbereich 4

Maschinenbau und Verfahrenstechnik

Josef-Gockeln-Str. 9

40474 Düsseldorf


Inhaltsverzeichnis I

Fachhochschule Düsseldorf Master Thesis - Stefan Wagner - 2010

1 Einleitung ........................................ ............................................. 1

2 Windkanäle ........................................ ........................................... 2

2.1 Windkanäle mit offenem Kreislauf (Eiffel-Kanal) ... .............................. 2

2.2 Windkanäle mit geschlossenem Kreislauf (Göttinger-K anal) ............ 3

2.2.1 Düse .............................................................................................................. 4 2.2.2 Messstrecke .................................................................................................. 4 2.2.3 Auffangtrichter (Kollektor) .............................................................................. 5 2.2.4 Diffusoren ...................................................................................................... 5 2.2.5 Umlenkschaufeln ........................................................................................... 5 2.2.6 Gebläse ......................................................................................................... 5 2.2.7 Beruhigungskammer ..................................................................................... 5

2.3 Vorhandener Windkanal der FH Düsseldorf ........... ............................. 6

2.4 Geplanter Windkanal der FH Düsseldorf ............. ................................ 7

3 Auswahl des Antriebs .............................. .................................... 9

3.1 Axialventilatoren ................................. ................................................. 10

3.2 Radialventilatoren ................................ ................................................ 10

3.2.1 Unterteilung von Radialventilatoren ..............................................................11

3.3 Ventilatorauswahlverfahren ........................ ........................................ 14

3.4 Geräuschvergleich von Ventilatoren ................ .................................. 15

3.5 Determinierung des Ventilatortyps ................. .................................... 17

4 Auslegung des Radialventilators / Antrieb des Windk anals ... 18

4.1 Grundlagen zu Ventilatorkennfeldern ............... ................................. 18

4.1.1 Normierung des Kennfeldes .........................................................................21

4.2 Findung des Auslegungspunktes ..................... .................................. 22

4.2.1 Kennlinien des Modellventilators ..................................................................23

4.3 Prognostizierte Kennfelder des RV1400 ............. ............................... 29

4.4 Überprüfung des Auslegungspunktes mittels Cordier-D iagramm .. 32

4.5 Konstruktionsparameter eines Radialventilators..... ......................... 36

4.6 Auslegung und Konstruktion des RV1400 mittels CAE-P rogramm . 37

4.6.1 Unterschiede zwischen Bommes- und CAE-Programm-Auslegung ..............38 4.6.2 Auslegungspunkte und ihr Einfluss auf die Gehäuseabmaße .......................44 4.6.3 Gegenüberstellung verschiedener, ausgelegter Radialventilatoren ..............46

4.7 Vergleich RV1400 und Nicotra Gebhardt Radialventila toren ........... 48

4.8 Vorausberechnung der Drosselkennlinie ............. ............................. 52

4.9 Zeichnung des RV1400 .............................. .......................................... 55

5 Gestaltung der Windkanaldüse ...................... ........................... 56

Inhaltsverzeichnis II


5.1 Tandemdüsen ....................................... ................................................ 57

5.2 Berechnung der Düsenkontur ........................ .................................... 59

6 Profilierte Umlenkschaufeln als Umlenkschalldämpfer .......... 62

6.1 Strömungsmechanische Effekte....................... .................................. 62

6.2 Strömungsakustische Effekte ....................... ...................................... 64

7 Vollparametrisierte 3D-CAD Zeichnung des Windkanals ........ 65

8 Numerische Strömungssimulationen des Windkanals ... ........ 71

8.1 CFD allgemein ..................................... ................................................. 71

8.2 Durchführung der Strömungssimulationen ............ ........................... 72

8.3 Simulation der Düse ............................... ............................................. 73

8.4 Simulation der Umlenkecken ........................ ...................................... 76

8.5 Simulation des alten Windkanals ................... .................................... 77

8.6 Simulation des neuen Windkanals ................... .................................. 79

8.6.1 Strömungssimulation des neuen Windkanals mit modifizierten Modellen......80

9 Akustikwindkanäle / Akustische Optimierung ........ ................. 83

9.1 Audi Aeroakustik-Windkanal in Ingolstadt .......... .............................. 83

9.2 FKFS Windkanal der Universität Stuttgart .......... ............................... 85

9.3 BMW Aerodynamic Test Centre in München ............ ......................... 86

9.4 Vorschläge zur akustischen Optimierung des neuen Wi ndkanals .. 87

10 Zusammenfassung ................................... .............................. 89

11 Literaturverzeichnis .............................. ................................. 92

Abkürzungen / Formelzeichen III


a = Schallgeschwindigkeit

A = Druckstutzenhöhe

B = Druckstutzenbreite

b1 = Schaufeleintrittsbreite

b2 = Schaufelaustrittsbreite

D1 = Laufradinnendurchmesser

D2 = Laufradaußendurchmesser

Da = Saugstutzendurchmesser

GB = Gehäusebreite

GH = Gehäusehöhe

L = Länge

Lp = Schalldruckpegel

Lw = Schallleistungspegel

Lws = spezifischer Schallleistungspegel

Ma = Mach-Zahl

n = Drehzahl

p = Druck

tp∆ = Totaldruckerhöhung

r = Radius

R = Schaufelkrümmungsradius

Re = Reynolds-Zahl

St = Strouhal-Zahl

u = Strömungsgeschwindigkeit α = Steigungswinkel

1β = Schaufeleintrittswinkel

2β = Schaufelaustrittswinkel γ = Deckscheibenwinkel

δ = Durchmesserzahl η = Wirkungsgrad

zθ = Winkel zur Zunge

κ = Kontraktionsverhältnis

cmκ = meridionale Verzögerungszahl ρ = Dichte

σ = Schnelllaufzahl ς = Polwinkel ϕ = Lieferzahl ψ = Druckzahl

1 Einleitung Seite 1


1 Einleitung

Bedingt durch den Umzug der FH Düsseldorf auf den neuen Campus in Düsseldorf Der-

endorf soll das Fachgebiet Strömungstechnik und Akustik des Fachbereichs Maschinen-

bau und Verfahrenstechnik einen neuen, aeroakustisch optimierten Windkanal erhalten.

Basierend auf festgelegten Eckdaten des derzeit an der FH Düsseldorf vorhandenen

Windkanals, wird eine Konzeptstudie zur Auslegung des neuen Windkanals durchgeführt.

Ein Schwerpunkt ist dabei die Auslegung eines Radialventilators, der als Antrieb für den

Windkanal dient. Das Know-how zur konstruktiven Optimierung der Effizienz- und Geräu-

schentstehung, das über Jahrzehnte der Forschung und Entwicklung auf dem Gebiet der

Radialventilatoren im Fachgebiet Strömungstechnik und Akustik im Fachbereich Maschi-

nenbau und Verfahrenstechnik der FH Düsseldorf erworben wurde, fließt in diese Arbeit

mit ein.

Es wird eine vollparametrisierte 3D-CAD Zeichnung des Windkanals als Vorkonzept er-

stellt, die schnelle und variable Änderungen der Dimensionierung einzelner Komponenten

ermöglicht. Mithilfe von numerischen Simulationen wird der virtuelle Windkanal hinsicht-

lich seiner Strömungstopologien innerhalb des geschlossenen Strömungsverlaufs unter-

sucht und durch Variation der Zeichnung optimiert.

Ein besonderes Augenmerk wird dabei auf die Windkanaldüse und die profilierten Um-

lenkschaufeln gelegt.

Durch numerische Strömungssimulationen werden die Qualität der Düse und der Umlenk-

schaufeln überprüft. Des Weiteren wird durch Simulation versucht zu ermitteln, welche

Maßnahmen getroffen werden können, um die Durchströmung des Windkanals ablösefrei

und so gleichmäßig wie möglich verlaufen zu lassen.

Schließlich werden moderne Windkanäle aus der Automobil Industrie vorgestellt. Einige

der in ihnen umgesetzten Maßnahmen zur akustischen Optimierung werden für den neu-

en Windkanal der FH Düsseldorf vorgeschlagen.

2 Windkanäle Seite 2


2 Windkanäle

Windkanäle sind Prüfstände, die zur Untersuchung und Vermessung aerodynamischer

und aeroakustischer Eigenschaften von Objekten (oftmals Automobile oder Flugzeuge)

dienen. Dabei können Kräfte, Momente und Druckverteilungen am umströmten Körper

ermittelt werden. In den meisten Fällen werden Untersuchungen an Modellen vorgenom-

men. Die Ergebnisse basierend auf dimensionslosen Kenngrößen, wie z.B. dem Luftwi-

derstandsbeiwert (Cw-Wert) werden auf Großausführungen übertragen. Ein Maß für die

aerodynamische Ähnlichkeit ist die Reynoldszahl (Re). Im Windkanal wird ein Modell mit

einer bestimmten Geschwindigkeit angeblasen und dadurch ein bestimmtes Strömungs-

bild aufgebaut. Dasselbe Strömungsbild entsteht, wenn man das Modell mit derselben

Geschwindigkeit durch ruhige Luft bewegt. Man muss dafür sorgen, dass die Modelle in

dem Bereich der Windkanalströmung angebracht sind, in dem konstante Druck- und

Geschwindigkeitsverläufe vorliegen. Durch diese Forderung ist die maximale Modellgröße

für jeden Windkanal bestimmt.

Man unterscheidet folgende Windkanäle nach Machzahl

• Unterschallwindkanal (inkompressibel) 0 < Ma < 0,25

• Unterschallwindkanal (kompressibel) 0,25 ≤ Ma < 0,7

• Transsonikkanal 0,7 ≤ Ma < 1,2

• Überschallkanal 1,2 ≤ Ma < 5

• Hyperschallkanal 5 ≤ Ma

Die Machzahl ist definiert als:

)keiteschwindiglgSchal(a)keiteschwindigStrömungsg(u

)Machzahl(Ma =

2.1 Windkanäle mit offenem Kreislauf (Eiffel-Kanal)

Windkanäle mit offenem Kreislauf werden nach ihrem ersten Erbauer G. Eiffel als Eiffel-

Kanäle bezeichnet. Dieser Windkanaltyp besitzt keine Rückführung des Strömungsmedi-

ums. Die Luft wird aus der Umgebung angesaugt, durch eine Düse beschleunigt und

wieder in die Umgebung ausgeblasen. Verglichen mit geschlossenen Windkanälen ent-

stehen hohe Betriebskosten, da die gesamte Strahlenergie am Kanalende verloren geht.

Vorteile dieser Bauart sind der geringere Platzbedarf und die geringeren Baukosten.

Eiffel-Kanäle werden oft da eingesetzt, wo die Luftströmung im Versuchsbetrieb Verunrei-

nigungen, z.B. durch Abgase erfährt. [1]

Eine akustische Bedämpfung dieses Winkanaltyps gestaltet sich schwierig.



2.2 Windkanäle mit geschlossenem Kreislauf (Götting er-Kanal)

Göttinger Windkanäle werden oft nach ihrem ersten Erbauer L. Prandtl auch Prandtl-

Kanäle genannt. Sie zeichnen sich durch ihre kreisförmige Strömungsführung aus. Der

durch die Düse ausgeblasene Strahl wird vom Gebläse angesaugt und wieder in den

Umlauf ausgeblasen. Im Gegensatz zum Eiffel-Kanal muss der Antrieb eines Göttinger-

Kanals lediglich die diversen Strömungsverluste decken, wodurch die Antriebsleistung

verhältnismäßig gering ausfällt. Neben den Windkanälen, die rein zur aerodynamischen

Vermessung von Modellen ausgelegt sind, gibt es für akustische Messungen optimierte

Kanäle und Klimawindkanäle, in denen die Strömung mittels eines Wärmetauschers

konditioniert wird. Hier eignet sich bevorzugt die Göttinger-Bauart. Akustik- und Klima-

windkanäle werden oftmals in der Automobilbranche eingesetzt.

Abb. 1 Schematische Darstellung eines Göttinger-K anals

Der grundsätzliche Aufbau eines Windkanals Göttinger Bauart ist in Abb. 1 dargestellt.

Beginnend an der Düse wird die Strömung durch die Messstrecke geblasen, in der das

Messobjekt an einer Messwaage fixiert ist. Am Ende der Messstrecke folgt der Kollektor

durch den die Strömung wieder aufgefangen wird. Dem Kollektor schließt sich der erste

Diffusor an, gefolgt von der ersten Ecke, die wie die folgenden drei weiteren Ecken, meist

mit Umlenkschaufeln bestückt ist. Der Antrieb, der die Strömung ansaugt und beschleu-

nigt, kann ein Ventilator in axialer oder radialer Ausführung sein. Axialventilatoren werden

grundsätzlich vor dem zweiten, größeren Diffusor verbaut, der sich parallel zu Düse und

Messstrecke befindet. Radialventilatoren ersetzen die zweite oder dritte Ecke. Zuletzt

erreicht die Strömung in ihrem Kreislauf die Beruhigungskammer, bevor sie wieder die

Düse eintritt.

Zweiter Diffusor

Erster Diffusor

Düse Beruhigungs-kammer

Gebläse

Umlenkschaufeln

Auffangtrichter

Messstrecke

Strömungsrichtung

Ecke 1

Ecke 2 Ecke 3

Ecke 4



Folgend werden die in Abb. 1 aufgeführten Komponenten eines Göttinger-Kanals näher

beschrieben.

2.2.1 Düse

Die Düse eines Windkanals dient zur Beschleunigung der Strömung, wobei die Ge-

schwindigkeit über den Austrittsquerschnitt vergleichmäßigt und der Turbulenzgrad in der

Strömung verringert wird.

Das Maß, wie stark die Geschwindigkeit der Strömung beim Durchqueren der Düse er-

höht wird, gibt ihr Kontraktionsverhältnis κ wieder. Das Kontraktionsverhältnis ist definiert

als das Verhältnis der Querschnitte des Düseneintritts AE zu dem des Düsenaustritts AA:

A

E

AA=κ (1)

Prinzipiell gilt, dass je größer das Kontraktionsverhältnis einer Düse ist, desto gleichmäßi-

ger ist die Geschwindigkeitsverteilung über dem Austrittsquerschnitt und desto niedriger

ist der Turbulenzgrad des Windkanalstrahls. Bei Automobilwindkanälen reicht, wie durch

Prandtl vorgeschlagen, ein Kontraktionsverhältnis von κ =4. Für einen aeroakustischen

Windkanal empfiehlt sich ein Kontraktionsverhältnis von κ =5,5 – 6,0. [2]

Ein weiteres wichtiges Merkmal einer Windkanaldüse ist ihre Kontur, auf die in Kapitel 5

näher eingegangen wird.

2.2.2 Messstrecke

Ein Windkanal muss so konstruiert sein, dass in der Messstrecke konstante Druck- und

Geschwindigkeitsverhältnisse, sowie Drallfreiheit und geringe Turbulenz vorliegen, um

möglichst die Verhältnisse im freien Luftstrom zu erreichen.

Man unterscheidet zwischen offenen und geschlossenen Messstrecken. Die offenen

zeichnen sich durch bessere Zugänglichkeit bei Messungen aus, haben aber den Nach-

teil, dass der brauchbare Messstrahlquerschnitt durch Verwirbelungen zwischen der

ruhenden Außenluft und der strömenden Luft eingeengt wird.

Innerhalb der Messstrecke ist das Messobjekt an einer Mehrkomponentenwaage befes-

tigt, die die durch Anströmung des Objektes entstehenden Kräfte und Momente erfasst.

Die hierbei maximal auftretenden drei Kräfte und drei Drehmomente (in einem orthogona-

len Koordinatensystem) können mittels einer Sechs-Komponentenwaage aufgenommen

werden.



2.2.3 Auffangtrichter (Kollektor)

Die Aufgabe des Auffangtrichters ist es, die im Freistrahl strömende Luft einzufangen und

dem ersten Diffusor zuzuführen.

2.2.4 Diffusoren

Die Diffusoren dienen zur Druckrückgewinnung, wobei die von der Düse beschleunigte

Strömung verzögert und somit ein Teil des Staudrucks wieder in statischen Druck umge-

wandelt wird. Durch die Verzögerung der Strömung besteht die Gefahr, dass Ablösungen

entstehen, weswegen der Öffnungswinkel des Diffusors 8° nicht überschreiten sollte. Dies

bedingt, dass Diffusoren oftmals sehr lang ausgeführt werden müssen. Durch spezielle

Einbauten können auch größere Öffnungswinkel ohne Entstehung von Ablösungen in

„Kurzdiffusoren“ verbaut werden. Bei Diffusoren mit hohem Turbulenzgrad am Eintritt (z.B.

bei hinter Strömungsmaschinen verbauten Diffusoren) können auch größere Öffnungs-

winkel in Kauf genommen werden.

Windkanäle Göttinger Bauart verfügen oftmals über zwei, in Ausnahmefällen auch drei

Diffusoren.

2.2.5 Umlenkschaufeln

Die vier Ecken des Grundrisses eines Göttinger-Kanals sind mit Kaskaden von 90°-

Umlenkschaufeln versehen, die die Strömung führen und Ablösungen und Verwirbelun-

gen verhindern. Um die dabei entstehenden Strömungsverluste zu minimieren, werden

oftmals Schaufeln mit profilierter Kontur verbaut. In aeroakustischen Windkanälen dienen

die Schaufeln zudem als Winkelschalldämpfer.

2.2.6 Gebläse

Das Gebläse hat die Aufgabe, die Luft so zu beschleunigen, dass in der Messstrecke die

gewünschte Strömungsgeschwindigkeit herrscht. Die Antriebsleistung ist dabei von den

Strömungsverlusten innerhalb des Rundlaufs abhängig. Üblicherweise werden bei Wind-

kanälen Göttinger Bauart Axialventilatoren verbaut, die gegenüber Radialventilatoren

höhere Volumenströme und geringere Totaldruckerhöhungen, bei gleicher umgesetzter

Leistung, erzielen.

2.2.7 Beruhigungskammer

Die Beruhigungskammer befindet sich vor der Düse und ist mit verschiedenen Einbauten

versehen, die modular ein- und ausgebaut werden können. Einbauten können Siebe,

Fliese und Gleichrichter sein. Sie alle dienen dazu, die Strömung vor Eintritt in die Düse

zu vergleichmäßigen und den Turbulenzgrad zu senken. Nachteilig ist an ihrer Verwen-

dung der erhöhte Anlagenwiderstand, da Strömungsverluste bei ihrer Durchdringung

entstehen.



2.3 Vorhandener Windkanal der FH Düsseldorf

Der aktuell vorhandene Windkanal des Fachgebiets Strömungstechnik und Akustik der

Fachhochschule Düsseldorf ist ein typischer Windkanal Göttinger Bauart, der von der

Firma Dingler gebaut und 1968 an der Staatlichen Ingenieursschule Düsseldorf in Betrieb

genommen wurde.

Der Aufbau dieses Unterschallwindkanals mit offener Messstrecke entspricht in etwa der

schematischen Darstellung in Abb. 1, wobei die verbauten Umlenkecken lediglich gebo-

gene, nicht profilierte Metallplatten sind.

Technische Daten des Windkanals [3]:

• Düsendurchmesser 600 [mm]

• Kontraktionsverhältnis 4,98 [-]

• Max. Messstreckenlänge 1200 [mm]

• Max. Geschwindigkeit im Strahl 50 [m/s]

• Max. Totaldruckerhöhung 1100 [Pa]

• Max. Volumenstrom 14 [m3/s]

• Gebläse Einstufiges Axialgebläse, drehzahlgeregelt

• Antriebsmotor Gleichstrommotor 23 kW, 2000 min-1 (max.)

Die mittlere Umlaufstrecke des Windkanals beträgt 17,9 m (siehe Abb. 2).

Abb. 2 Zentrale Hauptabmessungen des vorhandenen Windkanals

Die Messstrecke ist mit einer Dreikomponenten-Waage der Firma Pfister aus Augsburg

ausgestattet.



