TÄTIGKEITSBERICHT 2010 – 2011 · 2015-01-26 · Tätigkeitsbericht 2010 – 2011 3 Sehr geehrte Damen und Herren, Sie halten den aktuellen Tätigkeitsbericht des Instituts für

Institut für HydraulischeStrömungsmaschinenTechnische Universität GrazKopernikusgasse 24/IV8010 Graz, Austria

T +43 (0) 316 / 873 7571F +43 (0) 316 / 873 [email protected]

TÄTIGKEITSBERICHT2010 – 2011

Tätigkeitsbericht 2010 – 2011

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Herausgeber:Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen der Technischen Universität GrazKopernikusgasse 24/48010 GrazÖsterreich

Tel.: +43 (0) 316 873 – 7571Fax:+43 (0) 316 873 – 7577E-mail: [email protected]

www.hfm.tugraz.at

Vorstand: o.Univ. Prof. Dipl.-Ing. Dr. techn. Helmut JabergStellvertreter: Ass. Prof. Dipl.-Ing. Dr. techn. Helmut Benigni

Redaktion:o.Univ. Prof. Dipl.-Ing. Dr. techn. Helmut JabergMag. Katrin Staudinger

Titelbild: Modellversuch Klappe Häusling


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Sehr geehrte Damen und Herren,

Sie halten den aktuellen Tätigkeitsbericht des Instituts für Hydraulische Strömungs-maschinen der TU Graz in Händen. Dieser will Ihnen, unseren Freunden, Kollegen, Studierenden und Partnern aus der Industrie einen Rückblick auf die Arbeit unseres Instituts in den Jahren 2010 und 2011 bieten.

Auf wissenschaftlicher Basis und immer mit der Umsetzung im Blick hat sich das Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen der TU Graz - so darf man mittler-weile sicher festhalten – in die Spitzengruppe der europäischen Wasserkraft-branche, der Pumpen- und Turbinenindustrie, der Verfahrens- und Kraftwerks-technik vor gearbeitet. Numerische Berechnungen, die experimentelle Überprüfung und die Realisierung von kompletten Maschinen und Systemen: Die Leistungs-breite reicht ohne Übertreibung von der Feinmechanik bis zum Gigawattbereich.

Der Zugang des Instituts zu Forschung und Umsetzung geschieht, ganz so wie es auch die Industrie macht, einerseits über die Werkzeuge und andererseits über die Anwendungen. Und somit ist es kein Wunder, wenn die Finanzierung der Forschungsarbeiten praktisch ausschließlich durch industrielle Aufträge ge-tragen wird. Basis der Institutsarbeit sind das Knowhow, die langjährige Erfahrung der Leistungsträger und die eindeutige Industrie- und Praxisorientierung aller Mit-arbeiterinnen und Mitarbeiter.

Vorwort


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Die Numerik-Werkzeuge der Institutsarbeit sind modernste 3D-CFD-Verfahren, erweitert um eigene am Institut entwickelte Numerik-Codes, die auf die Maschinen angewendet werden, aber auch Zu- und Abströmbedingungen erforschen. Wir sind mittlerweile beispielsweise in der Lage, bei Axialmaschinen über 50 Geo-metrievariablen sich frei ändern zu lassen und die Maschine gleichzeitig hinsicht-lich Kavitation und Wirkungsgrad zu optimieren.

Das instationäre Verhalten von Pump- und Turbinenanlagen behandeln wir mit dem Flowmaster-Paket, das allerdings in entscheidenden Elementen mit eigenen Numerik-Modellen für hydraulische Systeme weiterentwickelt worden ist – und immer noch weiterentwickelt wird.

Auf experimentellem Gebiet verfügt das Institut über eine Reihe von Versuchs-ständen, die in ihrer Leistungsfähigkeit an Universitäten ihresgleichen suchen: An erster Stelle zu nennen ist der 4-Quadranten-Großprüfstand, dazu kommt der Luftprüfstand für Axialmaschinen und ein Multi-Purpose-Prüfstand. Und vor in-zwischen mehr als drei Jahren hat das Institut eine Art Meisterstück vollbracht, indem ein vollautomatisierter Dauerlaufversuchstand für Gleitringdichtungen von Kesselspeisepumpen entwickelt, hergestellt und in Betrieb genommen wurde. Am zweiten Dichtungsprüfstand laufen derzeit vielversprechende Untersuchun-gen über den Sandverscheiß von Lippendichtungen bei StraFlo-Turbinen, abge-rundet werden die Versuchseinrichtungen durch einen Druckstoßversuchsstand. Das dürfte an Universitätsinstituten einmalig sein!

Auch bei den Verfahren arbeitet das Institut am Neusten vom Neuen: Etwa Stereo-PIV, inzwischen sogar Stereo-PIV in Echtzeit! Hier wird das Institut – nicht zum ersten Mal - für die ganze Branche Neuland betreten. Weitere spektakuläre Forschungen betreffen etwa eine Pumpe für teils üssigen, teils gasförmigen Wasserstoff, und auch das Funktionsprinzip einer neuartigen Verdrängerpumpe als Benzinpumpe für KFZ-Anwendungen wird erforscht.

Pumpenfachingenieurinnen und Pumpenfachingenieure, das sind Pumpen-fachleute aus und für die Industrie, lernen in einem gut einjährigen Fern studium die Feinheiten der Pumpentechnik kennen, was normalerweise viele Jahre dauert. Ab März 2012 wird der Kurs auch in englischer Sprache für ein internationales Publikum durchgeführt, und die Erweiterung zu einem „Master-of-Engineering for Pumps and Systems“ ist derzeit in Vorbereitung.


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Auch die Praktikerkonferenzen sind gewachsen, ungebrochen ist das Interesse an unserer Konferenzreihe zu Pumpen in der Verfahrens- und Kraftwerkstechnik im inzwischen 16. Jahr und zu Turbinen / Wasserkraft / Systeme, die nun schon zum 2. Mal äußerst erfolgreich abgehalten wurde.

Es gibt also viel über die Arbeit des Instituts für Hydraulische Strömungsmaschinen aus Graz zu berichten, und wir haben in den kommenden Jahren viel vor. Ich bin mir sicher, der vorliegende Bericht über unser Leistungsspektrum enthält auch für Sie Interessantes und – das ist noch viel wichtiger – Anwendbares, sei es auf dem Gebiet der Forschung in den verschiedenen Sparten oder in der Wissens-ver mittlung. Wir wollen weiterhin Ihr kompetenter und zuverlässiger Partner im gesamten Wertschöpfungsprozess sein, und werden Sie als langjährige und als zukünftige Kunden weiterhin optimal betreuen und beraten.

Ihr Helmut JabergInstitutsvorstand


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Inhalt

Vorwort 3

1. Personal 9 1.1. Leitung 9 1.2. Wissenschaftliche Mitarbeiter 10 1.3. Externe Lehrbeauftragte 10 1.4. Studentische Mitarbeiter 11 1.5. Technisches Personal 11 1.6. Administration 12

2. Ausstattung – Highlights 13 2.1. Labor 13 2.2. Mechanische Fertigung 23 2.3. Numerische Werkzeuge – Soft- und Hardware 24

3. Industrieprojekte 25 3.1. 3D-Strömungsberechnung von Maschinen 25 3.2. Instationäre Strömungen in Anlagen 40 3.3. 3D-Strömungsberechnungen von Anlagenkomponenten 51 3.4. Experiment 59 3.5. Marktanalysen 77 3.6. Standortanalysen 80

4. Forschungs- und Industriepartner 85

5. Abschlussarbeiten 87 5.1. Diplomarbeiten 87 5.2. Laufende Dissertationen 94

6. Lehre 99 6.1. Vorlesungen 99 6.2. Übungen 103 6.3. Privatissimi 106 6.4. Projekte 107


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7. Fortbildung 111 7.1. Praktikerkonferenzen 111 7.2. Fernstudium zum/r PumpenfachingenieurIn 119

8. Publikationen 123 8.1. Beiträge in Fachzeitschriften 123 8.2. Beiträge in Konferenz-, Tagungs-, Kongress- und Workshopberichten 123 8.3. Bücher 124 8.4. Hochschulschriften 124 8.5. Forschungsberichte 124 8.6. Vorträge und Präsentationen 126


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1. Personal

1.1. Leitung

Helmut JabergO.Univ.-Prof. Dipl.-Ing. Dr. techn. Institutsvorstand

Seit 1995 Professor an der TU Graz. Er studierte Luft- und Raumfahrt technik in Stuttgart, Southampton und München und arbeitete anschließend als Berechnungsingenieur beim Triebwerkshersteller MTU München GmbH. Nach der Dissertation an der Universität Stuttgart (1986) war er bei der KSB Aktien-gesellschaft Entwicklungsleiter, dann Direktor eines Geschäftsfeldes. Ab 1988 „Directeur développement“ im deutsch-französischen Geschäftsbereich Gebäude-technik. Ab 1992 war er Direktor des Geschäftsfeldes Industrietechnik mit einem dreistelligen DM-Millionenumsatz.

Neben der Lehr- und Forschungstätigkeit ist Prof. Jaberg Partner einer inter-national tätigen Unternehmensberatung und Geschäftsführer der Pumpen -fach ingenieur GmbH.

Helmut BenigniAss.-Prof. Dipl.-Ing. Dr. techn.Stellvertretender Institutsleiter

Studium Maschinenbau Wirtschaft an der Technischen Universität Graz, Spezialisierung auf Numerische Strömungssimulation. Dissertation zur Opti-mierung von Hydraulischen Strömungsmaschinen. Als Post-Doc verantwortlich für CFD- Berechnungen und den kontinuierlichen Aus- und Aufbau des instituts-eigenen Softwarepools im Bereich Simulation. Auslandsaufenthalt an der Cran eld University / Großbritannien.


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1.2. Wissenschaftliche Mitarbeiter

Sefan Höller-LitzelhammerDipl.-Ing.

Reinhold LogarAss.-Prof. Dipl.-Ing. Dr. techn.Plagiatsbeauftragter des Institutes

Markus MosshammerDipl.-Ing.

Florian SennDipl.-Ing. (FH)

1.3. Externe Lehrbeauftragte

Siegfried DemelDipl.-Ing. Dr. techn.Verbund - Austrian Hydro Power (AHP)Vorlesung: „Betriebsführung von Wasserkraftwerken“

Dusan RadulovicDipl.-Ing.Andritz AGVorlesung und Übung: „Industrielle Konstruktionspraxis“

Jürgen SchifferDipl.-Ing.


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1.4. Studentische Mitarbeiter

Mark Guggenberger Stefan Leithner

1.5. Technisches Personal

Kurt MaassIng.Elektrotechnik, Elektronik, EDV

Erwin PischlerMechanische Fertigung

Gerhard SchrottnerMechanische Fertigung, Sicherheits beauftragter des Institutes

Josef PapstMechanische Fertigung

Richard Gruber(bis November 2010)


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1.6. Administration

Jeannine Pöschl(Mutterschutz seit Oktober 2010)Sekretariat

Romana Hofer(ab Oktober 2010)Sekretariat

Katrin StaudingerMag. Phil.MarketingPumpenfachingenieur, Praktikerkonferenzen


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2. Ausstattung – Highlights

2.1. Labor

Dem experimentellen Versuch wird am Institut für Hydraulische Strömungs-maschinen parallel zum Trend zu numerischen Verfahren große Bedeutung beigemessen. Alle Versuche werden dabei vom Team HFM geplant, konstruiert, gefertigt und durchgeführt. Die Experimentatoren können dabei auf die Infrastruk-tur und Facharbeiter des Institutes zurückgreifen.

Abbildung 1: Blick in die Laborhalle


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HauptprüfstandDas Herzstück des Labors bildet der 4-Quadranten-Hauptprüfstand, der wahl -weise im offenen oder geschlossenen Kreislauf betrieben werden kann. Durch sein universelles Design lässt sich durch ihn eine Vielzahl von experimentellen Fragestellungen erforschen. Sämtliche Maschinen und Armaturen, welche in hydraulischen Anlagen und Systemen relevant sind, lassen sich entweder in Form eines skalierten Modells oder auch direkt am Prototyp untersuchen. Derzeit ist die elektrische Leistung des Prü ings – Modell oder Prototyp – mit 200 kW begrenzt.

Es können Abnahmeversuche für hydraulische Maschinen nach der aktuell gülti-gen Norm für Modellversuche IEC60193 durchgeführt werden. Der Prüfstand lässt durch seine variable Betriebsweise die Erforschung des vollständigen 4-Quadran-ten-Verhaltens von z.B. Pumpturbinen zu. Dadurch können aktuelle Fragestel-lungen, die die Betriebscharakteristiken von hydraulischen Strömungsmaschinen betreffen untersucht werden.

Abbildung 2: Hauptprüfstand mit integriertem Pumpturbinen-Modell


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Abbildung 3: Prüfstands-Draufsicht mit integriertem Pumpturbinen-Modell

Der Hauptprüfstand erstreckt sich im Gebäude über 4 Stockwerke. Im Keller des Gebäudes ist die Hauptprüfstandspumpe installiert, welche über eine elektrische Anschlussleistung von 250 kW + 250 kW verfügt und mittels eines Frequenzum-richters Drehzahl-variabel betrieben werden kann. Mit Hilfe von paarweise an-geordneten Schiebern kann die Durch ussrichtung des Prüfstands mit geringem Aufwand invertiert werden.

Der Hauptprüfstand wurde im Hinblick auf niedrige Strömungsgeschwindigkeiten und die Vermeidung von Sekundärströmungen konstruiert. Es wurden beispiels-weise in die Krümmer zusätzliche Leitbleche integriert um Sekundärwirbeleffekte zu minimieren.

In der geschlossen Prüfstandsanordnung kann der Betriebsdruck am Prü ing mit Hilfe einer Vakuumpumpe bzw. einer Druckluftanlage zwischen 0,1 bar,a und 10 bar,a geregelt werden.

Um der Vielzahl von Messaufgaben gerecht zu werden und dabei eine kosten- und qualitätsbewusste Lösung zu erhalten wurde ein neues, modulares Messsys-tem aufgebaut. Somit können die Messergebnisse direkt und in Echtzeit am Mess-computer erfasst und beurteilt werden. Hierbei stellt die direkte Umrechnung der Messgrößen in die gewünschten Ein usszahlen und deren Visualisierung einen wesentlichen Baustein für die direkte Qualitätskontrolle des Versuchs dar.

Das Messsystem, aus dem Hause National Instruments, kann bis zu 256 Mess-größen simultan erfassen. Diese Messgrößen werden mit Hilfe der eigens dafür am Institut entwickelten Messsoftware weiterverarbeitet. Die Umgebungsbedin-gungen werden in Echt-Zeit berücksichtigt. Hierdurch gelingt es, Veränderungen im Prüfstand und in dessen Umgebung, wie z.B. Temperaturveränderungen und deren Auswirkungen auf den Versuch, automatisch zu berücksichtigen. So wird die Dichte des Wassers mit Hilfe des implementierten Herbst-Rögner-Verfahrens direkt aus der Temperatur des Prüfstandsmediums berechnet.


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KleinprüfständeZusätzlich zum Hauptprüfstand ist das Labor für kleinere Versuche, welche indi-viduell aufgebaut werden können, ausgestattet. Dazu zählen u.a. der Übungs-prüfstand aus Acrylglas (PMMA), Exponate verschiedenster Pumpen und eine Messstrecke für Druckverlust-Untersuchungen in Armaturen. Weiters können mit dieser Messanordnung die Kennlinien bzw. das Verhalten von Kreisel- und Verdrängerpumpen mit bis zu 250 kW und einem Anschlußdurchmesser bis 150 mm bestimmt werden. Der Versuchsaufbau kann wahlweise auf einem speziellen Schwingfundament erfolgen.

Abbildung 4: Kleinprüfstand


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Venturi-RohrPumpe mit

PMMA-Gehäuse

DrosselVorratsbehälter

Drucksensoren

ElektromotorMagnetisch Induktiver Durch ussmesser

Abbildung 5: Übungsprüfstand

Der in Abb. 5 gezeigte Übungsprüfstand ermöglicht den Studierenden im Lehrbe-trieb einen Überblick über den Aufbau und das Zusammenspiel der Komponenten von hydraulischen Anlagen. In diesem vereinfachten Aufbau können alle wichtigen Messungen an hydraulischen Strömungsmaschinen, welche auch bei komplexen Fragestellungen relevant sind, durchgeführt werden.

Ein umfangreicher Druckstoßprüfstand zur experimentiellen Untersuchung von in-stationären Strömungsvorgängen in hydraulischen Systemen wird aktuell neu auf-gebaut. Ziel ist dabei die Erforschung von mehrphasigen Strömungsphänomenen wie Lufteinzug oder Kavitation, welche durch transiente Vorgänge hervorgerufen werden.


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LuftprüfstandDieser Versuchsstand dient zur Untersuchung von verschiedenen Schaufeltypen (gepfeilt, ungepfeilt, ...), Klappen, Absperrorganen etc. in Luft. Neben moderns-ten berührungslosen Messverfahren wie der Laser-Doppler-Anemometrie LDA steht hier auch eine von außen während der Messung verstellbare, mit-rotierende 5-Loch-Sonde zur Verfügung. Damit wird es möglich, die Geschwindigkeits vektoren in der Laufradströmung sowohl nach Betrag wie auch nach Strömungs richtung auszumessen. Zusätzlich steht hier für Kennlinien- und Wirkungsgradmessungen die Hitzdraht-Anemometrie zur Verfügung.

Abbildung 6: Luftprüfstand


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GleitringdichtungsprüfstandFür die Prüfung von neu entwickelten Gleitringdichtungen mit Diamantbeschich-tung für Kraftwerkspumpen und Kesselspeisewasserpumpen hat das Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen der TU Graz einen Prüfstand für Dauerversu-che mit einer exakten Nachbildung des Gleitringdichtungsraums und der Betriebs-verhältnissen aufgebaut. Die Wirklichkeit wurde mit 100%iger Genauigkeit nach-gebildet, im Zweifel wurde eine strengere Festlegung vorgenommen.

Abbildung 7: Schnitt durch Prü ing

Die Reproduzierbarkeit der Messergebnisse wird durch die Reproduzierbarkeit der Prüfbedingungen sichergestellt. Diese wird gewährleistet durch die beid seitig gelagerte Welle, den geringen Abstand zwischen Dichtung und Lager und das Konstanthalten von Druck, Temperatur und Drehzahl.


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Abbildung 8: Prüfstandsschema

Der Wellendurchmesser wurde mit 170 mm festgelegt und die Drehzahl mit 5700 rpm, beides sind Werte, die bei großen Kesselspeisepumpen vorgefunden wer-den. Die direkte Kupplung überträgt das Moment schlupffrei und schwingungsarm auf die Welle. Die Dichtungsgehäuse sind über Rohrleitungen parallel miteinander verbunden. Durch den Einbau von identischen Dichtungen wird die Messgenau-igkeit erhöht. Der paarige Aufbau der Dichtungen gleicht den Axialschub auf das Wellenfestlager aus. Alle Teile, die mit dem Medium in Berührung kommen, sind aus gegen VE-Wasser beständigen Werkstoffen gefertigt.

Arbeitsmedium ist vollentsalztes Wasser mit einer Leitfähigkeit von maximal 0,1 μS/cm. Um diese Wasserqualität im Dauerversuch nachprüfbar zu gewährleis-ten, wurde eine automatische Wasseraufbereitung mit einem Ionenaustauscher realisiert (Kreislauf I in der Abb. 8). Dieser Leitwert wird mit einer Sonde ständig mitgemessen. Die Wassertemperatur wird bei 60 °C (± 2 °C) konstant gehalten und der Wasserdruck auf der Druckseite mit p = 40 bar über eine Taumelschei-


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benpumpe (7) und einen Membranspeicher (8). Die engen Spalte produzieren Abwärme, die über eine gesonderte Kühlung auf einer konstanten Temperatur gehalten wird.

Alle betriebsrelevanten Daten werden permanent mittels eines Datenloggers auf-gezeichnet und fernüberwacht. Der Prüfstand wurde für 24h Dauerbetrieb aus-gelegt.

Abbildung 9: Prüfstand in der Gesamtansicht


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Auszug aus den vorhandenen Messmethoden:Geschwindigkeitsmessung:5-Loch-Sonde für Einsatz im stehenden bzw. rotierenden SystemLaser Doppler Anemometrie LDAHitzedrahtanemometrie für Messungen in LuftPIV und artverwandte Verfahren

Druckmessung:Statische DrucksensorenDynamische Drucksensoren bis ca. 1 kHz einsetzbarHochdynamische Drucksensoren bis ca. 40 kHz einsetzbar

Temperaturmessung:ThermoelementeKlassisch PT 100Berührungsloses IR-ThermometerHochgenaue Temperatursensoren bis auf 0,002 °K

Kraft- Drehmomentmessung:KraftmessdosenDMS-ApplikationenVerschieden Drehmomenten-Messwellen und -Flansche

Durch ussmessung:Differenzdruckmethoden (z.B. Venturi, Blenden)Magnetische Induktive Anemometrie, div. DurchmesserAkustische Weg-Zeit Differenz Methode

Vibrationen:BeschleunigungssensorenHighspeed Kamera

Verwendete Mess- und Auswertprogramme:LabViewMatlabDiadem


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2.2. Mechanische FertigungAn das Labor ist eine mechanische Fertigung angegliedert, welche sich auf den Aufbau von Versuchen und die Fertigung von Werkstücken spezialisiert hat. Durch das erfahrene Team von Werkzeugmachern und Elektronikern lassen sich viele Versuchsaufbauten exibel, kurzfristig und kostenbewusst realisieren.

Abbildung 10: CNC Bearbeitung

Häu g erfordern Forschungsvorhaben innovative Ansätze oder auch unorthodoxe Lösungen. In den vergangen Jahren wurden viele Bauteile aus Acrylglas (PMMA) gefertigt und auch erfolgreich im Versuch erprobt. Hierbei wurden z.B. Klappenge-häuse oder auch kranzseitige Deckringe aus Acrylglas gefertigt und die Versuche erfolgreich abgeschlossen.

Die Werkstatt kann hierbei auf eine Vielzahl von eigenen Maschinen zurück-greifen, aber auch die Zentralwerkstätte der TU Graz nutzen.

Abbildung 11: Modelle aus eigener Fertigung


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2.3. Numerische Werkzeuge – Soft- und HardwareZur Durchführung von Berechnungen stehen neben dem TUG I- Cluster auch zwei eigene Rechencluster (4x Intel Core2 Quad Q 9650 mit je 4 CPU-Ker-nen und 8 GB RAM und 2 Intel Xeon X5690 mit je 12 CPU Kernen und 48 GB RAM) zur Verfügung. Für Pre- und Postprozessierung stehen ca. 10 Work-station PCs mit jeweils Quad Core CPU und 8 – 12 GB RAM zur Verfügung.

Seit 1972 werden am Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen Problem-stellungen mit Hilfe von computergestützten numerischen Methoden gelöst. Eigenentwickelte Codes sowohl für evolutionäre Algorithmen zur Optimierung von hydraulischen Maschinen, Anlagenkomponenten und Systemen als auch für radiales Gleichgewicht und Stromlinienkrümmungsverfahren zur Hydraulik-Erzeu-gung sind in dieser Zeit am Institut entstanden.

