Untersuchungen zum Wirkungsgradpotential von Kreiselpumpen

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1 Untersuchungen zum Wirkungsgradpotential von Kreiselpumpen Vom Fachbereich Maschinenbau an der Technischen Universität Darmstadt zur Erlangung des Grades einer Doktor-Ingenieurin (Dr.-Ing.) genehmigte Dissertation vorgelegt von Dipl.-Ing. Andrea Münch aus Darmstadt Berichterstatter: Prof. Dr.-Ing. B. Stoffel Mitberichterstatter: Prof. Dr.-Ing. G. Kosyna Tag der Einreichung: 12. August 1999 Tag der mündlichen Prüfung: 7. Dezember 1999 Darmstadt 1999 D17

2 I Inhaltsverzeichnis 1 Einleitung Stand der Forschung Untersuchungen zum Wirkungsgradpotential Rauheitsuntersuchungen Wirkungsgradpotential von Kreiselpumpen Wissenschaftliche Problemstellung Zielsetzung Vorgehensweise Versuchseinrichtung Versuchskreislauf Versuchspumpe Variante A: Versuchspumpe mit Laufrad und Spiralgehäuse Variante B: Versuchspumpe mit schaufellosem Rotationskörper Lagereinheit Meßtechnik Konventionelle Meßtechnik Kennlinienmessungen Sondenmessungen zwischen Laufrad und Spirale Wirkungsweise der Zylindersonde Richtungscharakteristik und Winkel des statischen Drucks Kalibrierung Statische Kalibrierung Dynamische Kalibrierung Konstruktiver Aufbau der Sonde mit Verstelleinrichtung Auswertung der Sondenmessung Messungen im Radseitenraum Radseitenraumdruckverteilung Sondenmessungen im Radseitenraum Messungen mit Rauheiten Fehlerbetrachtung Verwendete Gesetze und Annahmen Fehlerabschätzung der Meßkette Meßfehlerbestimmung direkt gemessener Größen Fehlerrechnung der Wirkungsgradmessung Meßfehlerbestimmung abgeleiteter Größen Bewertung der Fehlergrößen Fehlerrechnung der Sondenmessung zwischen Laufrad und Spirale Meßfehlerbestimmung indirekt gemessener Größen Fehlerbestimmung der abgeleiteten Größen... 49

3 II 7 Durchgeführte Vorversuche Erzeugung künstlicher Rauheiten Aufbau des Prüfstands Aufbringverfahren von Oberflächenrauheiten Bestimmung der äquivalenten Sandrauheit Bestimmung der Gleitringdichtungsreibung Untersuchungen bei hydraulisch glatten Oberflächen Kennlinienmessungen Variation der Spalte Radseitenraumuntersuchungen Untersuchungen zum Radseitenreibungsmoment Verlauf der relativen Fluidwinkelgeschwindigkeit (r)/ Radialschub Variation der Drehzahl Sondenmessungen zwischen Laufrad und Spirale Winkelzugeordnete Verteilung der Strömungsgrößen Örtlich gemittelte Verteilung der Strömungsgrößen Volumenstromkontrolle Hydraulischer Wirkungsgrad in der Meßachse Bestimmung der Teilwirkungsgrade Untersuchungen bei rauhen Oberflächen Gehäuseseitige Radseitenraumwände Laufradoberfläche Alle strömungsführenden Bauteile Vergleich der experimentellen und theoretischen Ergebnisse Vergleich bei hydraulisch glatten Oberflächen Vergleich der Gesamt- und Teilwirkungsgrade bei 1/10mm Spaltweite Vergleich des Gesamtwirkungsgrads bei unterschiedlichen Spaltweiten Vergleich bei rauhen Oberflächen Optimierung der Vorhersage zum Wirkungsgradpotential Berücksichtigung des Einflusses des Radseitenvorraums Anpassungen an eine reale Pumpe Weitere Maßnahmen zur Steigerung des Wirkungsgrads Zusammenfassung und Ausblick Literaturverzeichnis

4 III Verzeichnis der verwendeten Abkürzungen und Symbole Abkürzungen ent axialschubentlastet prof profiliert v.e. vom Meßbereichendwert v.m. vom Meßwert DN Nenndurchmesser von Rohrleitungen GLRD Gleitringdichtung La Laufrad LDV Laser-Doppler-Velocimetrie MID magnetisch-induktives Durchflußmeßgerät RSR Radseitenraum Sp Spirale Lateinische Buchstaben a [mm] Abstand b [mm] Breite c [m/s] Absolutgeschwindigkeit c äq [ ] Äquivalenzkoeffizient c [m/s] Absolutgeschwindigkeit der ungestörten Strömung d [mm] Durchmesser f [Hz] Frequenz f Strömung [Hz] Frequenz der fluktuierenden Strömung f zufälliger Fehler k [ ] reduzierte Frequenz k [m] technische Rauheit k s [m] äquivalente Sandrauheit l [mm] Länge n [min -1 ] Drehzahl p [bar] Druck p stat [bar] statischer Druck der Strömung p tot [bar] Totaldruck der Strömung p Wand [bar] statischer Wanddruck r [mm] Radius s [mm] radiale Spaltweite s [mm] Wegkoordinate s [ ] Standardabweichung s 0 [mm] Breite des schaufellosen Diffusors (=Spiraleneintrittsbreite)

5 IV s [mm] Breite eines Rechteckstreifens t [mm] Dicke t [s] Zeit u [m/s] Umfangsgeschwindigkeit x Meßwert x, y Fehler z [ ] Schaufelzahl A [m 2 ] Fläche A, B Koeffizienten dynamischer Trägheitskräfte D [mm] Durchmesser F [N] Kraft H [m] Förderhöhe K R [ ] Radialkraft-Beiwert M [Nm] Moment P [W] Leistung Q [m 3 /h] Volumenstrom R a [m] arithmetischer Mittenrauhwert R t [m] Rauhtiefe Griechische Buchstaben [ ] Strömungswinkel stat [ ] Winkel der Sonde, bei dem der statische Druck der Strömung anliegt Sonde [ ] Drehwinkel der Sonde [ ] Schaufelwinkel [ ] Relativströmungswinkel [rad/s] Winkelgeschwindigkeit des Fluids Sp [ ] Spiralenwinkel (ab Sporn) [ ] Winkel bei Schräganströmung der Sonde [ ] Wirkungsgrad ges [ ] Umschlingungswinkel der Schaufel [rad] Laufradwinkel [ ] Verstellwinkel des Winkelencoders [ ] Reibungswiderstandszahl sp [ ] Widerstandszahl am Spalt [m 2 /s] kinematische Viskosität [kg/m 3 ] Dichte [rad/s] Winkelgeschwindigkeit [ ] Temperatur

6 V Indizes 1 Laufradeintritt 2 Laufradaustritt 3 unmittelbar hinter dem Laufradaustritt 6 Spiraleneintritt unendlich a außen abs absolut avg average (= durchschnittlich) ax axial ges gesamt i innen i innerer h hydraulisch m mechanisch m mittig max Maximum max,err maximal erreichbar max,th theoretisch maximal erreichbar min Minimum opt bei Punkt besten Wirkungsgrads r Radialkomponente s sekundär sp Spalt stat statisch th theoretisch tot total u Umfangskomponente v Verlust vol volumetrisch A Austritt der Pumpe A, B Betriebspunkte der Wirkungsgradaufwertuung D Deckscheibe DS Druckseite E Eintritt der Pumpe La Laufrad M den Meßwert betreffend Meß im Meßquerschnitt N Nennpunkt