2.4 Geplanter Windkanal der FH Düsseldorf

Im Hinblick auf den Umzug der FH Düsseldorf auf Ihren neuen Campus in Derendorf,

muss im Vorfeld entschieden werden, welche Maschinen und Prüfstände vom Inventar

des alten Campus’ übernommen werden, welche gegebenenfalls neu bestellt bzw. neu

konzipiert und gebaut werden und auf welche in Zukunft verzichtet werden kann. Dabei

sind unter anderem der Grundzustand, der Zustand nach aktuellen technologischen Ge-

sichtspunkten und die Notwendigkeit in Hinblick auf Forschungsprojekte und den Einsatz

im Praktikum einer jeden Maschine und eines jedes Prüfstands ausschlaggebend für

ihren Verbleib oder ihre Neubeschaffung.

Der in 2.3 beschriebene, vorhandene Windkanal hat zwar einen guten Grundzustand, ist

aus technologischen Gesichtspunkten hinsichtlich Effizienz (und somit Wirtschaftlichkeit)

und Präzision jedoch nicht mehr zeitgemäß. Im Bereich der Aerodynamik lassen sich

heutzutage durch profilierte Umlenkschaufeln geringere Strömungsverluste und eine

bessere Strömungsführung erwirken. Eine neu gestaltete Düse mit optimierter Kontur

sorgt zudem für nahezu konstante Geschwindigkeiten über die gesamte Fläche des Dü-

senaustritts und gleicht Ungleichförmigkeiten, die bei Düseneintritt bestehen, aus.

Nach dem aktuellen Stand der Technik lassen sich effizientere Gebläse bauen, die in

ihrem optimalen Betriebspunkt einen Wirkungsgrad von bis zu 87 % erzielen. Somit ist

auch unter wirtschaftlichen Gesichtspunkten eine Neukonzeption des Windkanals sinnvoll

Eine größere Effizienz kann zwar erzielt werden, jedoch wird das Gebläse dadurch lauter.

Aeroakustisch gesehen gibt es auch ein erhöhtes Verbesserungspotential wenn man

berücksichtigt, dass ein Praktikum am Windkanal unter Volllast nur mit Gehörschutz statt-

finden kann. Dies allein schon zeigt, dass man mit dem aktuellen Windkanal weit davon

entfernt ist, akustische Messungen an Objekten durchführen zu können. Das Messspekt-

rum des Windkanals soll jedoch, auch im Hinblick auf die Institutsbildung „ISAVE“ (Sound

And Vibration Engineering), zukünftig akustische Messungen umfassen.

Der neue Windkanal, der im Rahmen dieser Master Thesis konzipiert wurde, soll sich in

bestimmten technischen Daten an den bereits vorhandenen Windkanal anlehnen:

Geforderte Technische Daten des neuen Windkanals:

• Düsendurchmesser 600 [mm]

• Max. Messstreckenlänge 1200 [mm]

• Max. Geschwindigkeit im Strahl 50 [m/s]



Die Länge der Messstrecke soll erhalten bleiben, damit die bestehende Dreikomponen-

ten-Waage weiter verwendet werden kann.

Die Stromführung soll nicht wie bei dem vorhandenen Windkanal in einer horizontalen-,

sondern in einer vertikalen Ebene verlaufen (siehe Abb. 3). Dies hat den Hintergrund,

dass ISAVE über einen Keller verfügen wird, der sich direkt unter der Laborhalle befindet.

Dadurch können der laute Antrieb und die Messstrecke räumlich voneinander getrennt

werden. Nur der Bereich Ecke 4, Beruhigungskammer, Düse, Messstrecke, Kollektor /

Diffusor und Ecke 1 sollen sich zukünftig in der Laborhalle befinden. Der Windkanal läuft

folgend durch Öffnungen in der Zwischendecke in den Keller, wo sich das Gebläse befin-

den wird.

Abb. 3 Gegenüberstellung Windkanalführung alter W indkanal / neuer Windkanal

Im Gegensatz zu dem alten, mit einem Axialventilator angetriebenen, Windkanal, soll der

Zukünftige über einen Ventilator radialer Bauart verfügen. Er ersetzt Ecke 3 (der Strö-

mungsrichtung folgend) vor der Düse. Eine Begründung, warum zukünftig ein Radialventi-

lator verbaut werden soll, wird in Kapitel 3 geliefert.

alter Windkanal neuer Windkanal

Zwischendecke

Laborhalle

Keller

3 Auswahl des Antriebs Seite 9


3 Auswahl des Antriebs

Um die Luft, die durch den Windkanal geblasen wird zu fördern bzw. zu beschleunigen,

kommen generell die beiden Hauptformen von Ventilatoren, Axial- bzw. Radialventilatoren

in Frage.

Ventilatoren sind Arbeitsmaschinen, also angetriebene Maschinen, die mechanische

Energie aufnehmen und über eine Antriebswelle und ein Laufrad auf ein Fördermedium

übertragen und somit ein gasförmiges Medium (z.B. Luft) fördern oder verdichten. Das

Fördermedium erfährt dabei durch die Schaufeln des in einem Gehäuse rotierenden

Laufrads eine Umlenkung, wodurch die mechanische Leistung in aerodynamische Leis-

tung umgesetzt wird.

Abb. 4 Axial- und Radialventilator gegenübergeste llt [4]

Axialventilatoren kommen da zum Einsatz, wo hohe Volumenströme und vergleichsweise

geringe Druckerhöhungen bei der Förderung des Strömungsmediums erzielt werden

müssen. Demgegenüber sind Radialventilatoren für die Erzielung geringerer Volumen-

ströme und höherer Druckerhöhungen geeignet. Es ist möglich, beinahe jeden Betriebs-

punkt mit einem Axial- bzw. einem Radialventilator zu erreichen, jedoch beziehen sich die

oben genannten Grundsätze zum Einsatz der jeweiligen Bauform auf ihre Optimalpunkte,

also die Betriebspunkte, in denen die Ventilatoren ihren höchsten Wirkungsgrad errei-

chen.

Axialventilator Radialventilator



3.1 Axialventilatoren

Der Axialventilator besteht aus der Einlaufdüse

mit dem Gehäuse, dem Laufrad und dem An-

triebsmotor mit Nachleitwerk bzw. Halterung (bei

leitwerkslosen Axialventilatoren). Die Ein-

strömdüse hat die Aufgabe, eine gleichmäßige

Geschwindigkeitsverteilung vor dem Laufrad zu

erzeugen, damit dieses voll über die gesamte

Schaufellänge beaufschlagt wird. In den Schau-

felkanälen des Laufrades findet die Energie-

umsetzung statt. Hier wird statischer und dyna-

mischer Druck erzeugt. Hinter dem Laufrad stellt

sich eine stark drallbehaftete, spiralenförmige

Strömung ein, d. h. die vom Laufrad abströmen-

de Luft hat eine Geschwindigkeitskomponente in tangentialer (Umfangs-) Richtung. Um

diese nutzlose Komponente dynamischer Druckenergie in statische Druckenergie zu

verwandeln, werden Leitwerke eingesetzt. Das sind fest im Schacht in Strömungsrichtung

vor oder hinter dem Laufrad angeordnete Leitschaufelkränze. Entsprechend nennt man

sie Vorleitwerk bzw. Nachleitwerk. Sie bewirken eine Umlenkung der Strömung in dem

Sinne, dass die Abströmung hinter dem Ventilator axial gerichtet ist. [5]

3.2 Radialventilatoren

Der Radialventilator besteht aus dem Spiralge-

häuse mit Einlaufdüse und Austrittstutzen, dem

Laufrad und der Zunge. Die zu fördernde Luft

tritt durch die Einströmdüse in das Laufrad ein

und wird dabei in radiale Richtung umgelenkt. Im

Laufrad findet die Energieumsetzung statt, d. h.

die dem Laufrad über die Welle vom An-

triebsmotor zugeführte mechanische Energie

wird in Druck- und Geschwindigkeitsenergie

umgesetzt. Das Spiralgehäuse hat zwei Aufga-

ben zu erfüllen. Es sammelt die aus dem Lauf-

rad ausströmende Luft, führt sie zu einem ge-

meinsamen Austritt und wandelt einen Teil der

Geschwindigkeitsenergie (dynamischer Druck) durch die stetige Querschnittserweiterung

in Strömungsrichtung in Druckenergie (statischer Druck) um (Diffusoreffekt). Die engste

Stelle zwischen Spiralgehäusewand und Laufrad wird von der Zunge gebildet. Radialven-

tilatoren erreichen höhere Drücke als Axialventilatoren, da die radialen Schaufelkanäle

Abb. 5 Schema Axialventilator [5]

Abb. 6 Schema Radialventilator [5]



durch die unterschiedlichen Umfangsgeschwindigkeiten am Ein- und Austritt des Laufra-

des zur statischen Druckerzeugung beitragen. [5]

3.2.1 Unterteilung von Radialventilatoren

Radialventilatoren werden nach Krümmungsform (gebogen oder gerade) und Krüm-

mungsrichtung der Schaufeln im Laufrad in verschiedene Kategorien unterteilt. Wie man

in Abb. 7 erkennen kann, wird die Krümmungsrichtung durch den Schaufelaustrittswinkel

β2 beschrieben, der je nach Betrag eine eigene Laufradart definiert:

• β2 < 90° Laufrad mit rückwärts gekrümmten Schaufeln

• β2 = 90° Laufrad mit radial endenden Schaufeln

• β2 > 90° Laufrad mit vorwärts gekrümmten Schaufeln

Abb. 7 Laufrad mit unterschiedlich gekrümmten Sch aufeln [6]

Schaufelform und -krümmung können, bei ansonsten gleichen Abmessungen des Spiral-

gehäuses und der Laufraddurchmesser zu deutlichen Unterschieden in Wirkungsgrad,

Druckzahl, Leistungszahl und somit auch der Kennliniencharakteristik führen.

In Abb. 8 sind die Zeichnungen von fünf unterschiedlichen Laufrädern zu sehen, die sich

lediglich in der Form und Krümmung ihrer Schaufeln unterscheiden. Laufrad (a) ist mit

vorwärts gekrümmten Kreisbogenschaufeln bestückt (β2 = 170°). Laufrad (b) verfügt über

radial endende Schaufeln und Laufrad (c) hat gerade, rückwärts geneigte Schaufeln. Die

übrigen beiden Laufräder (d und e) haben rückwärts gekrümmte Kreisbogenschaufeln

(d�β2 = 44° und e�β2 = 34°).



Die dimensionslosen Kennfelder dieser fünf real vermessenen Laufräder zeigen, dass mit

größer werdender Umlenkung, d.h. mit einem steigenden Schaufelaustrittswinkel β2, die

Druckzahl ψ und der Leistungsbedarf λi ansteigen. Der Wirkungsgrad ηi fällt dagegen ab.

Radialventilatoren mit vorwärts gekrümmten Schaufeln werden oftmals als sog. Trommel-

läufer ausgeführt mit einer großen Anzahl von Schaufeln. Der Anteil der Geschwindig-

keitsenergie ist sehr hoch, dagegen ist der Wirkungsgrad eher schlecht. Aufgrund des

sehr hohen Wirkungsgrades werden zunehmend Radialventilatoren mit rückwärts ge-

krümmten Schaufeln industriell eingesetzt.

Abb. 8 Einfluss der Schaufelform auf Wirkungsgrad , Druckzahl und Leistungszahl [6]

a

b

c

d

e

a

e d c b



In Abb. 9 sind die spezifischen Schallleistungspegel von Radialventilatoren mit vorwärts

gekrümmten Schaufeln, mit radial endenden Schaufeln und mit rückwärts gekrümmten

Schaufeln über den Wirkungsgrad aufgetragen.

Der spezifische Schallleistungspegel stellt den auf die Förderleistung normierten Schall-

leistungspegel dar und berechnet sich nach Madison:

∆∆+

−=

0t

t

0 pp

lg20V

Vlg10LwLws

&

&

(2)

Der in dieser Formel vorkommende Schallleistungspegel Lw kann mit Hilfe des Schall-

druckpegels Lp und der durchschallten Fläche ARohr (in diesem Fall die Querschnittesflä-

che im Rohr des Kanalprüfstands) wie folgt bestimmt werden:

+=

0

Rohr

AA

lg10LpLw (3)

Es zeigt sich, dass Laufräder mit rückwärts gekrümmten Schaufeln sowohl aus akusti-

schen (LWS) als auch aus Effizienzgründen (η) gegenüber den anderen Formen vorzu-

ziehen sind (schwarze Kurve).

Abb. 9 Spez. Schallleistungspegel über den Wirkun gsgrad versch. Ventilatoren [7]



3.3 Ventilatorauswahlverfahren

Neben den Hauptbauformen gibt es noch Mischformen von Ventilatoren, wie z.B. halbaxi-

ale und diagonale Ventilatoren, die Kompromisse für Einsatzzwecke bilden, wo mittlere

Volumenströme und mittlere Druckerhöhungen gefordert sind. In Tab 1 kann man die

Gegenläufigkeit von Volumenstrom V& und spez. Stufenarbeit Y∆ von einer Bauform zur

anderen erkennen, die den Einsatzbereich eines Ventilators charakterisieren.

Tab 1 Ventilatoreneinsatzbereiche nach Schnelllau fzahl [8]

Laufradform Schnelllaufzahl Spezifische

Drehzahl Tendenz

σ yn V& Y∆

[-] [1/s] [m3/s] [m2/s2]

Radialrad 0,06 – 0,26 0,03 – 0,12

Halbaxialrad 0,26 – 0,52 0,12 – 0,24

Diagonalrad 0,52 – 1,04 0,24 – 0,48

Axialrad 0,64 – 3,20 0,30 – 1,50

Cordier rechnete eine größere Anzahl gut

ausgeführter Radial- und Axialgebläse im

Auslegungspunkt nach und trug sie in

einem (σ, δ)-Diagramm auf. Danach

liegen die Optimalwerte von Schnelllauf-

zahl σopt und Durchmesserzahl δopt sorg-

fältig ausgelegter und ausgeführter Tur-

bomaschinen, die beim besten Wirkungs-

grad arbeiten, innerhalb eines schmalen

Bandes im (δ, σ)-Diagramm. Dieses sog.

Cordier-Diagramm ist meist doppelloga-

rithmisch aufgetragen. Die Durchmesser-

zahl δ entspricht einem dimensionslosen

Durchmesser und die Schnelllaufzahl σ

besagt, wie vielmal schneller oder lang-

samer sich das Laufrad gegenüber einem

Vergleichsventilator dreht. [8]

Abb. 10 Cordier -Diagramm [8]



Die Schnelllaufzahl σ errechnet sich aus:

4

3t

4

4 3

4

p

Vn2

Y

Vn2

ρ∆

⋅⋅π⋅=⋅⋅π⋅=σ&&

(4)

Die Durchmesserzahl δ errechnet sich aus:

2V

2YD 4

2

π⋅⋅⋅=δ&

(5)

Das Cordier-Diagramm ist für zwei verschiedene Arten von Anwendungen vorteilhaft:

Projektierung / Auslegung eines Ventilators

• bei gegebenen V& ,Y und n kann der optimale Laufradaussendruchmesser D2 über

σ ermittelt werden

• bei gegebenen V& ,Y und D2 kann die optimale Drehzahl n über δ ermittelt werden

Kontrolle

• Prüfen, ob der ausgeführte Ventilator optimal ausgelegt und eingesetzt ist, d.h. im

günstigsten Wirkungsgrad arbeitet

3.4 Geräuschvergleich von Ventilatoren

Das wichtigste Kriterium für die Auswahl des Ventilators einer lufttechnischen Anlage (z.B.

eines Windkanals) ist die zu erbringende Luftleistung beschrieben durch den Volumen-

strom V& und die Gesamtdruckerhöhung tp∆ . Es gibt jedoch Fälle, in den die Gesamtkon-

zeption einer lufttechnischen Anlage noch nicht in allen Einzelheiten festliegt. So gibt es

auch bei einem festem Arbeitspunkt Bereiche der Luftleistung, in denen sich die Einsatz-

gebiete unterschiedlicher Ventilatortypen überlappen. Neben der zu erbringenden Luftleis-

tung, dem Hauptkriterium zur Auswahl eines Ventilators, können noch der Raumbedarf,

der maximale Wirkungsgrad, das Ventilatorgeräusch und die Investitionskosten für die

Auswahl eines geeigneten Ventilatortyps von Bedeutung sein.

Neise untersuchte acht unterschiedliche Ventilatortypen (zwei Axialventilatoren, vier Ra-

dialventilatoren, einen Trommelläufer und einen Halbradialventilator) hinsichtlich ihrer

Geräuschentwicklung. Die Beurteilung erfolgte Anhand des spezifischen Schallleistungs-

pegels (siehe Formel (2)), da so ein Vergleich der acht Ventilatoren über den gesamten

Kennlinienbereich möglich ist.



Sigel führte ähnliche Untersuchungen mit sechs Ventilatoren unterschiedlichen Bautyps

durch. Alle sechs Ventilatoren wurden zur Messung der Schallleistung bei nominell dem

selben Arbeitspunkt betrieben. Nachteilig war an dieser Untersuchung, dass die Auswahl

der zu vergleichenden Ventilatoren stark eingeschränkt war und, dass die Ventilatoren im

vorgegebenen Arbeitspunkt nicht ihre individuellen Optimalpunkte erreichten.

Das Ergebnis von Neises Untersuchung zeigte, dass von den acht untersuchten Ventilato-

ren die Radialventilatoren mit rückwärts gekrümmten Schaufeln den niedrigsten spezifi-

schen Schallleistungspegel im Optimalpunkt erreichten. Der Axialventilator mit Nachlei-

trad erreichte im Optimalpunkt einen um 11 dB höheren spezifischen Schalleistungspegel

als der leiseste Radialventilator. Die Untersuchungen von Sigel ergaben ein entgegenge-

setztes Ergebnis, da sich hier der Axialventilator mit Nachleitrad als leiser erwies, als die

vermessenen Radialventilatoren mit rückwärts gekrümmten Schaufeln.

Im Vergleich der normierten spezifischen Schalleistungsspektren beim jeweiligen Opti-

malpunkt zeigten sich die Radialventilatoren mit rückwärts gekrümmten Schaufeln über

den gesamten untersuchten Bereich der Strouhalzahl1 als die leisesten.

Laut Neise […] erheben die […] gemachten Aussagen keinen Anspruch auf absolute

Allgemeingültigkeit, sondern wollen nur Tendenzen bezüglich der Geräuschentwicklung

von Ventilatoren aufzeigen. [9]

Die beiden o.g. Untersuchungsergebnisse sind widersprüchlich. Das Kriterium der Geräu-

schentwicklung zur Auswahl eines geeigneten Ventilators für den Windkanal scheint somit

ungeeignet. Führt man eine Auslegung nach dem Hauptauswahlkriterium, dem Arbeits-

punkt durch, so wird die Tatsache, dass der Radialventilator mit rückwärts gekrümmten

Schaufeln im Optimalpunkt am leisesten arbeitet zu einem Koinzident, der zwar positiv,

jedoch von untergeordneter Bedeutung ist. Die Tatsache, dass grundsätzlich zu den

Untersuchungen Aussagen bezüglich des jeweiligen Optimalpunktes der verschiedenen

Ventilatortypen getroffen wurden, schränkt die Vergleichbarkeit ein, da sich die Optimal-

punkte von Axialventilatoren weit von denen der Radialventilatoren befinden. Als Basis

zur Auswahl eines geeigneten Ventilators stellt das Cordier-Diagramm weiterhin die beste

Lösung dar.

1 u

lfSt

⋅= f = Wirbelablösefrequenz

l = Größe des umströmten Hindernisses

u = Strömungsgeschwindigkeit



3.5 Determinierung des Ventilatortyps

Als Antrieb des zu ersetzenden Windkanals dient ein Axialventilator, der bei maximal

1100 Pa Druckerhöhung einen Volumenstrom von 14,14 m3/s fördert und dabei seinen

höchsten Wirkungsgrad erzielt. Zukünftig soll dieser Betriebspunkt erreicht werden kön-

nen, jedoch soll der höchste Wirkungsgrad bei geringeren Volumenströmen und höheren

Drücken erzielt werden.

Der gesamte Rundlauf der Strömung wird konstruktionsbedingt (Führung verläuft horizon-

tal durch die Zwischendecke zum Keller) verlängert, was im Vergleich zum Ist-Zustand zu

größeren Druckverlusten führt.

Zudem sollen in der Messstrecke gegebenenfalls Objekte mit großer Stirnfläche (relativ

zur Querschnittsfläche der Düse und des Kollektors) vermessen werden, was zu hohen

Versperrungsverhältnissen und somit ebenfalls hohen Druckverlusten führt.