Seit nunmehr 17 Jahren wird auch das speziell für rotierende Maschinen ge-eignete Programmpaket CFX (Solver für 3D-Strömungen, stationär und in stationär, Navier- Stokes, Multiphasenströmungen, reibungsbehaftet) am Institut eingesetzt, und der institutseigene Lizenzstand wird kontinuierlich vergrößert. Als Beta-User und durch die intensive Zusammenarbeit mit dem Software-Haus ANSYS wird dieses Standbein ständig gestärkt.

Für instationäre eindimensionale Strömungsuntersuchungen wird das kommer-zielle Druckstoßberechnungsprogramm FlowmasterV7 der Flowmaster GmbH verwendet. Dieses universelle, modular aufgebaute Softwarepaket zur Berech-nung innerer Rohrströmungen ermöglicht die vollständige Modellierung von An-lagensystemen. Dabei werden - neben den mitgelieferten Standardkomponenten - hauptsächlich selbst entwickelte Komponenten für spezielle Aufgabenstellungen Eingesetzt.

Die verwendeten Programmpakete sind demnach für die Numerische Strömungs-simulation ANSYS CFX, ICEM CFD, FlowmasterV7, das HFM-Singularitäten-programm und das Radiale Gleichgewicht / Stromlinienkrümmungsverfahren.


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3. Industrieprojekte

3.1. 3D-Strömungsberechnung von Maschinen

Entwicklung einer Kaplan-Hydraulik für eine RestwasserturbineEin mittelständisches Unternehmen beauftragt die Entwicklung einer Kaplan- Hydraulik für die Verwendung in einer Restwasserturbine. Durch die Änderun-gen in der europäischen Wasserrahmenrichtlinie kommt es zu einer vermehrten Nachfrage nach Turbinen für diesen Einsatzbereich. Im Zuge einer Konzeptstudie wurden die Nenndaten und Hauptabmessungen festgelegt: Maximaldurch uss QMax=1.5m³/s, Minimaldurch uss QMin=0.8m³/s und eine spezi sche Schnellläu g-keit zu nq=300U/min. Mit einem Durchmesser von D=0.65m und der Verwendung eines 7-poligen Generators sind die Rahmenbedingungen xiert.

Basierend auf einem Entwurf für einen Meridianschnitt wurde ein völlig neues Design erarbeitet. Als Regelungskonzept der Restwasserturbine wurde eine semi-regulierte Version mit einer Verstellung der Laufschaufel bei konstant gehaltener Leitschaufelposition entworfen. Die Laufschaufeln der Restwasser-turbine sind jedoch so zu konzipieren, dass der Leitapparat im Falle einer Verstopfung durch Schwemmgut manuell „überdreht“ werden kann.

Abbildung 1: Gitter der Einzelkomponenten der CFD Entwicklung


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Abbildung 2: Strömungsvisualisierung

Die erreichten Sigma-Werte liegen weit unter den theoretisch errechneten Werten und beweisen ein gutes Kavitationsverhalten des Laufrades. Die Wahl der xen Leitapparatstellung für den Einsatz der Hydraulik als einfach geregelte Rest-wasserturbine hat einen erheblichen Ein uss auf den tatsächlich erreichten Wir-kungsgradverlauf. Die Auswahl der konstanten Leitapparatöffnung muss auf Basis des tatsächlichen Durch ussbereichs getroffen werden. Die gleichmäßige Strömung nach dem Laufrad wird in Abbildung 3 durch Auswertung der meridio-nalen Strömungsgeschwindigkeit cm bei unterschiedlichen Leitschaufelstellungen bewiesen.

Aufgrund der Einfachregelung der Turbine ist es von großer Bedeutung, ein Laufschaufelpro l zu entwickeln, welches möglichst unemp ndlich auf Falsch-an strömung der Pro lnase reagiert. Es wurden zwei unterschiedliche Konzepte angewendet: Die Pro lauslegung nach Scholz-Czibere und ein Aufbau der Lauf-schaufel aus der NACA-Pro lreihe 65, eine bei Wasserturbinen gerne eingesetzte Reihe der sonst für Trag ügel verwendeten standardisierten Pro le.

Zusätzlich zur Wirkungsgradoptimierung wurde versucht, die Pro ldicke der ein-zelnen Strömungspro le und die Ausprägung des Nasenradius der einzelnen Pro le entsprechend zu variieren. Als Außenkontur wurden sowohl eine Halb kugel als auch eine Vollkugel analysiert.


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Abbildung 3: Meridiangeschwindigkeit nach dem Laufrad im Auslegepunkt bei unterschiedlichen Leitschaufelstellungen

Numerische Strömungssimulation in einem WasserkraftwerkEnde des Jahres 2010 wurde das Institut mit der numerischen Strömungssimula-tion für ein existierendes Kraftwerk in Rumänien beauftragt.

1

1.5

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2.5

3

3.5

4

4.5

5

0 0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1

cm [m

/s]

Span (Hub to Shroud) []

cm-1-80_V15_Laufs.=82.5Leits.=152.5

cm-1-80_V15_Laufs.=85Leits.=155

cm-1-80_V15_Laufs.=87.5Leits.=157.5



Abbildung 4: CFD-Berechnungsergebnis der EOS700-Turbine mit Stromlinien

Das Kraftwerk verfügt über 3 parallel geschaltete EOS-700 Turbinen (Rohrturbi-nen mit einer xen Laufschaufelposition und einer variablen Leitschaufelposition mit einem Nenndurchmesser von 700mm) und ist Teil eines umfangreichen Kraft-werkparks bestehend aus EOS-Turbinen unterschiedlicher Baugrößen. Im Zuge eines Refurbishment-Projekts wurden die hydraulischen Konturen eines Maschi-nensatzes mit Hilfe eines 3D-Ober ächenscans digitalisiert, für die numerische Strömungssimulation entsprechend aufbereitet und so das Kraftwerk einer um-fangreichen Analyse unterzogen.


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100

1.5 1.6 1.7 1.8 1.9 2.0 2.1 2.2 2.3 2.4 2.5 2.6 2.7

Durchfluss Q [m³/s]W

irku

ngsg

rad

Eta

[%]

175

200

225

250

275

300

325

350

375

400

425

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500

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550

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Leis

tung

sout

put P

-out

[kW

]

Eta-Total-IEC

Eta-In

Eta-InLe

Eta-InLeLa

Leistungs-Output

Leistung

Hvopt-Le=4.5%

Hvopt-La=9.00%

Hvopt-SR=6.00% Gesamtwirkungsgrad

Abbildung 5: Druckverteilung auf der Saugseite der Schaufel im Bestpunkt der Originalstellung

Im Zuge von numerischen Strömungssimulationen wurde der vorab vermutete geringe Gesamtwirkungsgrad der Anlage bestätigt, sowie Optimierungspoten tial für die Anlage abgeleitet. Darüber hinaus wurde eine Wirkungsgradmuschel der Anlage errechnet, welche aufzeigt, mit welchen Wirkungsgraden an anderen EOS-700-Standorten mit anderen Betriebsdaten zu rechnen ist bzw. für welche dieser Standorte mehr oder weniger großer Optimierungsbedarf besteht.

Abbildung 6: Wirkungsgradaufsplittung für die Original-Laufschaufelstellung

Durch Anlagenmessungen an unterschiedlichen EOS-700-Kraftwerksstandorten konnten die Simulationsergebnisse bestätigt werden und die Anzahl der zu opti-mierenden Kraftwerke eingegrenzt werden. Die Anlagen werden in den nächsten Jahren modernisiert.

An der Außenseite der Schaufel ist derStaupunkt der Strömung deutlich auf die Druckseite der Schaufel veschoben

An der Austrittskante werden Zonen geringen Drucks ersichtlich


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Hydraulikneuentwicklung in einem WasserkraftwerkAufbauend auf den Berechnungsergebnissen des Projekts „Numerische Strö-mungssimulation in einem Wasserkraftwerk“ wurde eine neue, einfach geregelte Kaplanturbinen-Hydraulik für die EOS-700-Turbine entwickelt. Diese soll im Zuge von Refurbishment-Arbeiten zunächst im untersuchten Kraftwerk eingesetzt wer-den, zu einem späteren Zeitpunkt aber auch an anderen EOS-700-Standorten verwendet werden.

Abbildung 7: Druckkontur auf Druckseite der nalen Laufschaufel

Da sowohl der Außendurchmesser der Maschine, als auch der Nabenbereich und das Saugrohr unverändert bleiben sollten, wurde im Zuge des Projekts ein neues Leitschaufel- sowie Laufschaufeldesign erarbeitet, welches zu erheblichen Wir-kungsgradsteigerungen und zu einer Verbesserung des Kavitationsverhaltens führt.

Abbildung 8: Druckverteilungen um die Leitschaufel bei 90% Schaufelhöhe im Optimum, links ursprüngliches Design, rechts neues Design

Abbildung 9: Druckverteilungen um die Laufschaufel bei 90% Schaufelhöhe im Optimum, links ursprüngliches Design, rechts neues Design


30

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90

0.8 1 1.2 1.4 1.6 1.8 2 2.2 2.4 2.6

Flowrate [m³/s]

Effic

ienc

y [%

]

200

250

300

350

400

Shaf

t pow

er [k

W]

eta_LA+LR+SR1_Final_plus1.5Grad-H=15m

eta_LA+LR+SR1_Final_min3Grad-H=15m

eta_LA+LR+SR1_Final_00Grad-H=15m

eta_LA+LR+SR1_Final_min1.5Grad-H=15m

eta_LA+LR+SR1_Final_plus3Grad-H=15m

Original

Power_Final_00Grad-H=15m

Power_Final_min1.5Grad-H=15m

Power_Final_plus1.5Grad-H=15m

Power_Final_min3Grad-H=15m

Power_Final_plus3Grad-H=15m

Power_Original

Q-min

Q-min

orig

Durch die Hydraulikneuentwicklung konnte nicht nur der Spitzenwirkungsgrad um bis zu 8 Prozentpunkte angehoben, sondern auch das Teillastverhalten deut-lich verbessert werden. Durch eine zusätzliche Verbesserung des Sigma-Verlaufs der Turbine ist es nun auch möglich, die einzelnen Anlagen mit tiefer abgesenk-ten Unterwasserspiegeln zu betreiben. Darüber hinaus wird auf Basis der vielver-sprechenden Berechnungsergebnisse überlegt, für die am untersuchten Standort parallel geschalteten Kaplanturbinen unterschiedliche, jeweils konstant gehalte-ne Laufradpositionen zu verwenden, um die erzeugte Jahresarbeit zu optimieren.

Abbildung 10: Wirkungsgrad- und Leistungsverlauf der neuen Hydraulik bei unterschiedlichen La-Öffnungen im Vergleich zur Originalhydraulik


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Abbildung 11: Modell der Gesamtmaschine

Abbildung 12: Leitapparat und Laufrad mit Druckverteilung und Stromlinienplot

Die Arbeit basiert auf einer numerischen Strömungssimulation in deren Verlauf das entwickelte Leit- und Laufschaufeldesign Schritt für Schritt optimiert wurde. Die Spiralen- und Saugrohrgeometrie wurde vom Kunden zur Verfügung gestellt und nachträglich modi ziert um einen möglichst hohen Spitzenwirkungsgrad zu erreichen.

Zusätzlich zur Auslegung der Maschine auf die Betriebsdaten wurde eine dimensionslose Wirkungsgradmuschel errechnet, die eine Umrechnung und Skalierung der Hydraulik auf andere Kraftwerksprojekte mit ähnlicher spezi -scher Schnell läu gkeit ermöglicht. Das Kraftwerk wurde 2011 in Betrieb ge-nommen und produziert seitdem umweltfreundlichen Strom aus Wasserkraft.

Entwicklung einer Hydraulik für eine vertikale KaplanturbineIm Sommer 2010 wurde eine vertikale Kaplanturbinen-Hydraulik mit den Nenn-daten QMax = 16 m³/s, HNenn = 3 m und n = 115 U/min entwickelt.


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Entwicklung einer Francis-Hydraulik nq=66Für die Startgeometrie wurde bei der Laufschaufelhydraulik auf die Inhalte von SIERVO und THOMANN zurückgegriffen, welche sich schon mehrmals für die Auslegung von Francisturbinen bewährt haben. Während THOMANN für die Auswahl der Turbinenhauptabmessungen die spezi sche Schnellläu gkeit ns (=3.65*nq) zu Grunde legt, sind die Hauptabmessungen nach SIERVO zusätzlich zur spezi schen Schnellläu gkeit auch noch vom fallhöhenabhängigen Laufrad-austrittsdurchmesser D3 (bzw. Saugrohranschlussdurchmesser DS) abhängig.

Für die Schaufelpro le wurde das 4-ziffriges NACA Pro l NACA-0006 verwendet. Der hydraulische Umriss der Francisturbine wurde zur Vereinfachung der Rechen-netzerstellung und zur strukturierten Aufteilung der CFD-Berechnung in die Be-reiche „Spirale“, „Leitapparat“, „Laufrad“, „Saugrohr“ und „Auslauf“ aufgeteilt. Mit Ausnahme der Spirale wurden für alle übrigen Bereiche der Turbine ausschließ-lich strukturierte Rechengitter bestehend aus Hexaederelementen erzeugt.

Für die Erstellung der Rechengitter der Leit- und Laufschaufel wurde ANSYS-Turbogrid verwendet. Um im Zuge der numerischen Strömungssimulation aus-reichend fein aufgelöste Wirkungsgradkurven zu erhalten, wurden die Leit-apparatstellungen in 2.5°-Schritten verstellt. Das Saugrohr und der Auslaufbereich wurden schließlich mit ANSYS-ICEM strukturiert vernetzt.

Abbildung 13a: Spirale mit Stützschaufeln

Abbildung 13b: Zusammengebaute

Leitschaufeln auf das Laufrad

Für die Untersuchung des Kavitationsverhaltens der Maschine ist die sogenannte Thoma-Zahl zu berechnen, wobei zwischen der Thoma-Zahl der Anlage σAnlage und

Maschine, Blick durch Stütz- und


33

der Thoma-Zahl der Turbine σTu (welche üblicherweise mittels Modellversuchen am Prüfstand gemessen wird) unterschieden werden muss. Für einen kavitations-freien Betrieb der Turbine muss σTu (oder σGrenz) auf jeden Fall kleiner als σAnlage sein. Experimentelle Erfahrungswerte für kavitationsfreien Betrieb sind: σGRENZ = 1.04 *σCFD, HISTOGRAMM, 0.005.

50

55

60

65

70

75

80

85

90

95

100

0 0.5 1 1.5 2 2.5 3 3.5 4

Durchfluß [m³/s]

Wir

kung

sgra

d [%

]

0

0.05

0.1

0.15

0.2

0.25

0.3

0.35

0.4

0.45

0.5

Sigm

a

eta V1

eta V4

eta V8

eta V17

eta V21

eta V28

eta final

eta Garantie

Sigma V1

Sigma V4

Sigma V8

Sigma V17

Sigma V21

Sigma V28

Sigma final

Sigma Zulässig

Abbildung 14: Wirkungsgradvergleich unterschiedlicher Laufschaufelvarianten

Für die Optimierung der einzelnen Leit- und Laufschaufelvarianten wurde ein ver-einfachtes Rechenmodell verwendet. Die in den Diagrammen dargestellten Wir-kungsgrade wurden dabei für den Ein- und Zulaufbereich nach unten korrigiert, weil die Erfahrung aus früheren Projekten und der Vergleich mit Versuchsergeb-nissen lehrt, dass die Betrachtung des vereinfachten Rechenmodells – also die Nichtbetrachtung von Spirale und Stützschaufeln – einen geringfügig erhöhten Wirkungsgrad liefert, was durch die Subtraktion eines konstanten Wertes tenden-ziell korrigiert wird. Mit dem vollständigen, aber rechenzeitaufwändigeren Rechen-modell wird dann ohnehin das rechnerisch exakte Ergebnis gefunden.

Insgesamt wurden im Zuge dieses Projekts 35 (!!!) unterschiedliche Hydraulik-versionen untersucht und standartisiert miteinander verglichen. Die obige Abbil-dung zeigt, dass der Wirkungsgradverlauf Schritt für Schritt angehoben werden konnte und der Sigma-Verlauf parallel dazu gesenkt, also verbessert wurde. Den besten Wirkungsgrad erreicht die Laufschaufelversion V31 in Kombination mit der


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Hydraulischer Wirkungsgrad der nq66-Hydraulik

ursprünglichen Leitschaufelversion. Da aber dann immer noch das Kavitations-verhalten unbefriedigend war, wurde die gesamte Hydraulik mit einem konstanten Faktor vergrößert, um durch die dann eintretende Geschwindigkeitsabsenkung bzw. -Erhöhung des Optimaldurchsatzes eine Drucksteigerung und damit ein bes-seres Kavitationsverhalten zu realisieren.

Auch der Sigma-Verlauf dieser Laufschaufelvariante erscheint nahezu ideal. Das zeigt auch ein Vergleich zu den in der Praxis oftmals verwendeten Sigma-Anhal-ten nach Siervo und Thomann, die einen Sigma-Wert zwischen 0,14 und 0,16 im Optimum – verglichen mit dem von uns ermittelten Wert von 0,135 - erwarten lassen. Rechnerisch wurde ein kavitationsfreier Betrieb nachgewiesen.

Abbildung 15: Wirkungsgradmuschel

Zur Wirkungsgradmuschel sei gesagt: Wenn diese in die dimensionslosen Koordinaten φ und ψ umgerechnet wird, ist die hier ermittelte Hydraulik für alle die Betriebspunkte einsetzbar, die bei Drehzahlvariationen dieselbe φ,ψ-Kombination liefern.


35

Abbildung 16: Die untersuchte Kaplanturbine mit 3D Stromlinien

Abbildung 17: Gesamtwirkungsgradverlauf sowie Wirkungsgradaufsplittung zwischen Optimalpunkt und Leitungsgrenze

Die Grundauslegung der Schaufel erfolgte 1-dimensional auf 6 Teil uträdern. Die Ausgangsgeometrie für die 3D-Rechnung wurde mit dem Scholz-Czibere-Verfah-ren gefunden, einem Singularitätenverfahren, welches am Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen programmiert und in den vergangenen Jahren häu g und erfolgreich zur Auslegung von Kaplan-Laufschaufeln verwendet wurde. Schaufel- bzw. Pro llänge wurden mittels der Thomann-Anhalte für vertikale Kaplanturbinen bestimmt, die sich nach unserer Beobachtung als Ausgangsgrößen immer wieder bewähren und relativ leicht optimiert werden können. Die Konstanten zur Bestim-mung der Dicken- sowie Quellfunktion wurden an Erfahrungswerte des Instituts für Hydraulische Strömungsmaschinen angelehnt.

Neuauslegung einer Kaplan-Turbinen-HydraulikFür ein mittelständisches Unternehmen wurde für ein Kraftwerk im vorderen Orient die Neuauslegung einer Kaplanhydraulik durchgeführt.

25 35 45 55 65 75 85

Eta

CFD

Durchfluss [m³/s]

eta_Leitapp_Envelope

eta_LA+LR_Envelope

eta_IEC_LA+LR+SR1+SR2_Envelope

Qmax

Q-nenn

Q-min

Garantiewerte:

Originallaufrad


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25 35 45 55 65 75 85

Sigm

a [-]

Durchfluss in m³/s

Sigma_vorhanden

Sigma_erforderlich_RV5.3

Sigma-erforderlich-original

Qmax

Q-nenn

Q-min

Ein maximaler Gesamtwirkungsgrad von knapp 93% wurde erreicht. Darüber hinaus ist der Verlauf des Gesamtwirkungsgrades wesentlich acher ausgeprägt als bei allen anderen zuvor präsentierten Schaufelvarianten. Bemerkenswert ist auch, dass der Wirkungsgradverlauf der Originalschaufel bis zu einem Durch- uss von Q=72.5m³/s erreicht wird. In einem Durch ussbereich von Q=50m³/s bis Q=60m³/s gehen im Laufrad nur noch etwa 4.25 Prozentpunkte an Wirkungsgrad verloren. Die verbesserte Laufradabströmung führt im Vergleich zu allen anderen untersuchten Schaufelvarianten zu einer sanfteren Zunahme der Saugrohrver-luste in Überlast.

Abbildung 18: Sigma-Verlauf der neuen Laufschaufel, der Originalschaufel und der Anlage sowie Druckverteilung an der Laufschaufel

Um die Kavitationsemp ndlichkeit der neu entwickelten Laufschaufel zu be-werten, wurde das für den garantiert kavitationsfreien Betrieb der Laufschaufel erforderliche Sigma (Sigma-pHisto0.005) mit dem von der Anlage vorgegebenen Sigma (Sigma vorhanden) verglichen.

Die kleine Gra k in Abbildung 18 zeigt die Druckverteilung (normiert) an den Strömungs ächen der Laufschaufel (Druckseite und Saugseite). Deutlich zu erkennen ist eine weitgehend homogene Druckverteilung im Bereich der Eintritts-kante sowohl auf der Druckseite als auch auf der Saugseite.


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Abbildung 19: Saugrohrdurchströmung im Bereich des Optimums und in Überlast

Um das Saugrohr hinsichtlich seiner Ef zienz, kinetische Energie in statische Energie umzuwandeln zu bewerten, wurde der Diffusorwirkungsgrad berechnet und hinsichtlich der Erkenntnisse für einen Idealdiffusor bewertet. Für die idea-lisierte Saugrohrdurchströmung ergibt sich beim Nenndurch uss ein Diffusorwir-kungsgrad von ηD=83.6% und beim Maximaldurch uss von ηD=84%, dies liegt also relativ nah am maximal erreichbaren Wert von 88%.

Diese detaillierten Untersuchungen zeigen, dass der Idealdiffusor für diese Geo-metrie praktisch erreicht ist.

Optimierungspotential einer existierenden KaplanturbineZur Analyse des Optimierungspotentials wurde die Gesamtmaschine vergittert und die Strömung im Vollmodell berechnet. Erwartungsgemäß liegt ein Groß-teil des Optimierungspotentials in der Laufschaufel. Aber auch die Verluste im Leitapparat sind für eine Maschine dieses Typs und dieser Größe zu hoch. Die Saugrohrverluste dagegen liegen bei dieser Maschine sehr günstig. Bei anderen Kaplan-Turbinen sind im Unterschied hierzu oft hohe Saugrohrverluste festzustel-len, besonders prozentual, da die Fallhöhen im Allgemeinen klein sind. Dieselbe Aussage ist noch stärker für Rohrturbinen zutreffend.

Abbildung 20: Modell der Gesamtmaschine


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30 35 40 45 50 55 60 65 70 75

[%]

Q [m³/s]

Wirkungsgrad - Aufsplittung

eta_Sp_Envelope

eta_SP+St_Envelope

eta_SP+St+LA_Envelope

eta_SP+St+LA+LR_Envelopeeta_SP+St+LA+LR+SR1_Envelopeeta_SP+St+LA+LR+SR1+SR2_Envelopeeta_complex_Envelope

Originalschaufel

Die Detailansicht der Leitschaufelanströmung im Bereich des Spiralensporns lässt deutlich erkennen, dass die Leitschaufeln falsch angeströmt werden, was in einer falsch ausgelegten Spirale begründet ist. Im Bereich der Nabe ist deutlich zu er-kennen, dass die Anströmung von der Druckseite erfolgt (die Anströmung ist zu steil) und die Saugseite der Eintrittskante dadurch eine lokale Unterdruckzone aufweist.