7 VI RS RSVR S Sp SR T W Radseitenreibung Radseitenvorraum Saugmund Spirale Saugstutzen Tragscheibe den wahren Wert betreffend Konstanten g [m/s 2 ] 9,8066 Erdbeschleunigung [ ] 3,1416 Kreiszahl Superskripte Mittelwert massengewichtete Mittelung Kennzahlen n s [min -1 ] spezifische Drehzahl H 1 2 Q n s n mit n [s -1 ], Q [m 3 /h], H [m] c p [ ] dimensionsloser Druckbeiwert (Zylindersonde) k [ ] relative Fluidwinkelgeschwindigkeit Re Sonde [ ] Sondenreynoldszahl Re u [ ] Umfangsreynoldszahl Re k [ ] Kornkennzahl [ ] dimensionslose Durchflußzahl sp [ ] dimensionsloser Spaltvolumenstrom [ ] dimensionslose Leistungszahl 3 4 c (r) k p p p 2 c 2 Sonde stat DSonde c ReSonde Wasser Re u Rek sp r 2 2 Wasser R t c 2 4 Q D 3 Q n sp 3 r2 2 n M D n 4 2

8 VII [ ] dimensionslose Druckzahl [ ] dimensionslose Druckzahldifferenz 2 g H 2 D 2 n 2 2 p 2 r 2 2

9 VIII Wirkungsgraddefinitionen Gesamtwirkungsgrad P h P P h = hydraulische Leistung P = Wellenleistung i m h h s vol m RS m Innerer Wirkungsgrad P h i Pi P i = P P m = innere Leistung P m = mechanische Verlustleistung i h vol RS Hydraulischer Wirkungsgrad H h H th H = Förderhöhe H th = theoretische Förderhöhe Sekundärwirkungsgrad s vol RS Volumetrischer Wirkungsgrad Q vol QLa Q = Förderstrom Q La = Laufradförderstrom Radseitenreibungswirkungsgrad RS P vrs Pi P P i v RS = Radseitenreibungsverlustleistung Mechanischer Wirkungsgrad P i m P

10 IX Bildverzeichnis Bild 1.1 Wirkungsgrade einstufiger Spiralgehäusepumpen... 1 Bild 2.1 Zusammenhang der technischen und künstlichen Rauheit nach Hippe... 4 Bild 3.1 Vergleich von Gesamtwirkungsgradobergrenzen... 6 Bild 4.1 Ansicht des Versuchskreislaufs Bild 4.2 Blockschaltbild des Versuchskreislaufs Bild 4.3 Schnitt durch die Versuchspumpe mit Laufrad, Dichtung und Lagereinheit Bild 4.4 Variante A Teilschnitt des Pumpengehäuses mit Laufrad Bild 4.5 Variante B Seitenansicht des Gehäuses Bild 4.6 Schnitt durch die Pumpenlagerung Bild 5.1 Darstellung der Sonde im Kalibrierkanal Bild 5.2 Kalibrierkurve der Einloch-Zylindersonde Bild 5.3 Abhängigkeit des Winkels stat von der Reynoldszahl Re Sonde Bild 5.4 Schräganströmung der Sonde Bild 5.5 Einloch-Zylindersonde in der Schnittdarstellung Bild 5.6 Anbau der Verstelleinrichtung mit Zylindersonde an das Pumpengehäuse Bild 5.7 Lage der druckseitigen Sondenmeßachse Bild 5.8 Meßpositionen am Umfang zwischen Laufrad und Spirale Bild 5.9 Zeitsignal für eine Laufradumdrehung Bild 5.10 Amplitudenspektrum des Zeitsignals mit der Schaufelfrequenz Bild 5.11 Umströmung der Sonde für einen Bereich der Schaufelteilung Bild 5.12 Winkelzugeordnete Verteilung des Totaldrucks (s 0 =Spiraleneintrittsbreite) Bild 5.13 Versatz des Meßachse zum Schaufelaustritt Bild 5.14 Örtliche gemittelte Verteilung des Totaldrucks entlang der Meßachse Bild 5.15 Wanddruckmeßstellen im Radseitenraum radial und am Umfang Bild 5.16 Einsatz der Sonde im Radseitenraum Bild 5.17 Abstand von Sondenbohrung zu Sondenende Bild 6.1 Gauß-Verteilung nach Dietrich und Schulze [8] Bild 6.2 Häufigkeitsverteilung einer Meßgröße Bild 6.3 Fehlerbänder einer Wirkungsgradkennlinie Bild 7.1 Testprüfstand zur Aufbringung künstlicher Rauheiten Bild 7.2 Körnungsnummer F in Abhängigkeit von der Nikuradseschen Sandrauheit k s Bild 7.3 Moment der Gleitringdichtung Bild 8.1 Gesamtwirkungsgrad η, hydraulisch glatt Bild 8.2 Innerer Wirkungsgrad η i, hydraulisch glatt Bild 8.3 Förderhöhe H, hydraulisch glatt Bild 8.4 Gesamtmoment M, hydraulisch glatt Bild 8.5 Reibungsmoment der GLRD M GLRD, hydraulisch glatt... 58

11 X Bild 8.6 Lagermoment M Lager, hydraulisch glatt Bild 8.7 Druckseitiger Spaltvolumenstrom Q sp, hydraulisch glatt Bild 8.8 Verschiebung der Förderhöhenkennlinien Bild 8.9 Vergleich der Druckverläufe im Radseitenraum I Bild 8.10 Umfangskomponente der Geschwindigkeit im RSR, Variante B Bild 8.11 Vergleich der Druckverläufe im Radseitenraum II Bild 8.12 Gegenseitige Beeinflussung von Spalt und Radseitenraum Bild 8.13 Druckabbau in der Versuchspumpe Bild 8.14 Druckabbau im Radseitenraum, unentlastet Bild 8.15 Druckabbau im Radseitenraum, entlastet Bild 8.16 Typische Geschwindigkeitsprofile in Abhängigkeit von der Reynoldszahl Bild 8.17 Relative Fluidwinkelgeschwindigkeit, unentlastet Bild 8.18 Relative Fluidwinkelgeschwindigkeit, entlastet Bild 8.19 Druckverteilung im Radseitenraum, 1/10mm Spalt unentlastet Bild 8.20 Druckverteilung im Radseitenraum, 5/10mm Spalt unentlastet Bild 8.21 Vergleich der Fluidwinkelgeschwindigkeit bei verschiedenen Betriebspunkten.. 75 Bild 8.22 Zusammenwirken von Laufrad und Spirale nach Lorett et al. [38] Bild 8.23 Wanddrücke im RSR über dem Volumenstrom, 1/10mm Spaltweite unentlastet 77 Bild 8.24 Druckverlauf und Radialkraft Bild 8.25 Druckverteilung am vorderen Spalt längs des Laufrads Bild 8.26 Unsymmetrische Druckverteilung am vorderen Spalt durch Radialschub Bild 8.27 Affine Betriebspunkte der Förderhöhe Bild 8.28 Affine Betriebspunkte der Wellenleistung Bild 8.29 Wirkungsgrade bei verschiedenen Drehzahlen Bild 8.30 Winkelzugeordnete Verteilung des Totaldrucks Bild 8.31 Winkelzugeordnete Verteilung des statischen Drucks Bild 8.32 Winkelzugeordnete Verteilung des Strömungswinkels Bild 8.33 Winkelzugeordnete Verteilung der Absolutgeschwindigkeit Bild 8.34 Winkelzugeordnete Verteilung der Radialkomponente der Absolutgeschwindigkeit Bild 8.35 Winkelzugeordnete Verteilung der Umfangskomponente der Absolutgeschwindigkeit Bild 8.36 Örtliche umfangsgemittelte Verteilung des Totaldrucks, des statischen Drucks und des Strömungswinkels am Laufradaustritt Bild 8.37 Örtliche umfangsgemittelte Verteilung der Absolutgeschwindigkeit sowie ihrer Radial- und Umfangskomponente am Laufradaustritt Bild 8.38 Umfangsgemittelte Verteilung des Totaldrucks, des statischen Drucks und des Strömungswinkels am Laufradaustritt Bild 9.1 Wirkungsgrade bei beschichteten gehäuseseitigen Radseitenräumen Bild 9.2 Kennzeichnung der radial variierten Beschichtung der Laufradoberflächen... 97