Diese Anforderungen an den Antrieb zeigen, dass ein Ventilator radialer Bauart am ge-

eignetsten für den Einsatz im neuen Windkanal ist. Ein Radialventilator erreicht seinen

höchsten Wirkungsgrad, wenn er vergleichsweise stärker angedrosselt wird als ein Axial-

ventilator.

Die Ersparnis einer Umlenkecke ist ein weiterer Punkt, der für einen Radialventilator

spricht.

Bei vielen Windkanälen befindet sich der Motor, der den Axialventilator antreibt, innerhalb

des geschlossenen Rücklaufs. Die Erwärmung des Motors im Betriebszustand des Kanals

führt zu unerwünschter Erwärmung der Luft. Da sich bei Radialventilatoren die An-

triebsmotoren generell außerhalb des Spiralgehäuses befinden, gibt es keinen Wär-

meaustausch zwischen Motor und strömender Luft.

Die Festlegung auf einen Radialventilator als Antrieb des neuen Windkanals führt zur

Frage nach der geeigneten Laufradform, über die der Ventilator verfügen soll. Wie aus

3.2.1 hervorgeht, verfügen Laufräder mit rückwärts gekrümmten Schaufeln über eine

hohe Effizienz und akustische Güte. Da bei der Auslegung des neuen Windkanals beson-

ders auf die Wirtschaftlichkeit und eine geringe Geräuschentstehung geachtet werden

soll, wird ein Radialventilator mit rückwärts gekrümmten Schaufeln als bestmögliche

Antriebsvariante beurteilt und folgend ausgelegt.

4 Auslegung des Radialventilators / Antrieb des Win dkanals Seite 18


4 Auslegung des Radialventilators / Antrieb des Win dkanals

Die Auslegung des Radialventilators mit rückwärts gekrümmten Schaufeln, der zukünftig

als Antrieb des neuen Windkanals dienen soll, basiert wesentlich auf den Erkenntnissen

und den daraus abgeleiteten Auslegungsvorschriften und -prinzipien, die an der FH Düs-

seldorf definiert wurden.

L. Bommes stellte Entwurfspolynome auf, anhand derer man unter Vorgabe des Volu-

menstroms V& , der Totaldruckerhöhung tp∆ , der mittleren Dichte ρ (des Fördermediums)

und einer Drehzahl n eine optimale Gestaltung eines Radialventilators erreicht. Zunächst

lässt sich somit der optimale Laufradaußendurchmesser D2 ermitteln. Die Polynome nach

Bommes sind in einem bestimmten Bereich des Cordier-Diagramms anwendbar, wobei

die Ventilatoren, die aufgrund der oben genannten Eckdaten über die Schnelllaufzahl σ

diesem Bereich zugeordnet werden, sehr hohe Wirkungsgrade von bis zu 87 % erreichen

können. [10]

Um einen Ventilator optimal auslegen zu können, wird zunächst der Auslegungspunkt

gebraucht, der im Fall des neuen Windkanals noch nicht bekannt ist. Die eigentliche

Auslegung mit ihren Details folgt, nachdem die Bestimmung des Auslegungspunktes

erläutert wurde.

4.1 Grundlagen zu Ventilatorkennfeldern

Die typische Auftragung des Kennfeldes eines Ventilators erfolgt, indem in einem Koordi-

natensystem der Volumenstrom V& auf der Abszisse und die Totaldruckerhöhung tp∆ auf

der Ordinate aufgetragen wird. Die einzelnen Punkte, die die Stützstellen der Kennlinie

bilden, werden durch eine Leistungsvermessung (z.B. im Kanalprüfstand) ermittelt. Dabei

arbeitet der Ventilator bei nahezu gleicher Drehzahl und wird für jeden Messpunkt stetig

weiter angedrosselt. Messpunktabhängig wird der Volumenstrom gemessen, den der

Ventilator fördert und der Druck, den er der Drosselung entgegensetzt. Bei einem Radial-

ventilator sinkt mit zunehmender Drosselung der Volumenstrom, der Druck steigt bis zu

einem Maximum an und fällt aufgrund bestimmter, konstruktionsbedingter Verluste wieder

ab.



Eine Kennlinie im dimensionsbehafteten Kennfeld ist immer von der Drehzahl des Lauf-

rads abhängig. Wie man in Abb. 11 erkennen kann, besteht ein komplettes Kennfeld aus

mehreren drehzahlabhängigen Kennlinien.

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5

V_pkt [m 3/s]

∆p

[Pa]

n = 1045 [1/min]n = 1538 [1/min]

Abb. 11 Kennfeld eines Radialventilators

Neben dem eigentlichen Kennfeld sind noch die Wirkungsgrade des Ventilators pro

Messpunkt von Interesse, die eine Wirkungsgradkennlinie der Gestalt ( )Vf &=η ergeben.

Der Wirkungsgrad η wird ermittelt, indem man die durch den Ventilator aerodynamisch

umgesetzte Leistung durch die vom Antriebsmotor abgegebene Leistung dividiert.

Motor

Ventilator

PP=η (6)

Die Leistung des Ventilators berechnet sich dabei aus:

tVentilator pVP ∆⋅= & (7)



In Abb. 12 ist beispielhaft eine Wirkungsgradkennlinie eines Radialventilators aufgetra-

gen. Bei dem Verlauf der Kennlinie gibt es einen Hochpunkt, bei dem der Ventilator sei-

nen höchsten Wirkungsgrad erreicht.

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

0,00 0,50 1,00 1,50 2,00 2,50

V_pkt [m 3/s]

η [-

]

n=1045 [1/min]

Abb. 12 Wirkungsgradkennlinie eines Radialventila tors

Eine Kurve die im Kennfeld durch die Optimalpunkte der einzelnen, drehzahlabhängigen

Kennlinien verläuft, wird als Anlagenkennlinie bezeichnet (siehe grüne Linie in Abb. 13).

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5

V_pkt [m 3/s]

∆p

[Pa]

n = 1045 [1/min]n = 1538 [1/min]Anlagenkennlinie

Abb. 13 Anlagenkennlinie im Kennfeld eines Radial ventilators



4.1.1 Normierung des Kennfeldes

Basierend auf der Ähnlichkeitstheorie können die dimensionsbehafteten Messpunkte der

Kennlinie nach der VDI Richtlinie 2044 auf die dimensionslosen Kennzahlen φ (Lieferzahl)

und ψ (Druckzahl) normiert werden. Als natürliche Grundgrößen, deren Linearkombinatio-

nen zur Normierung dienen, werden die Drehzahl n und der Laufradaußendurchmesser

D2 gewählt. Die Normierung erfolgt nach:

23

2 nD

V4

π⋅⋅⋅=ϕ&

(Lieferzahl) (8)

und

222

2

p

nD

2

π⋅⋅⋅ρ

∆⋅=ψ (Druckzahl) (9)

Trägt man die Kennlinien normiert in einem dimensionslosen Kennfeld auf, so liegen die

vermessenen Kurven nahezu übereinander.

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

0,00 0,02 0,04 0,06 0,08 0,10 0,12 0,14 0,16

φ [-]

ψ [-

] n=1045 [1/min]n=1538 [1/min]

Abb. 14 Dimensionsloses Kennfeld eines Radialvent ilators

Der Vorteil an der Normierung liegt darin, dass man unbekannte Kennlinien durch skalie-

ren mit anderen Drehzahlen prognostizieren kann. Man kann also das dimensionsbehafte-

te Kennlinienfeld mit prognostizierten Kennlinien erweitern, ohne weitere Messungen

durchgeführt zu haben.



4.2 Findung des Auslegungspunktes

Der vorhandene Windkanal erreicht, angetrieben durch einen Axialventilator, einen Volu-

menstrom von 14,14 m3/s und eine Totaldruckerhöhung von 1100 Pa bei einer Drehzahl

von 2000 U/min, seinen maximalen Betriebspunkt, der gleichzeitig auch den Optimalpunkt

darstellt (Betriebspunkt an dem der Ventilator seinen höchsten Wirkungsgrad erreicht;

oftmals identisch mit dem Auslegungspunkt) [11]. Dieser Betriebspunkt soll maßgeblich

für den neuen Radialventilator sein, wobei der Auslegungspunkt im Optimalpunkt, also an

anderer Stelle im Kennfeld liegen soll. Die Tatsache, dass die Optimalpunkte des vorhan-

denen Axialventilators und des auszulegenden Radialventilators nicht identisch sein kön-

nen, wurde bereits in Kapitel 3 begründet.

Zur Auslegung des Ventilators ist es erforderlich, den unbekannten Optimalpunkt auf einer

unbekannten Kennlinie zu finden. Lediglich der o.g. Betriebspunkt, der auf der Kennlinie

liegen soll, ist bekannt (siehe Abb. 15).

14,14; 1100

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

V_pkt [m 3/s]

∆p

[Pa]

unbekannte Kennlinieunbekannter OptimalpunktBetriebspunkt

Abb. 15 Schematische (unbekannte) Kennlinie des n euen Radialventilators

Da der auszulegende Radialventilator nach diversen, an der FH Düsseldorf aufgestellten,

Konstruktionsvorschriften gestaltet werden soll, überträgt man bekannte Kennlinien von

Prototypen bzw. Modellventilatoren, die nach diesen Konstruktionsvorschriften gebaut

wurden, auf den auszulegenden Radialventilator. Voraussetzung ist eine geometrische

Ähnlichkeit zwischen dem Prototyp und auszulegenden Ventilator, wobei die Abmaße des

Prototyps umskaliert werden.



Als Modellventilator wird ein Radialventilator mit einem Laufradaußendurchmesser von

0,722 m genutzt (zukünftig RV722 genannt). Auf seine exakten Abmaße wird später noch

eingegangen.

4.2.1 Kennlinien des Modellventilators

Der Modellventilator wurde im fachbereichseigenen Kanalprüfstand vermessen. Exempla-

risch sind in Abb. 16 zwei dabei ermittelte Kennlinien dargestellt.

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

0,0 0,5 1,0 1,5 2,0 2,5 3,0 3,5

V_pkt [m 3/s]

∆p

[Pa]

n = 1045 [1/min]n = 1538 [1/min]

Abb. 16 Gemessene Kennlinien des RV722

Beide Kennlinien wurden gemäß der in 4.1.1 beschriebenen Normierungsmethode ver-

rechnet und sind in Abb. 17 dimensionslos aufgetragen. Durch sämtliche vorhandenen

Stützstellen beider normierter Kennlinien wurde eine polynomische Trendlinie 3. Grades

gelegt. Es zeigt sich, dass diese Ordnung des Polynoms mit 4 Koeffizienten ausreichend

exakt ist, um den Verlauf der Kennlinie abzubilden. Zukünftig wird ψ (Druckzahl) grund-

sätzlich über das in der Abb. 17 dargestellte Polynom als Funktion von φ (Lieferzahl)

berechnet [ψ = f(φ)].



y = 194,5371244811x3 - 105,2346836458x2 + 7,7511523215x + 1,0981227022

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

0,00 0,02 0,04 0,06 0,08 0,10 0,12 0,14 0,16

φ [-]

ψ [-

] n=1045 [1/min]n=1538 [1/min]beide Polynomisch

Abb. 17 Dimensionslose Auftragung der Kennlinien des RV722

Mit der Wirkungsgradkennlinie wird ebenso verfahren, wobei hier ein Polynom 2. Grades

als ausreichend genau befunden wird (siehe Abb. 18). Zukünftig wird auch der Wirkungs-

grad η grundsätzlich über das Polynom als Funktion von φ berechnet [η = f(φ)].

y = -5675,6050928x2 + 924,5363357x + 49,8447331

0,0

10,0

20,0

30,0

40,0

50,0

60,0

70,0

80,0

90,0

100,0

0,00 0,02 0,04 0,06 0,08 0,10 0,12 0,14 0,16

φ [-]

η [-

] n = 1045 [1/min]n = 1538 [1/min]beide Polynomisch

Abb. 18 Wirkungsgradkennlinie des RV722



Jeder Betriebspunkt im dimensionslosen Kennfeld wird über die Normierung aus V& , tp∆ ,

ρ , n und D2 festgelegt. Die Normierung an sich erfolgt über die beiden natürlichen Grund-

größen n und D2. In der Regel werden Kennlinien über die Umskalierung der Drehzahl n

prognostiziert. Unter der Annahme, dass ein Ventilator, der über die gleichen geometri-

schen Verhältnisse wie der Modellventilator verfügt, jedoch größer oder kleiner ist, wird

davon ausgegangen, dass beide Ventilatoren über die gleiche dimensionslose Kennlinie

verfügen. Die Umskalierung erfolgt hier nicht nur über die Drehzahl n, sondern auch über

den Laufradaußendurchmesser D2.

Um den geforderten Volumenstrom zu fördern, muss der RV722 bei unrealistisch hohen

Drehzahlen betrieben werden. Somit ist nahe liegend, dass der neue Radialventilator für

den neuen Windkanal größer dimensioniert sein muss. Aus Gründen die noch genannt

werden, wird zunächst ein Laufradaussendruchmesser von 1,4 m festgelegt. Der neu

auszulegende Radialventilator wird folgend als RV1400 bezeichnet.

Somit sind vier von fünf Parametern vorhanden, die den Betriebspunkt im Kennliniendia-

gramm beschreiben:

• V& 14,14 [m3/s]

• tp∆ 1100 [Pa]

• ρ 1,2 [kg/m3] (ungefähre Luftdichte bei 20 °C)

• D2 1,4 [m]

Die Drehzahl als fünfte benötigte Größe, muss nun so bestimmt werden, dass der Be-

triebspunkt auf der dimensionslosen Kennlinie liegt. Durch die o.g. festgelegten Parame-

ter und durch Variation von n wurde eine Kurve von drehzahlabhängigen, dimensionslo-

sen Betriebspunkten erstellt, die in einem Punkt die Kennlinie schneidet (siehe Abb. 19).

Der Punkt auf dieser Kurve (roter Punkt), der genau im Schnittpunkt liegt, besitzt die

gesuchte Drehzahl.



0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

1,4

0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25

phi [-]

psi [

-]

KennlinieBetriebspunkt Betriebspunktvariation

Abb. 19 Drehzahlsuche über dimensionslosem Kennfe ld

Die Berechnung der Drehzahl erfolgt, indem zunächst die Formeln zur Normierung auf φ

und ψ nach n umgestellt werden:

2323 D

V4n

DnV4

π⋅⋅ϕ⋅=⇒

π⋅⋅⋅=ϕ

&&

(10)

22222 D

p2n

Dnp2

π⋅⋅ψ⋅ρ∆⋅=⇒

π⋅⋅⋅ρ∆⋅=ψ (11)

Da ψ, wie bereits erwähnt, zukünftig als Funktion von φ als Polynom beschrieben wird

( ) 0981,17512,723,10554,194f 23 +ϕ⋅+ϕ⋅−ϕ⋅=ϕ=ψ (12)

ergibt sich für (11) folgende Form:

)0981,17512,723,10554,194(Dp2

n 2322 +ϕ⋅+ϕ⋅−ϕ⋅⋅π⋅⋅ρ∆⋅= (13)



Durch Gleichsetzen beider Terme ergibt sich:

)0981,17512,723,10554,194(Dp2

DV4

23223 +ϕ⋅+ϕ⋅−ϕ⋅⋅π⋅⋅ρ∆⋅=

π⋅⋅ϕ⋅ &

(14)

Woraus folgt:

( ) ( ) )0981,17512,723,10554,194(m4,1mkg

2,1

mskg

11002

m4,1s

m14,144

23223

2

23

3

+ϕ⋅+ϕ⋅−ϕ⋅⋅π⋅⋅

⋅=

π⋅⋅ϕ

⋅

,5643110601 =ϕ ,1534990602 =ϕ

Da φ1 unrealistisch groß ist, wird φ2 als die gesuchte Lieferzahl angenommen (was nach

Abgleich mit Abb. 19 korrekt ist).

Löst man Gleichung (10) nun wieder mit ,1534990602 =ϕ auf, so ergibt sich die gesuchte

Drehzahl zu:

( ) min1

816s1

61,13m4,1,153499060

sm

14,144

DV4

n23

3

3≈=

π⋅⋅

⋅=

π⋅⋅ϕ⋅=&

Alle fünf Parameter die den Betriebspunkt definieren, an dem der RV1400 auf der Kennli-

nie des Modellventilators liegt, sind somit festgelegt. Dabei wird angenommen, dass die

gesamte Kennlinie für den neuen Ventilator mit dem Laufradaußendurchmesser D2 = 1,4

m gilt. Die unbekannte Kennlinie ist somit bestimmt. Es fehlt noch der Auslegungspunkt,

der auf dieser Kennlinie in einem Bereich zu finden ist, wo die Lieferzahl geringer und die

Druckzahl höher ist.

In Abb. 20 sind die dimensionslose Drosselkennlinie und die Wirkungsgradkennlinie über

die Polynome gebildet aufgetragen. Der Auslegungspunkt soll im Optimalpunkt liegen. Die

Lieferzahl, bei der der Wirkungsgrad maximal ist, wird dementsprechend als Auslegungs-

punkt definiert.

08,0opt =ϕ

144,10981,17512,723,10554,194 opt2

opt3

optopt =+ϕ⋅+ϕ⋅−ϕ⋅=ψ



0,08; 1,144

0,08; 87,48

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

1,4

0,00 0,02 0,04 0,06 0,08 0,10 0,12 0,14

φ [-]

ψ [-

]

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

η [-

] DrosselkurveWirkungsgrad

Abb. 20 Dimensionslose Drosselkennlinie und Wirku ngsgradkennlinie

Dimensionsbehaftet ergibt sich der Auslegungspunkt zu:

( )s

m37,7

4

08,0m4,1s1

60816

4

DnV

323

opt23

=⋅π⋅⋅

=ϕ⋅π⋅⋅

=&

( )

Pa24562

144,1m

kg2,1m4,1

s1

60816

2

Dnp

322

2

opt222

t =⋅⋅π⋅⋅

=ψ⋅ρ⋅π⋅⋅

=∆

Die in Abb. 15 noch unbekannten Kennlinie und Optimalpunkt sind nun gefunden (siehe

Abb. 21). Dabei handelt es sich allerdings rein um eine Prognose, die von der Realität des

in unbekannt hohem Maße abweichen kann. In Abschnitt 4.8 wird deshalb eine zusätzli-

che, analytische Kennlinienprognose des RV1400 durchgeführt.

7,37; 2456

14,14; 1100

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19

V_pkt [m 3/s]

∆p

[Pa]

Kennlinie n = 816 [1/min]

Optimalpunkt

Betriebspunkt

Abb. 21 Prognostizierte Kennlinie neuer Radialven tilator



4.3 Prognostizierte Kennfelder des RV1400

Wie in Kapitel 4.2 beschrieben, arbeitet der RV1400 bei 7,37 m3/s und 2456 Pa bei einer

Drehzahl von 816 1/min im Optimalpunkt. Dieser Betriebspunkt wird allerdings nur dann

erreicht, wenn die Druckverluste ausreichend groß sind, dass der Ventilator an diesem

Punkt gedrosselt wird. Sind die Druckverluste klein genug, so erreicht der RV1400 den

gewünschten Betriebspunkt von 14,14 m3/s und 1100 Pa, wobei der Ventilator hier relativ

unwirtschaftlich arbeitet (η = 57 %). Man bewegt sich also je nach Anlagenwiderstand im

Windkanal auf einer Kennlinie. Üblicherweise erfolgt die Volumenstromregelung über die

Drehzahl.

Exemplarisch wurden Kennlinien des RV1400 für die Drehzahlen 816 1/min, 1000 1/min,

1200 1/min, 1400 1/min und 1566 1/min in einem Diagramm dargestellt (Abb. 22). Diese

Drehzahlen sind bei einem Laufradaußendurchmesser von 1,4 m teilweise unrealistisch,

jedoch sollte gezeigt werden, dass bei einer Drehzahl von 1566 1/min der gewünschte

maximale Volumenstrom von 14,14 m3/s im Optimalpunkt liegt.