Im mittleren Bereich der Eintrittskante wird die Laufschaufel sehr gut angeströmt, es kommt daher zu keiner Umströmung der Vorderkante und außerdem bildet sich keine lokale Unterdruckzone aus. Der Staupunkt der Strömung liegt genau auf der Pro lnase des Strömungspro ls. Im Bereich des Laufradmantels wird die Schaufel wiederum zu ach angeströmt. Der Staupunkt der Strömung verlagert sich dadurch in Richtung Saugseite der Schaufel und es bildet sich dadurch eine lokale Unterdruckzone im Bereich der Eintrittskante an der Druckseite der Lauf-schaufel aus. Die Druckverteilung an der Saugseite der Laufschaufel lässt dage-gen eine gleichmäßige Druckverteilung über die Schaufelhöhe deutlich erkennen, was positiv ist und auch so sein soll. Im Bereich der Eintrittskante an der Nabe bildet sich jedoch wie bereits erwähnt eine lokale Unterdruckzone aufgrund der Falschanströmung in diesem Bereich aus.

Abbildung 21: Einzelwirkungsgrade bei gegebener Fallhöhe


39

Abbildung 22: Geschwindigkeitsfeld und Druckverteilung am Laufradeintritt im Nabenbereich und im Bereich des Laufradmantels

Abbildung 23: Druckverteilung an der Saugseite der Laufschaufel und an der Druckseite

Die Druckseite der Laufschaufel zeigt dagegen diese Druckverteilung nicht. Die lokale Unterdruckzone an der Eintrittskante im Bereich des Laufradmantels kann erst allmählich abgebaut werden. Dies wiederum verschiebt den Bereich des maximalen Drucks an der Schaufeldruckseite stromabwärts, womit die Fallhöhe nicht gleichmäßig über die Schaufelhöhe abgearbeitet werden kann, und es über-rascht nicht, dass die Maschine bei so ungünstigen Druck- und Geschwindigkeits-verteilungen zu hohe Laufradverluste aufweist.


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1

2

3 4

5 6

7

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1516

17

18

3.2. Instationäre Strömungen in Anlagen

Druckstoßberechnung eines geplanten KraftwerksprojektsDas Institut wurde von den Kraftwerksplanern beauftragt, die Druckstoßberech-nungen für ein grenzübergreifendes Kraftwerksprojekt, das für rund 90.000 Haus-halte sauberen Strom aus Wasserkraft produzieren wird, durchzuführen. Durch einen mehr als 20 km langen, unterirdischen Stollen wird das Wasser zum eben-falls im Berg verlegten Druckabstieg geleitet. Am Beginn des Druckabstiegs ist ein Wasserschloss geplant, am Ende des Druckabstiegs sind im Krafthaus zwei Francis-Turbinen vorgesehen.

Abbildung 24: Numerisches Berechnungsnetzwerk der Kraftwerksanlage

Mit Hilfe der instationären, eindimensionalen numerischen Berechnungen soll das transiente Verhalten der hydraulischen Anlage des Kraftwerks untersucht werden. Dabei sind sowohl Massenschwingungen als auch maximal auftretende Druck-stöße von Interesse. Für die relevanten Kraftwerkskomponenten wurden eigens programmierte Programm-Module verwendet, um eine möglichst detailgetreue Abbildung des Kraftwerkschemas zu realisieren. Dadurch können auch bestimm-te Parameter und Phänomene, wie etwa die Maschinendrehzahl bei Lastabwurf oder eine mögliche Spiegeltrennung der freien Wasserspiegel im Kammerwasser-schloss abgebildet werden.

Fragestellungen und Lastfälle, die dabei behandelt werden sind das Anfahren der Anlage von Stillstand auf Volllast, ein Leitapparat-Notschluss beider Turbinen, ein simultaner Lastabwurf beider Turbinen, der zyklische Betrieb der Anlage in Resonanz zur Wasserschloss-Schwingung und das Wiederanfahren der Anlage auf Volllast nach einem Notschluss bzw. Lastabwurf.

Da sich das Kraftwerksprojekt erst in der Planungsphase be ndet, sind zusätzlich zu den eben genannten Belastungen auch die maximal zu erwartenden Innen-drücke in den Rohrleitungen relevant, um diese bzw. deren Wandstärke richtig zu dimensionieren.


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-90

-75

-60

-45

-30

-15

0

15

30

45

60

75

90

105

0 200 400 600 800 1000 1200 1400 1600 1800

h_Sc

hach

t im

WS,

h_e

rf in

mW

S, Q

_aus

in m

³/s

Berechnungszeit in s

h_Schachtin mWSh_erforderlichin mWSQ_aus_WSin m³/s

0

5

10

15

20

500 550 600 650 700 750

Die Ergebnisse der Druckstoßberechnungen lieferten einerseits für den Auf-traggeber Aufschlüsse über die zu erwartenden Druckverluste und somit auf die realisierbaren Anlagenleistungen. Andererseits ergaben sich wichtige Informa-tionen über das Wasserschlossverhalten, welches die umsetzbaren Betriebs-weisen der Kraftwerksanlage beein usst. Die Erkenntnisse ießen ebenfalls in die Planung der Anlage ein und bestimmen mit, wie das Wasserschloss schluss-endlich ausgeführt wird.

Abbildung 25: Überprüfung des Wasserschlosses auf Lufteinzug beim Anfahren nach einer Notabschaltung

Leistungserhöhung einer Peltonturbinenanlage: Machbarkeitsstudie und DruckstoßberechnungIm Zuge von Revisionsarbeiten an einer Hochdruckwasserkraftanlage in den ös-terreichischen Alpen wurden die Möglichkeiten einer Leistungssteigerung erho-ben. Diese kann nur durch eine Steigerung des Ausbaudurch usses erfolgen und eine Machbarkeitsstudie soll dabei klären, ob die bestehende Oberwasserfüh-rung dafür geeignet ist. Die Begrenzung der maximalen Wassermenge erfolgt da-bei durch das gedrosselte Zweikammer-Wasserschloss, welches auch in einem „worst case“ - Szenario nicht überlaufen oder leergesaugt werden darf. Mit Hilfe von eindimensionalen transienten Strömungsrechnungen kann die gesamte hyd-raulische Kraftwerksanlage nachgebildet werden und die Auswirkungen des ge-steigerten Anlagendurch usses können untersucht werden.


42

Abbildung 26: Numerisches Berechnungsnetzwerk der Oberwasserführung des Kraftwerks

Zusätzlich muss der Ein uss der Stollenreibung auf die maximalen Wasser-schlossschwingamplituden untersucht werden, da hierfür widersprüchliche Anga-ben bzw. keine aktuellen Daten vorliegen. Eine weitere Aufgabenstellung ist die De nition von kritischen Lastfällen bzw. Betriebsweisen der Anlage, welche zu einer maximalen Aufschwingung des Wasserschlosses führen und somit die kri-tischste Situation darstellen.

Abbildung 27: Schematische Darstellung des Hydraulischen Systems

Da das Wasserschloss der Anlage die begrenzende Anlagenkomponente dar-stellt und zusätzlich aufgrund dessen Bauweise erheblichen Ein uss auf das In-stationärverhalten der Oberwasserführung hat, musste diesem Bauteil erhöhte Aufmerksamkeit geschenkt werden. Um alle Strömungs- und Belastungszustän-de abzubilden wurde für das unsymmetrisch gedrosselte Zweikammer-Wasser-schloss mit durchströmter Unterkammer ein eigenes Programmmodul entwickelt.

1

2

3 4

7

8 9

11

5 6

10


43

Abbildung 28: Mehrmalige, zyklische Anregung des Wasserschlosses in Resonanz zur Eigenfrequenz des Triebwasserwegs

Eine Sensibilitätsanalyse für nicht-dokumentierte Wasserschlossparameter, wie etwa das Widerstandsverhalten beim Befüllen und Entleeren der Oberkammer, wurde durchgeführt um die Auswirkung dieser Parameter auf das Anlagenverhal-ten zu untersuchen.

Abbildung 29: Wasserspiegelschwankung im Wasserschloss nach Volllastabschaltung; Vergleich zwischen Messung und Rechnung

60

70

80

90

100

110

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130

1000 1200 1400 1600 1800 2000 2200 2400 2600 2800 3000

Pege

l im

Sch

acht

in m

t in s

h_Schacht: Messung

h_Schacht: Rechnung:


44

Abbildung 30: Innendruck vor den Turbinen bei zyklischem Betrieb und nachfolgendem Resonanzdruckstoß

Die Berechnungen zeigten, dass eine Leistungssteigerung der Anlage um über 20 % unter geringen Einschränkungen, die den minimalen Speicherpegel betref-fen, möglich ist. Zusätzlich wurde die Erkenntnis gewonnen, dass die bisherigen Annahmen zum Druckverlust im Triebwasserweg korrigiert werden müssen. Eine separat durchgeführte Anlagenmessung konnte die Simulationsergebnisse bestä-tigen, außerdem konnten durch diese Messung während des Betriebs der Anlage die außerordentlich exakten Berechnungsergebnisse des Wasserschlossmodells bestätigt werden.

Da die Ergebnisse der Machbarkeitsstudie für den Auftraggeber sehr zufrieden-stellend aus elen, wurde das Institut in einer zweiten Etappe zusätzlich mit der Untersuchung der Druckstoßgefährdung der leistungsgesteigerten Anlagenkon- guration beauftragt. Zu diesem Zweck wurde zunächst die Ist-Situation transi-ent simuliert, um die bis dahin vorherrschende maximale Anlagenbelastung zu ermitteln und mit den Planungsunterlagen und den darin enthaltenen zulässi-gen Belastungen zu vergleichen. Das eigentliche Ziel war jedoch die Ermittlung bzw. Optimierung neuer Turbinenstellgesetze für die leistungsgesteigerte Anla-genkon guration. Optimierungsziel war dabei die Minimierung der Stellzeiten bei gleichzeitiger Beibehaltung bzw. Absenkung der maximalen Anlagenbelastung. Es konnte tatsächlich ein Stellgesetz gefunden werden, das um bis zu 48% (!) kürze-re Schaltzeiten ermöglicht. Gleichzeitig konnten durch die neuen Stellgesetze die Anlagenbelastung beim Starten auf Volllast bzw. beim Abstellen der Anlage aus Volllast im Vergleich zur Ausgangssituation sogar geringfügig minimiert werden.

Düsennadelstellung

Maschinendurchfluss

Absolutdruck im Turbinenkugelschieber

Wasserspiegel im WS


45

12

3

4

5

6

7

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11

12

Druckstoßsicherung in einem TrinkwasserkraftwerkDer in diesem Trinkwasserkraftwerk vorgesehene Druckstollen, die Rohrleitungen und Armaturen sowie die installierte Francisturbine wurden in einem Simulations-netzwerk modelliert.

Abbildung 31: Simulationsnetzwerk der Kraftwerksanlage

Das System besteht aus einem Oberwasserbehälter mit konstantem Wasserspie-gel, in Form eines langen Felsstollens, der als kreisrund betrachtet wurde. Im Anschluss wird die Wassermenge in zwei parallele Druckrohrleitungen aufgeteilt. Am Ende beider Druckrohrleitungen be ndet sich jeweils eine Absperrklappe. Die Francis-Turbine ist bei Lastabwurf für den auftretenden Druckstoß verantwortlich. Allerdings wird das komplette hydraulische Verhalten dieser Maschine in der Be-rechnung berücksichtigt. Das notwendige Kennfeld konnte beim Hersteller ange-fragt werden.

Wie üblich wurden verschiedenste Betriebs- und Ausnahmelastfälle betrachtet, so wurde etwa davon ausgegangen, dass die Nebenauslassklappe nicht geöffnet wird, und somit der maximal mögliche Druckstoß auftritt. Der Fall mit ordnungsge-mäß funktionierender Bypass-Klappe wurde neben anderen ebenfalls behandelt.

Deutlich zu erkennen ist der Anstieg der Maschinenfallhöhe und somit auch des statischen Druckes in den Rohrleitungen durch den Drehzahlanstieg der Turbine nach dem Lastabwurf, welcher in Berechnungssekunde 10 [s] simuliert wurde. Der Anstieg der Maschinenfallhöhe rührt aus der durch die Maschinencharakte-ristik vorgegebenen Durchsatzminderung infolge des Drehzahlanstiegs und dem daraus resultierendem Druckstoß und Druckanstieg vor der Turbine. In der Abbil-dung sind nun dieselben Maschinendaten für den regulären Not-Aus Betrieb dar-gestellt.


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Maschinendurchfluss

Fallhöhe

Drehzahl Leitapparatstellung

Maschinendurchfluss

Fallhöhe

Drehzahl

Leitapparatstellung

Abbildung 32: Lastabwurf bei geöffnetem Leitapparat

Durch Berechnung der Druckeinhüllenden für die verschiedenen Betriebs- und Ausnahmelastfälle (längst nicht nur die zwei beispielhaft gezeigten) konnten nicht nur die zulässigen Drücke eruiert werden, sondern es konnten auch die nötigen Daten zur Berechnung der Lebensdauer der Anklage bereit gestellt werden. Denn wie das vorherige Bild zeigt – und auch allgemein bekannt ist – unterliegt die Anlage in praktisch allen vorgesehenen und nicht vorgesehenen Fahrweisen sehr vielen mehr oder weniger hohen Lastwechseln, die die Anlage nicht erheblich mehr beanspruchen können als die maximale Belastung und die daher besonders analysiert werden müssen.

Maschinendurch uss

Drehzahl

Fallhöhe

Leitapparatstellung

Leitapparatstellung Drehzahl

Fallhöhe

Maschinendurch uss

Abbildung 33: Maschinendaten bei Lastabwurf mit linearem Schließgesetz


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Bei ordnungsgemäßer Funktion und Betätigung der vorgesehenen Maßnahmen liegt keine Druckstoßgefährdung der Anlage vor. Die geplante Betriebsweise des Trinkwasserkraftwerks führt zu keiner unzulässigen Überschreitung des maximal zulässigen Rohrbahninnendruckes. Es musste jedoch darauf hingewiesen werden, dass bei einem Versagen und bei einer abrupten Netztrennung des Generators mit einer unzulässigen Druckerhöhung in beiden Druckrohrleitungen an bestimm-ten identi zierten Stellen zu rechnen ist. Auch konnten bestimmte Maßnahmen identi ziert werden, die vor der Turbine bei einer Notabschaltung zu einer Erhö-hung des Druckstoßes führen und die durch Verriegelungsmaßnahmen ausge-schlossen werden, was die sichere Betriebsweise des Kraftwerks ohne übertrie-bene Sicherungsmaßnahmen und Investitionen ermöglicht.

Hydraulischer Kurzschluss in einem PumpspeicherkraftwerkFür ein Pumpspeicher-Kraftwerk, das ursprünglich für den Wälzpumpbetrieb (Pumpen bzw. Leistungsaufnahme in den Nachtstunden und Leistungserzeugung bzw. Turbinieren tagsüber) konzipiert worden ist, wurden umfangreiche Untersu-chungen bezüglich der Eignung auf die Betriebsweise des hydraulischen Kurz-schlusses durchgeführt. Da die Kraftwerksanlage dafür nicht ausgelegt wurde, diese Betriebsweise jedoch eine größere Flexibilität des Regelbetriebs bietet, soll-ten vor allem die Auswirkungen auf die Verteilrohrleitung und die Maschinenwelle im transienten Kraftwerksbetrieb analysiert werden.

Abbildung 34: Schematische Darstellung der Kraftwerksgruppe inklusive Speicherbecken und Kraftwerke

Das Kraftwerk greift auf einen Hochspeicher als Oberwasserbecken und den Stauraum eines Laufwasserkraftwerks als Unterwasserbecken zurück. Der Trieb-wasserweg der Anlage besteht aus einem vertikalen Schacht und einem ca. 1000 m langen Betonstollen, in dessen Anschluss sich eine Verteilrohrleitung be ndet.


48

Diese bedient 3 Maschinensätze, die jeweils aus einer Francis-Turbine und einer zwei utigen, zweistu gen Speicherpumpe bestehen. Die gesamte Verteilrohrlei-tung ist fest im Berg einbetoniert, nur etwa 3,5 m ragen an den Enden der sechs Äste der Verteilrohrleitung ins Freie und sind von außen zugänglich. Die Francis-Turbine und die Speicherpumpe bilden gemeinsam mit dem Motorgenerator und einer kleinen Anwurf-Turbine einen von drei Maschinensätzen dieser Kraftwerks-anlage.

Die durchgeführten Untersuchungen befassen sich dabei im Detail mit den Aus-wirkungen des hydraulischen Kurzschlusses auf die Verteilrohrleitung, das in-stationäre Anlagenverhalten bzw. das Druckstoßphänomen und die Maschinen-welle.

Da die Verteilrohrleitung nicht bzw. nur während der Wartungsarbeiten in mehr-jährigen Zyklen zugänglich ist, wurden umfassende CFD-Berechnungen durch-geführt, um die Strömungssituation in der Verteilrohrleitung zu analysieren und die derzeitige Betriebsweise mit dem Betrieb im hydraulischen Kurzschluss ge-genüberzustellen. Zu untersuchen war dabei, ob neben den zu erwartenden Strö-mungsverlusten auch strömungsinduzierte Druckpulsationen in der Verteilrohrlei-tung auftreten und die Zuströmung zu den Turbinen stören.

Abbildung 35: Berechnungsnetzwerk für die Druckstoßberechnungen des Pumpspeicherkraftwerks

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1

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100

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0 20 40 60 80 100 120Zeit in s

Ringschieber

RS - Rechnung

Pumpendrehzahl

n - Rechnung

Pu-Spiraldruck

p_Spirale - Rechnung

Rohrbahndruck

p_Rohrbahn - Rechnung

Q - Rechnung

Abbildung 36: Auswirkung der nicht genau bekannten Abzweiger-Kontur auf die Druckverteilung (Ergebnis der CFD-Berechnungen)

Um das stationäre und instationäre hydraulische Verhalten der gesamten Kraft-werksanlage zu untersuchen, wurden über 100 Lastfälle erarbeitet und im Zuge der Druckstoßberechnungen analysiert.

Abbildung 37: Vergleich zwischen Messung und transienten Berechnungen


50

In Erfahrung gebracht wurden dabei nicht nur die durch die verschiedenen Betriebs-weisen auftretenden Druckstöße, sondern auch Anlagendurch üsse in Störfällen sowie Maschinenbelastungen wie Überdrehzahlen oder maximale Drehmomente. Diese Daten werden mitunter zur Beurteilung der Belastung der Maschinensätze benötigt. Um die Anlagensimulationen mit hinreichender Genauigkeit durchführen zu können, wurden überdies die nicht bekannten hydraulischen Eigenschaften des Einlaufbauwerks des Hochspeichers, sowie der Absperrarmaturen vor den hydraulischen Maschinen im Krafthaus mittels CFD-Berechnung untersucht.

Im Zuge der Festigkeitsanalyse der Maschinenwelle wurden die Maschinenbe-lastungen bewertet und die derzeitige Betriebsweise mit dem Betrieb im hyd-raulischen Kurzschluss verglichen. Weiters wurde eine Modalanalyse des Ma-schinensatzes durchgeführt um eventuell vorhandene Schwingungsanregungen festzustellen.

Abbildung 38: 2D-Ersatzmodell des Maschinensatzes

Abbildung 39: Verformung der Maschinenwelle


51

3.3. 3D-Strömungsberechnungen von Anlagenkomponenten

Optimierung einer VerteilrohrleitungIm April 2011 wurde das Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen mit der Untersuchung einer geplanten Verteilrohrleitung beauftragt. Zusätzlich wurde die Erarbeitung und Untersuchung alternativer Geometrien vereinbart, welche mittels CFD-Berechnungen verglichen werden sollten. Daraus resultierend sollte eine letztlich ideale Geometrie generiert werden, um eine bestmögliche Anströmung der Turbinen zu gewährleisten.

Abbildung 40: Benötigte Anschlussmaße und mögliche Geometrie der Verteilrohrleitung

Neben einem Höhenunterschied von knapp 8m und einem horizontalen Abstand von etwas über 45m zwischen Druckstollen und Anschluss an die Turbinenspirale muss auch ein Winkel von 18° in der Verteilrohrleitung umgesetzt werden. Diese geometrischen Ein üsse bedingen eine doppelte Umlenkung der Strömung, der

810

Höhenkote: 863,8m

Höhenkote: 871,9m

30°

567

260

150867 150

250

1100

1000

18°

Konus 260 auf 250

510 470 290 680 960

550 390 330

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Torus 1

Torus 2

Torus 3

variiert zwischen 567 (V6) und 275 (V6_kurz)


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dadurch ein Drall aufgeprägt wird. Da jedoch die Anströmung der Turbinen mög-lichst gleichmäßig erfolgen sollte, wurde das Hauptaugenmerk, neben einer mög-lichst verlustarmen Strömung, auch auf eine Drall Reduzierung am Eintritt in die Turbinenspirale gelegt.

Neben einer geänderten Strömungsführung und diversen Einbauten in den Krüm-mern wurde versucht, Doppeldeckerklappen als Absperrorgane vor den Turbinen einzubauen, um den Drall zu reduzieren.

Abbildung 41: Homogenisierung des Strömungsfeldes durch Einbau einer Doppeldeckerklappe

Nach umfangreichen Untersuchungen stellte sich heraus, dass der Einbau dieser Doppeldeckerklappen die effektivste Möglichkeit zur Reduzierung des Dralls bei gleichzeitig minimalen Verlusten ist. Durch diese Maßnahme ließ sich letztendlich nicht nur eine verlustarme und bessere Anströmung der Spirale, sondern auch eine noch kompaktere bauliche Umsetzung realisieren.

Zusätzliche Maßnahmen wie geänderte Abzweigewinkel und Durchmesser, der Einbau eines Konus und eine geometrisch günstigere Umsetzung der Strömungs-umlenkung brachten noch weitere Verbesserungen.


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Pelton VerteilrohrleitungFür einen mittelständischen Hersteller wurde die Neukonstruktion einer Verteil-rohrleitung analysiert. Die Geometrie wurde als stp- le vom Auftraggeber über-mittelt, überarbeitet, fehlerbereinigt und mit ICEM CFD® vergittert. Die Düsen wurden inklusive Verstell-Stange, Leitblech, Verstell-Stangen-Lagerung und Dü-sennadel in der vorgegebenen bzw. vom Auftraggeber übermittelten Position ver-gittert. Um zusätzlich den sich ausbildenden Wasserstrahl in Luft berechnen zu können, wurden der Strömungsraum nach dem Düsenaustritt modelliert und die CFD-Berechnungen zweiphasig (Luft und Wasser) durchgeführt. Das so entstan-dene strukturierte Gitter einer Peltondüse ist in Abbildung 42 dargestellt und be-steht aus 780.000 Knoten, das vollständige Rechen-Setup der Verteilrohrleitung besteht aus knapp 5,3 Mio. Knoten.

Durch die verwendete Geometrie der Verteilrohrleitung ergibt sich eine zweifache Umlenkung der Strömung. Eine zweifache Umlenkung ist auch in einer Ebene nicht unbedenklich. Sobald sich die Ebene aber verändert, bildet sich eine stär-kere Verdrallung der Strömung aus, wodurch auch die Strahlqualität beein usst wird. Dies ist bei der ersten konstruktiven Ausführung dieser Verteilrohrleitung ge-geben. In Abbildung 43 ist ein Stromlinienplot für die Verteilrohrleitung dargestellt. Man sieht deutlich stärkere Zonen von niedrigen Geschwindigkeiten und Rezir-kulationszonen sowie die erwähnte Verdrallung der Strömung. In Richtung des Strahls ist in die Umfangsgeschwindigkeit (rechtsdrehend ist positiv) in mehreren Ebenen dargestellt. Im inneren Bereich der Düse wechseln sich Bereiche mit posi-tiven und negativen Drehrichtungen ab. Die Düsenströmung muss damit als ziem-lich „ungesund“ bezeichnet werden, und tatsächlich wird der Strahl aufplatzen.