12 XI Bild 9.3 Wirkungsgrade bei radial unterschiedlich beschichtetem Laufrad Bild 9.4 Wirkungsgrade bei fortgeführter Beschichtung der Bauteile, Q/Q opt = 1, Bild 9.5 Wirkungsgrade bei fortgeführter Beschichtung der Bauteile, Q/Q opt = 0, Bild 9.6 Wirkungsgrade bei fortgeführter Beschichtung der Bauteile, Q/Q opt = 1, Bild 10.1 Einordnung der gemessenen Wirkungsgrade Bild 10.2 Wirkungsgradänderungen bei verschiedenen Spaltweiten Bild 10.3 Vergleich der Wirkungsgraddifferenz von Messung und Rechnung Bild 10.4 Wirkungsgradabfall in Abhängigkeit von der Sandrauheit Bild 10.5 Definition des Radseitenvorraums Tabellenverzeichnis Tabelle 4.1 Geometriedaten des Versuchslaufrads Tabelle 4.2 Oberflächenbeschaffenheit der wesentlichen Pumpenbauteile Tabelle 4.3 Verwendete Spaltringe Tabelle 6.1 Angabe der Meßunsicherheiten Tabelle 6.2 Ergebnisse der Fehlerberechnung Tabelle 6.3 Zulässige Meßunsicherheiten nach DIN-Normen Tabelle 7.1 Zuordnung der äquivalenten Sandrauheit Tabelle 8.1 Ermittelte Kenndaten der Versuchspumpe Tabelle 8.2 Maßnahmen zur Drallerhöhung bei Variante B Tabelle 8.3 Vergleich des Druckabfalls im vorderen und hinteren Radseitenraum Tabelle 8.4 Meßwerte der Versuchspumpe bei verschiedenen Drehzahlen Tabelle 8.5 Wirkungsgradaufwertung nach verschiedenen Autoren Tabelle 9.1 Vergleich der Wirkungsgrade bei fortgeführter Beschichtung, unentlastet Tabelle 9.2 Vergleich der Wirkungsgrade bei fortgeführter Beschichtung, entlastet Tabelle 10.1 Vergleich der Messung mit den Berechnungen aus ETAMAX Tabelle 10.2 Vergleich der Abweichungen von Messung und Rechnung Tabelle 10.3 Vergleich berechneter und gemessener Wirkungsgrade bei rauhen Oberflächen

13 1 1 Einleitung Pumpen sind heutzutage Bestandteil sehr vieler technischer Gebilde und besitzen deshalb eine große gesamtwirtschaftliche Bedeutung. Ihre Auslegung erfolgt je nach Einsatzzweck und Stückzahl. Bei Kleinpumpen, die für Kraftfahrzeuge oder Wohnhäuser in Großserien hergestellt werden, stehen die Wirtschaftlichkeit bei der Produktion und somit die Herstellungskosten sowie der Verkaufspreis im Vordergrund. Für Großpumpen in anlagentechnischer Installation hingegen ist neben dem Preis insbesondere der Wirkungsgrad als Verhältnis von Energieaufwand zu Energienutzen von entscheidender Bedeutung. Werden die Lebenszykluskosten betrachtet, kann eine verhältnismäßig geringe Verbesserung des Wirkungsgrads bei entsprechender Laufzeit der Pumpe bedeuten, daß die eingesparten Energiekosten den eigentlichen Kaufpreis übersteigen [59]. Der Wirkungsgrad ist nicht nur eines der Kriterien für die Güte einer Pumpe, er ist als direkt vergleichbare Kenngröße auch ein wichtiges Verkaufsargument. Oberstes Ziel der Industrie ist es daher, den Wirkungsgrad mit vertretbarem fertigungstechnischen Aufwand zu steigern. Daß diesem Streben Grenzen gesetzt sind, zeigen die erreichten Wirkungsgrade einer jeden Pumpenklasse [36] in Bild 1.1, die selten signifikant durch einen Anbieter überschritten werden können. Gemessener Wirkungsgrad Bild 1.1 Spezifische Drehzahl n s 1 Wirkungsgrade einstufiger Spiralgehäusepumpen Der Wirkungsgrad steht aufgrund seiner wirtschaftlichen Bedeutung immer wieder im Mittelpunkt wissenschaftlicher Aktivitäten. Dabei ist man vor allem bestrebt, die für den Wirkungsgrad wichtigen Parameter zu identifizieren und so zu variieren, daß eine Steigerung des Gesamtwirkungsgrads bzw. der Teilwirkungsgrade bei möglichst geringem Aufwand erreicht werden kann.

14 2 2 Stand der Forschung 2.1 Untersuchungen zum Wirkungsgradpotential Die Bedeutung des Wirkungsgrads von Strömungsmaschinen schlägt sich in der hohen Zahl von Forschungsarbeiten und Veröffentlichungen nieder, die zu einem weitgehenden Verständnis der Arbeitsweise dieser Maschinen geführt haben. Im folgenden soll ein Überblick über die Forschungsaktivitäten zum Wirkungsgradpotential gegeben werden. Als Wirkungsgradpotential wird die Differenz zwischen dem erreichten Wirkungsgrad max einer Pumpe und dem günstigstenfalls erreichbaren Wirkungsgrad max,err verstanden. Das Potential kann vor allem durch gestalterische, konstruktive und fertigungstechnische Maßnahmen genutzt werden. Um den Wirkungsgrad zielgerichtet verändern zu können, müssen die Einflüsse der wesentlichen Parameter einer Kreiselpumpe bekannt sein. Da sich der Wirkungsgrad aus mehreren Teilwirkungsgraden zusammensetzt und obwohl diese sich teilweise gegenseitig beeinflussen (z.b. volumetrischer Wirkungsgrad und Radseitenwirkungsgrad [58]), wird mit Hilfe experimenteller Untersuchungen versucht, den Einfluß eines Parameters auf den Wirkungsgrad zu quantifizieren. Eine Reihe von Untersuchungen beschäftigen sich daher mit dem Einfluß der Spalte (z.b. [42], [66]), des Radseitenraums (z.b. [1], [60]) oder der Oberflächenbeschaffenheit der strömungsführenden Bauteile (z.b. [55]). Das Wirkungsgradpotential einer kompletten Pumpe kann durch diese Teilbetrachtungen jedoch nicht vorhergesagt werden. Statistische Erhebungen anhand vorhandener Pumpen geben zumindest einen Hinweis auf die nach dem heutigen Stand durchschnittlich [67] und maximal erreichbaren Wirkungsgrade [25], [36], [46], über das Wirkungsgradpotential vermögen aber auch sie keine Aussage zu treffen. Eine theoretische Abschätzung des physikalisch maximal möglichen Wirkungsgrads für verschiedene Pumpentypen und spezifische Drehzahlen wird in [35] gegeben. Aufgrund von Modellbildungen und empirischen Daten werden Aussagen über den theoretisch maximalen Wirkungsgrad max,th getroffen, die bisher aber noch nicht verifiziert wurden. Um eine Aussage über das Wirkungsgradpotential treffen zu können, muß die Aufteilung der Verluste auf die einzelnen Teilwirkungsgrade bekannt sein. Dabei stellt sich das Problem, daß beispielsweise Untersuchungen zum Radseitenreibungsverlust selten an ausgeführten Maschinen, sondern vielmehr an ebenen Scheiben in rotierenden Gehäusen durchgeführt wurden. Neben einer Zusammenstellung wesentlicher Untersuchungen zum Radseitenraum durch Lauer [34] und Schubert [53] weisen jedoch beide Autoren darauf hin, daß die Vernachlässigung der Randbedingungen, wie sie in einer realen Pumpe vorherrschen, in der weiteren Abschätzung zu teilweise erheblichen Fehlern führen kann. In neuerer Zeit gewinnen numerische Berechnungen stark an Bedeutung. Sie ermöglichen bei vergleichsweise geringem Aufwand die Variation eines Parameters und werden in Zukunft in der Lage sein, komplette Pumpen zu berechnen und somit Wirkungsgrade sowie Potentiale