7,37; 2457

9,03; 3689

10,83; 5313

12,64; 7231

14,14; 9048

14,14; 1100

0

1000

2000

3000

4000

5000

6000

7000

8000

9000

10000

11000

12000

0 5 10 15 20 25 30 35 40

V_pkt [m 3/s]

∆p

[Pa]

n=816 1/minn=1000 1/minn=1200 1/minn=1400 1/minn=1566 1/minAnlagenkennlinieBetriebspunkt

Abb. 22 Drosselkennlinien des RV1400



Über die Berechnung mit dem Wirkungsgradpolynom [η = f(φ)] und entsprechender Dreh-

zahlskalierung wurde das folgende Wirkungsgradkennliniendiagramm erzeugt (Abb. 23).

0,87

0,00

0,10

0,20

0,30

0,40

0,50

0,60

0,70

0,80

0,90

1,00

0 5 10 15 20 25 30 35 40

V_pkt [m 3/s]

η [-

]

n=816 1/minn=1000 1/minn=1200 1/minn=1400 1/minn=1566 1/min

Abb. 23 Wirkungsgradkennlinien RV1400

Die bei den einzelnen Betriebspunkten umgesetzte aerodynamische Leistung ist in Abb.

24 aufgetragen.

0

30

60

90

120

150

180

0 5 10 15 20 25 30 35 40

V_pkt [m 3/s]

P [k

W]

n=816 [1/min]n=1000 [1/min]n=1200 [1/min]n=1400 [1/min]n=1566 [1/min]

Abb. 24 Leistungskennlinien RV1400



Um die effektive Leistung, die vom Antriebsmotor aufgebracht werden muss zu ermitteln,

wurden die Kennlinien von Abb. 23 und Abb. 24 miteinander verrechnet

( [ ] [ ])V(f/)V(fP && =η= ; siehe Abb. 25).

7,37; 20,69

9,03; 38,07

10,83; 65,79

12,64; 104,46

14,14; 146,20

14,14; 26,83

0

30

60

90

120

150

180

210

0 5 10 15 20 25 30 35 40

V_pkt [m 3/s]

P [k

W]

n=816 1/minn=1000 1/minn=1200 1/minn=1400 1/minn=1566 1/minOptimalpunkteBetriebspunkt

Abb. 25 Leistungskennlinien mit Wirkungsgraden ve rrechnet RV1400

Der geforderte Betriebspunkt wird mit einer Antriebsleistung von etwa 26,8 kW erreicht.

Für den Optimalpunkt sind nur 17, 8 kW erforderlich.

Das Ingenieurbüro Westenberg Engineering, das kleine Windkanäle nach Eiffel- und

Göttinger Bauart auslegt und vertreibt, bietet einen Göttinger Windkanal mit etwa den

gleichen Anforderungen an, die der zukünftige Windkanal der FH Düsseldorf erfüllen soll.

Dieser Windkanal ist ebenfalls mit einem radialen Gebläse als Antrieb ausgestattet. Die

Leistung des angeschlossenen Motors beträgt 44 kW. Mit einer entsprechenden Motor-

leistung kann man den RV1400 mit ca. 970 1/min betreiben und erzielt dabei den gefor-

derten Volumenstrom von 14,14 m3/s bei einer Totaldruckerhöhung von ca. 2300 Pa. Der

Wirkungsgrad liegt bei ca. 75 %.



4.4 Überprüfung des Auslegungspunktes mittels Cordi er-Diagramm

Wie bereits erwähnt ist das Cordier-Diagramm ein gutes Hilfsmittel um zu überprüfen,

welche Art von Ventilator sich für einen vorgegebenen Betriebspunkt eignet. Bommes-

Polynome ψ = f(σ) und η = f(σ), die aus einem Ordnungsdiagramm (Abb. 26) zur Ausle-

gung von Radialventilatoren mit rückwärts gekrümmten Schaufeln abgeleitet werden,

erzielen nur in einem bestimmten Bereich des Cordier-Diagramms hohe Wirkungsgrade.

Bommes empfiehlt, dass die Schnelllaufzahl zwischen 0,2 und 0,63 liegen soll.

Abb. 26 Ordnungsdiagramm für Radialventilatoren [ 10]

Da eine direkte geometrische Ähnlichkeit zwischen dem Modellventilator (RV722) und

dem neu auszulegenden Ventilator (RV1400) aufgrund der Übernahme der Kennlinie

bestehen muss, ist die Überprüfung, ob der Auslegungspunkt in dem von Bommes vorge-

gebenen Bereich liegt, unerlässlich.



Nach der Formel (4) ergibt die Schnelllaufzahl σ nach einsetzen der Auslegungsparame-

ter zu:

2557,0

p

Vn2

4

3t

4 =

ρ∆

⋅⋅π⋅=σ&

Über das Bommes Polynom (15) wird die polynomische Druckzahl ψp durch einsetzen von

σ ermittelt:

( ) ( ) ( )32p lg0704883,0lg502523,0lg04357,1381488,0lg σ⋅+σ⋅−σ⋅−−=ψ (15)

1109,1p =ψ⇒

Anschließend lässt sich die polynomische Lieferzahl φ2 berechnen:

0765,03p

2p =ψ⋅σ=ϕ (16)

Mit Hilfe dieser Angaben gelangt man an den Laufradaußerdurchmesser D2:

m421,1

p2n

1D

p

t2 =

ρ⋅ψ∆⋅

⋅π= (17)

Es ist ersichtlich, dass die Kombination von vorgegebenem Volumenstrom, Totaldrucker-

höhung, mittlerer Dichte der Luft und der ermittelten Drehzahl nach den Bommes Ausle-

gungsvorschriften annähernd zu dem vorausgesetzten Laufradaußendurchmesser von ca.

1,4 m führt.

Die Durchmesserzahl δ kann nun aus

7108,3

p

4p =

ϕ

ψ=δ (18)

berechnet werden.

Eingetragen in das Cordier-Diagramm nach Bommes, kann man erkennen, dass der

gewählte Auslegungspunkt in dem von Bommes erlaubten Bereich liegt (siehe Abb. 27).

Trägt man den Auslegungspunkt des RV722 ebenfalls in dem Diagramm ein, so liegt er

an gleicher Stelle wie der des RV1400.



Bommes-Polynome als Cordier-Diagramm

0,1

0,2

0,3

0,4

0,5

0,6

0,8

1

1,5

2

3

4

5

6

8

10

10987654321,510,8

Durchmesserzahl

Sch

nelll

aufz

ahl

Cordier nach Bommes-Polynomen

Auslegungspunkt

δ

σ

Bom

mes

Bereich für die Auslegegung von Radialventilatoren mit rückwärts gekrümmten Schaufeln und hohem Wirkungsgrad

Abb. 27 Auslegungspunkt im Cordier-Diagramm

Der innere polynomische Wirkungsgrad ηip kann nach einem ebenfalls von Bommes

aufgestellten Polynom (19) ermittelt werden:

( ) ( ) ( )32ip lg340467,0lg151771,0lg0800538,0097358,0lg σ⋅+σ⋅+σ⋅−−=η (19)

8567,0ip =η⇒

Empirisch wurde festgestellt, dass durch Drehzahlvariation in einem Bereich von 640-

2010 1/min für den Auslegungspunkt ( V& = 7,37 m3/s und tp∆ = 2456 Pa) der Bommes

Bereich im Cordier Diagramm abgedeckt wird. Gleiches gilt für den Betriebspunkt V& =

14,14 m3/s und tp∆ = 1100 Pa bei einem Drehzahlbereich von 252-795 1/min (Abb. 28).

1

0,8

0,6

0,5

0,4

0,3

0,2

0,10,8 1 1,5 2 3 4 5 6 7 8 9 10

Durchmesserzahl

Sch

nelll

aufz

ahl

δ

σ

Bom

mes

Abb. 28 Durch Drehzahlvariation abgedeckter Bomme s-Bereich



Der maximale Wirkungsgrad, den Radialventilatoren nach Bommes-Kriterien erreichen

können, liegt bei ca. 87 %. Durch die o.g. Drehzahlvariation wurde über die Bommes-

Polynome ermittelt, dass der optimale Laufradaußendurchmesser D2 im Auslegungspunkt

1,131 m, bei einer Drehzahl von 1096 1/min, beträgt.

833; 1,400

1096; 1,131

833; 0,858

1096; 0,868

0,0

0,5

1,0

1,5

2,0

2,5

3,0

3,5

4,0

640 740 840 940 1040 1140 1240 1340 1440 1540 1640 1740 1840 1940

n [1/min]

D2

[m]

0,820

0,825

0,830

0,835

0,840

0,845

0,850

0,855

0,860

0,865

0,870

eta

[-]

D_2 Optimalpunkt AP D=1,4 m Wirkungsgrad eta_max eta in AP

Abb. 29 D 2 und η über n (Auslegungspunkt)

Der maximale Wirkungsgrad im Betriebspunkt wird bei einem Laufradaußendurchmesser

von 1,916 m und einer Drehzahl von 433 1/min erzielt.

689; 1,400

433; 1,916

433; 0,868

689; 0,847

0,0

0,5

1,0

1,5

2,0

2,5

3,0

3,5

4,0

252 302 352 402 452 502 552 602 652 702 752

n [1/min]

D2

[m]

0,820

0,825

0,830

0,835

0,840

0,845

0,850

0,855

0,860

0,865

0,870

0,875

eta

[-]

D_2 Optimalpunkt AP D=1,4 m Wirkungsgrad eta_max eta in AP

Abb. 30 D 2 und η über n (Betriebspunkt)

Da ein Wirkungsgrad von ca. 86 % akzeptabel ist und ein Laufradaußendurchmesser D2

von 1,4 m einen guten Kompromiss zwischen den beiden gerade genannten Varianten

(1,131 m und 1,916 m) darstellt, wird weiterhin mit D2 = 1,4 m konstruiert.



4.5 Konstruktionsparameter eines Radialventilators

Bevor auf die Konstruktion des RV1400 eingegangen wird, werden zunächst die wichtigs-

ten Konstruktionsparameter vorgestellt:

• D1 Laufradeintrittsdurchmesser

• D2 Laufradaussendurchmesser

• DA Saugstutzendurchmesser

• z Schaufelanzahl

• b1 Schaufeleintrittsbreite

• b2 Schaufelaustrittsbreite

• B Druckstutzenbreite

• A Druckstutzenhöhe

• GH Gehäusehöhe

• GB Gehäusebreite

• β1 Schaufeleintrittswinkel

• β2 Schaufelaustrittswinkel

• R Schaufelkrümmungsradius

Abb. 31 Konstruktionsparameter eines Radialventil ators

Bei der typischen Auslegungsreichenfolge wird zunächst das Laufrad ausgelegt, d.h. alle

Parameter berechnet, die die Gestalt und Dimensionen des Laufrads beschreiben. An-

schließend wird passend zu dem Laufrad das Spiralgehäuse dimensioniert.



4.6 Auslegung und Konstruktion des RV1400 mittels C AE-Programm

Die Auslegung erfolgt mit dem von I. Horvat an der FH Düsseldorf entwickelten und pro-

grammierten CAE-Programm (siehe Abb. 32). Ausgehend von der Vorgabe des Volumen-

stroms, der Totaldruckerhöhung, der mittleren Dichte der Luft und einer Betriebsdrehzahl

bzw. einem Laufradaußendurchmesser werden Radialventilatoren mit rückwärts ge-

krümmten Schaufeln hoher aerodynamischer und aeroakustischer Güte berechnet. Dabei

wird durch die von Bommes aufgestellten Polynome je nach Vorgabe von Laufradaußen-

durchmesser oder Drehzahl das jeweilige Pedant berechnet, das zu einem maximalen

Wirkungsgrad führt.

Abb. 32 Graphical User Interface (GUI) des CAE-Au slegungsprogramms



Die einzelnen in 4.5 vorgestellten Konstruktionsparameter werden, teilweise iterativ über

Zielwertsuchen, berechnet. Eine Verknüpfung übergibt die berechneten Werte von dem

auf Microsoft Excel basierenden Auslegungsprogramm an 3D-CAD Software Autodesk

Inventor. Die komplette dreidimensionale Konstruktion des Radialventilators, bestehend

aus Laufrad, Einlaufdüse und Spiralgehäuse, wurde in Inventor gezeichnet. Eine Vielzahl

von Abhängigkeiten und konstanten Werten bildet die Geometrie des Ventilators, während

seine Dimensionierung auf den übergegeben Parametern basiert. Wird eine neue Ausle-

gung des Ventilators im Auslegungsprogramm durchgeführt, oder die bestehende Ausle-

gung verändert, so wird nach Abspeichern in Excel und durch Betätigen der „Aktualisie-

ren“-Taste in Inventor die 3D-CAD Zeichnung umgehend angepasst.

Abb. 33 3D-CAD Konstruktion des RV1400

4.6.1 Unterschiede zwischen Bommes- und CAE-Programm-Auslegung

Das CAE-Auslegungsprogramm legt durch Betätigen der „Berechne Ventilator“-Taste

grundsätzlich den Ventilator nach Bommes Kriterien aus. Der angegebene Wirkungsgrad

ist auch nur für einen solchen, streng nach diesen ursprünglichen Kriterien ausgelegten,

Radialventilator, anwendbar. Dennoch werden zunächst die Schaufeleintrittsbreite b1 und

b2 gleichgesetzt, wodurch der Deckscheibenwinkel γ zwangsweise bei 0° liegt. Die gefor-

derte meridionale Verzögerungszahl cmκ von 0,6-0,8 wird somit nicht erreicht. Verändert

man durch Eingabe in das entsprechende Feld den Deckscheibenwinkel, so werden die

Schaufaustrittsbreite und somit auch die meridionale Verzögerungszahl angepasst.

Der Faktor Gehäusebreite bezieht sich auf das Breitenverhältnis B / b2. Durch verschie-

dene Messungen wurde ermittelt, dass dieses Breitenverhältnis optimal bei 2,3, grund-

sätzlich jedoch zwischen 2 und 3 liegen soll, um gute Wirkungsgrade zu erreichen (siehe



Abb. 34). Per Default-Einstellung ist ein Faktor von 2,3 verankert. Durch manuelle Verän-

derung kann die Druckstutzenbreite B angepasst werden.

Abb. 34 Einfluss der Gehäusebreite auf den Wirkun gsgrad eines Radialventilators [10]

Weitere Unterschiede zwischen den Auslegungsvarianten (Bommes und CAE-Programm)

zeigen sich in der Berechnung und Gestaltung des Spiralgehäuses.

Abb. 35 Spiralgehäuse nach Vier-Radien-Methode [1 0]

Der Steigungswinkel α , der die Steilheit der Gehäusewanderweiterung beschreibt, ist

nach Bommes der erste wichtige Parameter zur Berechnung der Spirale.

⋅⋅ψ⋅⋅ϕ⋅

=α2

22

b2BDb

arctan (20)



Die Entwurfsformel der Einheitssilhouette lautet:

( ) ϑα= tanrr

lnz

(21)

ϑ= Polwinkel

Über die Polwinkel ϑ = 0, π/2, π, 3/2π, 2π kann man den Radius zur Zunge rz und die

vier Radien r1’, r2’, r3’, r4’ (Vier-Radien-Methode) berechnen (siehe Abb. 35). Die zugehöri-

gen Spiralradien errechnen sich durch Gl.(22)

α+=

cos2'rr

R 1z1

α+=

cos2'r'r

R 212

α+=

cos2'r'r

R 323

α+=

cos2'r'r

R 434 (22)

Diese relativ einfache Variante der Gehäuseauslegung wurde abgewandelt, indem das

Gehäuse an eine logarithmische Spirale anpasst wurde. Sie ermöglicht ein ideales, annä-

hernd verlustfreies Durchströmen der Gehäusekontur.

Die von x- und y-Koordinaten abhängige log. Spirale errechnet sich nach

( ) ( )ςcose

2D

f kbπ2Vς

2x

2 ⋅⋅=

⋅⋅⋅⋅ &

(23)

und

( ) ( )ςsine

2D

f kbπ2Vς

2y

2 ⋅⋅=

⋅⋅⋅⋅ &

(24)

Zu beachten ist, dass die Schaufelaustrittsbreite b2 in die Berechnung der logarithmischen

Spirale mit einfließt. Durch die reine Auslegung mit dem CAE-Programm wird die loga-

rithmischen. Spirale und somit die Gehäusekontur im Gegnsatz zur ursprünglichen Vier-

Radien-Methode sehr groß. Gibt man einen Wert im Feld „Gehäusebreite auf folgende

Breite anpassen“ ein, wird entgegen des normalen Auslegungsablaufs der vorsieht, dass

erst das Laufrad und dann das Gehäuse berechnet wird, rückwirkend die Schaufelein-

trittsbreite, die Schaufelaustrittsbreite und somit auch der Deckscheibenwinkel angepasst.

Zudem werden diese Parameter so dimensioniert, dass die meridionale Verzögerungszahl

im o.g. optimalen Bereich liegt. Da das Gehäuse durch die Optimierung auf eine Breite oft

in zwei Dimensionen verkleinert wird, wirkt sich die dadurch bedingte Breitenänderung

des Laufrads auf die dritte Dimension, die Tiefe des Gehäuses B (Druckstutzenbreite),

aus.



In Tab 2 sind die durch Variation des Auslegungspunkt bedingten Änderungen der Kon-

struktionsparameter aufgelistet. Es wurden einzeln der Volumenstrom, die Totaldrucker-

höhung und die Drehzahl um jeweils 10 % gegenüber einem Referenzauslegungspunkt

variiert. Durch die Pfeile � � wird dargestellt, ob sich die Konstruktionsparameter und

Kennzahlen vergrößert oder verkleinert haben. Der Kreis � zeigt an, dass es keine Ver-

änderung gab. Nach jeder Variation um 10 % wurde noch eine Optimierung durchgeführt.

Außerdem wurde im Referenzpunkt und auf ein um 10 % breiteres Gehäuse optimiert.

Die zuvor beschriebenen Änderungen des Spiralgehäuses kann man in der ersten Spalte

„Optimierung“ wieder finden.



Tab 2 Auswirkung einer Auslegungspunktänderung au f die Konstruktionsparameter



Ein weiterer Unterschied zwischen der ursprünglichen Auslegung nach Bommes und der

im CAE-Programm durchgeführten Auslegung besteht in der Lage und Form der Gehäu-

sezunge. Wie man in Abb. 35 erkennen kann, ist die Gehäusezunge bei der Auslesung

nach Bommes der nächste Punkte zum Laufrad, was durch den Radius rz bedingt ist, der

einer natürlichen Spirale folgend, den kleinsten Radius in der Vier-Radien-Methode dar-

stellt. Aus akustischen Gründen gilt bei der Auslegung im CAE-Programm aber der

Grundsatz, dass die Gehäusezunge nicht der nächste Punkt zum Laufrad sein sollte

(siehe Abb. 36 blauer und grüner Pfeil). Weiterhin sollte die Zunge selbst stark gerundet

sein. Je näher die Gehäusezunge zum Laufrad geneigt ist, desto effizienter arbeitet der

Radialventilator. Negativ wirkt sich dies allerdings auf die Akustik aus, so dass man hier in

der Konstruktion einen Kompromiss zwischen Effizienz und Akustik eingehen muss.

Der in Abb. 36 dargestellte Winkel θz beschreibt, wie weit die Lage der Zunge dem Radius

rz folgt, bzw. die Lage der Zunge im ersten Quadranten des Gehäuses. Laut Bommes

sollte θz zwischen 55° und 65° liegen. In der 3D-CAD Zeichnu ng des Spiralgehäuses ist

jedoch ein Winkel von 50° verankert, der nicht durc h Eingaben im CAE-Programm verän-

dert werden kann, also zwingend bei jeder Auslegung fest liegt.

Abb. 36 Lage der Zunge im Spiralgehäuse

Eine Konstruktionsvorgabe der Fa. Pollrich besagt, dass die Fläche des Saugstutzens

identisch mit der des Druckstutzens sein sollte. Bei dem RV722 ist diese Vorgabe umge-

setzt. Bedingt durch die Winkelfestlegung θz wird diese Vorgabe bei dem CAE-Programm

nicht berücksichtigt. Die geometrische Ähnlichkeit zwischen dem RV722 und dem

RV1400 ist somit nur eingeschränkt vorhanden, sofern man keine manuellen Änderungen

in der 3D-CAD Zeichnung vornimmt.