Abbildung 42: Berechnungsgitter der Verteilrohrleitung mit Krümmer u. Düsenbereich


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Der einmal erzeugte Drall (Radius * Umfangsgeschwindigkeit) bleibt in Strömungs-richtung aufgrund mangelnder Einbauten auf einem hohen Niveau (Tendenz leicht sinkend), was aber durch die Verringerung des Durchmessers im Mundstück, die zu einer Erhöhung der Umfangsgeschwindigkeit führt, wieder mehr als kompen-siert wird.

Abbildung 43: Verdrallung der Ausgangsgeometrie

Diese Geschwindigkeitskomponente wird dem Strahl beim Verlassen des Mund-stücks mitgegeben und kann zu einer Verschlechterung der Interaktion des Strahles mit dem Becher führen.

Abbildung 44: Einbauten zur Verbesserung der Strahlqualität


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Vorgeschlagen wird nun der Einbau eines Vierbeines - ebenfalls praktikabel wäre ein Dreibein - im Bereich der Stangenführung. Hierdurch soll der durch die Dop-pelumlenkung entstehende Drall vermindert werden und so die Strahlqualität auf ein höchstmögliches Niveau gehoben werden.

MischgasleitungEin Stahlerzeugungsunternehmen hat nach mehrfachem Umbau einen Brenner in Betrieb, bei dem in einem bestimmten Fahrbereich Druckpulsationen und Schwin-gungen auftreten. In diesem Brenner werden die Hochofengase sowie das Tie-gelgas verbrannt. Die auftretenden Schwingungen der Anlagen und damit einher-gehende mangelhafte Verbrennungsstabilität im besagten Betriebsbereich führen zu einer eingeschränkten Betriebsbereitschaft. Die Mischgasversorgungsleitung wurde auf der Basis von Plänen und von Besichtigungen vor Ort detailgetreu mo-delliert, wobei besonderes Augenmerk auf entsprechende Gitterqualität und Auf-lösungen in den sensiblen Bereichen der Regelklappe (unterschiedliche Stellun-gen) und der Schnellschlussklappe (nur geöffnet) gelegt wurde. Das Modell hat bei mehr als 10 Mio. Elementen etwa 3.4 Mio. Knoten.

Die Randbedingungen wurden aus Mitschrieben der Leitwarte für exemplarische Lastpunkte veri ziert und transient berechnet. Als Turbulenzmodell wurde das SST SAS Modell verwendet und mit einem Zeitschritt von 0.002 s aufgelöst. Das Konzept einer SAS Turbulenzmodellierung basiert auf einer Einbindung der Von-Karman-Längenskalierung in die Turbulenzgleichungen. So ist das Turbulenzmo-dell in der Lage, automatisch zwischen den aufzulösenden Wirbelstrukturen und den zu modellierenden Strukturen dynamisch umzuschalten und so in die instati-onären Reynolds gemittelten Navier-Stokes-Gleichungen ein Large-Eddy-Simula-tionsverhalten zu integrieren.

Nach der Berechnung der Ausgangssituation wurden unterschiedliche Varianten gemeinsam mit dem Auftraggeber zur Verbesserung der aktuellen Situation erar-beitet, wobei die wichtigste Prämisse die praktikable und rasche Umsetzbarkeit war. Die Varianten sind in Abbildung 46 dargestellt: Oben links wurde die Klappe in den oberen Bereich versetzt, oben Mitte wird die Klappe zusätzlich um 90 Grad gedreht. Oben rechts hat die Klappe zusätzliche Aufbauten - und damit auch eine leicht andere Klappenstellung für den gleichen Betriebspunkt. Unten links wurde ein grober Gleichrichter nach der Klappe eingebaut. Unten Mitte wurde zusätzlich zum Gleichrichter noch ein Leitblech geplant, bei der Variante unten rechts hin-gegen wurde die Klappe an der derzeitigen Position um 90 Grad verdreht einge-baut.


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Abbildung 45: Planunterlagen, Foto der Schnellschlussklappe und CFD – Modell der Mischgasleitung

Die Berechnungen benötigen meist eine gewisse Zeit - etwa 300 bis 500 Zeit-schritte - bis ein Einschwingvorgang ausgemacht werden kann – aber auch dann ändert sich das Strömungsbild ständig. Die einzelnen Lastfälle werden mit Hilfe von Filmen ausgewertet und visuell hinsichtlich ihrer Strömungsqualität beurteilt – anhand von quantitativen Strömungsgrößen ist eine Beurteilung nur mangelhaft möglich.

Abbildung 46: Umbauvarianten


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Als gänzlich ungeeignet kann die Variante mit dem Gleichrichter beurteilt wer-den, da der grobe Gleichrichter zu keiner Homogenisierung der Strömung führt. Der Einbau eines feineren Gleichrichters oder Lochbleches kann aufgrund des zu hohen Druckverlustes ausgeschlossen werden, da eine zwingend einzuhaltende Randbedingung die zur Verfügung stehende Druckdifferenz ist.

In einem ersten Schritt wurde die Klappe gedreht eingebaut und es konnte eine Verringerung der Pulsationen im Betrieb festgestellt werden. Darauf aufbauend wurden erneute Messungen und eine weiterführende Berechnung durchgeführt.

Untersuchungen der Brenngas / Luft Durchmischung an einem MischgasbrennerAus energie- und umweltpolitischen, aber auch aus ökonomischen Gründen wer-den die Prozessgase, welche in einem Stahlwerk eigentlich als „Abfallprodukt“ anfallen, thermisch verwertet und zur Energieerzeugung verwendet. Nach einem Umbau des Kesselbetriebs von separater Gicht- und Tiegelgasverbrennung auf Mischgasbetrieb traten Probleme bei Flammenstabilität und Volllasteigenschaften im Brennerbetrieb auf.

Abbildung 47: Pläne, Bestandsaufnahme (Fotos) und numerisches Modell des Mischgasbrenners


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Da als Ursache eine mangelhafte Luft / Brenngas-Durchmischung in den Brennern vermutet wurde, war die Strömungssituation in den Mischgasbrennern numerisch nachzubilden. Dabei wurde die Brennergeometrie aus Planunterlagen möglichst detailgetreu modelliert. Da die Pläne jedoch keinen lückenlosen Aufschluss auf die wahre Brennergestaltung ermöglichten und die Brennerkonstruktion teilweise ohne Dokumentation umgebaut wurde, musste vor Ort der Ist-Stand der Brenner-konstruktion, soweit dieser strömungstechnische Relevanz besitzt, dokumentiert werden. Anschließend konnte auf Basis dieser Daten ein numerisches Modell er-stellt werden.

Die CFD-Berechnungen des Ist-Standes konnten durch Anlagenmessungen und die Erfahrungen der Betriebsmannschaft bestätigt werden und lieferten auf-schlussreiche Erkenntnisse zur Strömungssituation. Eine mangelhafte Durchmi-schung der beteiligten Gase wurde tatsächlich festgestellt und somit wurde die ursprüngliche Vermutung bestätigt. Aufbauend auf diesen Erkenntnissen wurden Varianten entwickelt, welche eine günstigere Durchmischung bewirken, und diese wurden wiederum mittels CFD untersucht und bewertet.

Abbildung 48: Untersuchte Varianten der Brennergeometrie: Prallkegel innen, 45° Prallblech außen, 90° Prallblech außen, Sekundärluftrohre


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3.4. Experiment

Bestimmung der Klappenbeiwerte für die Unterwasserklappe einer FrancisturbineIm hydraulischen Kurzschluss werden in einem Speicherkraftwerk sowohl die Pumpe als auch die Turbine simultan an einem Wellenstrang betrieben. Die Grün-de hierfür sind die schlechten bis nicht vorhandenen Regeleigenschaften einer Speicherpumpe. Wird nicht die gesamte von der Pumpe aufnehmbare Leistung aus dem Übertragungsnetz benötigt, kann die Differenzleistung von der besser regelbaren Turbine abgearbeitet werden. Beim gleichzeitigen Betrieb von Pum-pe und Turbine ergibt sich ein anderes Zusammenspiel von Anlage und hydrauli-schen Maschinen als beim separaten Betrieb, und es kann in Ausnahmefällen zu einer Rückwärtsdurchströmung einer Francis-Turbine kommen. Somit kommt es vor, dass auch die im Kraftwerk vorhandenen Abschlussorgane der Turbine in bei-de Strömungsrichtungen durch ossen werden. Um eine sichere und ordnungsge-mäße Funktion der Verschlussorgane in allen Betriebssituationen zu gewährleis-ten, muss deren hydraulisches Verhalten in all diesen Betriebszuständen bekannt sein.

Abbildung 49: CAD-Modell des Klappenaufbaus (links) sowie Detail der Tellerlagerung (rechts)

Das Institut wurde mit der Ermittlung der Klappenbeiwerte für Durch uss und Drehmoment der Unterwasserklappe der Francis-Turbinen eines Speicherkraft-werks beauftragt. Im Zuge dieser Messungen soll der Verlauf dieser Klappenbei-werte als Funktion der Klappenöffnung ermittelt werden. Die Klappe wurde dabei in einem Modellmaßstab von 1:13 im 4 Quadranten - Prüfstand des Instituts für Hydraulische Strömungsmaschinen eingebaut und vermessen. Zusätzlich wurde


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auch das Kavitationsverhalten der Modellklappe untersucht. Zunächst mussten eine Modellklappe und deren Implementierung in den Versuchskreislauf konstru-iert werden. Die Konstruktion des Klappengehäuses wurde dabei fast ausschließ-lich aus Plexiglas gefertigt, um die Strömungssituation vor allem im Kavitationsbe-trieb zu visualisieren.

Abbildung 50: Eingebauter Versuchsträger am 4 Quadranten-Prüfstand des Instituts

Abbildung 51: Kavitierende Strömung bei richtiger Durchströmungsrichtung


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Da die Klappe aufgrund Ihrer Bauart eine sehr hohe Exzentrizität aufweist, er-geben sich stark unterschiedliche Klappenbeiwerte vor allem für das Drehmoment für die beiden unterschiedlichen Durchströmungsrichtungen. Das Kavitations-verhalten wurde nicht nur messtechnisch sondern auch umfassend fotographisch dokumentiert.

Untersuchung einer PumpturbineZwischen Juni 2011 und Jänner 2012 wurden am Großprüfstand des institutseige-nen Labors Pumpturbinen nach IEC 60193 untersucht.

Abbildung 52: Pumpturbinenmodell mit Motorgenerator

Das Portfolio der Messungen setzte sich aus allen wichtigen Charakteristiken ei-ner Pumpturbine zusammen: Der geschlossene 4-Quadranten-Prüfstand erlaubte in Kombination mit dem Umrichter-gesteuerten Motorgenerator die Messung der Turbinenkennfelder inklusive Muscheldiagrammen, der Kennfelder im Übergang von Turbinen- auf Pumpbetrieb, der Pumpenkennfelder und der Durchbrennkur-ven sowie Kavitationsbetrachtungen in beiden Betriebsarten.

Die Untersuchungen wurden für fünf unterschiedliche Laufradvarianten in einem xen Pumpturbinengehäuse durchgeführt. Mit Hilfe eines neu integrierten, elektro-nischen Messsystems wurden etwa die Kennlinien im Turbinenbetrieb, wie in der Abbildung veranschaulicht, aufgezeichnet.


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Abbildung 53: Normierter hydraulischer Wirkungsgrad im Turbinenbetrieb

Schon während der Messungen konnten die Werte der Mess- und Kenngrößen direkt auf einem Monitor in Echt-Zeit kontrolliert werden. Auch Kavitationsbetrach-tungen im Turbinen- und Pumpbetrieb wurden durchgeführt.

Abbildung 54: Überlastzopf


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Zum Abschluss der Projektphase wurden in einer umfangreichen Dokumenta tion Quervergleiche zwischen den Messungen der verschiedenen Laufradvarianten angestellt.

Messungen an DN150/DN200 Regelventilen der Druckstufe PN250In diesem Projekt wurden im Auftrag eines international tätigen Konzerns so-wohl das Strömungsverhalten als auch die akustischen Auswirkungen der auf-tretenden Kavitation von Regelventilen gemessen. Sämtliche Arbeiten wurden am institutseigenen Prüfstand durchgeführt, wobei für die Akustikmessungen nach IEC 60534-8-2 eine zusätzliche schallgedämmte Einhausung aufgebaut wurde.

Abbildung 55: Messanordnung nach IEC 60534-2-3

Ziel der Messungen war die Beurteilung des Strömungswiderstandes in Abhän-gigkeit von der eingestellten Position des jeweiligen Ventiles. Dieser soge nannte KV-Wert wird unter stationären Bedingungen mit Wasser als Prüfmedium nach IEC 60534-2-3 gemessen und über den sich einstellenden Durch uss bzw. Differenz druck berechnet. Der Prüfstand ermöglichte es, diese durchaus beachtlichen Ventile normgerecht zu überprüfen. Dazu konnten maximale Durch- üsse von über 300 Liter/Sekunde und Differenzdrücke von über 8 bar realisiert werden.


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xfz; 0.1936

y = 126.27x + 27.555

y = 20.198x + 48.094

20

30

40

50

60

70

80

90

0.00 0.10 0.20 0.30 0.40 0.50 0.60 0.70 0.80 0.90 1.00

noiselevelLpresp.LpA

pressure ratio xF

Area III

Area II

Area I

xfz

Linear (Area II)

Linear (Area I)

Abbildung 56: Ventil DN 150 mit Einhausung zur korrekten Akustikmessung

Abbildung 57: Bestimmung des Kavitationsbeiwertes xFZ mit Hilfe von Akustikmessung


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Diese großen Mengen bzw. Drücke waren auch nötig, um Kavitation innerhalb des Ventils zu erzeugen und damit das Verhalten unter „choked ow“ - Bedingun-gen abzubilden. Dieser durch vollständige Kavitation hervorgerufene Zustand ist besonders wichtig um den maximalen Durch uss bzw. die Durch ussbegrenzung auf Grund von Kavitation im realen Betrieb beurteilen zu können.

Neben der Kavitationsmessung über Durch uss und Differenzdruck konnte das Kavitationsverhalten auch über Akustikmessungen bestimmt werden. Denn ein stark ansteigender Geräuschpegel ist ein untrügliches Indiz für das Auftreten von Kavitation und über den dadurch bestimmten Kennwert xFZ kann zukünftig in An-lagen über eine einfache Akustikmessung die jeweilige Auslastung bzw. Betriebs-weise eines Ventils bestimmt werden – ein Beitrag zu einer erhöhten Anlagen-sicherheit.

Statusbericht zur Entwicklung der StaudruckmaschineÖsterreich könnte einen Großteil seines Energieverbrauchs mit Wasserkraft de-cken, und der Ausbau der LHP – Large Hydro Power ist bereits sehr weit fortge-schritten. Hier ist nur noch wenig rentables Potential vorhanden. Im Gegensatz dazu wurde der Bereich der SHP – Small Hydro Power – und der MHP – Micro Hydro Power – bisher eher vernachlässigt. Die Ursachen hierfür sind teils in der Rentabilität, teils in Naturschutzanliegen und teils im Fehlen technischer Konzepte zur Realisierung zu nden. In der Kleinstwasserkraft, das ist im Leistungsbereich kleiner 0,1 MW, sind die Grenzen der herkömmlichen Kaplan-, Francis,- und Pel-ton-Turbinen mit ihren guten Wirkungsgraden erreicht.

Aus diesem Grund wurde das Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen im Jahr 2010 mit der Weiterentwicklung der Staudruckmaschine SDM beauftragt. So sollen für Fließgewässer mit geringen Fallhöhen und schwankenden Wassermen-gen wirtschaftlich sinnvoll nutzbare Möglichkeiten zur Stromerzeugung unter Be-achtung der Wasserrahmenrichtlinie geschaffen werden. Zusätzlich ist es für die SDM nicht notwendig, eigene Krafthäuser oder eigene Einlaufbauwerke zu errich-ten.

Die Wirkungsweise der Staudruckmaschine, die an ein konventionelles Wasser-rad erinnert, basiert auf dem Hydrostatischen Prinzip. Darauf aufbauend wurden geometrische Beziehungen abgeleitet, welche einen möglichst hohen Wirkungs-grad ermöglichen.


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Wirk

ungs

grad

Schaufelhöhe/Schaufelbreite

Abbildung 58: Hydrostatisches Prinzip

Neben den theoretisch durchaus beachtlichen Ergebnissen bietet die SDM noch weitere Vorteile: Die Maschine ist äußerst „ sh friendly“ gestaltet und die einfa-che bauliche Realisierung macht kaum größere Eingriffe in das Flussbett und die natürliche Umgebung nötig. Auch entstehen nur geringe Probleme mit Sedimen-ten und kleinerem Treibgut. So wird – Stichwort „Inselbetrieb“ – eine dezentrale Stromerzeugung möglich.

Abbildung 59: Wirkungsgrad in Abhängigkeit vom Verhältnis Fallhöhe/Schaufelhöhe

Experimentelle Untersuchungen sind auf Grund der schweren Skalierbarkeit nur ungenügend auf Großmaschinen solcher Bauart umrechenbar. Das Konzept einer Wasserkraftmaschine zur Nutzung geringer und geringster Fallhöhen wird in Zukunft sicher weiter verfolgt und erforscht, um den Ausbau der erneuerbaren Energien in Österreich voranzutreiben und damit zur Erreichung der Klimaziele und einer nachhaltigen Stromerzeugung beizutragen.


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Messungen an Wärmetauschern für das FernwärmenetzIm Frühjahr 2011 wurde das Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen mit der Messung von Wärmetauschern, welche unter anderem im heimischen Fernwär-menetz im Einsatz sind, beauftragt.

Abbildung 60: Wärmetauscher im geschlossen Prüfstands (links) – Anordnung der Platten im Inneren des Wärmetauschers (rechts)

Dabei wurde ein besonderes Augenmerk auf den Druckverlust gelegt, welcher vor allem durch die Anordnung der Platten im Inneren des Wärmetauschers hervor-gerufen wird.

Die Wärmetauscher wurden im Labor mit Wasser bei Umgebungstemperatur und knapp 5 bar Druck vermessen, obwohl diese im realen Betrieb mit etwa 150°C heißem Wasser bei knapp 25 bar durchströmt werden. Mit der Hilfe von Ähnlich-keitsbeziehungen konnte auf die tatsächlich auftretenden Druckverluste geschlos-sen werden.

Die sorgfältigen Messungen ermöglichten in Zusammenarbeit mit dem Auftragge-ber die Entwicklung eines verbesserten Models, bei dem der Druckverlust um fast 50% reduziert werden konnte, wie die anschließende Überprüfung ergab.


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Temperaturverteilung in einem Ventil für den Einsatz mit Flüssigsalzen in einem solarthermischen KraftwerkIm Sommer 2011 wurde das Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen mit der numerischen Simulation der Temperaturverteilung in einem Regelventil für Flüs-sigsalze beauftragt. Da in solarthermischen Kraftwerken sehr hohe Temperatu-ren des Transportmediums erforderlich sind, werden neben Thermoölen u.a. auch Flüssigsalze verwendet. Obwohl Flüssigsalze nahezu perfekte Eigenschaften für diesen Einsatzbereich mitbringen, darf nicht auf einen wesentlichen Nachteil ver-gessen werden: Das Auskristallisieren bei „niedrigen“ Temperaturen. Das im vor-liegenden Fall verwendete Medium beginnt unter einer Temperatur von 221°C mit dem Auskristallisieren von festen Bestandteilen. Da jedoch die Ventile im laufen-den Betrieb ständig bewegt werden müssen um einen kontrollierten Ablauf zu ge-währleisten, darf an diesen Komponenten, vor allem an den verwendeten Dichtun-gen, die benötigte Liquidus-Temperatur niemals unterschritten werden. Um das zu gewährleisten, ist neben einer hervorragenden thermischen Isolierung in den meisten Fällen auch eine zusätzliche Heizung, speziell für den Anfahrvorgang, nötig.

Abbildung 61: Regelventil in einem solarthermischen Kraftwerk mit ausgetretenem Flüssigsalz

In diesem Projekt sollte für ein zur Verfügung gestelltes Regelventil die thermische Isolierung mitsamt der Heizung modelliert, und vor allem im Hinblick auf ein mögliches Auskristallisieren optimiert werden.


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0

50

100

150

200

250

300

350

400

450

0 5000 10000 15000 20000 25000 30000 35000 40000

tempe

rature

[°C]

time [s]

packing bottompacking toptopbottom heat tracingt_liquid_min

Dazu wurde die Geometrie in ANSYS V13 importiert, vergittert und anschließend mit den entsprechenden Randbedingungen modelliert und berechnet. Neben den Betrachtungen im stationären Zustand sei besonders auf die transienten An- und Abfahrvorgänge hingewiesen, für welche die angebrachte Zusatzheizung ausge-legt wurden.

Mit Hilfe der numerischen Simulation konnte sowohl eine ideale Position, als auch die Leistung für die Zusatzheizung ermittelt werden um zukünftig ein Auskristal-lisieren des Wärmeträgermediums in den Dichtungen des Ventils zu vermeiden und damit einen reibungslosen Betrieb zu ermöglichen.

Abbildung 62: Temperaturverlauf mit Zusatzheizung für den Anfahrvorgang

Betrieb einer Pumpe als TurbineWird eine Pumpe rückwärts durchströmt, kehrt sich die Drehrichtung des Lauf-rades um, und das ursprünglich als Pumpe geplante Aggregat arbeitet als Tur-bine. Besonders in Anwendungsfällen, in denen die Anschaffungskosten für eine herkömmliche Turbine, welche normalerweise Prototypen sind, zu hoch sind, eignet sich eine Pumpe auch für den Einsatz als Turbine. Als Serienprodukt ver-ursacht sie geringere Investitionskosten, wodurch der gegebenenfalls geringe-re Wirkungsgrad gegenüber einer „echten“ Turbine kompensiert wird. Im Auftrag eines Pumpen herstellers wurde im Labor des Instituts eine Pumpe für diesen Anwendungsfall aufgebaut und getestet.

Das Ziel der Messungen war, den Wirkungsgrad des Prü ings unter ver schiedenen Betriebsbedingungen zu ermitteln. Die unterschiedlichen Betriebspunkte wurden


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dabei durch Variation von Durch uss und Drehzahl vorgegeben. Zusätzlich wur-de auch das Kavitationsverhalten des Modells untersucht. Um die mechanischen Eigenschaften während des Betriebs aufzeichnen zu können, musste die vom Hersteller gelieferte Modellmaschine adaptiert und mit einer Drehzahl- und Leis-tungsmessung ausgestattet werden. Sämtliche Umbauarbeiten wurden dabei von Mitarbeitern des Instituts durchgeführt.

Die durchgeführten Messungen zeigten die Leistungsfähigkeit des getesteten Modells und lieferten Anregungen für leicht durchzuführende Verbesserungs-maßnahmen. Außerdem konnten durch diese Versuche neue Erkenntnisse zum Anfahrverhalten der Pumpe als Turbine gewonnen werden.