15 3 vorherzusagen. Nachteilig sind der hohe Rechenaufwand, die erforderlichen Rechnerkapazitäten und die Tatsache, daß jede zuverlässige Rechnung durch eine ausreichende Anzahl von experimentellen Ergebnissen verifiziert werden sollte, was den Aufwand wiederum erheblich erhöht. Numerische Berechnungen, wie sie beispielsweise für eine ganze Turbine durchgeführt wurden [29], sind für Pumpen nicht gefunden worden. Es ist bisher keine Quelle bekannt, die bei einer systematischen Variation der wesentlichen Pumpenparameter in der Lage ist, das Wirkungsgradpotential einer Kreiselpumpe aufzuzeigen. Der Schwerpunkt der bekannten Untersuchungen liegt auf der Variation eines oder zweier Parameter und deren Einfluß auf den Wirkungsgrad. Erst eine ganzheitliche Betrachtung aller Einzelverluste in einer Pumpe würde aber die Aussage über das Wirkungsgradpotential ermöglichen. 2.2 Rauheitsuntersuchungen Anhand der Anzahl der Untersuchungen zur Rauheitsproblematik in Rohren und Strömungsmaschinen zeigt sich die Bedeutung und Aktualität dieses Themas. Bereits im Jahr 1858 wurde von Darcy [7] der Zusammenhang zwischen Oberflächengüte und Durchflußmenge erkannt. R. von Mises [39] stellte 1914 eine Formel auf, die den Zusammenhang zwischen der Reynoldszahl, der relativen Rauheit und der Widerstandszahl beschreibt. Die ersten systematischen Untersuchungen gehen auf Nikuradse [41] im Jahr 1933 zurück. Er versuchte, eine Gesetzmäßigkeit zwischen der Verlusterzeugung rauher Oberflächen und den durch das Aufkleben von Sandkörnern verursachten Verlusten zu finden. Dafür verwendete er einen Prüfstand mit entsprechend langer gerader Rohrleitung, in dem er den Druckverlust aufgrund von Reibungseinflüssen der unterschiedlich gestalteten Rohrwände gemessen hat. Schlichting [50] hat diese Versuche fortgeführt und weiterentwickelt. Dabei verwendete er nicht nur gußrauhe Rohre sowie Sandbeschichtungen, sondern in einem speziellen Einsatz der Meßstrecke wurden unterschiedlichste Geometrien wie kleine Winkelbleche, Zylinder, Kugeln u.ä. untersucht. Schlichting hat daraufhin die heute noch gebräuchliche äquivalente Sandrauheit k s definiert. Sie ist diejenige Korngröße der Nikuradseschen Sandrauheit, die den gleichen Widerstand erzeugt wie die untersuchte Rauheit. Den ersten Schritt der Übertragung der Erkenntnisse auf Strömungsmaschinen unternahm Speidel [56] 1954 an Schaufelgittern. Er beklebte die Schaufeln mit Sandpapier und suchte die zulässige Rauheitshöhe, bei der die Oberfläche in turbulenter Strömung noch als hydraulisch glatt anzusehen ist. In einer weiteren Arbeit an Dampfturbinen gewinnt Speidel [57] 1962 die Erkenntnis, daß je nach Bearbeitungsverfahren und späterer Strömungsrichtung über die bearbeitete Fläche erhebliche Unterschiede bei der Messung der Widerstände bestehen. Der Begriff der vektoriellen Rauheit wird eingeführt. Demnach ist die äquivalente

16 4 Rauheit abhängig von der Strömungsrichtung und der tatsächlichen Rauheitshöhe sowie deren Auswirkung auf die Strömung. Mit Einführung der DIN 4768 [10], welche die oberflächenbestimmenden Größen R a und R t definiert, wurde als neue Verhältniszahl c äq = R t /k s gebildet. R t entspricht dabei der technischen Rauheit k. Hippe [24] zeigt hierfür ein anschauliches Beispiel (Bild 2.1). Maßstäblich vergrößerte Darstellung der Rauheitserhebungen einer durch Schleifen bearbeiteten Francisturbinen-Laufschaufel Schematische Darstellung einer sandrauhen Oberfläche, die im vollrauhen Bereich mit c äq = R t /k s = 2,5 äquivalent zum obigen Bild ist Bild 2.1 Zusammenhang der technischen und künstlichen Rauheit nach Hippe Weitere Untersuchungen, vorzugsweise an Gas- und Dampfturbinen [3], [47] sowie Verdichtern [48], hatten unter anderem die Festlegung einer äquivalenten Korngröße für charakteristische technische Oberflächen zum Ziel. Hippe zeigt in [24] eine Aufstellung aller bisher bekannten Äquivalenzkoeffizienten und macht auf deren große Abweichungen aufmerksam. Deshalb führt er einen Koeffizienten k(str) ein, der, wie auch bei Liess [37], die tatsächliche Oberfläche genauer als der Mittenrauhwert R a beschreiben soll. Der Zusammenhang k/k s zwischen der künstlichen, durch Aufkleben von losem Schleifmittelkorn erzeugten Rauheit k und der Nikuradseschen Sandrauheit k s wird durch Speidel [56], Sandstede [47] und Teermann [62] hergestellt. Je nach Korngröße beträgt das Verhältnis dabei k/k s = 0,30,8. Die explizite Bestimmung einer äquivalenten Korngröße für Gußoberflächen wurde dagegen in der Literatur nicht vorgenommen. Da diese den Negativabdruck einer Sandoberfläche darstellt, könnte ein ähnlicher Zusammenhang wie bei der Sandrauheit vermutet werden. Es existieren wenig Arbeiten, die Rauheitsuntersuchungen in Strömungsmaschinen mit dem Betriebsmedium Wasser durchführen [15], [21]. Ebenso ist der Auftrag künstlicher Rauheiten bisher nur von in Luft betriebenen Strömungsmaschinen bekannt [2], [62], für den Wasserbetrieb gibt es lediglich Hinweise [16].