4.6.2 Auslegungspunkte und ihr Einfluss auf die Gehäuseabmaße

In Kapitel 4.2 wurde der Auslegungspunkt für den RV1400 bestimmt, der auf einer Dros-

selkennlinie mit dem Auslegungspunkt des Axialventilators des vorhandenen Windkanals

liegt (im Vorfeld oft als Betriebspunkt bezeichnet). Ein Grund, warum die Auslegung nicht

direkt für diesen Betriebspunkt erfolgte, sind die zu erwartenden sehr großen Abmaße des

Ventilators. Mittels des CAE-Auslegungsprogramms wurden zehn Radialventilatoren

durchgerechnet, deren Auslegungspunkte zwischen dem in 4.2 ermittelten Auslegungs-

punkt und dem Betriebspunkt liegen (siehe Abb. 37). Die hierfür benötigte Drehzahl n

wurde so eingestellt, dass der Laufradaußendurchmesser bei 1,4 m lag.

7,37; 24568,12; 2354

8,87; 22379,63; 2105

10,38; 1961

11,13; 1805

11,88; 1640

12,64; 1466

13,39; 1285

14,14; 1097

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20

V_pkt [m 3/s]

∆p

[Pa]

Kennline

Auslegungspunkte

Abb. 37 10 Variationen des Auslegungspunktes

Wird im CAE-Programm der Auslegungspunkt bestätigt und passt man anschließend die

Gehäusekontur an die log. Spirale an, so nimmt die Gehäusebreite große Dimensionen

an (siehe Abb. 38). Während die Breite im Auslegungspunkt noch bei ca. 3,5 m liegt,

erreicht sie im Betriebspunkt schon 11 m. Die Gehäusetiefe variiert lediglich zwischen 0,6

m und 1 m. Für den neuen Windkanal sind solche Dimensionen unrealistisch, weswegen

zu jedem Auslegungspunkt noch eine Optimierung auf die Breite 2,6 m durchgeführt

wurde. In Kapitel 4.7 wird darauf eingegangen, warum diese spezielle Breite ausgewählt

wurde.



7,37; 3,5798,12; 3,864

8,87; 4,1959,63; 4,580

10,38; 5,046

11,13; 5,678

11,88; 6,351

12,64; 7,369

13,39; 8,864

14,14; 11,000

0

2

4

6

8

10

12

6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

V_pkt [m 3/s]

Abm

aß [m

]

GehäusebreiteGehäusetiefe

Abb. 38 Veränderung der Gehäusebreite und –tiefe in Abhängigkeit vom Auslegungspunkt

Wie bereits in 4.6.1 erwähnt, wird durch eine optimierte Gehäusebreite die Laufradbreite

und damit auch die Gehäusetiefe vergrößert (siehe Abb. 39).

7,37; 1,2528,12; 1,368

8,87; 1,5069,63; 1,650

10,38; 1,814

11,13; 2,003

11,88; 2,22012,64; 2,358

13,39; 2,605

14,14; 3,016

0,0

0,5

1,0

1,5

2,0

2,5

3,0

3,5

6 7 8 9 10 11 12 13 14 15

V_pkt [m 3/s]

Geh

äuse

tiefe

[m]

Gehäusetiefe

Abb. 39 Veränderung der Gehäusetiefe in Abhängigk eit vom Auslegungspunkt

Die Gehäusetiefe im ursprünglichen Auslegungspunkt, kann mit 1,2 m als angemessen

gelten.



4.6.3 Gegenüberstellung verschiedener, ausgelegter Radialventilatoren

Die Findung des Auslegungspunktes (Kapitel 4.2) basiert auf der Grundidee, einen ge-

bauten und vermessenen Modellventilator anhand einer entgegen gesetzten Normierung

der dimensionslosen Drosselkennlinie mittels des Laufradaußendurchmessers D2 umzus-

kalieren.

W. Bohl schlägt eine Dimensionierung des Ventilators vor, bei der ein Skalierungsfaktor

ermittelt wird, mit dem alle Abmaße anschließend verrechnet werden (die Umskalierung

gilt nicht für Winkel, da deren Größenverhältnisse nicht verändert werden dürfen).

Der Skalierungsfaktor ermittelt sich aus:

94,1mmmm

7221400

D

D

D

D

722RV2

1400RV2

Modell2

neu2 ≈== (25)

Es ergeben sich somit drei mögliche RV1400 Modelle durch:

• Bohls Verfahren der Umskalierung

• Bommes’ Auslegung bezogen auf einen Auslegungspunkt

• Erweiterung der Bommes Auslegung - Optimierung im CAE-Auslegungsprogramm

Da der Modellventilator auf Bommes’ Auslegungskriterien basiert, müssen die ersten

beiden Varianten nahezu identisch sein.

Wie Tab 3 zeigt, trifft diese Aussage zu. Die größten Abweichungen zwischen dem nach

Bohl umskalierten und den nach Bommes ausgelegten Ventilators ergeben sich in der

Gehäusebreite mit ca. 9 %.

Die Optimierung im CAE-Auslegungsprogramm beeinflusst die Vergrößerung der Schau-

feleintritts- und Austrittbreite und somit auch der Gehäusetiefe. Die Anpassung an die

gewünschte Gehäusebreite ist mit 2600 mm im vollen Maße erfüllt.

Der im CAE-Auslegungsprogramm ausgegebene Wirkungsgrad von 86 % bezieht sich nur

auf die reine Auslegung nach Bommes (Bommes Polynome). Es bleibt fraglich,wie sich

die Größenveränderung des Laufrads und die Verdopplung der Gehäusetiefe auf den

Wirkungsgrad auswirken.



Tab 3 Vergleich drei verschiedener Auslegungen de s RV1400

RV

722

(Mod

ell)

RV

1400

nach

Boh

l

RV

1400

nach

Bom

mes

RV

1400

nac

h

CA

E-P

rogr

amm

(Opt

imie

rung

)

[mm] [mm] [mm] [mm]

Laufradaußendurchmesser D2 722 1400 1400 1400

Laufradinnendurchmesser D1 315 608 610 610

Schaufeleintrittsbreite b1 133 256 263 559

Schaufelaustrittsbreite b2 93 180 184 379

Saugstutzendurchmesser Ds 400 722 769 769

Gehäusetiefe B 315 608 604 1286

Gehäusebreite GB 1210 2347 2579 2600



4.7 Vergleich RV1400 und Nicotra Gebhardt Radialven tilatoren

Ein ursprünglicher Gedanke bei der Auslegung des Radialventilators für den neuen Wind-

kanal war, dass man das Spiralgehäuse fertigen lässt und ein passendes Laufrad und die

Einlaufdüse bei dem Ventilatorenhersteller Nicotra Gebhardt erwirbt. Die Laufräder dieses

Herstellers sind mit profilierten Schaufeln versehen, was zu höheren Wirkungsgraden

gegenüber den konventionellen, gebogenen Blechschaufeln führt. Da NG2 Ventilatoren in

höheren Stückzahlen industriell gefertigt werden, können dort Laufräder preisgünstiger

erworben werden, als es bei einer Spezialanfertigung möglich wäre.

Wie in Kapitel 4.8 gezeigt wird, ist das Laufrad die Komponente eines Radialventilators,

die den größten Einfluss auf den Verlauf einer Ventilator-Kennlinie, die durch diverse

Verluste geprägt ist. Demnach wäre die bisherige Auslegung anhand des Modellventila-

tors hinfällig, da man mit dem Ankauf eines Laufrades eine völlig andere Kennlinie des

Ventilators erhält, als sie prognostiziert wurde. Dennoch wurden bei Analyse der Kennfel-

der einiger Radialventilatoren von NG Erkenntnisse gewonnen, da somit gezeigt werden

kann, dass die Auslegung von Radialventilatoren industriell ähnlich abläuft, wie hier zuvor

beschrieben und durchgeführt.

Anhand des Ventilatoren Auswahlprogramms „ProSelectra2“ von NG werden nach Einga-

be des benötigten Volumenstroms geeignete, einseitig saugende Radialventilatoren mit

Riemenantrieb vorgeschlagen (siehe Abb. 40). Die Einschränkung auf einseitig saugende

Radialventilatoren ist durch die Konstruktionsweise des Windkanals bedingt. Ab einem

bestimmten Volumenstrombereich kommen nur noch Radialventilatoren mit Riemenan-

trieb in Frage.

Für die Vorgabe von V& =14,14 m3/s werden die Modelle RER 13-1120, RER 13-1250,

RER 13-1400 und RER 13-1600 vorgeschlagen, wobei Modell RER 13-1400 als beson-

ders geeignet angegeben wird. Die letzten vier Ziffern der Typenbezeichnung geben den

Laufraddurchmesser des jeweiligen Radialventilators in mm an.

2 Nicotra Gebhardt



Abb. 40 Ventilatoren Auswahlprogramm „ProSelecta2 “ von NG [12]

Die Tatsache, dass der RV1400 auf 1400 mm Laufradaußendurchmesser ausgelegt

wurde, rührt daher, dass man zunächst mit einem Laufrad von NG plante. Auch wenn

diese Anfangsüberlegung hinfällig ist, hat sich dieser Durchmesser als geeignet erwiesen.



In Abb. 41 ist beispielhaft das Kennfeld des RER 13-1400 dargestellt.

Abb. 41 Kennlinienfeld des RER 13-1400 [12]

≈ 3.200 Pa

≈ 88.000 m3/h



Mittels ProSelecta2 wurden 32 verschiedene Betriebspunkte des RER 13-1120 (siehe

Abb. 42, blaue Punkte) und fünf Betriebspunkte des RER 13-1400 (rote Punkte) aus dem

jeweiligen Kennfeld ermittelt und normiert. Die dimensionslose Auftragung dieser Be-

triebspunkte zeigt, dass alle Punkte auf einer Kennlinie liegen. Durch diese Punkte wurde

ein Polynom 5. Grades gelegt, das zur Überprüfung genutzt wurde, ob auch die Betriebs-

punkte der beiden restlichen RER Modelle auf dieser dimensionslosen Kennlinie liegen.

y = -3065,7x5 + 3793x4 - 1770,5x3 + 373,53x2 - 35,882x + 2,2939

0

0,2

0,4

0,6

0,8

1

1,2

0 0,05 0,1 0,15 0,2 0,25 0,3 0,35 0,4

φ [-]

ψ [-

]

D = 1,12 m; versch. n; normiert D = 1,4 m; n = 300 1/min; normiert Polynomisch (D = 1,12 m; versch. n; normiert)

Abb. 42 Dimensionslose Kennlinie der RER 13 Model le

Es zeigt sich, dass für alle Ventilatormodelle die gleiche, dimensionslose Kennlinie gilt.

Über die Skalierung mit der Drehzahl und dem Laufradaußendurchmesser, können die

Kennfelder aller vier vorgeschlagenen RER Modelle berechnet werden. Das Vorgehen in

4.2, die Kennlinie eines Ventilators durch Umskalieren auf einen anderen Ventilator umzu-

rechnen, scheint somit praktikabel. Es findet in der Industrie bereits Anwendung. (siehe

NG).

Für einen Vergleich zwischen den Kennlinien des RV1400 und des RER 13-1400 wurde

der Optimalpunkt des RER 13-1400 anhand des Kennfeldes ermittelt (siehe Abb. 41). Der

Optimalpunkt wurde normiert und anschließend die Kennlinien für beide Ventilatoren bei

einer Drehzahl von 816 1/min dimensionsbehaftet aufgetragen.

Wie Abb. 43 zeigt, unterscheiden sich die Kennlinien des RV1400 und des RER 13-1400

deutlich voneinander. Der RV1400 ist besser geeignet, um hohe Druckerhöhungen zu

erzielen, dafür erzeugt er nicht so hohe Volumenströme wie der RER 13-1400.



7,37; 2456

19,71; 2052

0

500

1000

1500

2000

2500

3000

0 5 10 15 20 25 30 35

V_pkt [m 3/s]

∆p

t [P

a] "RV1400"

RER 13-1400

Optimalpunkt RV1400

Optimalpunkt RER 13-1400

Abb. 43 Kennlinienvergleich RV1400 und RER 13-140 0

4.8 Vorausberechnung der Drosselkennlinie

Der Verlauf der Drosselkennlinie eines Radialventilators ist geprägt durch die diversen

Verluste, die durch eine begrenzte Anzahl von Schaufeln, Fehlanströmungen, Reibung

usw. bedingt sind.

Bei der Vorausberechnung der Drosselkennlinie eines Radialventilators mit rückwärts

gekrümmten Schaufeln wird zunächst die optimale, verlustfreie Kennlinie, auch Eulersche

Gerade genannt, berechnet (siehe Abb. 44 roter Kasten).

Die Lieferzahl berechnet sich im verlustfreien Fall für ein Laufrad mit unendlicher Schau-

felzahl zu

22

2

2sch

tanDb

2

'2

β⋅ξ⋅

ϕ−=ψ∞

(26)

An der Stelle 0' =ϕ ergibt ∞

ψsch den Wert 2, womit der Schnittpunkt der Eulergeraden mit

der Ordinate bestimmt ist (Nullförderung).

Folgend wird die Kennlinie entwickelt, indem von der Eulergeraden ausgehend, die Min-

derleistung (ML, Verluste durch begrenzte Anzahl von Schaufeln), die Stoßverluste (SV,

Verluste durch Fehlanströmungen), Reibungsverluste (RV) und Spaltverluste (SV, Verlus-



te aufgrund eines Überdrucks im Gehäuse gegenüber dem Saugraum) abgezogen wer-

den. Der gesamte Vorgang der Kennlinienentwicklung ist in [6] detailliert beschrieben.

Abschließend wurde die Drosselkurve ( )ϕ=ψ f vollständig entwickelt (siehe Abb. 44

grüner Kasten).

Abb. 44 Entwicklung der Drosselkurve [6]

Die Annahme, dass die Kennlinie nach Abzug der Reibungsverluste eine Parallele zu der

Eulergeraden bzw. der Eulergeraden nach Abzug des Minderlistungsverlustes darstellt

(siehe Abb. 44 blauer Kasten) scheint fragwürdig. Im Bereich der Nullförderung ( 0=ϕ )

kann die Reibung keinen Einfluss haben und somit kann kein Reibungsverlust an diesem

Punkt der Drosselkennlinie herrschen. Je größer der Volumenstrom und somit die nor-

mierte Lieferzahl ϕ , desto größer ist der Einfluss der Reibungsverluste auf die Kennlinie.

Dies wurde bei der Vorausberechnung der Drosselkurve des RV1400 berücksichtigt (sie-

he Abb. 45 gelbe Gerade). Die originale, vermessene und die vorausberechnete Drossel-

kurve des RV722 sind ebenfalls zur Validierung des Berechnungsverfahrens in Abb. 45

dargestellt. Man kann eine gute Übereinstimmung beider Kennlinien erkennen. Die Dun-

kelgrüne Kennlinie stellt die fertig entwickelte Kennlinie des mittels des CAE-

Auslegungsprogramms ausgelegten RV1400 dar.



0,0

0,5

1,0

1,5

2,0

2,5

0,00 0,10 0,20 0,30 0,40 0,50 0,60 0,70 0,80 0,90 1,00

φ [-]

ψ [-

]

EulergeradeEG - MLEG - ML - RVEG - ML - RV - SVRV722RV722 prog

Abb. 45 Entwicklung der Drosselkurve des RV1400

Die Auslegung des RV1400 wurde für einen Punkt durchgeführt, der auf der normierten

Kennlinie des RV722 liegt. Die Abweichungen zwischen den dimensionslosen Kennlinien

des RV722 und des RV1400 ergeben sich durch die Optimierung. Die verbreiterte Schau-

felaustrittsbreite b2 hat einen Einfluss bei der hier vorgestellten Vorausberechnung der

Kennlinie. Da dieser Parameter durch die Optimierung vergrößert wird, ändert dies den

Verlauf der Kennlinie des ausgelegten RV1400. Dabei handelt es sich um die dritte in Tab

3 vorgestellte Variante. Die anderen beiden Varianten, die eine größere geometrische

Ähnlichkeit zu dem RV722 haben, verfügen über annähernd identische Kennlinien zu der

Vorausberechneten des RV722.

Da die vorausberechnete Kennlinie des RV1400 geringfügig über der ursprünglich ange-

nommenen liegt, ist eine höhere aerodynamische Leistung bei gleicher vorausgesetzter

Drehzahl zu erwarten.



4.9 Zeichnung des RV1400

Abb

. 46

Zei

chnu

ng d

es R

V14

00 a

usge

legt

dur

ch d

as

CA

E-P

rogr

amm

5 Gestaltung der Windkanaldüse Seite 56


5 Gestaltung der Windkanaldüse

Wie bereits in Abschnitt 2.2.1 beschrieben, ist die Düse eines der wichtigsten Bauelemen-

te jedes Windkanals. Neben der Hauptfunktion der Geschwindigkeitsbeschleunigung der

Strömung soll die Düse das am Eintritt vorherrschende Geschwindigkeitsprofil vergleich-

mäßigen, so dass ein nahezu konstantes Geschwindigkeitsprofil über die Querschnittsflä-

che des Düsenaustritts entsteht. Dabei soll auch der Turbulenzgrad verringert werden.

Eine Windkanaldüse die diese Funktionen gut erfüllt, gewährleistet die Bedingungen, die

in der Messstrecke benötigt werden: konstante Druck- und Geschwindigkeitsverhältnisse,

sowie Drallfreiheit und geringe Turbulenz.

Um Sekundärströmungen in der Düse zu vermeiden, sollen die Formen ihrer Querschnitte

am Ein- und Austritt affin zueinander sein. Bei Automobilwindkanälen ist der Querschnitt

am Düseneintritt oftmals quadratisch, der am Düsenaustritt jedoch rechteckig. Dies hat

zur Folge, dass sich Sekundärströmungen in der Düse einstellen, die ihrerseits die Bil-

dung von Längswirbeln begünstigen. [2]

Die Kontur der Düse ist entscheidend dafür, in wie weit die o.g. Anforderungen erfüllt

werden. Allgemein kann gesagt werden, dass Windkanaldüsen hoher Güte über einen

Wendepunkt in der Kontur verfügen, der oftmals in die Mitte der Düse gelegt wird. Entste-

hen Ablösungen an der Düsenwand, so kann es am Austritt zu dem unerwünschten Phä-

nomen des „overshoots“ kommen (siehe Abb. 47). Dabei tritt die Strömung in Wandnähe

mit größerer Geschwindigkeit aus, als die im Querschnittszentrum. Ein gleichförmiges

Geschwindigkeitsprofil über den Austrittsquerschnitt ist nicht mehr gegeben.

Abb. 47 „Overshoot“ als Resultat von Ablösungen i n der Düse [2]



5.1 Tandemdüsen

Die folgenden Abbildungen zeigen Düsenkonzepte für Windkanäle, die aus zwei, hinterei-

nander geschalteten Düsen bestehen. Der Vorteil in diesen „Tandemdüsen“ besteht darin,

dass je nach Größe des Messobjektes, die Düsenkonfiguration angepasst werden kann.

Große Messobjekte können mit der maximalen Strömungsgeschwindigkeit angeblasen

werden, die das Kontraktionsverhältnis der Grunddüse ermöglicht. Ist das Messobjekt

kleiner, als auch das Versperrungsverhältnis des Objektes in der Messtrecke, so kann die

zweite Düse modular hinzugeschaltet werden. Ihre Kontraktion ist additiv zu der der

Grunddüse. Man erreicht noch höhere Strömungsgeschwindigkeiten am Düsenaustritt

(siehe Abb. 48).

Abb. 48 Modularer Windkanal Göttinger Bauart [13]

Die Deutsche WindGuard Engineering GmbH, die im Bereich Windenergie tätig ist, be-

treibt einen akustisch optimierten Windkanal in Bremerhaven. Bei diesem Windkanal

kommt das Konzept der Tandemdüse zum Einsatz (siehe Abb. 49).

Mit der großen Grunddüse mit einem Kontraktionsverhältnis von 4 werden Windge-

schwindigkeiten von bis zu 36 m/s erreicht. Durch Zuschalten der kleinen Zusatzdüse

erhöht sich die Gesamtkontraktionsverhältnis auf 8, dadurch können Geschwindigkeiten

von bis zu 70 m/s erreicht werden.