Abbildung 63: Prü ing mit applizierter Messtechnik am Versuchsstand

Abbildung 64: Sensorik zur Drehzahlmessung

Induktiver Näherungsschalter

2 Zähne auf der Zahnscheibe


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Diamantbeschichtete Gleitringdichtungen für Kesselspeisepumpen

Seit Hydrazin als Korrosionsinhibitor wegen seiner Gesundheitsgefährdung verboten wurde, treten bei den Gleitringdichtungen von Kesselspeisepumpen vorher nicht bekannte Elektrokorrosionserscheinungen auf. Die Relativbewegung zwischen Gleit- und Gegenring führt zu statischen Au adungen, die durch die sehr niedrige Leitfähigkeit des Kesselwassers von unter einem Mikro-Siemens pro cm [μS/cm] im Unterschied zu früher nicht mehr abgeleitet werden.

Innerhalb kurzer Betriebszeiten, teilweise weniger hundert Betriebsstunden, bre-chen ngerkuppengroße Stücke aus dem Gleit- und/oder dem Gegenring heraus und führen zu einem rapiden Anstieg des Leckstroms. Diamantbeschichtete Gleit-ringdichtungen schaffen hier Abhilfe.

Abbildung 65: Schäden an konventionellen Gleitringdichtungen

Ein Prüfstand für Dauerversuche wurde inkl. Steuerungsschränken entwickelt, konstruiert, in der institutseigenen Werkstatt gefertigt und mit einer exakten Nach-bildung des Gleitringdichtungsraums und der Betriebsverhältnisse betrieben. Vollentsalztes Wasser mit einer Leitfähigkeit von maximal 0,1 μS/cm wird per-manent automatisch mit einem Ionenaustauscher aufbereitet. Der Versuchsstand wird durchgehend ohne Unterbrechung betrieben. Es gibt drei Kreisläufe: Den druckbeaufschlagten Kreislauf der Medienseite, den Ionisierkreislauf sowie den Leckagekreislauf.


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Abbildung 66: Prüfstandsübersicht

In Abbildung 66 ist links die Kühlung, in der Mitte die Wasseraufbereitung (blau), darüber der Datenloggerschaltschrank, rechts der Prü ing mit Antriebsmotor und darunter die Leckagemessung zu sehen. Nicht im Bild sind die Schaltschränke für die Dauerlaufsteuerung und -Überwachung sowie die Versuchsdatenaufzeich-nung.

Mit der bereits genannten Leitfähigkeit von 0.1 µS/cm liegt man gegenüber der Spezi kation und den Bedingungen im Kraftwerk etwa um den Faktor 10 niedriger und hat somit in dieser Hinsicht sogar noch strengere Bedingungen geschaffen als sie in der Realität anzutreffen sind.

Zunächst wurde an zwei konventionellen Siliziumkarbid-Dichtungen erreicht, was man normalerweise vermeiden möchte: Die konventionellen Gleitringdichtungen wiesen nach kurzer Zeit (600 h) das zu erwartende Schadensbild auf, womit der praktische Beweis für die Realitätstreue erbracht war.

Beispielhaft sind die Versuchsdaten der Gleitringdichtung der Antriebsseite (DE: driving end) als Langzeitmitschrieb in der Abbildung unten dargestellt. Die un-terste Linie stellt die Leitfähigkeit dar, bei der zu erkennen ist, dass sie über je-weils lange Zeiträume von mehreren tausend Betriebsstunden unter der gewähl-


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ten Schwelle von 0,1 μS/cm liegt, bei Erreichen der Leitfähigkeit von 1 μS/cm wird das Ionentauscher-Aggregat regeneriert. Die Druckbelastung (Pressure IN, OUT) wird während der gesamten Versuchsdauer konstant gehalten

Abbildung 67: Exemplarischer Messschrieb

Anfangs wurden die Versuchsträger ca. alle 3 Monate geöffnet, wenn die Wälz-lager am Versuchsträger getauscht wurden. Später wurden diese Zeiträume ver-längert.

Abbildung 68: Dynamischer Gegenring nach 16000 h


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Gegenfläche aus SiC-Keramik

Dichtung aus Elastomer

In der Abbildung der Gegenringe nach 16000 Betriebsstunden ist der nach wie vor ausgezeichnete Zustand der Gleitringdichtung nach so langer Betriebszeit erkenn-bar. Dieser Zustand kann als nahezu neuwertig bezeichnet werden, es besteht nicht der geringste Anlass, die Dichtung zu tauschen. Diese wurde zwar einer sehr eingehenden, langwierigen Untersuchung unterzogen, danach aber unverändert wieder eingebaut und der Dauerversuch wurde fortgesetzt, z.Z. (März 2012) mit über 20.000 Betriebsstunden.

Untersuchung der Außenkranzdichtung einer Stra o-Turbine an einem Kraftwerksstandort in der SteiermarkSeit Mitte 2010 wird das Verschleißverhalten der Außenkranzdichtung von STRAFLO-Turbinen bei Betrieb in reinem Wasser und mit Geschiebe (hauptsäch-lich Sand) belastetem Wasser am Institut experimentell untersucht. Die Dichtung selbst besteht aus einem Elastomer und die Gegen äche aus SiC-Keramik.

Abbildung 69: Prinzipieller Aufbau der Dichtung

Das Hauptproblem der Außenkranzdichtung ist die kurze Standzeit bei sandbela-denem Wasser. Der Sand wird durch die Fliehkraft in den Bereich der Dichtung gedrückt und verursacht dort starken Verschleiß.


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Austritt Rotor Antriebsmotor

Eintritt Leckageaustritt Trommel Drehmomentenmesswelle

In der Abbildung unten ist der Aufbau des Prüfstands zu sehen. Es wird das Was-ser von der Hauptpumpe in die stationäre Trommel mit der Gegen äche aus Keramik gefördert. Die Dichtung aus Elastomer ist wie in der Realmaschine am Rotor xiert und wird direkt von einem Asynchronmotor angetrieben. Das Wasser verlässt den Prüfstand im Anschluss entweder durch die Trommel und den an-schließenden Kühler oder als Leckage über die Dichtung. Mit der vorhandenen Drehmomentenmesswelle wird die Antriebsleistung gemessen.

Abbildung 70: Aufbau des Prüfstands

Für die Untersuchung des Dichtungsproblems wurde eine Betriebspunktmatrix festgelegt. Diese besteht aus 12 Kombinationen von Dichtungsvorspannungen und Innendrücken, welche den Betriebsbereich der Dichtung in der Realmaschi-ne abdecken. Dies war notwendig, da die doppelt geregelte Variante der Stra o-Turbine von der kleinsten bis zur größten Leistung eine axiale Verschiebung von bis zu 6,5mm erfährt.

Die Parameter des Modells wurden so gewählt, dass die Umfangs- bzw. Gleitge-schwindigkeit am Modell jener an der Realmaschine entspricht. Um den Ein uss der erhöhten Fliehkraft zu relativieren wurde mittels einer CFD Simulation der nöti-ge Innendruck am Prüfstand ermittelt um die vereinbarte Betriebspunktmatrix von der Realmaschine auf das Modell übertragen zu können.


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Für die ersten Untersuchungen wurden 3 verschiedene Elastomere ausge-wählt. Dabei ergaben sich sehr starke Unterschiede im Verschleißverhalten und in der benötigten Antriebsleistung. Es konnte auch beobachtet werden, dass die Antriebleistung einerseits stark von der Drehrichtung und andererseits auch von der verwendeten Charge der SiC-Keramik abhängig ist.

Im Folgenden wurden erste Versuche mit sandbeladenem Wasser durchgeführt –dies führte innerhalb kürzester Zeit wie auch in der Realmaschine zu starkem Dichtungsverschleiß. Damit konnte das kurzfristige Versagen der Dichtung an der Realmaschine auch am Prüfstand nachgewiesen werden. Die Ergebnisse aus den Versuchen mit sandhaltigem Wasser führten zu ersten Überlegungen, wie der Sand von der Dichtung ferngehalten werden könnte. Hierzu wurde die Dichtung mit einem Abdecksegment versehen und zwischen Dichtung und Abdecksegment geringe Mengen Spülwasser eingebracht. Es konnte hierbei kein nennenswerter Anstieg der Antriebsleitung oder der Leckage festgestellt werden. Die Standzeit der Dichtung wurde jedoch sehr stark erhöht. Es gelangten aber immer noch zu hohe Mengen Sand in den Bereich der Dichtung, die Dichtung war also nicht voll-ends vor Sandeintrag geschützt. Mit diesen Erkenntnissen wurde das Abdeckseg-ment weiterentwickelt.

Die Weiterentwicklung sieht eine erhöhte axiale Überdeckung und zwei axial-durch ossene Spalte vor, sodass eine einfache Labyrinthdichtung mit einer Kam-mer entsteht. Die Ergebnisse mit diesem Konzept waren sehr erfolgversprechend, denn es konnten im Dichtungsbereich bei Betriebsdrehzahl nur noch geringe Men-gen Sand gefunden werden. Um den Ein uss der erhöhten Fliehkraft am Modell zu untersuchen wurde die Drehzahl stufenweise verringert bis dieselbe Fliehkraft wie an der Realmaschine vorherrschte. Mit dieser Vorgehensweise konnte der starke Ein uss der Fliehkraft auf das Eindringen des Sandes nachgewiesen wer-den. Nach Abschluss der Untersuchungen mit Variation der Drehzahl respektive Fliehkraft konnte bewiesen werden, dass der Sand durch Einsatz eines entspre-chenden Spülkonzepts erfolgreich von der Dichtregion der Außenkranzdichtung von STRAFLO-Turbinen ferngehalten werden kann.


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Abbildung 71: Unterschiedlich stark verschlissene Laufräder für abrasive Anwendungen

Mögliche neue Technologien sollten dabei Abrasionsbeständigkeit, Korrosionsbe-ständigkeit und Temperaturbeständigkeit bis 80°C aufweisen. Eine eigene Ferti-gung sollte möglich und Kopierschutz gegeben sein.

Der Schwerpunkt der Studie wurde dabei auf die Bereiche metallische (Guss-)Werkstoffe, Mineralguss, Kunststoffe sowie diverse (Sonder-)Beschichtungen ge-legt. Diverse Hersteller von Pumpen für ähnlich abrasive Anwendungen sowie Hersteller von metallischen, keramischen und nichtmetallischen Beschichtungen wurden mit einbezogen.

Schlussendlich wurden realistische Möglichkeiten zur Laufradfertigung gegen-übergestellt und bewertet sowie Vorschläge zur Umsetzung dieser Alternativen ausgearbeitet.

3.5. Marktanalysen

Studie zu Laufradfertigungstechnologien

2010 wurde das Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen mit einer Studie zu alternativen Laufradfertigungstechnologien beauftragt. Ziel der Arbeit war es alter-native Technologie-Konzepte für das Laufrad und seine Fertigung für eine Anwen-dung in der Papierindustrie zu nden.


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Anwendungsanalyse für eine neuartige Raf neriepumpeFür einen Hersteller verfahrenstechnischer Pumpen wurde die Strategie für eine geplante neuartige Pumpe für die schwere Verfahrenstechnik - in erster Linie, aber nicht ausschließlich für Raf nerieanwendungen - erarbeitet. Zunächst wur-de das Marktvolumen (weltweit!) bestimmt und die relevanten, vielfältigen Pro-zesse beschrieben. Das Spektrum reicht von der Verwendung von Flüssiggas bis Waschwasser, von reinrassig verfahrenstechnischen (z.B. Hydrodesulfrierung) bis industrieähnlichen (z.B. Flüssigkeitseindüsungen) Prozessen.

Medien und ihre Temperaturen, Betriebsbereiche und weitere Randbedingungen wurden ermittelt und in ganz konkrete Handlungsanweisungen gegossen, mit de-nen das als Prototyp vorhandene Produkt exakt auf den Bedarf der einzelnen Kunden zugeschnitten werden muss.

Die derzeit eingesetzten und nach Herstellern und Typen gegliederte Pumpenpo-pulationen, die schließlich zu substituieren sind, und deren Stärken und Schwä-chen wurden so konkret und detailliert herausgearbeitet, dass sich wiederholende Schadensfälle exakt festgestellt werden konnten. Als Ergebnis kann im „product positioning“ der Substitutionsprozess gezielt angesprochen werden. Hier stehen nicht nur die technischen Aspekte im Fokus, auch die Marktbearbeitung durch die Wettbewerber wurde untersucht. Die Ergebnisse ossen in das bereits genann-te „product positioning“ ein, das für den Kunden als Quintessenz dieses Anwen-dungsprojekts erarbeitet wurde.

Anforderungen seitens der internationalen Normung an das Gesamtprodukt und seine Komponenten wurden ermittelt. Besonders wichtig war es hierbei dem Kunden, im Detail abzuleiten auf welche Art und Weise das neuartige Produkt diese Normen erfüllen kann, und wie mit Aspekten umzugehen ist, die in der Norm de niert sind, aber für herkömmliche Problemlösungen und Produkte gelten, nicht aber für den neuartigen Ansatz. Dies war nicht zuletzt dadurch interessant, dass das neue Produkt sozusagen „bereichsübergreifend“ aufgebaut ist und verschie-denen Bereichen der Normung und ihrer Teile zugeordnet werden kann. Selbst-redend kam nicht nur die API zum Tragen, auch ATEX spielte eine entscheidende Rolle. Es war auch für uns interessant zu sehen, wie sich Anforderungen ändern und aus Kostengründen durch Betreiber und Planer eingeschränkt, z.T. auch um-gangen werden, wo sie als sicherheitstechnisch nicht vordringlich gesehen wer-den. Die Sicherheit und Betriebszuverlässigkeit steht gleichwohl nach wie vor über Allem, im Detail muss aber nach wie vor eine Prüfung erfolgen.


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Es wurde eine große Anzahl von eingesetzten Pumpen abgefragt, und mit dem vorgesehenen Fahrbereich der eigenen Pumpe abgeglichen. Dadurch ergaben sich „automatisch“ die verschiedenen Ausbaustufen des Produktprogramms und das vordringlich Notwendige für den unmittelbaren Marktzugang.

Die Decision Maker Units DMU in den Unternehmen und bei den Planern, die je nach landestypischen Gep ogenheiten unterschiedlich zusammengesetzt sind, wurden für die wichtigsten Länder und potentiellen Kunden eruiert.

Abbildung 72: Imagebild einer Raf nerie


80

(a) Plan view

(b) Vertical section Upper reservoir

Lower reservoir

3.6. Standortanalysen

Standortstudie HybridkraftwerkFür ein Pumpspeicherkraftwerk in Verbindung mit einem Windkraftwerk auf einer isolierten Insel wurde eine Machbarkeitsstudie für einen privaten Investor, einen großen Generalunternehmer und einen Turbinenhersteller erstellt. Dieses Pilot-kraftwerk dient zur Netzstabilisierung und ist für eine Leistung von 5 MW Wind-kraft, 5 MW Turbinen- und 5 MW Pumpleistung ausgelegt.

Abbildung 73: Geplanter Standort des Pumpspeicherkraftwerkes

Die Studie analysiert die Wind- und Netzsituation der letzten zwei Jahre und auf der Basis eines benachbarten Windparks wurden Monatsauswertungen erarbei-tet. Diese beinhalten neben den Mittelwerten auch die besten und schlechtesten Windsituationen in einem Monat. Der Tagesverlauf des Windkraftwerkes wurde als Monatsmittelwert ausgewertet und zeigt eine generell geringere Stromproduk-tion in den Morgenstunden während des ganzen Jahres.


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5500800

5000700

4500500

600

W]

4500400

Pow

er [k

W

4000Average 200

300

P

3500

AverageMin 100

200

3000W] Max

10 d i

001.01.2010 01.01.2011

3000

er [k

W 10 days ave min20 days ave min

Time

Averagedvalue

One month, power sorted from2500

Pow

e y10 days ave max

valuebased on strongest

highest to lowestpower2000

P

20 days ave max

strongest10 days Averaged

p

Averagedvalue basedon weakest

1500

Averagedvaluebased on

20 days1000based on strongest20 d

Averagedvalue500 20 days valuebased on weakest 10

500

weakest 10 days

00 6 12 18 24

Hours

600600

500average Janaverage Febaverage Marchaverage April

400average Aprilaverage Mayg yaverage June

W] average July

average Aug300

r [M

W average Augaverage Sept Load Crete

owe average Sept

average Oct 700

P average NovD

600

200 average Decaverage Year

500

average Year400

MW

300

Load

M

100 200

1002007

001 01 2007 00:00 01 01 2008 00:00 31 12 2008 00:00

2008

001.01.2007 00:00 01.01.2008 00:00 31.12.2008 00:00

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20 21 22 23

Hour

Abbildung 74: Segmentierung des Tagesverlaufes der Windenergieerzeugung für Beispielsmonat

Der arithmetische Mittelwert ergibt jedoch keine sinnvolle Bemessungsgröße, da die Turbinen bei dieser Mittelwertbildung stets relativ viel Strom produzieren: eine genauere Segmentierung ist notwendig. Die Monatswerte werden detaillierter in beste und schwächste 10- und 20-Tages-Mittelwerte gesplittet. Das Netz wird am stärksten im Juli und August beansprucht, gefolgt von Juni und September wobei ein großer Unterschied im Tagesminimum und -maximum (Faktor 2) besteht.

Abbildung 75: Netzsituation auf isolierter Insel

Auf dieser Basis wurde ein umfangreiches Maschinenkonzept erarbeitet, das neben Turbinen auch eine Pumpenanalyse, Einbaupläne, Stromanbindung und die Dimensionierung von Ober- und Unterwasserbecken beinhaltet. Dieses Maschinenkonzept wurde mannigfaltigen Fahrszenarien unterworfen, um eine wirtschaftliche Bewertung zu erreichen und die Erfüllbarkeit der Lizenzau agen nachzuweisen.


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Operation mode 01: 100 % pump, 0% turbine, 100% windturbine Operation mode 02: 0 % pump, 100% turbine, 0% windturbine Operation mode 03: 100 % pump, 0% turbine, 0% windturbineFull pumping mode via wind turbines, no turbine mode (no power production) No pumping mode via windturbines, full turbine mode (power production) Pumping mode via grid, no turbine mode (no power production)1 2 3

upper reservoir 750 l/s

upper reservoir

1100 l/s

upper reservoir 750 l/s

100 % (5.1 MW) 0 % (0 MW)

1100 l/s

0 % (0 MW)

0 l/s 1100 l/s 0 l/s

G G G 750 l/s

0 l/s

G G G

1100 l/s

G G G

0 l/s

G G G 750 l/s G G G G G G

M M M M

lower reservoir

MM M M M M

lower reservoir

MM M M M M

lower reservoir

MM

100 % (5.1 MW)0 % (0 MW)

0 %

(0 MW) 0 % (0 MW)100 % (5 MW)

100 %

(5 MW) 100 % (5.1 MW)0 % (0 MW)

100 %

(5.1 MW)

Abbildung 76: Fahrszenarien für das Hybridkraftwerk

Das Hybridkraftwerk muss mehreren Fahrszenarien genügen: 1. Pumpspeiche-rung aus Windkraft, 2. Erzeugung von Spitzenenergie sowie 3. Pumpspeicherung aus dem Netz. Ein hydraulischer Kurzschluss ist vorerst ausgeschlossen. Eine umfangreiche Druckstoßanalyse wurde für die Dimensionierung der Druckrohr-leitung und der notwendigen Sicherheitsorgane ebenfalls durchgeführt, wobei auf vielfach erprobte, selbst entwickelte Modelle zurückgegriffen werden konnte.

Als garantierte Produktion und sicherer Betrieb wurden 8h/Tag mit 5MW (40 MWh) an zwei aufeinanderfolgenden Tagen de niert. Auf der Basis geschätzter Wir-kungsgrade ist ein Faktor von knapp 150% zwischen Turbinenwassermenge zu Pumpenwassermenge realistisch um nach 24 h wieder gleiche Spiegelkoten zu erhalten. Die Auswahl geeigneter Rohrdurchmesser ist eine Verlustoptimierung.Einschließlich der berechneten Wasserverdunstung ist für 9.7 h Turbinenmodus ein anschließendes Pumpen von 14.3 h erforderlich.

Abbildung 77: Fahrszenario für Beispielsmonat

0

100

200

300

400

500

600

0

1

2

3

4

5

6

0 6 12 18 24

Load

Cre

te [M

W]

Pow

er [M

W]

DAY

Scenario August

Power from REP Total power for pumping Guar. power from turbine Total guar. power

Power from grid for pumping 10 days ave min 20 days ave min 10 days ave max

20 days ave max Creta Load [MW]


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GRP pipe, L=940,5m

steel pipe, L=869m

turbine piping L=30m, D=0,35m

pump piping L=30m, D=DNPress

pump suction pipe L=100m, D=0.7m

pipe pump building –penstock: L=150m, D=0.6m

Uppper Reservoir: Flow RateUppper Reservoir: Flow RatePump Ball Valve: Pressure

P t k dPenstock end: Pressure

Pelton Turbine 1:Pelton Turbine 1: Flow Rate Pelton Turbine 1: Nozzle Positon

Für die Druckstoßberechnungen wurde das gesamte Maschinenkonzept inklusive Ober- und Unterwasser, Druckrohrleitungen, sowie Turbinen und Pumpen jeweils mit Verrohrung, modelliert und simuliert. Die Berechnungen zeigen, dass ein System ohne Wasserschloss oder Windkessel möglich ist. Der gleichzeitige Lastabwurf aller Pumpen ist der kritischte Lastfall. Zusätzliche Schwungmassen für die Pumpen sind notwendig, um Kavitation im System zu vermeiden.

Abbildung 78: Numerisches Modell und exemplarischer Lastfall‚ 3 Turbinen-Stopps in 20 Sekunden.

Das Maschinenkonzept wird erneut überarbeitet, um die Stichleitung der Anbin-dung des Kraftwerksstandortes nicht umrüsten zu müssen. Die Wirtschaftlichkeit für das Anlagenkonzept ist auch nach dieser Adaption gegeben.


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4. Forschungs- und Industriepartner


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5. Abschlussarbeiten

5.1. Diplomarbeiten

Stephan Klomberg: Numerische Strömungssimulation von rotierenden Verdrängerpumpen. 2011Betreuer: Jürgen Schiffer

Die Diplomarbeit befasst sich mit der numerischen Simulation von Verdrängerma-schinen, im Speziellen aber mit der dreidimensionalen Berechnung einer Drehkol-benpumpe und deren Vergleich mit Messergebnissen. Die Simulation erfolgt mit der neuen Berechnungsmethode „Immersed Solid“, die speziell für den Einsatz bei Verdrängermaschinen entwickelt wurde.

Abbildung 1: 3D-CAD-Modell der Drehkolbenpumpe

Die Arbeit ist in 3 größere Abschnitte strukturiert. Der erste Teil behandelt ge-nerelle theoretische Grundlagen über Verdrängermaschinen und besonders von Drehkolbenpumpen. Weiters wird die Referenzdrehkolbenpumpe mit ihren Mess-resultaten diskutiert. Der zweite Abschnitt widmet sich einerseits der allgemeinen numerischen Strömungsmechanik, und andererseits umfasst dieser Abschnitt eine Literaturrecherche über die bisher entwickelten und angewandten Ansätze zur Simulation von Verdrängermaschinen. Im dritten Teil wird das Berechnungs-programm ANSYS CFX 12.1 beschrieben. Die Auswertung und Bewertung der


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ersten Ergebnisse, sowie die daraus folgenden optimierten Einstellungen für eine realitätsgetreue Referenzrechnung und deren Vergleich mit Messergebnissen er-folgt ebenfalls in diesem letzten Abschnitt.