17 5 3 Wirkungsgradpotential von Kreiselpumpen 3.1 Wissenschaftliche Problemstellung Der Wirkungsgrad von Kreiselpumpen ist definiert als Verhältnis der an das Fluid übertragenen Leistung zur eingebrachten Wellenleistung. Die Größe der entstehenden Verluste richtet sich nach der Art und Bauform der Strömungsmaschine sowie deren Betriebspunkt und kann zwischen einigen Prozent und nahezu 100 Prozent liegen. Jede Pumpe besitzt einen Betriebspunkt, in dem ihr Wirkungsgrad ein Maximum erreicht, die Verluste also minimal werden. Vergleicht man diesen maximalen Wirkungsgrad mit den nach heutigem Stand erreichbaren Wirkungsgraden max sehr gut ausgeführter Pumpen einer jeweiligen Pumpenklasse, läßt sich das für diese Pumpe ungenutzte Potential abschätzen. Der Wert max wird dabei z.b. durch eine einhüllende Kurve über alle Werte in Bild 1.1 gebildet. Außerordentlich wissenswert erscheint in diesem Zusammenhang, ob auch der Wirkungsgrad max ein bisher ungenutztes Potential besitzt und in welcher Höhe dieses liegt. Die Thematik des Wirkungsgradpotentials wird in einem Forschungsvorhaben des Forschungsfonds Pumpen im VDMA [35] behandelt. Ziel der rein theoretischen Untersuchungen war die Abschätzung der Obergrenze eines physikalisch sinnvollen Wirkungsgrads, der unter äußerst günstiger Annahme aller Verluste bestimmt werden sollte. Dabei wird der unter physikalischen Gesichtspunkten theoretisch vorstellbare Wirkungsgrad max,th abgeschätzt. Ein speziell entwickeltes Berechnungsprogramm ermöglicht anhand von Modellbildungen und empirischen Annahmen die Vorhersage des maximalen Wirkungsgrads im Bestpunkt für verschiedene Pumpenkonfigurationen (einstufig oder mehrstufig, mit verschiedenen Leiteinrichtungen, axialschubunentlastet oder -entlastet, etc.) sowie für frei wählbare Kenndaten wie spezifische Drehzahl, Nenndrehzahl und Nennvolumenstrom. Aufgrund von vernachlässigten oder im Zweifelsfall im Sinne minimaler Größe der approximierten Verluste kann von einem maximal vorstellbaren Wirkungsgrad ausgegangen werden. Die Differenz dieses theoretischen Ergebnisses zu praktisch ausgeführten Pumpen zeigt Bild 3.1 [36]. Problematisch ist bei einem solchen Vergleich lediglich, daß die zu statistischen Erhebungen herangezogen praktisch ausgeführten Pumpen in der Regel nicht ausschließlich wirkungsgradoptimiert entworfen wurden, sondern bei der Auslegung auch Aspekte wie Kavitation, Leckage, Geräuschemission und nicht zuletzt die Fertigungskosten berücksichtigt werden. Trotzdem ergibt sich ein erhebliches Potential, das bei kleinen spezifischen Drehzahlen besonders hoch ausfällt.

18 max,th max,th by [1] 0.9 Wirkungsgrad Efficiency [-] max avg by avg [2] erreichbare Wirkungsgrade für Q = 180m 3 /h: max,th in der Theorie max von sehr guten Pumpen Q = 180 m 3 avg von durchschnittlichen /h (approx. 800 gpm) Pumpen Spezifische Drehzahl n s [min -1 ] Bild 3.1 Vergleich von Gesamtwirkungsgradobergrenzen Eine Analyse zeigt, daß sich das errechnete Potential vor allem auf die Oberflächenbeschaffenheit (hydraulisch glatt zu gußrauh) und die Größe und Art des Dichtspalts (unentlastet und sehr eng zu in der Regel entlastet) zurückführen läßt. Die theoretisch erreichbaren Werte einer aus Wirkungsgrad-Gesichtspunkten optimierten Kreiselpumpe sind momentan jedoch nicht verifiziert. 3.2 Zielsetzung Aus einer Analyse des Stands der Forschung sowie der wissenschaftlichen Problemstellung läßt sich das Forschungsziel ableiten. Das Wirkungsgradpotential von Kreiselpumpen soll bei einer konventionellen Pumpenauslegung mit verfügbaren konstruktiven und fertigungstechnischen Mitteln möglichst ausgeschöpft werden. Dieser fertigungstechnisch maximal erreichbare Wirkungsgrad wird mit max,err bezeichnet. Es soll geprüft werden, ob die theoretisch ermittelten Obergrenzen realisierbar sind, bzw. ob Verbesserungen in der Modellbildung erforderlich sind. Können die theoretischen Aussagen bestätigt werden, ist deren Anwendbarkeit mit größerer Sicherheit zulässig. Ein weiteres wesentliches Forschungsziel ist die meßtechnische Aufspaltung des Gesamtwirkungsgrads in verschiedene Teilwirkungsgrade. Hierdurch wird ein Vergleich mit den theoretischen Berechnungsergebnissen möglich. Die Größe von Teilwirkungsgraden, die unmittelbar aus der theoretischen Abschätzung von Einzelverlusten resultieren, sind in der Praxis schwer nachzuweisen und könnten durch eine Messung von Radseitenreibungsmomenten, volumetrischen und mechanischen Verlusten überprüft und analysiert werden.

19 7 Die für die Maximierung unter Wirkungsgrad-Gesichtspunkten zu konstruierende Pumpe soll zusätzlich eine Variation der wesentlichen Parameter Dichtspaltweite Axialschubentlastung (ein bzw. zwei Dichtspalte) Oberflächenrauheit der strömungsberührten Bauteile Drehzahl ermöglichen, um deren Einfluß auf den Wirkungsgrad zu untersuchen. Mit den Ergebnissen dieser beiden Schwerpunkte, Bestimmung des Wirkungsgradpotentials und Einfluß wichtiger Parameter, wird es möglich, die Entscheidung zu treffen, ob und wie effektiv bestimmte wirkungsgradsteigernde Maßnahmen realisiert werden können. 3.3 Vorgehensweise Um die oben beschriebenen Ziele zu erreichen, ergibt sich folgende Vorgehensweise. Auswahl eines geeigneten Pumpentyps zur Durchführung von experimentellen Untersuchungen, dessen Nenndaten ein großes Potential für eine Verbesserung des Wirkungsgrads gegenüber statistischen Durchschnittswerten von vergleichbaren Pumpen erwarten läßt Konstruktion eines Versuchskreislaufs und einer Versuchspumpe, die einerseits den besonderen Anforderungen der Meßtechnik (Durchführung von Wirkungsgrad- Messungen mit hoher Präzision) und der Variantenvielfalt (Anzahl und Größe der Spalte, Rauheitsvariation) gerecht werden, andererseits aber auch den Aspekt der Maximierung des Wirkungsgrads berücksichtigen Experimentelle Ermittlung des Wirkungsgrads der Versuchspumpe bei kleinstmöglicher Oberflächenrauheit und geringstmöglicher Spaltleckage Experimentelle Ermittlung der Wirkungsgradänderungen bei schrittweiser Veränderung der Spaltweite sowie der Axialschubentlastung und der Oberflächenrauheit Experimentelle Ermittlung von Einzelverlusten der Versuchspumpe (z.b. mechanische Verluste, volumetrische Verluste, Radseitenverluste) Überprüfung der Güte der theoretischen Gesamt- und Teilwirkungsgradvorhersagen anhand der experimentellen Ergebnisse Um diese Teilziele realisieren zu können, ist die Konstruktion einer Pumpe erforderlich, die sich stark von der handelsüblichen Bauweise unterscheidet. Die Variation der Größe und Anzahl der Dichtspalte, die Veränderung der Oberflächenrauheit sowie der Einsatz einer zweiten Gehäusevariante zur Bestimmung des Radseitenreibungsmoments erfordern einen