Zusatzdüse

Grunddüse



Abb. 49 Hauptdüse und modular zuschaltbare Düse W indGuard GmbH [14]

Der Klimawindkanal der Modine Europe GmbH in Filderstadt verfügt über ein ähnlich

variables Düsenkonzept. Im Windkanal können sowohl PKWs als auch LKWs vermessen

werden. Je nach Messobjekt wird die entsprechende Düse aufgesetzt. Die PKW-

Tandemdüse sorgt für erhöhte Kontraktion, sodass bei einem Düsenaustrittsquerschnitt

von 4,7 m2 Geschwindigkeiten von 73 m/s erreicht werden können. Die LKW Düse ist nur

eine Verlängerung des Grunddüsenaustritts und liefert 36 m/s Strömungsgeschwindigkeit.

Abb. 50 Düsenkonfigurationen Klimawindkanal der M odine Europe GmbH [15]

Die Überlegung, eine Tandemdüse für den neuen Windkanal der FH Düsseldorf zu ver-

wenden wurde vorerst verworfen. Das Kontraktionsverhältnis von 6 ist gut bemessen. Ein

Vorteil an der Tandemdüse ist, dass man von einem geplanten runden Querschnitt des

Windkanals, die Tandemdüse als Adapter verwenden kann, um auf einen rechteckigen

oder quadratischen Querschnitt zu kommen. Dies wäre zuträglich bei dem Vergleich der

real gemessenen mit den durch numerische Strömungssimulation ermittelten Werten. Da

man in diesem Bereich Hexaederelemente zur Vernetzung bevorzugt, bietet sich ein

eckiger Querschnitt an.

Grunddüse Zusatzdüse

PKW-Tandemdüse LKW-Düse



5.2 Berechnung der Düsenkontur

C. Schreck und R. Wille entwickelten eine analytische Funktion zur Berechnung einer

Windkanalsdüsenkontur, anhand der man Düsen auslegen kann, die die genannten An-

forderungen erfüllen [16]:

−

=−− 33

12

1

Lx

2Lx

rrrr

(27)

Randbedingungen sind:

°=α 43max

und

( )12 rr5,2L −⋅≥ (28)

Die Bedeutung der Bezeichnungen wird aus Abb. 51 deutlich.

Abb. 51 Abmessungen einer Windkanaldüse

Nach J.-D. Vagt [17] wurde die Randbedingung (28) zu

( )12 rr15,2L −⋅≈ (29)

geändert. Das führt zu einer kürzeren Baulänge, die keinen Einfluss auf die Qualität der

Düse hat.

r1

α

r2 r

L

x



Die Formel (27) wurde zur weiteren Berechnung so umgestellt, dass r eine Funktion des

jeweiligen Punktes x auf der Düsenlängsachse darstellt:

( ) 1123

6

3

3

rrrL

x

L

x2)x(fr +−⋅

−

== (30)

Da für einen aeroakustischen Windkanal ein Kontraktionsverhältnis von κ =5,5 – 6,0

empfiehlt, wird κ auf 6 festgelegt (siehe 2.2.1). Der Düsenaustrittsradius r1 ist durch die

Forderung nach einen Düsenaustrittsdurchmesser von 600 mm mit 300 mm schon festge-

legt. Somit ergibt sich für den Düseneintrittsdurchmesser r2 über Formel (1):

mm735rrr

r

r

rAA 2

1221

22

21

22

ittDüsenaustr

tintDüsene ≈⋅κ=⇒=π⋅π⋅==κ

Für die Düsenlänge L ergibt sich nach (29):

( ) mm935rr15,2L 12 ≈−⋅≈

Um zu überprüfen, ob die Randbedingung (maximaler Steigungswinkel °=α 43max ) in dem

Funktionsverlauf der Düsenkontur erfüllt ist, werden die Steigungen der Tangenten mi in

den Stützstellen der Düsenkontur mit diskreter Anzahl in Excel ermittelt. Dazu wird die

erste Ableitung der Funktion von (30) benötigt:

( )126

5

3

2

i rrL

x6

L

x6)x('fm −⋅−== (31)

Über

( )ii marctan=α (32)

erhält man die Steigungen in Grad [°].

Die Berechnung in Excel ergab, dass an der Stelle x = 690 mm, die Steigung der Düsen-

konturfunktion ihr Maximum von 42,27° erreicht. Som it ist die Randbedingung °=α 43max

erfüllt.

In Abb. 52 ist die Düsenkontur aufgetragen. Die Stelle, an der die Steigung ihr Maximum

erreicht, ist mit der blauen Linie markiert.



0

100

200

300

400

500

600

700

800

0 100 200 300 400 500 600 700 800 900 1000

x [mm]

r(x)

[mm

]

Düsenkontur

max. Steigung

Abb. 52 Düsenkontur

In Abschnitt 8.3 wird die Qualität der berechneten Düsenkontur durch numerische Strö-

mungssimulationen hinsichtlich der o.g. Anforderungen überprüft.

6 Profilierte Umlenkschaufeln als Umlenkschalldämpf er Seite 62


6 Profilierte Umlenkschaufeln als Umlenkschalldämpf er

Um die Strömungsverluste bei der Umlenkung in den Ecken 1,2 und 4 (in der 3. befindet

sich der Radialventilator) des neuen Windkanals möglichst gering zu halten und Ablösun-

gen zu vermeiden, sollen dort Kaskaden von profilierten Umlenkschaufeln, gefüllt mit

Schallabsorptionsmaterial, verbaut werden. Der alte Windkanal verfügt über Umlenk-

schaufeln, jedoch handelt es sich hier nur um gebogene Bleche. Strömungsmechanisch

günstiger sind dagegen profilierte Umlenkschaufeln. Ihre Form ähnelt einer gebogenen

Tragfläche (siehe Abb. 53).

6.1 Strömungsmechanische Effekte

Die Innenseite der Umlenkschaufel kann als „Druckseite“ angesehen werden, da durch

die Anströmung der dynamische Druck hier ansteigt. Durch das Überströmen der Ober-

seite der Umlenkschaufel entsteht ein Unterdruck (Gesetz von Bernoulli: Geschwindig-

keitsanstieg in der Strömung bewirkt einen Druckabfall), weswegen man diesen Bereich

als „Saugseite“ bezeichnet. Dieser Unterdruck bewirkt, dass die Strömung an die Kontur

der Schaufel gesogen, sie umströmt wird und Ablösungen verhindert werden. Die Strö-

mungsverluste werden dadurch klein gehalten.

Abb. 53 Profilierte Umlenkschaufel

In Abb. 54 sind zwei verschiedene 90°-Umlenkungen i nnerhalb eines mit Luft durchström-

ten Rohrs gegenübergestellt. Variante (1) verfügt über keine Einbauten. Die Ablösungen,

die durch die Umlenkung entstehen, sind gut als kleine Wirbel zu erkennen (Sekun-

därströmungsgebiete). Ein sehr ungleichmäßiges Strömungsprofil entsteht durch die

Ablösungen, da die Strömungsgeschwindigkeiten in diesem Bereich gering sind. Mit einer

Anströmung

Druckseite

Saugseite



entsprechend höheren Geschwindigkeit durchströmt die Luft den Bereich, in dem die

weißen, laminar verlaufenden Stromlinien zu erkennen sind. Die durchströmende Luft

schert laufend auf den Wirbeln des Ablösegebiets ab und verbraucht dabei mechanische

Energie. Offensichtlich haben solche Ablösegebiete einen negativen Einfluss und sind

somit zu vermeiden. Gewünscht ist dagegen, dass die Strömung im ganzen Rohr bzw.

Windkanal laminar verläuft. Dies kann unter anderem durch den Einbau der profilierten

Umlenkschaufeln erreicht werden, wie man bei Variante (2) erkennen kann. Es bilden sich

keine Wirbel und es davon auszugehen, dass die Strömung nach der Umlenkung ähnlich

gleichmäßig verläuft, wie davor.

Abb. 54 Gegenüberstellung Umlenkung mit und ohne Umlenkschaufeln [18]

Die Kontur der Umlenkschaufeln, die in den folgenden 3D-CAD Zeichnungen und somit in

den numerischen Strömungssimulationen verwendet wird, entspricht der in Abb. 53. In

Abschnitt 8.4 wird überprüft, in wie weit die Umlenkschaufeln die gewünschten strö-

mungsmechanischen Effekte erzielen.

1 2

Ablösungen Ablösungen



6.2 Strömungsakustische Effekte

Umlenkecken werden oftmals in Windkanälen als Winkelschalldämpfer eingesetzt und

haben neben den positiven strömungsmechanischen Effekten einen positiven Einfluss auf

die Strömungsakustik.

In Strömungstechnischen Anlagen werden häufig Kulissenschalldämpfer eingesetzt, um

einen vorgegebenen Schalldruckpegel zu erreichen bzw. nicht zu überschreiten. Der

Strömungsantrieb, im Fall des Windkanals der Radialventilator, ist dabei die geräuschin-

tensive Schallquelle. Kulissenschalldämpfer verbrauchen zusätzliches Bauvolumen, ver-

ursachen einen zusätzlichen Druckverlust und beinhalten relativ viel Absorptionsmaterial.

Der Einsatz von Winkel- und Umlenkschalldämpfern bietet folgende Vorteile:

• wesentlich geringere Querschnittsverblockung, das heißt kein zusätzlicher Platz-

bedarf

• deutliche Reduzierung der Absorptionsmaterialmenge

• günstiges Dämpfungsverhalten in Abhängigkeit von der Frequenz

Der typische Aufbau einer akustisch ausgekleideten Umlenkschaufel ist in Abb. 55 darge-

stellt. Zwei gebogene Bleche, von denen mindestens das druckseitige ein Lochblech sein

muss, sind miteinander verbunden. Der Innenraum ist mit Schaumstoff als akustisches

Dämm- oder Absorptionsmaterial ausgefüllt.

Abb. 55 Verschiedene akustisch ausgekleidete Umle nkschaufeln [19] / [20]

Laut [19] können durch Umlenkschalldämpfer Dämpfungen von bis zu 20 - 30 dB erzielt

werden.

7 Vollparametrisierte 3D-CAD Zeichnung des Windkana ls Seite 65


7 Vollparametrisierte 3D-CAD Zeichnung des Windkana ls

Die Grundform eines Windkanals Göttinger Bauart ist im Prinzip immer gleich, wie in

Kapitel 2.2 beschrieben. Entscheidend bei der Auslegung des neuen Windkanals sind die

Grunddimensionen und die Dimensionen der Einzelkomponenten. Die Grundabmaße

richten sich nach der zur Verfügung stehenden Stellfläche innerhalb der ISAVE-

Schwingungshalle, in der der neue Windkanal zukünftig auf dem Campus Derendorf

stehen soll, und nach dem Abstand zwischen dem Kellerboden und dem Boden der

Schwingungshalle. Das zuletzt genannte Abmaß ist von Bedeutung, da der Windkanal in

einer vertikalen Ebene zwischen dem Keller und der Schwingungshalle verlaufen soll.

Wie man in Abb. 56 erkennen kann, wird die Höhe des Kellers unter der ISAVE-

Schwingungshalle (hier noch RLT Zentrale genannt) 4,5 m betragen. Hinzu kommt noch

die Dicke der Zwischendecke von 0,4 m (laut Anfrage).

Abb. 56 Bauplan Campus Derendorf Gebäude 05 [21]

Somit ist eine erste Grunddimension, nämlich der Bauraum in der vertikalen Ebene, für

den neuen Windkanal festgelegt. Weitere festgelegte Abmaße ergeben sich durch die

Vorgabe des Düsenaustrittsdurchmessers, der Länge der Messstrecke und den Abmes-

sungen des bereits ausgelegten Radialventilators. Alle anderen Parameter, die die Größe

des Windkanals beschreiben, sind zunächst noch relativ willkürlich. Sie werden folgend

durch numerische Strömungssimulationen (CFD) qualitativ hinsichtlich der Strömungsto-

pologien überprüft und optimiert, sodass eine möglichst verlustfreie Durchströmung des

Kanals ermöglicht wird. Um diesen Optimierungsprozess zu erleichtern, wurde mit Auto-

desk Inventor 2010 eine vollparametrisierte Zeichnung des Windkanals angefertigt. In

Abb. 57 ist eine bewusst unübersichtliche Darstellung des Windkanals und seiner verän-

derbaren Parameter dargestellt, um zu zeigen, dass man in der Dimensionierung bzw.



Gestaltung weitgehend flexibel ist. Jede hier dargestellte Abmessung ist in Microsoft

Excel hinterlegt und wird von Inventor durch eine Verknüpfung bezogen.

Abb. 57 Darstellung der variablen, geometrischen Parameter des Windkanals

Die Abmessungen können dabei durch einfache Eingabe in Excel verändert werden, oder

ergeben sich durch in Excel durchgeführten Berechnungen (siehe Tab 4). So ist z.B. der

Durchmesser des Düseneintritts nicht direkt frei wählbar, sondern wird durch die Vorgabe

des Düsenaustrittsdurchmessers und des gewünschten Kontraktionsverhältnisses inner-

halb der Düse berechnet. Die Berechnung erfolgt nach der in 5.2 beschriebenen Gestal-

tung der Düsenkontur. Dazu wurde die Tabelle zur Berechnung der Düsenkontur in die

Parametertabelle des Windkanals eingebunden. Zunächst werden 80 Stützstellen be-

rechnet, was für die Einbindung in Inventor zu komplex ist. Aus diesem Grunde werden

von Excel nur acht äquidistante Stützstellen (siehe Tab 4 Stützpunkte für Düsenkontursp-

line) übergeben, durch die in Inventor eine Spline gelegt ist. Die Anpassung der Spline an

die nach Formel (30) berechnete Düsenkontur ist optimal.

Statt der üblichen zwei Diffusoren lässt sich durch ändern der Durchmesser im Zwischen-

stück zwischen Ecke 1 und Ecke 2 ein dritter Diffusor erzeugen. Die Öffnungswinkel der

drei Diffusoren werden in Excel berechnet. Bei Überschreiten eines vorher eingestellten

kritischen Öffnungswinkels (z.B. 4°) wird eine Warn ung angezeigt.

Zwischendecke

Kellerboden



Tab 4 Auszug aus der Parametertabelle für den Win dkanal

Abkürzung Wert Einhei t Beschreibung iZAh 6700 mm innerer Zentralabstand horizontal iZAv 4500 mm innerer Zentralabstand vertikal Kh 4500 mm Höhe Keller ZDH 400 mm Zwischendeckenhöhe KV 6,00 oE Kontraktionsverhältnis (Kappa) r1 300 mm Düsenradius Austritt r0 735 mm Düsenradius Eintritt Dl 935 mm Düsenlänge ADvZA 2000 mm Abstand Düseneintritt zur vertikalen Zentralachse Eb 300 mm Eckenbreite Ek 212 mm Eckkathete LMS 1200 mm Messstreckenlänge DKM 700 mm Durchmesser Diffusor 1 Anfang DKE 900 mm Durchmesser Diffusor 1 Ende D2D2 1000 mm Durchmesser Diffusor 2 Ende AAED 100 mm allgemeiner Abstand der Ecken zu den Diffusoren AT 100 mm Abstand Adapter zu Ecke 4 AE1D1 100 mm Abstand Diffusor 1 zu Ecke 1 AE1D2 100 mm Abstand Diffusor 2 zu Ecke 1 AE3D2 100 mm Abstand Diffusor 2 zu Ecke 2 AE3D3 100 mm Abstand Diffusor 3 zu Ecke 2 kOeW 4 ° kritischer Öffnungswinkel der Diffusoren WD1 3,2 ° Öffnungswinkel Diffusor 1 WD2 1,0 ° Öffnungswinkel Diffusor 2 WD3 2 ° Öffnungswinkel Diffusor 3 P11 0

Stützpunkte für Düsenkonturspline

P12 300 P21 117 P22 302 P31 234 P32 313 P41 351 P42 345 P51 468 P52 402 P61 584 P62 486 P71 701 P72 590 P81 818 P82 688 p 1024,34 mm Abstand Arbeitsebene Druckseite zu Zentralpunkt v_2 635,80 mm Abstand Arbeitsebene Saugseite zu Zentralpunkt q -1080,11 mm Abstand Arbeitspunkt zu Druckseite Mittelpunkt Bd 1271,60 mm Breite Druckseite Hd 846,51 mm Höhe Druckseite Ld 200,00 mm Extrusionslänge Druckseite Ds 766,87 mm Durchmesser Saugseite iVW -9,2 ° WK interner Verdrehungswinkel HV 1470 mm Abstand Zentralpunkt zu Boden KBUE 2000 mm Kellerbodenüberstand ABLWK 200 mm Abstand Bodenloch zu WK BVAmin 180 mm bevorzugter Vaneabstand minimal BVAmax 250 mm bevorzugter Vaneabstand maximal AVE1 200 mm Abstand Vane zu Ecke 1 innen AVE12 250 mm Abstand Vane zu Ecke 1 außen AVVE1 205,69 mm Abstand Vane zu Vane Ecke 1 AVaE1 5 oE Anzahl der Vanes Ecke 1 AVE2 200 mm Abstand Vane zu Ecke 2 innen AVE22 250 mm Abstand Vane zu Ecke 2 außen AVVE2 192,84 mm Abstand Vane zu Vane Ecke 2 AVaE2 6 oE Anzahl der Vanes Ecke 2 AVE4 200 mm Abstand Vane zu Ecke 4 innen AVE42 250 mm Abstand Vane zu Ecke 4 außen AVVE4 180,94 mm Abstand Vane zu Vane Ecke 4 AVaE4 10 oE Anzahl der Vanes Ecke 4



Weiterhin wird je nach Durchmesser der elliptischen Querschnitte in den drei Ecken eine

angemessene Anzahl von Umlenkschaufeln (Vanes) berechnet. Dazu wird zunächst die

Länge des Querschnitts d (siehe Abb. 58) berechnet. Der Abstand der inneren Umlenk-

schaufel zur Innenkante a und der Abstand der äußeren Umlenkschaufel zur Außenkante

b werden vorgegeben. Weitere Vorgaben sind der gewünschte minimale und maximale

Abstand zwischen den Umlenkschaufeln (siehe Tab 4 BVAmin und BVAmax). Hier ist in

der Tabelle ein geeignetes Intervall vorgegeben, dass jedoch durch Simulationen präzi-

siert werden könnte. Excel berechnet den Abstand c und einen ganzzahligen Wert, der für

die Anzahl der Umlenkschaufeln steht. In Inventor ist zunächst nur die innere Schaufel

definiert, die sich auf der roten Linie bewegen lässt. Durch die Übernahme des Wertes a

aus Excel ist die erste Umlenkschaufel festgelegt. Durch eine rechteckige Anordnung

(Inventor-Funktion), in diesem Fall eine lineare Anordnung, wird die vorgegebene Anzahl

von Umlenkschaufeln mit ihren Abständen c entlang der roten Linie verteilt. Der Abstand b

ist trivial, da c und die Anzahl der Umlenkschaufeln in Excel berechnet wurden.

Abb. 58 Abstände der Umlenkschaufeln

Die gesamte Zeichnung des Windkanals (siehe Abb. 57) in 3D-CAD stellt vorerst nur das

Luftvolumen dar, das den Innenraum des Windkanals füllen kann. Dabei ist dieses Luftvo-

lumen genau ein einzelnes komplexes Bauteil. Dies erleichtert die Handhabung bei der

Strömungssimulation. Die Anschlussmaße des Volumenkörpers in der dritten Ecke an den

Radialventilator wurden manuell in die Parametertabelle eingegeben. Eine Erweiterung

der Zeichnung könnte die Übernahme die Anschlussmaße aus dem CAE-

Auslegungsprogramm sein. So wäre man noch flexibler bei der Auslegung des Windka-

nals. Da die Auslegung eines geeigneten Radialventilators bereits durchgeführt wurde,

wurde vorerst auf diese Erweiterung verzichtet.

Eine bemaßte Konstruktionszeichnung des Windkanals ist noch verfrüht, da es sich bei

dieser Arbeit um eine „Konzeptstudie“ handelt.