Abbildung 2: CFD Geschwindigkeitskonturen bei unterschiedlichen Kolbenpositionen

Am Ende wird die Genauigkeit und Zweckmäßigkeit der verwendeten Rechen-methode beurteilt und ein Ausblick auf nötige zukünftige Entwicklungen der „Immersed Solid“ Methode gegeben.


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Philip Kotrba: Evaluating different turbulence models regarding the air ow around a wind turbine. 2011Betreuer: Helmut Benigni, Sami Jaber

In dieser Arbeit wurde eine Evaluierung verschiedener Turbulenzmodelle in der CFD-Simulation (k/e, k/w, BSL k/w, SST k/w, Spalart-Allmaras und BSL Reynolds-stress Modell) am Beispiel der 2 MW Horizontalachsenwindturbine WT2000 der Firma AMSC Windtec GmbH durchgeführt. In erster Linie wurden die Simulationen mit unstrukturierten Gittern durchgeführt und in weiterer Folge wurden diese Er-gebnisse mit jenen aus den Berechnungen mittels strukturierter Gitter verglichen. Dazu wurden die mechanische Leistung, Stromlinienplots, Druckverteilungen und Pro lbeiwerte herangezogen. Die Abweichung in der mechanischen Leistung wa-ren zwischen den Turbulenzmodellen mit dem feinsten unstrukturierten Gitter und dem strukturierten Gitter nur sehr gering. Das Reynoldsstress-Modell lieferte mit dem unstrukturierten Gitter die niedrigste Leistung, was auf einen vergrößerten Ablösungsbereich zurückzuführen ist. Große Unterschiede konnten vor allem für das unstrukturierte Gitter bei der Au ösung des 3D-Effektes am Rotor festgestellt werden. Auch konnte mit dem strukturierten Gitter eine Leistungssteigerung um ca. 9 % erreicht werden. Abschließende Vergleiche mit BEM Berechnungen von AMSC Windtec GmbH zeigen gute Übereinstimmungen, wobei die Ergebnisse mit dem strukturierten Gitter jene der BEM Berechnungen am nächsten kommen.

Abbildung 3: Ergebnisse der stationären Simulationen mit unstrukturierten Gittern

SSTSSTSST

BSLBSLBSL

kk-

kk-k

S l tSpalartSpalart AllAllmarasAllmaras

ReynoldsReynolds-Reynoldsstressstressstress


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Markus Mosshammer: Automatisierte Anwendung von Optimierungsalgorithmen in der numerischen Simulation von hydraulischen Maschinen und Anlagenkomponenten. 2011Betreuer: Helmut Benigni

Diese Diplomarbeit befasst sich mit den Möglichkeiten einer automatisierten Op-timierung innerhalb der Softwareumgebung ANSYS Workbench. Dazu werden exemplarisch drei Beispiele aus dem umfangreichen Gebiet der hydraulischen Strömungsmaschinen gewählt. Zuerst erfolgt eine Erklärung der benötigten tech-nischen Grundlagen und eine Vorstellung der verwendeten Programme mit an-schließender Darstellung der Vorgehensweise eines Optimierungsprozesses. Be-ginnend mit der Erstellung einer Geometrie und deren Parametrisierung über die Vernetzung und Berechnung bis hin zur Optimierung sind sämtliche Schritte de-tailliert erklärt. Abschließend werden die erarbeiteten Ergebnisse diskutiert und der tatsächliche Nutzen einer Optimierung dargelegt.

Abbildung 4: Optimierungsvarianten im Vergleich mit herkömmlichen Auslegungen

3

4

5

6

7

8

9

10

11

0.78 0.79 0.8 0.81 0.82 0.83 0.84 0.85 0.86 0.87 0.88 0.89

NP

SH

[m]

eta [-]

Optimierungsvarianten

Startgeometrie

Guelich

Pfleiderer


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Richard Gruber: CFD Modellierung und Simulation der Strömung um eine Windturbine. 2011Betreuer: Helmut Benigni

Diese Diplomarbeit beschreibt eine CFD-Simulation einer Windturbine. Der ver-wendete Windenergiekonverter ist der Typ WT2000 der Firma AMSC Windtec. Ein Teil dieser Arbeit bestand darin, die entsprechenden CFD Einstellungen zu nden um sinnvolle Ergebnisse zu erzielen. Der zweite Teil bestand darin, die Ergebnis-se zu evaluieren und zu interpretieren. Ausgehend von einer 3D-CAD Geometrie wurde ein Modell aufgebaut, das realitätsgetreue Ergebnisse liefert. Verschiedene Einstellungen wurden verwendet, um die CFD-Solver Laufzeit zu minimieren und ein gutes Konvergenzverhalten zu erzielen. Auch wurde eine Netzstudie durchge-führt, deren Ein uss auf die Ergebnisse interpretiert wurde. Basierend auf einem 3D-Schaufelmodell wurde ein Schnitt erzeugt um das 2D Pro l zu erhalten.

Abbildung 5: Komplettes Windrad

Dieses Pro l wurde hinsichtlich des Auftriebs-, Widerstands-, Druck- und Wand-reibungskoef zienten evaluiert, und diese Pro lkoef zienten wurden mit Messer-gebnissen und anderen CFD Simulationen verglichen. Zu guter Letzt wurde ein Simulationsmodell der gesamten Windturbine, bestehend aus 3 Flügeln, Rotor, Gondel und Turm entwickelt. Die Einstellungen dieses Modells wurden vom 1/3- Modell übernommen.


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Gerhard Laher: Neubau einer Wasserkraftanlage. 2010Betreuer: Prof. Helmut Jaberg

Das Wasserkraftwerk Schwammenauel verfügt über einen großen Speichersee mit einer Fallhöhe von 60 m. Ziel ist es, die bestehende Anlage mit 12 MW zur Bereitstellung von Reserveleistung zu nutzen und den natürlichen Zu uss durch einen angrenzenden Neubau abzuarbeiten. Für diese Vermarktungsabsicht wird der Neubau im Rahmen dieser Arbeit projektiert. Größere Maschinen erzielen hö-here Einnahmen, da die Preisspitzen am Spotmarkt besser genutzt werden. Klei-nere Turbinen sind in der Investition günstiger. Das wirtschaftliche Optimum liegt bei einer Ausbauleistung von 5,8 MW. Am Standort bestehen für die Neuanlage das Staubauwerk und ein Großteil der Zu- und Ableitung, sodass ein kostengüns-tiger Kraftwerksneubau realisiert werden kann. Auf Basis der Vorauslegung al-ler neu zu installierenden Komponenten können die Gesamtkosten mit EUR 5,2 Mio. angegeben werden. Die Wirtschaftlichkeitsrechnung des Gesamtprojekts lie-fert derzeit ein enttäuschendes Ergebnis. Niedrige Preise für Reserveleistung und geringer als erwartete Kosteneinsparungen durch eigene Nutzung der Reserve-leistung zur Bilanzkreisbesicherung führen in den meisten Szenarien zu gerin-gen Kapitalwerten. Die sich laufend ändernde Marktsituation könnte in Zukunft eine Umsetzung ermöglichen. Gegebenenfalls ist das Projekt zum entsprechen-den Zeitpunkt neu zu bewerten.

Stefan Höller-Litzlhammer: Entwicklung eines numerischen Modells für Pump- und Francisturbinen zur Druckstoßberechnung von großen Wasserkraftanlagen. 2010Betreuer: Prof. Helmut Jaberg, Peter Meusburger

Pumpspeicherkraftwerke bieten zur Zeit die einzige Möglichkeit, Energie im groß-technischen Stil zu speichern. In diesen Anlagen wird dabei in Zeiten von Ener-gienachfrage elektrischer Strom erzeugt, und in Zeiten erhöhten Energieangebots können diese Anlagen elektrische Energie in potentielle Energie umwandeln. Da-bei wird Wasser von einem geodätisch niedrigen Niveau auf ein höheres gepumpt. Durch diese Betriebsweise entstehen instationäre Vorgänge in diesen Anlagen. Mithilfe numerischer Simulationsmethoden können die durch instationäre Vorgän-ge hervorgerufenen Druckstöße berechnet, und in weiterer Folge minimiert wer-den. In dieser Arbeit wird ein numerisches Modell vorgestellt, welches das hyd-raulische Verhalten von Pump- und Francisturbinen für die Druckstoßberechnung abbildet. Es wird im Detail auf die hydraulische Modellbildung und die programm-technische Implementierung in ein kommerzielles Software-Paket eingegangen. Abschließende Vergleichsrechnungen stellen die mit dem hier entwickelten Mo-


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dell errechneten Berechnungsergebnisse unabhängig durchgeführten Berech-nungen gegenüber. Somit können die Berechnungsergebnisse veri ziert und das entwickelte Modell qualitativ bewertet werden.

Franziskus Rettenbacher: Aufbau eines Francis-Turbinen Prüfstands. 2010Betreuer: Helmut Benigni

Die vorliegende Diplomarbeit behandelt die Fertigstellung und den Aufbau eines homologen Prüfstands für das Modell einer Francisturbine. Begonnen wurde mit einigen theoretischen Betrachtungen zum Thema Wasserturbinen allgemein, um im Anschluss detaillierter auf die Francisturbine, ihre Eigenschaften und Funkti-onsweise einzugehen. Zur Vervollständigung der aus Altbeständen bereits beste-henden Teile wurden neue Bauteile konstruiert, woraufhin die Anlage aufgebaut und in Betrieb genommen werden konnte. Des Weiteren wurden in dieser Arbeit die wichtigsten Arbeitsschritte bei Aufbau und Inbetriebnahme, so wie auch die verwendeten Messgeräte, deren technische Daten und ihre Implementierung be-schrieben. Um die Funktionstüchtigkeit unter Beweis zu stellen, wurden einige Testmessungen durchgeführt. Im Zuge dessen konnten interessante Kavitations-erscheinungen aufgezeichnet und dokumentiert werden.

Michael Santner: Modeling Air and Temperature Flow Inside a Wind Turbine Nacelle. 2010Betreuer: Helmut Benigni, Sami Jaber

Der Einsatz der kommerziellen CFD-Softwarepakete Ansys CFX und ICEM CFD zur qualitativen Vorhersage von Strömungs- und Wärmetransport innerhalb der Gondel einer Windkraftanlage wird beschrieben. Die Windkraftanlage WT2000 der Firma AMSC Windtec wird in dieser Arbeit untersucht. Beginnend mit der Be-arbeitung der CAD Daten, über die Gittererstellung bis zur De nition eines Lö-sungsdurchlaufs und der Analyse der Ergebnisse werden die einzelnen Schrit-te diskutiert. Eine Rechengitter-Studie wird durchgeführt und die Auswahl eines geeigneten Turbulenzmodells wird vorgestellt. Um die Lösung auf transiente Ein üsse zu untersuchen wird ein transienter Solver-Lauf durchgeführt und die Ergebnisse diskutiert. Die Analyse einer Reihe von Strömungs- und Wärmetrans-port-Charakteristiken innerhalb der vorgestellten Geometrie, die vom Auftragge-ber der Studie vorgeschlagen wurden, wird durchgeführt. Im letzten Teil werden die Berechnungsergebnisse mit Messdaten von einer ähnlichen Windkraftanlage verglichen. Die Messdaten wurden von AMSC Windtec zur Verfügung gestellt.


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5.2. Laufende Dissertationen

Jürgen Schiffer: Untersuchung von Einspritzpumpenkonzepten für ein Niederdruck-Direkteinspritzsystem für OttomotorenBetreuer: Prof. Helmut Jaberg

Der Inhalt der Dissertation ist die Untersuchung von Einspritzpumpen für ein Nie-derdruck-Direkteinspritzsystem für Ottomotoren auf Basis theoretischer und ex-perimenteller Untersuchungen. Unterschiedliche Pumpenkonzepte werden vergli-chen und hinsichtlich ihrer Eignung für den Einsatz unter extremen Bedingungen bewertet. Basierend auf Voruntersuchungen und Machbarkeitsstudien war eine Prototypenpumpe zu entwickeln, die den Anforderungen des herausfordernden Projekts entspricht und am Motorenprüfstand an einem modi zierten Testmotor getestet werden soll.

Abbildung 6: Benzinpumpenprüfstand am Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen


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Abbildung 7: Die entwickelte Benzinpumpe ersetzt die Originalpumpe am Motorprüfstand

Die speziellen Herausforderungen der Aufgabe lassen sich so zusammenfassen:

• Die Pumpe ist idealerweise am Motor platziert und saugt direkt aus dem Tank. Sie ersetzt somit die traditionell verwendete Kombination aus Vorförderpumpe und Einspritzpumpe.

• Benzin hat einige Eigenschaften, die für die Förderung äußerst unvorteilhaft sind (niedrigste Viskosität, nicht schmierend, extrem hoher Dampfdruck).

• Kleinste Mengen an Treibstoff müssen auf Drücke bis zu 60bar gebracht werden.

• Die Systemkosten müssen niedriger sein als bei bis dato eingesetzten Einspritzsystemen.


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Abbildung 8: Pumpenkennlinien und volumetrische Wirkungsgrade der entwickelten Pumpe bei variabler Drehzahl

Basierend auf den Messergebnissen wird die Auswirkung unterschiedlicher An-triebs- und Regelungsmöglichkeiten der entwickelten Pumpe auf den Betrieb und die Gesamtef zienz des Einspritzsystems untersucht. Abschließend werden Mög-lichkeiten zur weiteren Verbesserung des entwickelten Pumpenprototyps präsen-tiert, wobei den Themen der Werkstoffkombinationen und der CFD-Berechnung rotierender Verdrängermaschinen die größte Aufmerksamkeit zukommt.

02468

1012141618202224262830323436384042444648

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10 11 12 13 14 15 16 17 18 19 20

Diff

eren

tial p

ress

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p [b

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Flowrate Q [ml/s]

n=850rpm (SS2F,t=1h)





p=40barVol=75.7%Vol=72.6%Vol=67.7%Vol=64.4%Vol=60.9%Vol=52.4.%

Vol=50.8%Vol=36.3Vol=21.6

Abbildung 9: CFD-Modell der entwickelten Einspritzpumpe


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Stefan Höller-Litzlhammer: Automatisierte numerische Optimierung des transienten Verhaltens von WasserkraftanlagenBetreuer: Prof. Helmut Jaberg

Die Analyse des instationären Anlagenverhaltens ist ein essentieller Bestandteil jedes Wasserkraft-Projekts und nicht nur bei Neuanlagen sondern auch bei revita-lisierten oder umgebauten Anlagen notwendig. Aus den Berechnungen gehen die Belastungen der gesamten hydraulischen Anlage wie Wasserschloss, Rohrleitun-gen und Maschinensätze hervor.

Das Dissertationsvorhaben beschäftigt sich mit der Implementierung von auto-matisierten, numerischen Optimierungsstrategien bei der Auslegung bzw. Unter-suchung des transienten Verhaltens von Wasserkraftanlagen. Dafür müssen ge-eignete numerische Modelle verwendet bzw. entwickelt werden, die im Hinblick auf das jeweilige Optimierungsziel geeignete Parameter beinhalten. Dazu zäh-len etwa das Bauvolumen von Wasserschlosskammern bzw. deren Anordnung im System und mechanische Belastungen wie Maximaldrücke im Rohrleitungssys-tem oder maximale Drehzahlen der Turbinen, Pumpen oder Generatoren. Aber auch Anfahrzeiten oder die maximale Dauer einer Notabschaltung sind als Opti-mierungsgrößen vorgesehen.

Die Auswahl der variablen Parameter muss den Gegebenheiten der jeweiligen Situation angepasst, und im Hinblick auf deren Auswirkung auf das System ana-lysiert und im numerischen Modell implementiert werden. Ein großes Augenmerk gilt der Auswahl bzw. Validierung eines geeigneten Optimierungsalgorithmus’ und Einbindung desselben in die numerischen Berechnungen.

OG06 Düsennadelstell ng

OG01: Düsennadelstellung

OG06: Düsennadelstellung

OG01: DüsennadelstellungOG01: Absolutdruck im Turbinenkugelschieber

OG06: Absolutdruck im Turbinenkugelschieber

Abbildung 10: Beispiel eines optimierten Startvorgangs einer Pelton-Turbine: Schnelleres Anfahren bei gleichzeitiger Minimierung der Druckbelastung der druckführenden Bauteile


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6. Lehre

Die Lehrveranstaltungen des Institus für Hydraulische Strömungsmaschinen sind den Studienrichtungen Maschinenbau, Wirtschaftsingenieurwesen Maschinenbau und Verfahrenstechnik zugeordnet, wobei diese je nach Studienzweig als P icht-fach oder Wahlfach belegt werden können. Die Lehrveranstaltungen sind Teil der Bachelor- und Masterstudienpläne.

6.1. Vorlesungen

Strömungsmaschinen GrundlagenVortragender: Helmut JabergLV Nr.: 317.023, SWS 2, ECTS Credits 3

Inhalt: Grundlagen der hydraulischen und thermischen Strömungsmaschinen in eindimensionaler Darstellung (Stromfaden Theorie). Beschreibung verschiedener Strömungsmaschinen in ihrem Zusammenwirken mit Kraft- und Arbeitsmaschi-nen sowie mit Verbrauchern/Energiedargebot. Einzelabschnitte sind Energiebilan-zen, Energieaustausch, Verluste, Kavitation, Ähnlichkeitsgesetze, dimensionslose Kennzahlen, Beschreibung mehrerer Maschinen ausgewählt aus Freistrahlturbi-nen, Reaktionsturbinen, Radialpumpen, Axialpumpen, Umkehrmaschinen, Ver-dichtern, Dampfturbinen, Schiffsschrauben, Propellern, Windturbinen, Strömungs-getrieben/Kupplungen und Turboladern.

Nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung sind die Studierenden mit den enzyklopädischen Grundkenntnissen der Strömungsmaschinen vertraut. Sie kenne die energetischen und strömungstechnischen Grundlagen von thermischen und hydraulischen Strömungsmaschinen. Verluste der einzelnen Komponenten sind bekannt und die StudentInnen können strömungstechnische Anlagen, deren Widerstand und das Kavitationsverhalten berechnen und die richtigen Maschinen auswählen. Die Studierenden sind in der Lage, das erworbene Wissen für den Be-trieb derartiger Maschinen umzusetzen.

Instationäre Strömungen in Anlagen und Systemen Vortragender: Helmut Jaberg LV Nr.: 317.014, SWS: 2, ECTS Credits: 3

Inhalt: Energiegleichung, Stromfadentheorie für instationäre Strömungen, Her-leitung der Strömungsdifferentialgleichungen, Vereinfachungen für besondere


100

Systeme, Berücksichtigung einzelner Komponenten, Lösungsverfahren der Dif-ferentialgleichungen, Anwendung in Wasserkraftwerken, Anwendung in KFZ-Treibstoffsystemen, Anwendungen in Wasserversorgungen und verfahrenstech-nischen Anlagen.

Nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung kennen die Studierenden die Grundlagen und Lösungsverfahren zur Behandlung instationärer Strömungen in Flüssigkeitssystemen und typischen Anwendungen. Sie sind in der Lage, das instationäre Verhalten zu beurteilen und zu berechnen.

Rechnerische Simulation von Strömungsmaschinen und Anlagen Leiter: Helmut BenigniLV Nr.: 317.020, SWS: 2 VO/1 UE, ECTS Credits: 3

Inhalt: Neben den Grundlagen der Strömungssimulation (Diskretisierung der Grundgleichungen, Turbulenzmodellierung usw.) wird ein Einblick in die rechneri-sche Simulation von Strömungsmaschinen und Anlagen an Hand von praktischen Beispielen gegeben. Beispiele können auch von Studierenden eingebracht wer-den. Mit einem der modernsten am Markt be ndlichen Softwarepakete werden an-wendungsorientierte Beispiele erarbeitet.

Studierende sind nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung in der Lage, verschiedene Methoden der rechnerischen Simulation von Strömungsma-schinen und Anlagen anzuwenden. Sie kennen die Sensibilität, die die Interpre-tation der Ergebnisse erfordert. Die Studierenden kennen die Leistungsfähigkeit, aber auch die Grenzen der Simulation und sie können eigenständig einfache Bei-spiele aufbereiten, berechnen und eine Auswertung generieren.

Vorlesung und Übung werden gemeinsam abgehalten, wobei sich diese an das Thema angepasst abwechseln und ergänzen.

Industrielle Konstruktionspraxis hydraulischer StrömungsmaschinenVortragender: Dusan RadulovicLV Nr.: 317.028, 2 SWS, ECTS Credits: 3

Inhalt: Auslegung, Berechnung und Konstruktion von Maschinen oder Bauteilen aus dem Bereich der hydraulischen Strömungsmaschinen. Für die Auslegung und hydraulische Berechnung nden die in der Vorlesung „Hydraulische Strömungs-maschinen“ vermittelten Kenntnisse ihre praktische Anwendung. Parallel zur Kon-struktion läuft auch der Festigkeitsnachweis wesentlicher Teile.


101

Die Studierende haben nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung ihr Wissen auf dem Gebiet der Konstruktion von hydraulischen Strömungsmaschinen erweitert. Sie sind mit den Methoden und Prinzipen der industriellen Konstrukti-on vertraut. Außerdem kennen die Studierenden die praktische Durchführung der Konstruktion in der Industrie.

Einführung in die Industrie hydraulischer StrömungsmaschinenVortragender: Helmut JabergLV Nr.: 317.042, SWS 1, ECTS Credits: 1,5

Inhalt Marktanforderungen an hydraulische Strömungsmaschinen, Überblick über technische Lösungen und Hersteller.

Studierende kennen nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung die Anforderungen, die an die industrielle Produktion und Vermarktung von hydrauli-schen Strömungsmaschinen gestellt werden. Sie sind mit den technischen Anfor-derungen, welche an diese Maschinen gestellt werden, vertraut und wissen, wie Optimierungsprojekte unter industriellen Abläufen umgesetzt werden.

Pumpen und VerdichterVortragender: Helmut JabergLV Nr.: 317.011, SWS: 2, ECTS Credits: 3

Inhalt: Grundlagen der hydraulischen und thermischen Strömungsmaschinen in eindimensionaler Darstellung (Stromfaden Theorie). Beschreibung verschiedener Strömungsmaschinen. Einzelabschnitte: Einleitung, Thermodynamik, Energieaus-tausch, Verluste, Kavitation, Ähnlichkeitsgesetze, Pumpen und Pumpenanwen-dungen

Nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung sind die Studierenden mit den enzyklopädischen Grundkenntnissen der Pumpen und Verdichter vertraut. Sie kenne die energetischen und strömungstechnischen Anforderungen an Pumpen und Verdichter, können strömungsführende Anlagen berechnen und die geeigne-ten Maschinen auswählen. Sie sind mit Lebenszykluskosten vertraut, können die-se berechnen und kennen häu ge Ausfallursachen von Pumpen und Verdichtern. Die verschiedenen Bauformen und Einsatzgebiete von Pumpen und Verdichtern sind den Studierenden bekannt und sie sind in der Lage, das erworbene Wissen für den Betrieb derartiger Maschinen umzusetzen.


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Hydraulische StrömungsmaschinenVortragender: Helmut JabergLV Nr.: 317.024, 2 SWS, ECTS Credits: 3

Inhalt: Ein-, zwei- und dreidimensionale Strömungsrechnung zur Anwendung auf hydraulische Strömungsmaschinen. Auslegung und Konstruktion der Komponen-ten von Turbinen und Pumpen.