20 8 modularen Aufbau der Pumpe, um eine gute Zugänglichkeit zu allen Bauteilen zu ermöglichen. Die Forderung nach Präzisionsmessungen setzt die Auswahl von Meßgeräten erhöhter Genauigkeit voraus. Für die Bestimmung der Einzelverluste wird der Einsatz vieler verschiedener Meßtechniken notwendig. Insbesondere die Messung des mechanischen Reibungsmoments zur Bestimmung des inneren Wirkungsgrads verursacht einen erheblichen Aufwand, denn sie wird unter anderem über eine aufwendige Doppellagerung ermöglicht. Die Bestimmung der Verlustaufteilung zwischen Laufrad und Spirale wird über eine hochdynamische zylindrische Miniaturdrucksonde realisiert. Für die Messung des Radseitenreibungsmoments kommt eine zweite Gehäusevariante mit einem schaufellosen Rotationskörper zum Einsatz. Um für diese und für die Laufradvariante die gleichen Strömungsbedingungen im Radseitenraum einstellen zu können, sind Kenntnisse über die radiale Druckverteilung und die Umfangskomponente der Geschwindigkeit des Fluids notwendig, was durch eine Vielzahl von Wanddruckbohrungen bzw. durch den Einsatz einer weiteren Zylindersonde ermöglicht wird. Für das Aufbringen künstlicher Rauheiten ist ein geeignetes Verfahren zu entwickeln, das eine Vielzahl von Anforderungen, wie z.b. rückstandslose Entfernbarkeit und Reproduzierbarkeit der Beschichtung, erfüllen muß. Da es bis heute nicht gelungen ist, für dieselbe technische Oberfläche in unterschiedlichen Versuchseinrichtungen eine einzige Sandrauheit k s zu bestimmen, wird das Kalibrieren der Sandrauheit zur Gußrauheit für diesen Anwendungsfall notwendig. Die experimentellen Untersuchungen stehen vor allem unter dem Gesichtspunkt des Erreichens eines maximalen Wirkungsgrads. Der überwiegende Teil der Experimente wird deshalb bei hydraulisch glatten strömungsbenetzten Oberflächen und engstmöglicher Spaltweite durchgeführt. Die Untersuchungen wurden am Fachgebiet Turbomaschinen und Fluidantriebstechnik der Technischen Universität Darmstadt im Rahmen eines vom Forschungsfonds Pumpen im VDMA geförderten und von der AiF finanzierten Forschungsvorhabens durchgeführt [40].

21 9 4 Versuchseinrichtung Die Durchführung der experimentellen Untersuchungen erforderte einen komplett neuen Prüfstand. Im Rahmen der vorliegenden Arbeit wurde daher zunächst die Ausarbeitung eines Konzepts zur Gestaltung der Versuchseinrichtung notwendig. Dabei erfolgten sowohl für den Versuchskreislauf, die Versuchspumpe, deren Lagerung als auch für alle weiteren Komponenten die jeweils nötigen Berechnungen hinsichtlich Auslegung, Dimensionierung, Festigkeit, etc. Der komplette Prüfstandsaufbau ist mit allen Einzel- und Zusammenbauzeichnungen sowie Stücklisten als CAD-Datensatz vorhanden. 4.1 Versuchskreislauf Der Versuchskreislauf wurde so konzipiert, daß er den gestellten Anforderungen an die Genauigkeit der Messungen gerecht wird. Es handelt sich um eine geschlossene Anlage, die über alle notwendigen Komponenten wie Hauptdrossel, Filtereinheit, Druckluftanschluß und Kühlsystem verfügt. Daneben stehen für Vor- und Nebenversuche weitere Aggregate wie Kühl- und Zusatzpumpen zur Verfügung. Der Antrieb der Versuchspumpe erfolgt über einen drehzahlregelbaren Asynchronmotor. Es wurde insbesondere auf den für Abnahmeversuche notwendigen vorschriftsmäßigen Einbau der Geräte und Armaturen nach beispielsweise DIN ISO 5198 [13] und DIN [11] geachtet. Das Betriebsmedium ist reines kaltes Wasser. Haupt- und Nebenkreislauf sind so aufgebaut, daß sie je nach Einsatz des Versuchskörpers (Laufrad oder schaufelloser Rotationskörper) in einfacher Weise umgebaut und an die notwendigen Bedingungen angepaßt werden können. Auf die Unterschiede beider Varianten wird in Kapitel 4.2 näher eingegangen. Bild 4.1 zeigt eine CAD-Darstellung des Kreislaufs. In dieser Konfiguration erfolgt der normale Pumpenbetrieb (Variante A), erkennbar an der direkten Verbindung der Saugleitung mit dem Pumpengehäuse. Für den Umbau auf Variante B wird die Zuleitung geändert, wie später beschrieben wird.

22 Saugleitung 10 Zwischentank 2 Widerstandsthermometer 11 Antriebsmotor 3 Versuchspumpe 12 Drehmomentmeßwelle 4 Druckleitung 13 Gleitlagerung 5 MID (Hauptvolumenstrom, DN80) 14 Wasserfilter 6 Abzweig Kühlung GLRD 15 Wärmetauscher 7 elektro-hydraulisches Stellventil 16 Betriebspumpe 8 Tank 17 Bypass-Leitung 9 Druckluftanschluß 18 MID (Spaltvolumenstrom, DN40) 19 Hilfspumpe Bild 4.1 Ansicht des Versuchskreislaufs In dem geschlossenen Hauptkreislauf fördert die Pumpe (3) das Fluid über eine Saugleitung (1) in die Druckleitung (4) und zurück in den Tank (8). Der gewünschte Volumenstrom wird über ein elektro-hydraulisch betätigtes Stellventil (7) eingestellt. Um Kavitation zu vermeiden, ist dieses in der Druckleitung eingesetzt. Ein magnetisch-induktives Durchflußmeßgerät (5) im druckseitigen Teil der Anlage ermittelt den Hauptvolumen, dahinter wird das Kühlwasser für die doppelt wirkende Gleitringdichtung der Versuchspumpe entnommen (6). Die Betriebstemperatur wird über ein in der Saugleitung angebrachtes Widerstandsthermometer (2) gemessen. Der Volumenstrom des zweiten Dichtspalts wird über eine externe Spaltstromrückführung (17) in den Tank geleitet und durchfließt dabei ein weiteres MID (18). Der Antrieb des Versuchskörpers wird durch einen Asynchronmotor (11) mit einer maximalen Leistung von P = 55kW sichergestellt, dessen stufenlose Drehzahlregelung über einen Frequenzumrichter ermöglicht wird. Der Antriebsstrang besteht aus diesem Motor, der

23 11 Drehmomentmeßwelle (12), einer speziellen Lagereinheit (13), der Pumpenwelle sowie den notwendigen Kupplungen. Der Sekundärkreislauf beinhaltet den Filter (14) sowie die Wärmetauscher (15). Das Wasser wird beiden Aggregaten wahlweise aktiv über eine Betriebspumpe (16) oder passiv über einen Abzweig aus der Druckleitung vor dem Stellventil zugeführt. Da bei Umbauten sowie Demontagen das Absenken des Wasserspiegels im Tank und das Leeren der Hauptrohrleitungen notwendig wird, ist es zudem möglich, das Wasser des Kreislaufs in einem separaten Zwischentank (10) zu speichern. Dadurch wird die Verwendung von Frischwasser vermieden, was aufgrund des kalkhaltigen Leitungswassers und den damit verbundenen starken Kalkablagerungen nach bereits kurzer Zeit sehr nachteilig für die glatten Oberflächen sowie die Druckmeßbohrungen (0,5mm bzw. 0,3mm) in der Versuchsmaschine wäre. Das Aufprägen eines Systemdrucks zur Vermeidung von Kavitation, welche im Fall dieses Versuchsstands zuerst am Stellventil auftritt, kann über einen Druckluftanschluß (9) auf dem Tank (8) erfolgen. Für die Inbetriebnahme der Variante mit schaufellosem Rotationskörper (Variante B) muß die Rohrleitungsführung geändert werden, da hier der Volumenstrom durch eine Hilfspumpe (19) erzeugt werden muß. Über die geänderte Zuleitung saugt sie ebenfalls aus der Saugleitung an und speist in das Versuchsgehäuse ein. Vom Gehäuse fließt das Wasser über die Bypass- Leitung (17) durch das MID (18) wieder in den Tank (8) zurück. Bild 4.2 zeigt die beschriebene Versuchsanlage als Blockschaltbild, in dem neben dem Hauptund Sekundärkreislauf auch der Ölkreislauf (strichpunktierte Linien) zur Versorgung des Gleitlagers (13) dargestellt ist. Die geänderte Zu- und Ableitung für die Variante B ist als gestrichelte Linie gekennzeichnet.