Abb. 59 3D-CAD Zeichnung des Windkanals (Vorderan sicht und Draufsicht)



Abb. 60 3D-CAD Zeichnung des Windkanals (isometri sche Ansicht)

8 Numerische Strömungssimulationen des Windkanals Seite 71


8 Numerische Strömungssimulationen des Windkanals

Anhand numerischer Strömungssimulationen wurden bestimmte Einzelkomponenten (bis

zum annähernd vollständigen Windkanal) hinsichtlich ihrer Qualität bzw. der Erfüllung

ihrer Anforderungen untersucht. Die Auswertung einer solchen mit ANSYS Workbench 11

durchgeführten Simulation ermöglicht es dem Anwender z.B. Geschwindigkeits-, Druck-

und Stromlinienverläufe im simulierten Objekt darzustellen (siehe Abb. 61). So wurde

überprüft, ob die Düse an ihrem Austritt über das gewünschte, gleichmäßige Strömungs-

profil verfügt und wo sich evtl. Ablösungen im Strömungsverlauf durch den Windkanal

bilden. Durch gezielte Änderungen am 3D-CAD Modell des Windkanals (siehe Kapitel 7)

wurde versucht eine möglichst optimale, ablösungsfreie Durchströmung zu gewährleisten.

Dazu wurden beispielsweise Diffusoren durch zusätzliche Einbauten zu Multidiffusoren

verändert.

Abb. 61 Simulierte Geschwindigkeitstopologie im a lten Windkanal

8.1 CFD allgemein

Die numerische Strömungssimulation (CFD – Computational Fluid Dynamics) ist eine

etablierte Methode in der Strömungsmechanik. Sie hat das Ziel, strömungsmechanische

Probleme approximativ mit numerischen Methoden zu lösen. Die benutzten Modellglei-

chungen sind meist Navier-Stokes-Gleichungen, Euler-Gleichungen oder Potentialglei-

chungen. Die numerische Strömungsmechanik bietet eine kostengünstige Alternative zu

experimentellen Windkanal-Versuchen. [23]



Bei dem im Rahmen dieser Arbeit verwendeten CFD-Programm handelt es sich um Ansys

Workbench (CFX) 11 (Ansys Inc.).Die Workbench-Version soll dem Benutzer die Eingabe

von Berechnungsproblemen vereinfachen. Neben einem modernen GUI verfügt Ansys

Workbench über verbesserte Algorithmen zur Kontaktfindung, Vernetzung sowie Schnitt-

stellen zu diversen CAD-Systemen. Bisher enthält Ansys Workbench jedoch noch nicht

den vollen Funktionsumfang der Ansys Classic Version.

8.2 Durchführung der Strömungssimulationen

Die folgenden Strömungssimulationen basieren auf jeweils einem Volumenkörper, der in

Autodesk Inventor erzeugt wurde und das Volumen der im Winkanal befindlichen Luft

darstellt. Als Schnittstellenformat zwischen Inventor und Ansys Workbench wurde STEP

(Standard for the Exchange of Product model data) gewählt. Zunächst wird in Ansys eine

Vernetzung des Volumenkörpers durchgeführt, wobei der Körper, je nach Feinheit des

Netzes, in eine Vielzahl (bis hin zu mehreren Millionen) von Einzelelementen unterteilt

wird. Typische Elementformen sind Hexaeder, Tetraeder, Prismen und Pyramidenelemen-

te. Stellen im Volumenkörper die sehr komplex sind, oder die man zur Auswertung in

höherer Auflösung benötigt, können mit einem sog. „Face Spacing“ belegt werden, was zu

einer definierten Netzverfeinerung führt. Soll die Wandgrenzschicht berücksichtigt werden,

so muss eine „Inflated Boundary“ eingefügt werden, die ebenfalls eine Netzverfeinerung

bewirkt siehe Abb. 62).

Abb. 62 Netzverfeinerungen im Modell des Windkana ls

Zudem ist es bereits bei der Vernetzung notwendig, die verschiedenen Flächen des Vo-

lumenkörpers je nach ihrer Funktion zu definieren. So werden alle Flächen, die eine Be-

grenzung für die Strömung darstellen, als Wände (Walls) definiert. Die Fläche bzw. Flä-

chen, an denen die Strömung in den Volumenkörper eintritt, werden als „Inlet“ bezeichnet.

Im Fall des Windkanals wurde am Inlet eine Eingangsgeschwindigkeit vorgegeben. Flä-

chen, über die die Strömung den Volumenkörper verlässt, werden als „Outlet“ bezeichnet.

Für ein Outlet kann man definieren, wie schnell die Strömung über die Fläche austreten

soll. Durch ein „Opening“ tritt je nach Druckverhältnis zwischen Volumenkörper und Um-

Face Spacing

Inflated Boundary



gebung die Strömung ein oder aus. Die Strömungsrichtung wird durch Simulation ermit-

telt.

Soll die Durchströmung eines symmetrischen Volumenkörpers simuliert werden, ergibt

sich eine große Element- und somit auch Simulationszeitersparnis, wenn die Spiegelflä-

che als „Symmetry“ definiert wird. Bei dem Windkanal wurde die Simulation so durchge-

führt, dass der innere Bereich des Grundquerschnitts eine halbkreisförmige Gestalt hat.

Die andere Hälfte des kreisförmigen Querschnitts muss aufgrund der Symmetrieeigen-

schaften nicht berechnet werden.

Als Einstellmöglichkeit kann der Anwender vor Beginn einer Simulation die Art des Turbu-

lenzmodells festlegen. Hier bewährt sich das SST-Modell (Shear Stress Transport) ge-

genüber dem κ-ε-Modell, da das SST-Modell ebenso effizient ist wie das k-ε-Modell,

jedoch deutlich bessere Ergebnisse bei Phänomenen wie druckinduzierten Ablösungen

liefert. [24]

Vor dem Berechnungsvorgang wird eine maximale Anzahl an Iterationsschritten (z.B. 400)

vorgegeben. Sie wird bei der Berechnung nur dann erreicht, wenn die Berechnung nicht

konvergiert. Die Konvergenz steht in Zusammenhang mit den Residuen (Restfehler).

Durch Vorgabe des Konvergenzkriteriums (z.B. 4101 −⋅ ) werden solange iterative Berech-

nungen durchgeführt, bis zwei aufeinander folgende Iterationsschritte ein Residuum in

Höhe des Konvergenzkriteriums erreichen. Wird das Konvergenzkriterium nicht erreicht,

so bricht die Berechnung mit Erreichen der maximalen Anzahl an Iterationsschritten ab.

Ist die Berechnung beendet, kann die Strömungssimulation ausgewertet werden. Dabei

kann man Flächen anwählen, auf denen sich die Strömungstopologie als Fläche darstell-

ten lässt. Zur Darstellung von Stromlinien muss eine Fläche als Quelle definiert werden.

Stromlinien können 2D auf Flächen als auch in 3D im Volumenkörper dargestellt werden.

8.3 Simulation der Düse

Wie bereits in Kapitel 5 erwähnt, wurde per numerischer Strömungssimulation überprüft,

ob die Düse die Strömungsgeschwindigkeit im gewünschten Maße erhöht und dabei

Ungleichförmigkeiten im Strömungsprofil bis zum Düseneintritt ausgleicht, sodass am

Düsenaustritt ein gleichförmiges Strömungsprofil entsteht.

Zunächst wurde eine Situation dargestellt, bei der gleichzeitig die Durchströmung der

vierten Ecke, des Bereichs der Beruhigungskammer und der Düse simuliert wurden. Die

berechnete Geschwindigkeitsverteilung ist als Fläche auf der Symmetrieebene in Abb. 63

dargestellt. Vor Düseneintritt hat die Strömung eine Geschwindigkeit von 6,03 – 12,07 m/s

(im Bereich der Düse lässt sich die Beschleunigung anhand der Farbabstufungen gut



erkennen). Bis um Düsenaustritt hat sich eine Geschwindigkeit von 48,28 – 54,31 m/s

eingestellt. Der gewünschte Wert von 50 m/s am Düsenaustritt wird somit erreicht.

Abb. 63 Strömungsgeschwindigkeiten in Düse und Zu lauf

Genauer kann dies bei einem weiteren Simulationsergebnis erkannt werden (siehe Abb.

64). Die Farbskala wurde so eingestellt, dass Geschwindigkeiten kleiner als 41,3 m/s

dunkelblau dargestellt werden. Bis zu einer Geschwindigkeit von 51,66 m/s gibt es acht

weitere Farbabstufungen. Am Düsenaustritt werden Geschwindigkeiten von 49,07 – 51,66

m/s erreicht. Dies zeigt, dass die Beschleunigung der Strömung in der Düse erwartungs-

gemäß ist.

Abb. 64 Geschwindigkeitsprofil am Düsenaustritt

Düse



In Abb. 65 sind die Stromlinien eines simulierten Windkanals dargestellt, dessen geomet-

rische Abmaße denen des alten Windkanals der FH Düsseldorf entsprechen, der jedoch

mit einer nach Kapitel 5.2 berechneten Düse und profilierten Umlenkschaufeln versehen

wurde. Man kann erkennen, dass im Bereich des zweiten Diffusors ein Ablösegebiet

entsteht (Stelle 1). Auf dieses Phänomen wird an dieser Stelle nicht weiter eingegangen.

Das Ablösegebiet bewirkt, dass die Düse mit einem sehr ungleichförmigen Geschwindig-

keitsprofil angeströmt wird (Stelle 2).

Abb. 65 Stromlinien im Windkanal mit Ablösegebiet

In Abb. 66 ist nur die Düse des in Abb. 65 dargestellten Windkanals zu sehen. Es wurden

drei Ebenen (der Strömungsrichtung folgend) in die Düse gelegt. Man kann erkennen,

dass in Ebene 1, die im Bereich des Düseneintritts liegt, die Strömungsgeschwindigkeit

zwischen 0 – 17,38 m/s schwankt. Am Düsenaustritt (Ebene 3) hat sich ein gleichförmiges

Strömungsprofil eingestellt, das von 46,56 – 52,15 m/s aufweißt. Die hohe Qualität der

Düse ist somit per Simulation erwiesen.

Abb. 66 Geschwindigkeitsprofile in der Düse

2

3

1

1

2



8.4 Simulation der Umlenkecken

In Abschnitt 6.1 wurden die strömungsmechanischen Effekte aufgeführt, die bei der An-

strömung der Umlenkschaufeln in den Windkanalecken gefordert sind. In Abb. 67 sind die

Geschwindigkeitsverteilungen an den Umlenkschaufeln zu erkennen. Nach dem Gesetz

von Bernoulli treten dort niedrigere Geschwindigkeiten auf, wo der Druck höher ist. Die

Anströmung der Umlenkecken erfolgte mit 26 m/s. Man erkennt, dass an der Druckseite

eine, wie zu erwarten, niedrigere Geschwindigkeit herrscht. An der Saugseite, wo ein

Unterdruck herrscht, der die Strömung an die Schaufelkontur saugt, werden maximale

Geschwindigkeiten von ca. 37 m/s erreicht. Folglich spiegeln die Simulationsergebnisse

die Theorie korrekt wider.

Abb. 67 Detailbetrachtung der Umlenkschaufeln

Um die Durchströmung der Umlenkecken zu simulieren wurde beispielhaft ein 3D-CAD

Modell einer typischen Windkanalecke erstellt, die über zwei 45° Knicke verläuft und über

drei Umlenkschaufeln verfügt, (siehe Abb. 68).

Abb. 68 Konventionelle Umlenkecke

Ablösung

Ans

tröm

ung

Druckseite

Saugseite

Geschwindigkeitsverteilung Stromlinienverlauf



Der Stromlinienverlauf zeigt, dass die Strömung gut die Umlenkschaufeln umströmt. Es

entstehen keine Turbulenzen im Bereich der Umlenkschaufeln – die Strömung verläuft

laminar.

Im Bereich des inneren Knicks entsteht ein Ablösegebiet, das für Ungleichmäßigkeiten im

weiteren Strömungsverlauf sorgt. Um diesen Effekt zu verhindern, wurde eine weitere

Simulation durchgeführt, bei der im Modell die zwei 45° Knicke durch Rundungen ersetzt

wurden (siehe Abb. 69).

Abb. 69 Umlenkecke mit runder Umlenkung

Das in Abb. 68 sichtbare Ablösegebiet an dem Innenknicken wurde durch diese Maß-

nahme verhindert. Es empfiehlt sich somit, die Knicke nach Möglichkeit abzurunden.

8.5 Simulation des alten Windkanals

Als Vorbereitung für die Simulationen am Modell des neuen Windkanals wurden zunächst

Erfahrungen zur Windkanalssimulation anhand eines modifizierten Modells des alten

Windkanals gesammelt. Im Prinzip verfügt dieses Modell über die Abmaße des alten

Windkanals. Im Unterschied zu dem alten Windkanal wurde in dem Modell eine neu ge-

staltete Düse und profilierte Umlenkecken verwendet (siehe Abb. 61).

Da der Bereich der Messstrecke im 3D-CAD Modell vom Prinzip her keine Berücksichti-

gung findet, zur Simulation des gesamten Rundlaufs der Luftströmung aber notwendig ist,

wurde in diesen freien Raum das der Messstrecke entsprechende Luftvolumen eingefügt,

(siehe Abb. 70).

Inlet und Outlet wurden an die Stelle gelegt, wo sich im alten Windkanal der Axialventila-

tor befindet. Die Geschwindigkeitsvorgaben für Inlet und Outlet wurden gleich groß ge-

wählt, da der Ventilator den gleichen Volumenstrom ausbläst, den er kurz vorher im glei-

chen Maße ansaugt hat.

Geschwindigkeitsverteilung Stromlinienverlauf



Aufgrund der Symmetrieeigenschaften wurde das Modell halbiert. Dies verringert die

Elementanzahl und erspart dadurch Simulationsrechenzeit. Nach Verfeinerung des Net-

zes (Face Spacing) im Bereich der Umlenkecken und des Kollektormundes, sowie der

Belegung aller Wände (Walls) mit Grenzschichten (Inflated Boundaries), lag die Elemen-

tanzahl bei ca. 12.000.000.

Abb. 70 Simulationsmodell des alten Windkanals

In Abb. 71 ist der Stromlinienverlauf des simulierten Windkanals und in Abb. 61 die zu

dieser Simulation zughörige Strömungsgeschwindigkeitsverteilung dargestellt. Die Durch-

strömung des Windkanals beginnt vor dem zweiten Diffusor. Da dieser ablösefrei durch-

strömt wird, wird der kritische Öffnungswinkel von Diffusoren offensichtlich nicht über-

schritten.

Bei den durchgeführten Simulationen, muss die Einschränkung gemacht werden, dass im

Bereich hinter dem Gebläse einer erhöhter Turbulenzgrad und eine drallbehaftete Strö-

mung zu erwarten sind. Bei der Definition der Randbedingungen gelang es nicht, dies zu

berücksichtigen. Die Verbesserung dieses Sachverhalts ist die Aufgabe weiterführender

Untersuchungen.

Die Umströmung der zweiten und dritten Ecke erfolgt sehr zufrieden stellend. Im Bereich

des Düsenaustritts hat sich die geforderte Geschwindigkeit von 50 m/s eingestellt. Bei

Eintritt des Freistrahls aus der Messstrecke durch den Kollektor in den ersten Diffusor

verfügt die Strömung im Zentrum über eine höhere Geschwindigkeit als im Wandbereich.

Opening (Luftvolumen der

Messstrecke)

Symmetry

Inlet

Outlet

Wall



Diese Ungleichförmigkeit des Strömungsprofils setzt sich bis zur Position des Axialventila-

tors fort, hat aber keinen negativen Einfluss auf den Strömungsverlauf. Es bilden sich im

gesamten Umlauf keine Ablösungen.

Abb. 71 Simulierter Stromlinienverlauf im alten W indkanal

8.6 Simulation des neuen Windkanals

Die folgenden Simulationsergebnisse basieren auf dem 3D-CAD Modell (Kapitel 7). Dabei

wurde in der Regel die Durchströmung des Bereichs 4. bis 1. Ecke und der darauf folgen-

de Diffusor simuliert. Das Simulationsergebnis zeigt, dass bis zum Eintritt in den ersten

Diffusor (hinter dem Kollektor) die Geschwindigkeitsverteilung, bzw. der Strömungsverlauf

zufrieden stellend ist (siehe Abb. 72). Die Umlenkung der Strömung in der 1. Ecke ist

noch nicht befriedigend. Der zweite Diffusor wird sehr ungleichmäßig durchströmt. Die

Strömungsgeschwindigkeiten sind im Bereich der Außenwand vergleichsweise hoch. Eine

Ablösung an der Innenwand stellt sich jedoch nicht ein.

Abb. 72 Geschwindigkeitstopologie im neuen Windka nal

Erster Diffusor

Zweiter Diffusor



8.6.1 Strömungssimulation des neuen Windkanals mit modifizierten Modellen

Folgende Maßnahmen wurden getroffen, um den Strömungsverlauf im zweiten Diffusor zu

vergleichmäßigen:

1. Verwendung von Blechen im Diffusor als Erweiterung zum Multidiffusor

Abb. 73 Geschwindigkeitstopologie im neuen Windka nal – Multidiffusor

2. Verwendung verlängerter Umlenkecken

Abb. 74 Geschwindigkeitstopologie im neuen Windka nal – längere Umlenkschaufeln

lang normal

Multidiffusor (Bleche)



3. Verwendung eines Kulissenschalldämpfers

Abb. 75 Geschwindigkeitstopologie im neuen Windka nal – eine Kulisse

4. Verwendung zweier Kulissenschalldämpfer

Abb. 76 Geschwindigkeitstopologie im neuen Windka nal – zwei Kulissen

Kulissenschalldämpfer





Im Bereich hinter dem ersten Diffusor ist eine optimale Gleichmäßigkeit der Strömungs-

geschwindigkeit über den Rohrgesamtquerschnitt im Windkanal nicht zwingend erforder-

lich. Diese Bedingung wird in der Regel an den Bereich zum Düseneinlauf geknüpft, damit

über die Düse ein gleichmäßiges Strömungsprofil als Freistrahl in die Messstrecke aus-

geblasen wird. Zur Simulation wurde der Bereich hinter der Messstrecke zur Optimierung

genutzt, da hier Maßnahmen (z.B. verlängerte Umlenkschaufeln, Multidiffusoren, Kulis-

senschalldämpfer) getestet werden können, die zu einer Vergleichmäßigung der Strö-

mung führen. Diese Maßnahmen können, falls sie einen positiven Effekt erzielen, in dem

Bereich zwischen dem Radialventilator und der 4. Ecke umgesetzt werden. Da die durch

den Radialventilator ausgeblasene Strömung drallbehaftet und turbulent ist, sind hier

Einbauten zur Vergleichmäßigung der Strömung erforderlich.

Da alle simulierten Varianten keine effektiven Rundläufe darstellen, wurden Strömungsein

und -austritte definiert. An beiden Endseiten wurden Geschwindigkeitsvorgaben gemacht,

die für die gesamte Fläche des Ein- und Austritts gelten. Die Strömung wurde so berech-

net, dass am Austritt über den gesamten Querschnitt der Rohrleitung des Windkanals die

gleiche Geschwindigkeit herrscht. Dies entspricht nicht einer rundläufigen Durchströmung

des Windkanals, dadurch sind die dargestellten Simulationsergebnisse nur eingeschränkt

verwendbar.

Die Simulation des gesamten Rundlaufs ist prinzipiell möglich, sofern man den Radialven-

tilator mit einbezieht. Die von dem Radialventilator ausgeblasene Strömung verfügt dann

über entsprechende, nahezu realistische Ungleichförmigkeiten. Um den durch die Einbin-

dung des Radialventilators entstehenden erhöhten Rechenaufwand zu bewältigen, ist die

Kapazität des für die Simulation verwendeten Rechners nicht ausreichend. Durch die

Verwendung eines Rechners mit höherer Leistung können eine Simulationen durchgeführt

werden, die zu realistischeren Ergebnissen führen.