Die Studierenden verstehen nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstal-tung die eindimensionale hydraulische Auslegung der Pumpen und Turbinen. Sie kennen die Strömungsrechnung und Konstruktion derartiger Maschinen, sowie das Erstellen der Schaufelpläne. Außerdem sind die Studierenden in der Lage, das erworbene Wissen als Rüstzeug für die Arbeit bei Herstellern oder Betreibern derartiger Maschinen anzuwenden.

Hydraulische Strömungsmaschinen Vertiefung MaschinenbauVortragender: Helmut JabergLV Nr.: 317.025, 3 SWS, ECTS Credits: 4,5

Inhalt: Beschreibung hydraulischer Maschinen, primär vom Gesichtspunkt der Hy-draulik: Freistrahlturbine, Francis-Turbine, Kaplan-Turbine, Pumpturbine, Radial-pumpe, Axialpumpe.

Die Studierenden verstehen nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstal-tung die verschiedenen Konstruktionen von Pumpen und Turbinen. Sie sind mit den konstruktiven Details der wichtigsten Turbinentypen (Pelton, Francis, Kap-lan) vertraut. Weiters sind die Studierenden in der Lage das erworbene Wissen als Rüstzeug für die Arbeit bei Herstellern oder Betreibern derartiger Maschinen anzuwenden.

Betriebsführung von WasserkraftwerkenVortragender: Siegfried DemelLV Nr.: 317.029, 1 SWS, ECTS Credits: 1,5

Inhalt: Einsatz von hydraulischen Strömungsmaschinen im Kraftwerks- und Netz-verbund; interdisziplinäres Zusammenwirken bei der Kraftwerksbetreuung; Scha-dens- und Instandhaltungsmerkmale der Kraftwerkskomponenten; Instandhal-tungs- und Automatisierungsstrategien.

Nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung begreifen die Studieren-den den Zusammenhang von hydraulischen Strömungsmaschinen mit ihrem Um-feld beim Betrieb zur Stromerzeugung.


103

6.2. Übungen

Strömungsmaschinen Grundlagen RechenübungenLeiter: Helmut JabergLV Nr.: 317.022, SWS: 1

Inhalt: Berechnung von Strömungsmaschinen. Studierende sind nach erfolgrei-cher Absolvierung der Lehrveranstaltung in der Lage, das in der LV 317.023 Strö-mungsmaschinen Grundlagen erworbene Wissen anzuwenden.

Laborübung: Hydraulische StrömungsmaschinenMitwirkende: Helmut Benigni, Stefan Höller-Litzlhammer, Jürgen SchifferLV Nr.: 317.010 SWS: 3, ECTS Credits 3

Inhalt: Einarbeiten in die Messtechniken, die für Untersuchungen im Strömungs-maschinenbau angewandt werden: Kennenlernen des Modellprüfstandes, Ken-nenlernen verschiedener Messtechniken beim Messen von Druck, Durch uss, Geschwindigkeit, Drehzahl und Drehmoment. Praktische Durchführung von 4 - 5Messaufgaben je nach aktueller Gegebenheit: Messen der Kennlinien von hydraulischen Strömungsmaschinen, wie z.B. von Pumpen, Turbinen sowie von Absperrorganen oder Rohrleitungseinbauten, Messen des Kavitationsein usses auf die Kennlinien, Kalibrieren der Präzisionsdruck- und Durch ussmessgeräte. Spezielle Strömungsuntersuchungen, wie z.B. das Ausmessen von Geschwindig-keitsfeldern. Demontage und Montage von 3 Pumpentypen: Tauchpumpe, Spiral-gehäusepumpe, mehrstu ge Pumpe.

Studierende haben nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung Kennt-nisse über Aufbau und Funktion eines modernen Modellprüfstandes. Sie sind mit den gängigen Messtechniken vertraut, können einfache Messaufgaben selbstän-dige durchführen und das erworbene Wissen für die Auswertung und die Ausar-beitung des Messprotokolls anwenden.

Instationäre Strömungen in Anlagen und Systemen Leiter: Helmut JabergLV Nr.: 317.015, SWS 1, ECTS Credits: 1

Inhalt: Energiegleichung, Stromfadentheorie für instationäre Strömungen, Her-leitung der Strömungsdifferentialgleichungen, Vereinfachungen für besondere Systeme, Berücksichtigung einzelner Komponenten, Lösungsverfahren der Dif-ferentialgleichungen, Anwendung in Wasserkraftwerken, Anwendung in KFZ-


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Treibstoffsystemen, Anwendungen in Wasserversorgungen und verfahrenstech-nischen Anlagen.

Studierende sind nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung in der Lage, das in der LV Nr. 317.014 „Instationäre Strömungen in Anlagen und Syste-men“ erworbene Wissen anzuwenden.

Pumpen und Verdichter: LaborübungMitwirkende: Helmut Benigni, Stefan Höller-Litzlhammer, Jürgen SchifferLV Nr.: 317.012, 1 SWS

Inhalt: Kurzinformation über Messtechniken zur Bestimmung von Druck, Durch- uss, Geschwindigkeit. Praktische Durchführung von 2 Messaufgaben je nach ak-tueller Gelegenheit. Demontage und Montage von 3 Pumpentypen: Tauchpumpe, Spiralgehäusepumpe, mehrstu ge Pumpe. Jede Übung wird nach einem Einfüh-rungsvortrag in Gruppen zu 4 - 5 Studierenden durchgeführt.

Studierende sind nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung in der Lage, einfache praktische Strömungsmessungen durchzuführen. Sie erkennen Messfehler und kennen auch deren Ursache und Entstehung.

Pumpen und Verdichter: RechenübungenLeiter: Helmut JabergLV Nr.: 317.013 1 SWS

Inhalt: Berechnung von Strömungsmaschinen

Studierende sind nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung in der Lage, das in der LV 317.011 Pumpen und Verdichter erworbene Wissen anzu-wenden.


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Laborprojekt: Hydraulische StrömungsmaschinenMitwirkende: Helmut Benigni, Stefan Höller-Litzlhammer, Jürgen SchifferLV Nr.: 317.009, SWS: 2, ECTS Credits: 2

Inhalt: Das Laborprojekt ist eine institutsübergreifende – derzeit beteiligen sich 11 Institute – Lehrveranstaltung, in deren Verlauf im Sinne eines „Basic Science Labors“ unterschiedliche Themenbereiche erarbeitet werden. Folgende Bereiche durchlaufen die Studierenden im Rahmen der Übungen:

STRÖMUNG – 8 Stunden WÄRME – 8 Stunden MECHANIK – 10 Stunden ELEKTRISCHE GRÖSSEN – 2 Stunden LÄNGE – 2 Stunden

Diese 5 Themenbereiche muss jeder/e StudentIn absolvieren, sie werden zum Teil an mehreren Instituten abgehalten, wobei grundlegende Experimente durch-geführt, ausgewertet und dokumentiert werden.

Nach erfolgreicher Absolvierung verstehen die Studierenden die wesentlichsten grundlegenden Größen der Mechanik, der Strömungstechnik, der Wärmetechnik und der Elektrotechnik. Die Studierenden verstehen die Begriffe Druck, Massen-strom (Volumenstrom) und Strömungsgeschwindigkeit aus dem Bereich Strömung. Temperatur, Wärmeübergangszahl und Wärmestrom aus Wärme. Aus Mechanik Geschwindigkeit, Winkelgeschwindigkeit, Drehzahl, Kraft, Drehmoment, Energie und Leistung. Des weiteren Strom, Spannung, Widerstand und elektrische Leis-tung bei elektrischen Größen und Bauteilskalierung, Lehrenmessung, Dehnung und Spannung im Bereich Länge.

Nach Absolvierung des Laborprojektes können die Studierenden Messfehler er-kennen, und auch deren Ursache und Entstehung. Sie sind in der Lage, selbstän-dig einfache Messprobleme zu lösen und einen normgerechten Bericht über eine Messung zu verfassen.


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6.3. Privatissimi

Durchführung numerischer Rechnungen in hydraulischen StrömungsmaschinenLeiter: Helmut JabergLV Nr.: 317.018, SWS: 3

Inhalt: Vorhandene numerische Rechenprogramme werden auf verschiedene hydraulische Strömungsmaschinen (Pumpen- und Turbinenbauarten) angewandt. Die Rechnungen werden mit experimentellen Ergebnissen validiert. Die Modellbil-dung für die verschiedenen Bauarten wird vorgenommen und die praktische An-wendbarkeit des Rechenverfahrens überprüft.

Nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung beherrschen die Teilneh-merInnen die numerische Berechnung in hydraulischen Strömungsmaschinen. Sie sind in der Lage, verschiedene Rechenprogramme erfolgreich anzuwenden. Außerdem haben sie erste eigene Erfahrungen auf dem Gebiet der numerischen Berechnung gesammelt.

Kundenorientierte PumpenauslegungLeiter: Helmut JabergLV Nr.: 317.019, 3 SWS

Inhalt: Der Marktbedarf ausgewählter Pumpen wird ermittelt und Funktionslasten-heft wie P ichtenheft werden festgelegt. Die technische Auslegung der Pumpen und des Zubehörs wird durchgeführt, Betriebsanleitung und Lieferfähigkeit wer-den bearbeitet.

Nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung sind die Studierenden in der Lage, Kundenanforderungen zu ermitteln. Sie können eine technische Aufga-benstellung ableiten und zur Sicherstellung der Kundenzufriedenheit lösen.


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6.4. Projekte

Projekt konstruktiv: Hydraulische StrömungsmaschinenMitwirkenden: Helmut Benigni, Stefan Höller-Litzlhammer, Jürgen SchifferLV Nr.: 317.027, SWS 5

Inhalt: Auslegung, Berechnung und Konstruktion von Maschinen oder Teilen aus dem Bereich der hydraulischen Strömungsmaschinen. Für die Auslegung und hydraulische Berechnung werden die in der Vorlesung “Hydraulische Strömungs-maschinen“ vermittelten Kenntnisse praktisch angewendet. Parallel zur Konstruk-tion läuft auch der Festigkeitsnachweis wesentlicher Teile: Alternativen werden be-trachtet und die Auswahl begründet.

Nach einem Einführungsvortrag als Starthilfe werden Berechnung und Konstruk-tion in wöchentlichen Zusammenkünften erarbeitet. Unterstützung wird u.a. auch durch einen Vertreter aus der Industrie geleistet. Abschließend werden die Ar-beitsergebnisse von der Gruppe präsentiert.

Nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung haben die Studierenden ihr Wissen auf dem Gebiet der hydraulischen Strömungsmaschinen durch prak-tische Konstruktion erweitert. Die Studierenden sind dazu im Stande, die aus der Vorlesung ermittelten Kenntnisse in eine Konstruktion umzusetzen, Varianten zu beurteilen und diese in geeigneter Form zu realisieren.

Bachelor-Projekt Wirtschaftsingenieurwesen Maschinenbau Mitwirkende: Helmut Benigni, Stefan Höller-Litzlhammer, Jürgen SchifferLV Nr.: 317.016, 8 SWS, ECTS Credits: 13

Inhalt: Das Projekt besteht aus einem konstruktiv-experimentellen Teil, in dem die Fähigkeiten zur Entwicklung und Umsetzung von technisch relevanten Aufgaben-stellungen gezeigt werden sollen, sowie aus einem theoretisch/numerischen Teil, in dem die Beherrschung der ingenieurwissenschaftlichen Grundlagen dafür zu zeigen sind.

Auslegung, Berechnung und Konstruktion von Maschinen oder Teilen aus dem Be-reich der hydraulischen Strömungsmaschinen. Aufbauend auf optionalen Markt-untersuchungen wird eine neue Maschinenspezi kation erarbeitet. Diese wird mit eindimensionalen Verfahren ausgelegt und berechnet. Die Konstruktion erfolgt bereits im Hinblick auf eine numerische Simulation der entwickelten Hydraulik. Diese Simulation und der begleitende Rechenbericht sind Grundlage für eine wei-tere Optimierung. Die überarbeitete hydraulische Kontur wird anschließend ggf.


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einer Festigkeitsberechnung unterzogen oder kann auch experimentell untersucht werden.

Als Aufgaben können anwendungsorientierte Pumpen- oder Turbinenhydrauliken berechnet werden, oder strömungstechnische Fragestellungen, die gemeinsam mit den Studierenden beschrieben werden.

Studierende sind nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung in der Lage, verschiedene Methoden der Berechnung und rechnerischen Simulation von Strömungsmaschinen und Anlagen anzuwenden um eine problemorientierte Auf-gabenstellung zu bearbeiten. Sie kennen die Sensibilität und die Interpretation der Ergebnisse und können einen normgerechten Abschlussbericht erstellen, der die konstruktiven Details und Berechnungsergebnisse enthält. Sie sind in der Lage, eine eindimensionale Auslegung in einer Konstruktionszeichnung abzubilden und eine CFD Simulation durchzuführen. Die Arbeitsergebnisse werden entsprechend präsentiert.

Bachelor-Projekt MaschinenbauMitwirkende: Helmut Benigni, Stefan Höller-Litzlhammer, Jürgen SchifferLV Nr.: 317.017, 8 SWS, ECTS Credits: 13

Inhalt: Das Projekt besteht aus einem konstruktiv-experimentellen Teil, in dem die Fähigkeiten zur Entwicklung und Umsetzung von technisch relevanten Aufgaben-stellungen gezeigt werden sollen, sowie aus einem theoretisch/numerischen Teil, in dem die Beherrschung der ingenieurwissenschaftlichen Grundlagen dafür zu zeigen sind.

Auslegung, Berechnung und Konstruktion von Maschinen oder Teilen aus dem Be-reich der hydraulischen Strömungsmaschinen. Aufbauend auf optionalen Markt-untersuchungen wird eine neue Maschinenspezi kation erarbeitet. Diese wird mit eindimensionalen Verfahren ausgelegt und berechnet. Die Konstruktion erfolgt bereits im Hinblick auf eine numerische Simulation der entwickelten Hydraulik. Diese Simulation und der begleitende Rechenbericht sind Grundlage für eine wei-tere Optimierung. Die überarbeitete hydraulische Kontur wird anschließend ggf. einer Festigkeitsberechnung unterzogen oder kann auch experimentell untersucht werden.

Als Aufgaben können anwendungsorientierte Pumpen- oder Turbinenhydrauliken berechnet werden, oder strömungstechnische Fragestellungen, die gemeinsam mit den Studierenden beschrieben werden.


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Studierende sind nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung in der Lage verschiedene Methoden der Berechnung und rechnerischen Simulation von Strömungsmaschinen und Anlagen anzuwenden um eine problemorientierte Auf-gabenstellung zu bearbeiten. Sie kennen die Sensibilität und die Interpretation der Ergebnisse und können einen normgerechten Abschlussbericht erstellen, der die konstruktiven Details und Berechnungsergebnisse enthält. Sie sind in der Lage eine eindimensionale Auslegung in einer Konstruktionszeichnung abzubilden und eine CFD Simulation durchzuführen. Die Arbeitsergebnisse werden entsprechend präsentiert.

Projekt Hydraulische StrömungsmaschinenMitwirkende: Helmut Benigni, Stefan Höller-Litzlhammer, Jürgen SchifferLV Nr.: 317.043, 5 SWS

Inhalt: Erarbeiten von Lösungen praktischer, technischer und/oder wirtschaftlicher Probleme aus der Hydraulischen Strömungsmaschinenindustrie.

Nach erfolgreicher Absolvierung der Lehrveranstaltung kennen die Studierenden mögliche Aufgaben in technischen Berufen und können das erlernte theoretische Grundwissen in der Praxis anwenden.


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7. Fortbildung

7.1. PraktikerkonferenzenEinen xen Bestandteil im Veranstaltungskalender des Instituts bilden die Praktikerkonferenzen. Die Attraktivität des von Prof. Jaberg in den letzten 16 Jahren entwickelten Konzepts ist ungebrochen, und zieht jedes Jahr bis zu 150 Konfer-enz teilnehmerInnen nach Graz. Das Motto lautet „von Praktikern für Praktiker“ und bedeutet, dass Vortragende aus der Industrie sowohl von der Hersteller- und Planer-, aber auch von der Betreiberseite das Programm bestreiten. Dass jedes Jahr Vorträge abgewiesen werden müssen, weil die Agenda bereits übervoll ist, belegt, welche Bedeutung die Konferenz inzwischen im deutschsprachigen Raum als Forum zum Austausch zwischen Fachleuten auf dem Gebiet der hydraulischen Strömungsmaschinen hat.

Was unterscheidet die Praktikerkonferenzen von ähnlichen Veranstaltungen? Zunächst sind die Vortragenden aus der ersten Reihe der Unternehmen, die Vor-träge werden von leitenden Ingenieuren gehalten und im Mittelpunkt steht das Technische. Der großzügige Zeitrahmen erlaubt es, bei den Vorträgen in die Tiefe zu gehen und auch anspruchsvolle Punkte nicht nur zu streifen. Ein weiterer Vorteil ist sicherlich, dass die Konferenz in deutscher Sprache abgehalten wird. Dies wird auch trotz einer wachsenden Zahl von Besuchern und Vortragenden aus nicht-deutschsprachigen Ländern so bleiben: Die P ege des offenen Wor-tes ist uns wichtig, und die lebhaften Diskussionen nach den Vorträgen dienen als Bestätigung, dass dieser Weg gut angenommen wird. Alljährlich nden Ver-treter von Betreiberseite die Zeit, von ihren Erfahrungen und Problemen zu be-richten. Das anwesende Fachpublikum konnte schließlich schon öfter wesentli-che Lösungsvorschläge zur Behebung des einen oder anderen Betriebsproblems

Abbildung 1: Prof. Jaberg im Gespräch mit Teilnehmern der 15. Praktikerkonferenz Pumpen in der Verfahrens- und Kraftwerkstechnik


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liefern. Als abschließender Pluspunkt sei noch der Rahmen erwähnt, schließlich soll sich die Reise nach Graz ja in jeder Hinsicht lohnen! „Stammgäste“ verlassen Graz nie ohne eine Flasche Kürbiskernöl, und die stimmungsvollen Abende in den historischen Bauten des Landes und der Stadt Graz bieten reichlich Zeit, um die Ideen des Tages weiterzuspinnen oder um neue Kontakte zu knüpfen.

14. Praktikerkonferenz Pumpen in der Verfahrens- und Kraftwerkstechnik:12. - 14. April 2010Im Jahr 2010 standen die Schwerpunkte Magnetkupplungspumpen, Höchst-druckpumpen und Pumpen in der Kraftwerkstechnik auf der Agenda. Weitere Schwerpunkte waren Energieersparnis, Regelung und Überwachung. Das Thema „Gleitringdichtungen“ konnte mit den laufenden Forschungen und Versuchsdurch-führungen im Labor des Instituts eindrucksvoll illustriert werden.

Das Programm der 14. Praktikerkonferenz:Prof. Helmut Jaberg, TU Graz

Einleitungsvortrag: Pumpenregelung - Energie und Zuverlässigkeit

Günter Weber, Danfoss GmbHFrequenzumrichter als Bindeglied zwischen Leitsystem und Pumpe optimieren den Prozess

Joachim Otschik, Burgmann Industries„DiamondFaces®“ im Jahr 3 nach Markteinführung

Abdul Rahman Sharif, Allweiler AGVorteile der Ölnebelschmierung mit der idealen Lagerabdichtung

Jürgen Konrad, Dickow PumpenEnergieef ziente Spalttopfwerkstoffe bei metallischen Magnetpumpen

Thomas Herbers, Klaus UnionSteigerung der Energieef zienz von Magnetkupplungspumpen durch den Einsatz nichtmetallischer Spalttöpfe auch bei hohen Drücken und Pumpenleistungen

Michael Just, voestalpine StahlEisberg, Dagobert und Archimedes: Energieeinsparung und Standardisierungen in der voestalpine Stahl GmbH

Axel Döring, Andritz AGEnergierückgewinnung durch den Einsatz einer Pumpturbine zur Entspannung von aufgesättigtem Abwasser im Zulauf einer Mikro otationsanlage


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Gregor Kleining, Richter Chemie-TechnikPumpenüberwachung an Magnetkupplungspumpen

Dirk Wenckebach, Sterling SIHIOptimierung der Instandhaltungskosten von Pumpen durch den Einsatz neuer Zustandsüberwachungssysteme

Edwin Becker, Prüftechnik Condition Monitoring GmbHSchwingungen zu hoch? Messtechnik, Auswertung, Fehlerdiagnose

Nils Sörensen, Grundfos GmbHEnergieef zienzoptimierung und Monitoring - Systeme

Otger Harks, Infracor GmbHVerlängerung der Pumpenlaufzeiten – Forschungsprojekt „ReMain“

Volker Hähnel, TÜV SÜD Industrie Services GmbHAbnahmeprüfungen an Speisewasserpumpen für neue Kernkraftwerke

Rudolf Schicktanz, Burgmann IndustriesUrsachen für elektrochemisch bedingte Schädigungen der Gleitwerkstoffe von Gleitringdichtungen im Kraftwerksbereich

Prof. Helmut Jaberg, TU GrazBesichtigung des Prüfstands: „DiamondFaces®“ - Aufbau und erste Ergebnisse

Thomas Elsässer, KSB AGStatische und dynamische Dichtungen in Hochdruckspeisepumpen: Zuverlässigkeit und Ef zienz im Betrieb

Bernhard Borngräber, John CraneGleitringdichtungen in den Pumpen fossil befeuerter Kraftwerke

Gerhard Dreiseitel, Sulzer Pumpen GmbHBauarten, Auslegung und Fahrweise von Kesselspeisepumpen in Großkraftwerken

Klaus Enders, Vattenfall Europe GenerationSchäden an Gleitringdichtungen von Kesselspeisepumpen bei

chemischer Kombifahrweise

Jan Traets, Flowserve FSD NetherlandsVerfügbarkeitssteigerung von Kesselspeisepumpen durch reduzierte

elektrokinetische Korrosion

Heribert Büchter, RAG Anthrazit IbbenbürenKesselspeisepumpe und Absorberumwälzpumpen


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15. Praktikerkonferenz Pumpen in der Verfahrens- und Kraftwerkstechnik:2. - 4. Mai 2011Zum „kleinen“ 15. Jubiläum waren unsere TeilnehmerInnen und Vortragenden auf dem Grazer Schloßberg zu Gast. Neben der hervorragenden Bewirtung konnten wir die fantastische Aussicht über die grazer Altstadt genießen.

In den letzten Jahren zeichnete sich im Zuge der vielbeschworenen Energiewen-de ein Trend zu Themen aus der Energietechnik ab. Für die Praktikerkonferenz Pumpen in der Verfahrens- und Kraftwerkstechnik bedeutete dies die Etablierung eines eigenen Schwerpunkttages „Energie“ und die Aufnahme des Themas „Pum-pen in der Solartechnologie“ in das Programm der 16. Konferenz 2012, die vom 16. -18. April 2012, wieder an der TU Graz, statt ndet.