24 12 M GLRD Moment M Versuchspumpe Gleitlager Antriebsmotor Drehmomentmeßwelle Hauptkreislauf Sekundärkreislauf Ölkreislauf Druckluftanschluß nur für Variante B M MID MID M Ölhydraulikaggregat zum Kühlwasserkreislauf M M Zwischentank Tank Bild 4.2 Blockschaltbild des Versuchskreislaufs

25 Versuchspumpe Die Versuchspumpe wurde ebenso wie der Kreislauf speziell für die durchzuführenden Untersuchungen konstruiert und unterscheidet sich in ihrem mechanischenaufbau wesentlich von Serienpumpen. Aus Bild 3.1 läßt sich erkennen, daß das größte Wirkungsgradpotential (Differenz max,th max ) bei kleinen spezifischen Drehzahlen zu erwarten ist. Deshalb wurden die Untersuchungen an einer einstufigen, einströmigen Spiralgehäusepumpe der spezifischen Drehzahl n s = 12min -1 durchgeführt. Für die Konstruktion der Versuchspumpe waren folgende Anforderungen einzuhalten. Zugänglichkeit und Bearbeitbarkeit aller durch- bzw. umströmten Bauteile Leckagefreiheit und Vermeidung von Korrosion Hydraulisch glatte strömungsbenetzte Oberflächen mit R a 0,50,8m Sehr steife Welle und spielarme Lagerung für den Betrieb bei kleinstmöglichen Spaltweiten (s min < 0,15mm) Wahlweiser Einsatz eines zweiten Spalts für den axialschubentlasteten Betrieb Variation der Spaltweite Beschichtung der Bauteiloberflächen mit künstlichen Rauheitspartikeln dürfen nur sehr kleine relative Geometrieänderungen verursachen Variation der Oberflächenrauheit durch Beschichtung sowie deren rückstandsfreie Entfernung Getrennte Messung von Einzelverlusten Die sich unmittelbar aus der Geometrie ergebenden Größen bzw. die Verluste müssen mit hoher Genauigkeit meßbar sein Die wesentlichen Daten der Pumpe, welche die oben aufgeführten Anforderungen erfüllt, sind in Tabelle 4.1 aufgeführt. Die Versuchspumpe kann sowohl axialschubunentlastet als auch -entlastet (mit externer Spaltstromrückführung) betrieben werden.

26 14 Tabelle 4.1 Geometriedaten des Versuchslaufrads Größe Bezeichnung Dimension Einheit n N Nennbetriebsdrehzahl 2000 min -1 n s spezifische Drehzahl 12 min -1 z Schaufelzahl 6 D S Saugmunddurchmesser 100 mm 1Si Schaufelwinkel Eintritt innen 32,3 1Sm Schaufelwinkel Eintritt mittig 23,2 1Sa Schaufelwinkel Eintritt außen 17,9 D 2 Laufraddurchmesser Austritt 350 mm b 2 Laufradbreite Austritt 15 mm 2 Schaufelwinkel Austritt 28,0 ges Umschlingungswinkel der Schaufel 215 r sp Spaltradius 56 mm l sp Spaltlänge 15 mm u 2 Umfangsgeschwindigkeit Austritt 36,65 m/s Die Auslegung und Gestaltung des Laufrads und der Spirale erfolgte durch einen industriellen Partner. Dies stellt sicher, daß der Wirkungsgradgewinn gegenüber einer industriell gefertigten Pumpe nur aufgrund der konstruktiven und fertigungstechnischen Optimierung und nicht durch strömungsverändernde Maßnahmen erzielt wird. Einen Schnitt durch die Versuchspumpe mit Pumpengehäuse, Gleitringdichtung und Lagereinheit zeigt Bild 4.3. Gleitringdichtung Lagereinheit Bild 4.3 Schnitt durch die Versuchspumpe mit Laufrad, Dichtung und Lagereinheit

27 15 Wesentlich für die Untersuchungen ist der modulare Aufbau der Versuchspumpe, der einerseits die Zugänglichkeit für eine Glättung der mit der Strömung in Berührung stehenden Oberflächen und andererseits deren künstliche Beschichtung ermöglicht. Aus diesem Grund sind insbesondere Laufrad und Spirale geteilt ausgeführt. Einen weiteren Vorteil bietet diese Modulbauweise beim Umbau auf die Variante B, da die gleichzeitige Nutzung eines Großteils des Pumpengehäuses eine doppelte Fertigung erspart hat. Die Versuchsmaschine besitzt eine doppelt wirkende Gleitringdichtung und kann einen nahezu leckagefreien Betrieb garantieren. Das für ihre Schmierung und die Abfuhr der Reibungswärme notwendige Kühlwasser wird extern und nicht, wie bei vielen Pumpen üblich, über das Pumpengehäuse zugeführt. Dadurch geht es in nicht in die Volumenstrombilanz mit ein. Die externe Kühlung ermöglicht es zudem, mit dieser Dichtungsanordnung die Reibungsverluste in Vorversuchen separat zu bestimmen (siehe Kapitel 7.2). Voraussetzung ist dabei ein zeitlich konstantes Reibungsmoment der Gleitringdichtung ohne Mischreibungszustände, wie es bei der ausgewählten Dichtung erreicht wird, da Mischreibung an einer Dichtung nach Waltz [64] zu erheblichen Schwankungen in der mechanischen Verlustleistung führt. Die Versuchspumpe wurde aus den nicht-korrodierenden Materialien Edelstahl und Messing gefertigt, wodurch gewährleistet wird, daß die Oberflächenfeinstruktur dauerhaft Bestand hat. Durch die entsprechende Bearbeitung aller Oberflächen (R a 0,50,8m) kann von hydraulischer Glätte ausgegangen werden. Dabei sind die Rauheitserhebungen so gering, daß sie innerhalb der laminaren Unterschicht bleiben und somit keine Auswirkungen auf das turbulente Strömungsverhalten haben. Nach Sörensen [55] kann eine Grenz-Rauheit bestimmt werden, indem eine Kornkennzahl Re k berechnet wird, die unter dem Wert 100 liegen muß, um eine Oberfläche als hydraulisch glatt behandeln zu können. Rek R t c (4.1) Nach Einsetzen von vergleichsweise überdurchschnittlichen Werten für Rauheit und Geschwindigkeit ergibt sich ein Wert von Re k = 90, somit ist die getroffene Annahme von hydraulischer Glätte berechtigt. In Tabelle 4.2 werden alle wesentlichen strömungsführenden Bauteile der Versuchspumpe und die dazugehörigen Oberflächenrauheiten sowie die Oberflächenbeschaffenheit aufgeführt. Die Werte wurden mit einem Rauheitsmeßgerät im Tastschnittverfahren durch einen piezoelektrischen Fühler ermittelt. Für die entsprechende Rauheit muß die Strömungsrichtung des Fluids relativ zur Oberfläche beachtet werden. Untersuchungen von Osterwalder und Geis [43] haben gezeigt, daß eine gedrehte Oberfläche mit einer Rauheit von R t = 1260m dieselben Meßergebnisse liefert wie eine polierte Oberfläche mit R t = 1,7m, falls die technische Rauheit in Strömungsrichtung ausgerichtet ist. Es gelten daher die in Tabelle 4.2 fett gedruckten Werte, lediglich für die Innenfläche der gedrehten Deckscheibe verläuft die Strömungsrichtung schräg zu den beiden Meßebenen radial und axial.