Die Maßnahmen zur Vergleichmäßigung der Strömung erzielen bei allen Varianten nur

beschränkt den geforderten Effekt. Dennoch sind im Vergleich zu dem Grundmodell Ver-

besserungen in der Strömungstopologie zu erkennen. Die Varianten 3 und 4 (mit Kulis-

sen) wurden gewählt, da man diese Einbauten gleichzeitig als Schalldämpfer nutzen kann

(siehe Kapitel 9). Die Kulissen wurden in Form von lang gezogenen Tropfen gewählt, da

diese aerodynamisch günstig sind und für geringe Strömungsverluste sorgen. Je geringer

die Versperrung der Rohrleitung durch Einbauten, desto geringer sind die Strömungsver-

luste. Deswegen sind die Varianten 1 und 2 strömungstechnisch günstiger, haben akus-

tisch gesehen jedoch keinen Effekt. Im folgenden Kapitel werden moderne Akustikwind-

kanäle vorgestellt, die über Einbauten neben der Verbesserung der Strömungsführung

auch für eine bessere Akustik sorgen.

9 Akustikwindkanäle / Akustische Optimierung Seite 83


9 Akustikwindkanäle / Akustische Optimierung

In diesem Kapitel werden moderne Akustikwindkanäle vorgestellt. Die in ihnen umgesetz-

ten Maßnahmen zur Geräuschminderung werden beschrieben. Anschließend werden

Vorschläge zur akustischen Optimierung des neuen Windkanals der FH Düsseldorf ge-

macht.

9.1 Audi Aeroakustik-Windkanal in Ingolstadt

Der Aeroakustik-Windkanal der Audi AG in Ingolstadt ist der weltweit leiseste Windkanal,

der zurzeit in der Automobilindustrie eingesetzt wird. Bei Messungen der Eigengeräusche

verschiedener Aeroakustik-Windkanäle liegen die A-bewerteten Schalldruckpegel des

Audi Windkanals im gemessenen Bereich von 60-300 km/h durchgehend unter denen

anderer Windkanalbetreiber (siehe Abb. 77).

Abb. 77 Eigengeräuschvergleich versch. Aeroakusti k-Automobil-Windkanäle [25]

Die getroffenen Maßnahmen zur Geräuschminderung des Audi Aeroakustik-Windkanals

sind in Abb. 78 dargestellt. Alle Umlenkschaufeln in den vier Ecken des Windkanals wur-

den als Kulissenschalldämpfer ausgebildet. Diese sind in der 2. und 3. Ecke, zwischen

denen sich das Axialgebläse befindet, so ausgeführt, dass sie den mittelfrequenten Be-

reich der entstehenden Geräusche mindern. Die 1. und 4. Ecke, zwischen denen sich das

Plenum (Messstrecke) befindet, dämpfen den hochfrequenten Bereich. An der Nabe und

im ersten Diffusor wurden Schalldämpfer zur Dämpfung des tieffrequenten Bereichs ver-



baut. Um niederfrequente Pumpschwingungen zu beseitigen wird eine aktive Schalldäm-

mung (Kombination Mikrofon – Lautsprecher) eingesetzt.

Abb. 78 Aeroakustik-Windkanal der Audi AG [2]

Das Plenum wurde komplett mit Breitbandkompaktabsorbern (BKA) ausgekleidet. Diese

Kombination aus hochwirksamen Plattenresonatoren und ebenso hochwirksamen, porö-

sen Absorbern erzielen eine fast konstante Absorption von 63-8000 Hz [26]. Die Mess-

warte im Plenum kann bei Bedarf mit einer reflexionsarmen „Schürze“ abgedeckt werden,

die ebenfalls mit BKA-Modulen verkleidet ist.

Hochfrequent

Mittelfrequent

Breitbandkompaktabsorber Tieffrequent



9.2 FKFS Windkanal der Universität Stuttgart

Ein erstes Konzept zur akustischen Optimierung des FKFS Windkanals der Universität

Stuttgart wurde 1992 von Potthoff erstellt und 1993 umgesetzt (siehe Abb. 79).

Abb. 79 FKFS Windkanal – konventionelle akustisch e Optimierung (1992) [25]

• 1 Ausfahrbare Schalldämpfer-Pakete

• 2 Mineralfaserkeile im Plenum

• 3 Körperschallisolierung des Gebläses

• 4 Druckseitig absorbierende Umlenk-Ecken

Die erreichbare Höchstgeschwindigkeit des Windkanals lag bei 268 km/h. Bei aeroa-

kustischer Nutzung des Windkanals wurden die Schalldämpfer-Pakete ausgefahren.

Aufgrund der Druckverluste, die durch die dichtgepackten Schalldämpfer-Pakete ent-

standen, konnte bei gleicher Leistungsaufnahme des Gebläses nur noch eine Höchst-

geschwindigkeit von 200 km/h erreicht werden. Dies führte zu der Entwicklung eines

neuen, innovativen Konzeptes zur akustischen Optimierung des Windkanals.

Bei dem neuen von Potthoff im Jahre 1994 vorgestellten Konzept, wurden die Schall-

dämpfer-Pakete durch permanent integrierte Umlenkschalldämpfer ersetzt. Die Keil-

Absorber sollten zukünftig durch eine faserfreie, glattflächige Wandauskleidung ersetzt

werden. Weiterhin war vorgesehen, statt der bisher zwei nun alle vier Umlenkecken

mit schallabsorbierenden, profilierten Umlenkschaufeln zu versehen. Die Kanalwände

wurden mit Membran-Absorbern ausgekleidet.

Somit gelang es, die Strömungswiderstände bzw. Druckverluste zu minimieren, ohne

dass sich die akustische Bedämpfung des Windkanals verschlechterte. Die Höchstge-

schwindigkeit im Kanal lag danach bei 245 km/h.

1 1

2 2

3 3

4 4



Abb. 80 FKFS Windkanal – innovative akustische Op timierung (1994) [27]

• 1 Umlenkschalldämpfer (Unterteilung in Teilkanäle)

• 2 Schallabsorbierende, profilierte Umlenkschaufeln

• 3 Membran-Absorber

• 4 Auskleidung mit ebenen Kompaktabsorbern

9.3 BMW Aerodynamic Test Centre in München

Im Jahr 2009 nahm BMW zwei Windkanäle im Forschungs- und Innovationszentrum (FIZ)

in München in Betrieb. Dabei handelt es sich um einen großen 1:1-Windkanal (Versuche

können 1:1 am Fahrzeug in Originalgröße durchgeführt werden) und einen kleinen 1:2-

Windkanal, der senkrecht im Innenbereich des Großen positioniert ist (siehe Abb. 81). Der

große Windkanal verfügt über eine mehrspurige, sehr variabel über Rollen mitbewegte

Fahrbahn in der Messhalle, auf der der Prüfling flexibel orientiert werden kann. Der kleine

Windkanal ist mit einer 6-Komponenten Messwaage ausgestattet, dem „Hexapod“

Abb. 81 Aerodynamisches Versuchszentrum der BMW A G in München [28]

2

1 1 1 1

2

3

2 2

4



Der große 1:1 Windkanal wurde zunächst nicht als Akustik-Windkanal konzipiert und

ausgelegt, jedoch wurden bereits einige Maßnahmen getroffen, um die Geräuschentste-

hung zu verringern. Alle vier Ecken des Windkanals sind mit großdimensionierten, profi-

lierten Umlenkschaufeln bestückt, die als Schalldämpfer dienen. Die Kontur der Umlenk-

schaufeln ist saug- und druckseitig aus Lochblechen gefertigt. Als Füllung dient ein

Schaumstoff als akustisches Dämmmaterial.

Im Bereich des Gebläses und der Messstrecke sind Breitbandkompaktabsorber verbaut,

d.h. die Wände in diesem Bereich sind ähnlich wie die Umlenkschaufeln aus Lochblechen

mit Schaumstoffhinterfütterung ausgeführt.

Das Plenum verfügt nur zu Teilen über Breitbandkompaktabsorber. Schon bei der Pla-

nung des Windkanals wurde eine zukünftige reflexionsarme Auskleidung in Betracht

gezogen, um den Windkanal weiterhin akustisch zu optimieren zu können, sodass akusti-

sche Messungen möglich werden. Bisher liegen noch keine Ergebnisse über die akusti-

sche Güte des großen BMW-Windkanals vor.

9.4 Vorschläge zur akustischen Optimierung des neue n Windkanals

In den Abschnitten 9.1 - 9.3 wurden drei Windkanäle vorgestellt, die über eine Vielzahl

von Maßnahmen zur akustischen Optimierung verfügen. Eine Gemeinsamkeit all dieser

Windkanäle ist, dass die Umlenkschaufeln in allen vier Ecken als Schalldämpfer ausge-

führt sind. Dies soll im neuen Windkanal der FH Düsseldorf ebenfalls umgesetzt werden,

da profilierte Umlenkschaufeln sowohl aerodynamisch als auch aeroakustisch positive

Effekte erzielen (siehe Kapitel 6).

Bei der Ausstattung einer Lufttechnischen Anlage mit Kulissenschalldämpfern muss stets

in Betracht gezogen werden, dass durch den Einbau von Kulissenschalldämpfern die

Gesamtoberfläche im Kanal anwächst und somit höhere Druckverluste entstehen. Glei-

ches gilt, wenn mit die mit Luft umströmten Wände höhere Rauhigkeiten aufweisen. In

Abschnitt 8.6.1 wurden mögliche Konstellationen zum Einbau von Kulissenschalldämpfern

vorgeschlagen und numerisch simuliert. Hierbei wurde besonders drauf geachtet, dass

die Kulissenschalldämpfer der Strömungsvergleichmäßigung und Strömungsführung

zuträglich sind. Die Entstehung von Druckverlusten wurde dabei zunächst vernachlässigt.

Um den Anlagenwiderstand nicht unnötig zu erhöhen und um die geforderten Vergleich-

mäßigung der Strömung zu erzielen ist es von Vorteil, ähnlich wie bei dem Audi Akustik-

Windkanal, die als Kulissenschalldämpfer dienenden Umlenkschaufeln, größer zu dimen-

sionieren. In Abschnitt 9.2 wurde beschrieben, dass modular einsetzbare Schalldämpfer-

pakete hohe Druckverluste bewirken und somit die Höchstgeschwindigkeit des FKFS

Windkanals erheblich senken. Der neue Windkanal der FH Düsseldorf, der zukünftig über

einen Radialventilator als Antrieb verfügen soll, ist somit gut geeignet hohe Druckverluste



auszugleichen. Der Einbau von Kulissenschalldämpfern kann hier von Vorteil sein, da

durch einen erhöhten Anlagenwiderstand der Radialventilator gegebenenfalls in seinen

Optimalpunkt gedrosselt wird. Die modulare Verwendung eines Schalldämpferpakets

ermöglicht, es den Windkanal bei hohen Geschwindigkeiten und einem niedrigen Wir-

kungsgrad zu betreiben. Für akustische Messungen kann das Schalldämpferpaket ent-

sprechend zugeschaltet werden, entsprechend kann der Windkanal dann nur bei geringe-

ren Geschwindigkeiten, aber höheren Wirkungsgraden betrieben werden.

In Zukunft soll durch numerische Strömungssimulation des gesamten Windkanals eine

Abschätzung über Druckverlustentstehung im Rundlauf des Kanals gemacht werden.

Anschließend kann beurteilt werden, in wie weit der Radialventilator des neuen Windka-

nals die entstehenden Druckverluste decken kann und welche weiterführenden Maßnah-

men zur Schalldämpfung zukünftig ergriffen werden können.

Im Bereich zwischen Gebläse und Düseneintritt ist es von Vorteil die Wände ähnlich wie

beim großen BMW Windkanal mit Breitbandkompaktabsorbern auszukleiden (Kombinati-

on Lochblech / Dämmschaum). Da der neue Windkanal der FH Düsseldorf über eine

offene Messstrecke verfügen wird, können bei akustischen Messungen mit BKA-Modulen

bestückte Stellwände zum Einsatz kommen.

10 Zusammenfassung Seite 89


10 Zusammenfassung

In der vorliegenden Arbeit wird die Konzeptstudie eines leisen Windkanals unter Berück-

sichtigung eines Radialventilatorantriebs durchgeführt. Der an der FH Düsseldorf bereits

vorhandene Windkanal ist unter technologischen und wirtschaftlichen Gesichtspunkten

veraltet. Zudem ist das verwendete Axialgebläse sehr laut, wodurch keine akustischen

Messungen im Windkanal möglich sind. Im Hinblick auf den Umzug der FH Düsseldorf auf

einen neuen Campus in Düsseldorf Derendorf soll der Fachbereich Maschinenbau und

Verfahrenstechnik einen neuen Windkanal erhalten. Diese Konzeptstudie soll zur Ausle-

gung eines akustisch optimierten Windkanals führen, der sowohl über eine hohe aerody-

namische (hoher Wirkungsgrad) als auch aeroakustische Güte verfügen soll. Die dritte

Ecke des neuen Windkanals soll dabei durch einen Radialventilator ersetzt werden, der

als Antrieb des neuen Windkanals dient.

Zunächst wird beschrieben, nach welchen Kriterien der für den neuen Windkanal passen-

de Gebläsetyp ausgewählt wird. Anhand des Cordier-Diagramms wird über die Schnell-

laufzahl der Ventilatortyp ausgewählt. Der Versuch als sekundäres Auswahlkriterium die

Geräuschentstehung verschiedener Ventilatoren hinzuzuziehen, erweist sich jedoch

aufgrund der schwierigen Vergleichbarkeit der verschiedenen Ventilatortypen als unge-

eignet.

Durch die senkrechte Führung des Windkanals zwischen Laborhalle und Kellerraum wird

eine räumliche Trennung zwischen lautem Gebläse und der Messstrecke geschaffen.

Dadurch wird die Länge der Luftstromführung vergrößert, wodurch größere Druckverluste

gegenüber dem alten Windkanal erwartet werden. Diese Tatsache führt dazu, dass der

Arbeitspunkt in einen Bereich verschoben wird, in dem sich Radialventilatoren am geeig-

netsten erweisen. Unter den verschiedenen Radialventilatortypen wird ein Radialventilator

mit rückwärts gekrümmten Schaufeln aufgrund seiner hohen Effizienz und aeroakusti-

schen Güte als beste mögliche Antriebsart für den neuen Windkanal ausgewählt. Die

Ersparnis der dritten Windkanalecke und die Verhinderung einer Strömungserwärmung

durch den außen liegenden Antriebsmotor sind weitere Gründe für die Verwendung eines

Radialventilators.

Ausgehend von einem festgelegten Arbeitspunkt, den der neue Ventilator erreichen soll,

werden die Kennlinie und der Optimalpunkt des neuen Ventilators prognostiziert. Hierbei

behilft man sich der Umskalierung eines real vermessenen Modellventilators, dessen

normiertes Kennfeld über die Verrechnung mit einem größeren Laufraddurchmesser auf

den neuen Ventilator übertragen wird. Der Modellventilator wurde nach den Konstrukti-

ons- und Auslegungsvorschriften von Bommes gebaut. Das Verfahren der Umskalierung

erfordert eine direkte geometrische Ähnlichkeit zwischen Modellventilator und neuem

Ventilator. Mittels des im Fachbereich Maschinenbau und Verfahrenstechnik (Labor für



Strömungstechnik und Akustik) entwickelten Auslegungsprogramms für Radialventilatoren

(CAE-Programm), in dem die Konstruktionsvorschriften nach Bommes implementiert sind,

wird eine Auslegung durchgeführt. Abweichungen, bedingt durch bestimmte Erweiterun-

gen der Auslegungsvorschriften zur Größen- und Akustikoptimierung des Ventilators, die

die geometrische Ähnlichkeit zwischen dem Modellventilator und dem neu ausgelegten

Ventilator einschränken (z.B. Vergrößerung der Gehäusetiefe durch Optimierung auf eine

bestimmte Gehäusebreite; Lage der Gehäusezunge), werden aufgeführt.

Weiterhin wird eine Windkanaldüse berechnet, deren Konturverlauf eine Vergleichmäßi-

gung der Strömung entlang der Düsenachse bewirkt. Selbst bei einem sehr unregelmäßi-

gen Strömungsprofil am Eintrittsquerschnitt, bläst die Düse über den Austrittsquerschnitt

einen Luftstrom mit nahezu konstanter Geschwindigkeit aus, was optimale Bedingungen

in der Messstrecke gewährleistet.

Um eine möglichst ablösefreie, gleichmäßige Strömungsführung im Windkanalrundlauf zu

erzeugen, wird die Verwendung von profilierten Umlenkschaufeln in den drei Ecken des

Windkanals empfohlen. Ausgeführt als Schalldämpfer, gefertigt aus Lochblech und gefüllt

mit lärmdämmendem Schaumstoff, werden durch die Umlenkschaufeln positive akusti-

sche Effekte zur Bedämpfung des Windkanals erzielt.

Basierend auf bestimmten Eckdaten, die von dem alten Windkanal übernommen wurden,

und der neu berechneten Düse wird eine 3D-CAD Konstruktion des neuen Windkanals

erstellt. Um eine spätere Optimierung der Windkanalform- und dimensionen, basierend

auf Ergebnissen von numerischen Strömungssimulationen, so flexibel wie möglich durch-

führen zu können, werden die wichtigsten Konstruktionsparameter mit einer Excel-Tabelle

verknüpft. So kann der Windkanal schnell und variabel durch Änderung der Parameter

angepasst werden.

Anhand des 3D-CAD Modells werden numerische Strömungssimulationen (CFD) durch-

geführt. Anschließend werden bei der Auswertung die Strömungstopologien und Stromli-

nienverläufe im Windkanalverlauf analysiert. Mit der Zielsetzung eine möglichst gleichmä-

ßige Durchströmung des Windkanals zu erzeugen werden verschiedene Varianten des

Modells berechnet. Der Versuch, durch verschiedene Einbauten (Kulissenschalldämpfer,

Multidiffusor) und die Modifikationen (Verlängerung der Umlenkecken) die Gleichmäßig-

keit der Strömung zu verbessern, war nur bedingt erfolgreich.

Abschließend werden drei moderne Windkanäle der Automobilindustrie vorgestellt, in

denen eine Vielzahl von Maßnahmen zur akustischen Optimierung umgesetzt sind. Basie-

rend auf diesen Maßnahmen, werden Vorschläge zur akustischen Optimierung des neuen

Windkanals der FH Düsseldorf gemacht, die unter anderem die Verwendung von Kulis-



senschalldämpfern, ausgeführt als profilierte Umlenkschaufeln, und die Wandauskleidung

hinter dem Gebläse mit BKA Modulen beinhalten.

Die genauen Abmaße des Windkanals können erst festgelegt werden, wenn der zur Ver-

fügung stehende Raum in Labor und Keller bekannt ist. Mittels eines leistungsfähigeren

Rechners werden CFD-Simulationen des gesamten Windkanals einschließlich des Radi-

alventilators möglich. Dies führt zu authentischeren Simulationsergebnissen, was eine

weitere Optimierung ermöglicht. So können beispielsweise der Abstand und die Größe

der Umlenkschaufeln verbessert werden. Durch die CFD-Simulationen soll zukünftig auch

die Kennlinie eines Radialventilators berechnet werden, wodurch man die prognostizierte

mit der durch Simulation ermittelten Kennlinie abgeglichen werden können.

11 Literaturverzeichnis Seite 92


11 Literaturverzeichnis

[1] Denk, V. / Grießer, H.; Anleitung zum Aerodynamischen Praktikum; 1. Auflage;

Ludwigshafen; 1968; Grünzweig und Hartmann AG

[2] Hucho, Wolf-Heinrich (Hrsg.); Aerodynamik des Automobils; 5. Auflage; Wiesba-

den; 2005; Vieweg

[3] Deiss, Olga / Lackmann, Frank; Eine Untersuchung im Windkanal zum Einfluss

der Turbulenz bei Halbschalen- und Ultraschallanemometern für den Einsatz an

Windkraftanlagen; Dipolmarbeit; FH Düsseldorf; 2001

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[24] http://www.cfx-berlin.de/de/software/cfx/solver/physikalische-

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[26] http://www.renz-systeme.de/page/index.php?id=47

[27] http://de.wikipedia.org/wiki/Datei:Aeroakustik-Windkanal.jpg; 09.07.2010; 13:40

[28] http://www.bmw.de/; 09.07.2010; 13:40

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Stefan Wagner Matr.-Nr. 464903 Düsseldorfstroemungsakustik.de/old.mv.fh-duesseldorf.de/d... · durch die Düse ausgeblasene Strahl wird vom Gebläse angesaugt und wieder in den Umlauf