Die Vorträge der 15. Praktikerkonferenz 2011 waren: Helmut Jaberg, TU Graz

Pumpen- und Anlagenenergie: Energieersparnis durch Auslegung und RegelungBenedikt Diedricks, Infracor

Praxisorientierte Pumpenoptimierung in einer ChemieanlageWolfgang Rösler, KSB Frankenthal

Pumpen als Turbinen - eine vielseitige LösungPaul Krampe, Hugo Vogelsang GmbH

Energierückgewinnung bei der Druckregulierung mit Hilfe von Drehkolbenpumpen

Dietmar Kühn, Bayer Schering Pharma AGEnergetische Optimierung eines Kühlwassersystems

Walter Schicketanz, Pumpenfachingenieur GmbHErmittelung des Energiesparpotenzials von Systemen mit überdimensionierten Pumpen

Ludwig Michal, Andritz AGNeue Lösungen für MC-Pumpen: Verbesserte Wirkungsgrade und Vermeidung jeglicher Faserverluste

Kurt Bieniek, BASF SEErsatzteil-Stücklisten für Pumpen – ein Weg zum e-Business?

Klaus J. Lang, EagleBurgmannHöchstdruck-Gleitringdichtungen für CO2-Injektionspumpen

Markus Pilger, Clariant GendorfErfahrungsbericht: Tankentleerungspumpen mit „DiamondFaces®“ bzw. externer Stickstoffspülung


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Jens Eichler, ESK CeramicsEnergieeinsparung durch die Verwendung von Gleitringdichtungswerkstoffen aus Siliziumkarbid

Holger Kremer, Witte Pumps & TechnologyFehler bei der Auslegung und beim Betrieb von Zahnradpumpen

Robert Kurz, Netzsch MohnopumpenWissenswertes über Exzenterschneckenpumpen in der Papierindustrie

Heinz M. Nägel, FeluwaEnergie- und kostenef ziente Entsorgung von Flug- und Bodenasche aus Kohlekraftwerken mit Hilfe von Doppel-Schlauchmembranpumpen

Nico Krause, Sulzer PumpsRefurbishment von Hochdruckpumpen für Injektionen in Erdöllagerstätten

Rainer Schmerberg, Vattenfall Europe Generation AGZustandsbasierte Restlebensdauerprognostik für Kesselspeisewasserpumpen

Frank Stargardt, PCK Raf nerien SchwedtVerfügbarkeitssicherung von Pumpenanlagen in der Raf nerie durch Online-Körperschallüberwachung

Jürgen Wimmer, BIS ChemservStandzeiterhöhung am Beispiel einer doppel utigen Kreiselpumpe

Roland Krämer, HERMETIC-PumpenFörderung von Flüssiggasen mit hermetischen Kreiselpumpen

Pierre Hähre, Speck Pumpen RothDichtungslose Kleinkreiselpumpen für industrielle Anwendungen

Holger Döbert, RadolfzellErosionskorrosion: Der häu gste Korrosionsmechanismus bei

Kreiselpumpen

Abbildung 2: Blick vom Grazer Schloßberg


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2. Praktikerkonferenz Wasserkraft Turbinen Systeme: 21. / 22. September 2011Seit dem Aufbruch zur Energiewende steht die umweltfreundliche Energiegewin-nung aus Wasserkraft im Fokus der Öffentlichkeit. Bei der Praktikerkonferenz geht es um den technischen Fortschritt bei der Nutzung der Wasserkraft als Energie-form der Zukunft, um das Schlüsselelement Turbine, aber auch um das Gesamt-system mit Stellorganen, Treibwasserweg und Wasserschlossdimensionierung. Die Anforderungen an die Wasserkraft bei der großtechnischen Speicherung von Energie ändern sich: Wind- und Sonnenkraft werden mit großen Schwankungen produziert, diese erfordern von Turbinen und Systemen sehr kurze Reaktionszei-ten, die Feinjustierung der Regelenergie muss sehr genau gehandhabt werden und auf die extrem hohe Schalthäu gkeit muss reagiert werden.

Nach dem durchschlagenden Erfolg der ersten Praktikerkonferenz Wasserkraft Turbinen Systeme im Jahr 2009 wurde am 21. und 22. September 2012 die 2. Konferenz der Reihe an der TU Graz abgehalten. Für den Eröffnungsvortrag konnte Dr. Gilbert Frizberg, Vorsitzender des Aufsichtsrats der Verbund AG und CEO der Hereschwerke Holding GmbH gewonnen werden. In „Die Zukunft der Wasserkraft nach der Energiewende“ widmete sich Dr. Frizberg zunächst einer Bestandsaufnahme der zurzeit verwendeten Energieformen und der energiepo-litischen Prioritäten Europas wie Versorgungsicherheit, Nachhaltigkeit und Wett-bewerbsfähigkeit. Anschließend skizzierte er Szenarien zur Erreichung einer

Abbildung 3: Das Auditorium der 2. Praktikerkonferenz Wasserkraft / Turbinen / Systeme


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„low carbon economy“, wobei die Schwerpunkte Energieef zienz, Netzausbau und Integration von volatilen erneuerbaren Energien ins Stromnetz durch Pump - spei cherung zu den weiteren Konferenzthemen überleiteten. Im 2. Eröffnungs-vortrag widmete sich Dipl.-Ing Helmut Mennel, CEO der Vorarlberger Illwerke VIW dann im Speziellen der „Bedeutung der Speicher- und Pumpspeicherkraftwerke im Umbruch der Energiewirtschaft“.

Im Anschluss an das Vortragsprogramm konnten die TeilnehmerInnen auf einer gemeinsamen Fahrt zum weststeirischen Weingut Langmann vulgo Lex einerseits ihre fachlichen und persönlichen Kontakte vertiefen und andererseits die lokaltypi-schen Speisen und Getränke verkosten.

Die Vorträge der 2. Praktikerkonferenz Wasserkraft / Turbinen / Systeme:Dr. Gilbert Frizberg, Hereschwerke/Verbund

Eröffnungsvortrag: Die Zukunft der Wasserkraft nach der Energiewende

Helmut Mennel, VIWEröffnungsvortrag: Die Bedeutung von Speicher- und Pumpspeicherkraftwerken heute und in der Zukunft

Rudolf Schilling, TU MünchenMöglichkeiten und Grenzen der numerischen Simulation bei der Weiterentwicklung von Wasserkraftmaschinen

Josef Mayrhuber, VERBUND Hydro Power AGEf zienzsteigerung von Wasserkraftwerken: Mehrerzeugung ohne neuen Ressourcenverbrauch

Paul Linhardt, TU WienUnerwartete Korrosionsschäden an wasserberührten Turbinenkomponenten aus nicht-rostendem Stahl

Richard Huber, TVFA WienZur Problematik der Misch-Schweißverbindungen in Wasserkraftanlagen

Jörn Müller, Amitech GermanyVerbindungstechniken für GFK- und Stahlrohre im Druckrohrleitungsbau

Klaus Kuhn, Andritz Hydro GmbHKonstruktion einer großen Francisturbine für den Einsatz unter stark abrasiven Bedingungen

Michael Detering, RWEInstandhaltungsaspekte in RWE Kraftwerken


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Rudolf Fritsch, ZT Fritsch GmbHEjektorwirkung bei vertikalen Kaplanturbinen

Peter Meusburger, VIWEf zienz- und Leistungssteigerung durch Laufradersatz im Lünerseewerk

Bernhard List, Voith HydroHydraulische Wechselwirkung in komplexen Pumpturbinenanlagen

Thomas Beyer, Vattenfall Europe GenerationPSW Goldisthal – Betriebserfahrungen mit drehzahlvariablen

300 MW Maschinensätzen

Wolfgang Ko er, TIWAGZeitfestigkeitsbeurteilung hochbeanspruchter Teile in Wasserkraftanlagen

Klaus Schneider, Schluchseewerke / Xaver Schuler, MPA StuttgartGeänderte Randbedingungen für Betrieb und Instandhaltung von

Pumpspeicherwerken

Stephan Benda, VERBUND Hydro Power AG / Erich Wurm, Andritz Hydro GmbHLebensdauer von Laufradteilen bei unterschiedlichen Betriebsarten von Kaplanturbinen

Aus diesem umfangreichen Programm wurde der Beitrag von Thomas Beyer zu seinen Erfahrungen als Betriebsleiter des Pumpspeicherwerks Goldisthal in der anschließenden Umfrage von den Teilnehmern am öftesten als besonders inter-essant bezeichnet. Ein Hinweis darauf, dass die Praktikerkonferenz Wasser -kraft / Turbinen / Systeme Themen, die uns in Zukunft beschäftigen werden, schon jetzt aufgreift. Die 3. Praktikerkonferenz für die Turbinenbranche ist für September 2013 bereits in Planung.

Abbildung 4: Gemütlicher Tagesausklang auf der 2. Praktikerkonferenz Wasserkraft / Turbinen / Systeme


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7.2. Fernstudium zum/r PumpenfachingenieurInSeit 2005 engagiert sich das Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen auch im Rahmen der beru ichen Fortbildung zum/r PumpenfachingenieurIn und zum/r PumpenfachtechnikerIn. Die Idee, eine Spezialausbildung für Pumpenfachleute aufzubauen geht einerseits auf die Initiative von Prof. Jaberg vom Institut für Hy-draulische Strömungsmaschinen der Technischen Universität Graz und anderer-seits auf Überlegungen, die zeitgleich im Arbeitskreis „Pumpen im VCI“ mit seinem damaligen Vorsitzenden, Dr. Friedrich-Wilhelm Hennecke, langjähriger Leiter des Pumpenzentrums der BASF, angestellt wurden, zurück. Bei der alljährlichen Prak-tikerkonferenz in Graz wurden dann die TeilnehmerInnen nach ihrer Meinung über einen solchen Kurs befragt. Und der Vorschlag wurde begeistert aufgenommen: Die Hersteller waren Feuer und Flamme, weil jetzt die Betreiber Spezialkenntnis-se über Pumpen erwerben können, und die Betreiber waren hocherfreut, weil sie es endlich mit quali zierten Pumpenverkäufern zu tun haben würden. Erfreulicher-weise lässt es sich aber zwischenzeitlich beobachten, dass tatsächlich beide Sei-ten den Kurs stark frequentieren.

Prof. Jaberg und Dr. Hennecke holten zusätzlich Prof. Paul-Uwe Thamsen von der Technische Universität Berlin, und Dr. Walter Schicketanz, damals Leiter En-gineering in der BASF an Bord und gründeten die Pumpenfachingenieur GmbH. Ein hochrangig besetztes Gremium, in dem z.B. der Arbeitskreis „Pumpen im VCI“ nach wie vor prominent vertreten ist, wurde installiert und de niert seither die Lehrinhalte. Mit rund 25 Lehrbeauftragten, alle mit langjähriger und fundierter ein-schlägiger Industriepraxis, wurde 2005 der erste Kurs gestartet. Bis Herbst 2011 konnten 120 PumpenfachingenieurInnen und PumpenfachtechikerInnen ihre Ab-schlusszeugnisse überreicht werden.

Abbildung 5. Die TeilnehmerInnen des Fernstudienlehrgangs zum/r PumpenfachingenieurIn 2011/2012 beim Kick off in Berlin


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Im laufenden Jahrgang 2011/2012 absolvieren nicht weniger als 30 (!) Pumpen-spezialistInnen diese Ausbildung, darunter sind einige Fachleute aus der Pum-penbranche, die den in den Kurs integrierten Spezial-Lehrgang zum „Geprüften Energie Berater für Pumpen und Systeme“ mit dem Schwerpunkt „Energieef zi-enz“ belegt haben.

Die Ausbildung zum/r PumpenfachingenieurIn dauert etwa 14 Monate und ist vor-wiegend als berufsbegleitendes Fernstudium konzipiert, der Aufwand beträgt etwa 50 Tage oder 400 Stunden. Diese Zeit wird im Allgemeinen benötigt, um die Schu-lungsunterlagen durchzuarbeiten und für die Prüfungen vorzubereiten. Die Unter-lagen stehen auf der Lehrplattform, die vom Teach Center der TU Graz entwickelt wurde, bereit, die Prüfungen werden per Email an die TeilnehmerInnen verschickt. Hinzu kommen 16 Tage Präsenz, die auf 8 Blöcke verteilt an verschiedenen Ver-anstaltungsorten abgehalten werden. Der Bereich „Pumpenmontage“ etwa wird im Labor des Instituts für Hydraulische Strömungsmaschinen der TU Graz durch-geführt.

Abbildung 6: Ingenieure aus Libyen bei der Pumpenmontage im HFM - Labor Graz


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Daneben werden auch maßgeschneiderte Pakete je nach Kundenbedürfnis ange-boten: Für einen grazer Pumpenhersteller wurde ein eigenes Programm für eine In-House Schulung zusammengestellt, und ein Spezialkurs zum Thema Wasser und Abwasser wurde in englischer Sprache im Februar 2011 gemeinsam mit der TU Berlin für 20 Pumpeningenieure aus Libyen durchgeführt.

Seit 1. März läuft erstmalig ein internationaler Kurs, der auf Englisch densel-ben Lehrinhalt wie der deutsche Kurs vermittelt und von Teilnehmern der Firmen Sulzer, Shell Petroleum, Grundfos und Egger Turo Pumps aus Dänemark, Nigeria, Belgien und der Schweiz besucht wird. In Zusammenarbeit mit der Technischen Universität Graz ist außerdem noch ein Lehrgang zum „Master of Engineering für Pumpen und Systeme“ in Vorbereitung.

Abbildung 7: Libysche Absolventen präsentieren ihre Abschlusszeugnisse


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8. Publikationen

8.1. Beiträge in FachzeitschriftenBenigni, H.; Jaberg, H.; Schiffer, J.: Numerical simulation of a vertikal axis

Francis runner and comparison with homologous testrig results. - in: The international Journal on Hydropower & Dams (2011) Issue One, S. 76 - 80

Jaberg, H.; Benigni, H.: Lebensdauerversuche mit diamantbeschichteten Gleitringdichtungen für Kesselspeisepumpen. - in: Industriepumpen + Kompressoren (2011) 4/2011, S. 161 - 167

Jaberg, H.: Kellerkind Hebeanlage? Technik, Auslegung und europäische Normung. - in: Sanitär- + Heizungstechnik (2010) 9, S. 42 – 46

Schiffer, J.; Jaberg, H.: Porównanie kosztów cyklu zycia pneumatycznych pomp membranowych i mimosrodowych pomp srubowych. - in: Armatura i rurociągi (2010) 1, S. 31 – 35

8.2. Beiträge in Konferenz-, Tagungs-, Kongress- und WorkshopberichtenBenigni, H.; Jaberg, H.; Schiffer, J.; Pühringer, M.; Zotter, R.: CFD and small

hydro power: HPP Poels − a case study. - in: Practical Solutions for a Sustainable Future (2011), Hydro - International Conference and Exhibiton; 2011

Jaberg, H.; Mader, R.; Meusburger, P. L.: Waterhammer simulations for Kops II pumped storage HPP and comparison with measurements. - in: Practical Solutions for a Sustainable Future (2011), Hydro - International Conference and Exhibiton; 2011

Benigni, H.; Jaberg, H.; Schiffer, J.: Numerical Simulation and Optimisation of Power Plant Equipment with Project Realisation. - in: Reliable Hydropower for a Safe and Sustainable Power Production (2010), S. 259 – 267. International Seminar on Hydropower Plants 16; 2010

Benigni, H.; Jaberg, H.; Schiffer, J.: Numerical simulation of a vertical axis Francis runner and comparison with homologous test rig results. - in: Hydro 2010 - Meeting Demands for a Changing World (2010), Hydro - International Conference and Exhibiton; 2010


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8.3. BücherStern, T.; Jaberg, H.: Erfolgreiches Innovationsmanagement: Erfolgsfaktoren,

Grundmuster, Fallbeispiele. 2010

8.4. HochschulschriftenHöller-Litzlhammer, S.: Entwicklung eines numerischen Modells für

Pump- und Francisturbinen zur Druckstoßberechnung von großen Wasserkraftanlagen. Graz, Technische Universität Graz, Dipl.-Arb., 2010

8.5. ForschungsberichteBenigni, H.; Höller-Litzlhammer, S.; Jaberg, H.; Mosshammer, M.: Final report

Flowserve control valves. 2011

Benigni, H.; Jaberg, H.; Höller-Litzlhammer, S.: Hybridkraftwerk auf Kreta. 2011

Benigni, H.; Schiffer, J.; Jaberg, H.: Stra o Prüfstand - Ergebnisse der Phase 1.2. 2011

Benigni, H.; Jaberg, H.: Zwischenergebnisse des Dauerlaufversuchs mit diamantbeschichteten Gleitringdichtungen. 2011

Benigni, H.; Höller-Litzlhammer, S.; Jaberg, H.: Bericht zur Strömungssimulation einer Mischgasleitung zu einem Kombikessel. 2011

Höller-Litzlhammer, S.; Jaberg, H.: Machbarkeitsstudie Leistungserhöhung Kops I – Oberwasser Endbericht. 2011

Höller-Litzlhammer, S.; Jaberg, H.; Benigni, H.: Mischgasbrenner mit Zuführung. 2011

Höller-Litzlhammer, S.; Jaberg, H.; Mosshammer, M.: Druckstossberechnung - Gemeinschaftskraftwerk Inn. 2011

Höller-Litzlhammer, S.; Mosshammer, M.; Jaberg, H.: Hydraulischer Kurzschluss im Pumpspeicherkraftwerk Reisach. 2011

Höller-Litzlhammer, S.; Jaberg, H.: Leistungserhöhung Kops I – Druckstoßberechnung. 2011

Mosshammer, M.; Krisper, A.; Benigni, H.: Vergleich des Druckverlustes an zwei Modellen des Types SPW 55. 2011


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Mosshammer, M.; Benigni, H.: Measurement of control valves MK 200, DN150 and DN 200. 2011

Mosshammer, M.; Krisper, A.; Benigni, H.: Druckverlustmessung an einem Wärmetauscher. 2011

Mosshammer, M.; Benigni, H.; Jaberg, H.; Höller-Litzlhammer, S.: Final report Flowserve thermal validation control valves. 2011

Schiffer, J.: Benigni, H.; Jaberg, H.: Entwicklung einer Francis-Hydraulik nq=66. 2011

Schiffer, J.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Stra o Prüfstand - Ergebnisse der Phase 1.1. 2011

Schiffer, J.; Jaberg, H.; Benigni, H.: Stra o Prüfstand - Ergebnisse der Phase 1.3. 2011

Schiffer, J.; Senn, F.; Guggenberger, M.; Jaberg, H.: Investigation of instabilities of pump-turbines during synchronization - Milestone1: Modi cation of a pump-turbine test-rig. 2011

Schiffer, J.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Hydraulikneuauslegung der EOS700-Turbine des KW-Pucioasa 2. 2011

Schiffer, J.; Benigni, H.; Höller-Litzlhammer, S.; Jaberg, H.: Numerische Strömungssimulation der EOS700-Turbine des KW-Branesti. 2011

Schiffer, J.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Entwicklung einer Kaplan-Hydraulik für eine Restwasserturbine. 2011

Schiffer, J.; Höller-Litzlhammer, S.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Berechnung einer Wirkungsgrad- und Sigma-Muschel für eine Kaplanturbine. 2011

Schiffer, J.; Mosshammer, M.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Numerische Strömungssimulation - Verteilrohrleitung GKI. 2011

Benigni, H.; Jaberg, H.: Zwischenergebnisse des Dauerlaufversuchs mit diamantbeschichteten Gleitringdichtungen. 2010

Benigni, H.; Höller-Litzlhammer, S.; Schiffer, J.; Jaberg, H.: Aktivator. 2010

Höller-Litzlhammer, S.; Jaberg, H.: Druckstoßberechnung Trinkwasserkraftwerk Naßwald. 2010

Höller-Litzlhammer, S.; Schiffer, J.; Jaberg, H.; Handl, J.; Benigni, H.: Messsung der Klappe Häusling. 2010


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Höller-Litzlhammer, S.; Jaberg, H.; Schiffer, J.; Handl, J.; Benigni, H.: Pumpe als Turbine. 2010

Mosshammer, M.; Benigni, H.: Statusbericht zur Entwicklung der Staudruckmaschine. 2010

Schiffer, J.; Höller-Litzlhammer, S.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Optimierung einer Kaplan-Turbine für das Projekt ETAOPT-KWK. 2010

Schiffer, J.; Höller-Litzlhammer, S.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Entwicklung einer Turbinenhydraulik für eine vertikale Kaplanturbine. 2010

Schiffer, J.; Höller-Litzlhammer, S.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Optimierung der Saugrohrgeometrie und der Turbinenhydraulik für eine vertikale Kaplanturbine. 2010

Schiffer, J.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Experimentelle Untersuchung und Vermessung von Regelventilen unterschiedlicher Baugröße. 2010

Schiffer, J.; Höller-Litzlhammer, S.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Neuauslegung einer Kaplan-Turbine für das Projekt ETAOPT-KWK. 2010

Schiffer, J.; Höller-Litzlhammer, S.; Benigni, H.; Jaberg, H.: Simulation einer Kaplan-Turbine (KW-Carsamba). 2010

Schiffer, J.; Benigni, H.; Handl, J.; Jaberg, H.: Stra o Prüfstand - FEM-Simulation der Stra o-Lippendichtung KW-Weinzödl. 2010

8.6. Vorträge und PräsentationenJaberg, H.: Innovationsmuster für KMU im (Energie)Technologiebereich. -

in: Fachtagung „Innovationsmanagement im Energiebereich“. am: 19.05.2011

Jaberg, H.: Die Druckstoßberechnung von Hochdruckwasserkraftanlagen mit Unterstützung von Flowmaster V7. - in: Flowmaster Anwenderkonferenz 2011. Idstein am: 07.06.2011

Jaberg, H.: Waterhammer simulations for Kops II pumped storage HPP and comparison with measurements. - in: Hydro - International Conference and Exhibiton. Prag am: 28.09.2011

Jaberg, H.: Pumpen in thermischen Kraftwerken - Schlaglicht auf den Stand der Technik und Entwicklungstrends. - in: Fachtagung Dichtungstechnik für Kraftwerke. Wolfratshausen am: 30.03.2011


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Jaberg, H.: Pumpen und Anlagenenergie: Energieersparnis durch Auslegung und Regelung. - in: Pumpen in der Verfahrens- und Kraftwerkstechnik. am: 02.05.2011

Benigni, H.: The use of CFD for pump design and optimisation. - in: Short Course CPD, Pumps and Pumping Systems. Cran eld am: 23.11.2010

Benigni, H.: CFD and Hydraulic Fluidmachinery. - in: PHD Seminar. Cran eld am: 02.11.2010

Jaberg, H.: Pumpenregelung: Energie und Zuverlässigkeit. - in: Praktikerkonferenz - Pumpen in der Verfahrens- und Kraftwerkstechnik. am: 12.04.2010

Jaberg, H.: Pumpen für Industrieanlagen - Industrielle Anlagen und chemische Prozesse. - in: Beraterschulungen im Herbst 2010 im Rahmen des klima:aktiv Programms „energieef ziente betriebe“. Salzburg am: 05.10.2010


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Institut für HydraulischeStrömungsmaschinenTechnische Universität GrazKopernikusgasse 24/IV8010 Graz, Austria

T +43 (0) 316 / 873 7571F +43 (0) 316 / 873 [email protected]


Institut für Hydraulische Strömungsmaschinen (HFM)Technische Universität Graz

Kopernikusgasse 24/IV8010 GrazÖsterreich

Tel.: +43 316 873 7571Fax.: +43 316 873 7577

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TÄTIGKEITSBERICHT 2010 – 2011 · 2015-01-26 · Tätigkeitsbericht 2010 – 2011 3 Sehr geehrte Damen und Herren, Sie halten den aktuellen Tätigkeitsbericht des Instituts für