28 16 Tabelle 4.2 Oberflächenbeschaffenheit der wesentlichen Pumpenbauteile Bauteil Laufrad Rotationskörper Radseitenraum Meßort Deckscheibe Tragscheibe innen außen innen außen Zustand der Oberfläche feingedreht feingedreht poliert (ungerichtet) feingedreht Deckscheibe außen feingedreht Tragscheibe außen feingedreht Meßebene [m] [m] tangential 0,4 13 radial 1,5 68 tangential 0,3 12 radial 1,2 23 tangential 0,8 35 in 0,3 13 Strömungsrichtung tangential 0,05 1 radial 2,8 910 tangential 0,1 0,30,7 radial 0,5 23,5 tangential 0,3 13 radial 1,1 46 tangential 0,06 0,30,5 radial 1,4 56 tangential 14,6 110 radial 14,6 110 Edelstahleinsatz Messingeinsatz feingedreht gußrauh R a R t Auf die Lagerung wird wegen ihres ungewöhnlichen Aufbaus als Doppellagerung in Kapitel 4.3 gesondert eingegangen. Die extrem engen Spaltweiten (s min < 0,15mm) und der anstreifsichere Betrieb können durch eine sehr steife Welle, eine spielarme Lagerung und eine konzentrische Einstellbarkeit des radialen Spaltspiels im Stillstand der Pumpe realisiert werden. Auswechselbare Spaltringe ermöglichen eine Spaltweitenvariation. Zusätzlich ist der druckseitige Drosselspalt wahlweise einsetzbar, das Laufrad wird demnach axialschubunentlastet oder -entlastet betrieben, ersichtlich aus Bild 4.4. Für die Spaltvariation stehen verschiedene Ringeinsätze zur Verfügung (Tabelle 4.3), dabei wird bei zwei Spalten für die Saug- und Druckseite jeweils das Spaltringpaar A, B oder C mit annähernd gleicher Spaltweite eingesetzt. Tabelle 4.3 Verwendete Spaltringe Radialspalt A [mm] B [mm] C [mm] Saugseite 0,12 0,30 0,50 Druckseite 0,11 0,31 0,50 Die Bezeichnung der drei Spaltweiten erfolgt im weiteren der Einfachheit halber durch die Angabe von 1/10mm, 3/10mm und 5/10mm.

29 17 Da für die Beschichtung mit einer künstlichen Rauheit ein spezielles Verfahren entwickelt werden mußte, erfolgt eine ausführliche Beschreibung in Kapitel Variante A: Versuchspumpe mit Laufrad und Spiralgehäuse Das mehrteilig aufgebaute Gehäuse wird an die Saugleitung bzw. den Topf der Gleitringdichtung angeflanscht. Es besteht aus einem Spiralgehäuse und zwei separaten feingedrehten Radseitenraumplatten, welche jeweils ein auswechselbares Ringelement besitzen. Das Laufrad mit abnehmbarer Deckscheibe und die geteilte Spirale sind CNC-gefertigt bzw. erodiert und poliert, um eine entwurfsgetreue und hydraulisch glatte Kontur zu gewährleisten. Die Versuchspumpe zeigt ein sehr ruhiges und vibrationsfreies Betriebsverhalten. Das Laufrad ist statisch hochgenau ausgewuchtet und vermeidet durch seinen präzisen Kegelsitz auf der Welle jegliche Exzentrizität zwischen Laufrad und Welle, was in Bezug auf extrem enge Spaltweiten ähnlich bedeutsam ist wie eine steife Lagerung. Die zur Übertragung des Drehmoments sowie zur Aufnahme des Axialschubs erforderliche Vorspannkraft am Kegelsitz wird durch eine hochfeste Schraube aufgebracht und beträgt etwa 50kN. Die Senkungen auf der Deckscheibe zum Verschrauben des geteilten Laufrads sowie die flächige Ausfräsung auf der Tragscheibe durch das Auswuchten wurden mit einem Laminierharz [33] verschlossen, um eine hydraulisch glatte Oberfläche zu erhalten. Die Besonderheiten des Pumpengehäuses werden im folgenden stichpunktartig zusammengefaßt, eine Übersicht gibt zudem der Teilschnitt in Bild 4.4. Die Spaltringe sind, wie oben beschrieben, demontier- und auswechselbar und ermöglichen das konzentrische Einstellen bei der Montage. Eine Vielzahl von Wanddruckbohrungen ermöglichen die Aufnahme der Druckverteilung im Radseitenraum radial und über dem Umfang. Über einen Adapter ist am äußersten Radius im Radseitenraum der Einsatz einer Zylindersonde möglich, um die Umfangskomponente der Strömung sowie deren Totaldruck und Strömungswinkel zu messen. An zwölf Stellen am Umfang ist zwischen Laufrad und Spirale, im sogenannten schaufellosen Diffusor, der Einsatz einer hochdynamischen Zylindersonde möglich. Sie beinhaltet einen Miniaturdrucksensor und erlaubt so die Messung des sich zeitlich über der Laufradschaufelteilung ändernden Totaldrucks und des Absolutströmungswinkels.

30 18 Vorrichtung für Sondenmessung auswechselbares, beschichtbares Ringelement abnehmbare Deckscheibe RSR- Wanddruckbohrung einstellbarer Spaltring entfernbarer einstellbarer zweiter Spaltring externe Spaltstromrückführung Bild 4.4 Variante A Teilschnitt des Pumpengehäuses mit Laufrad Variante B: Versuchspumpe mit schaufellosem Rotationskörper Um die Verluste im Radseitenraum eingehender untersuchen zu können, wurde neben der üblichen, oben vorgestellten Gehäusegeometrie mit anschließendem Spiralgehäuse eine weitere Variante entwickelt (Bild 4.5 links). Für den Umbau von der normalen Pumpenkonfiguration zu dieser Variante ist lediglich eine geringfügige Änderung der Rohrleitung des Versuchskreislaufs sowie der Austausch der äußeren zylindrischen Gehäusewand erforderlich, die Seitenwände des Gehäuses bleiben ebenso erhalten wie die Möglichkeit der Spaltvariation. Das Laufrad wird durch einen schaufellosen Rotationskörper ersetzt, dessen Außenkontur identisch mit derjenigen des Laufrads ist. Die lichte Laufradaustrittsbreite beträgt dabei jedoch b 2 = 0mm. Durch das fehlende Schaufelmoment kann das Radseitenreibungsmoment separat bestimmt werden, und auch die Messung des saugseitigen Spaltvolumenstroms wird direkt möglich. Dies ist nur unter der Voraussetzung gleicher Strömungsverhältnisse im Radseitenraum für beide Varianten möglich. Da der Versuchskörper nicht in der Lage ist, den erforderlichen Spaltvolumenstrom zu fördern, kommt eine Hilfspumpe zum Einsatz, die an mehreren Stellen in das Gehäuse einspeist. Um eine Umfangskomponente der Geschwindigkeit zu erzeugen, wird das Fluid über vier Teilspiralen in den Radseitenraum eingeleitet. Die Einstellung des Spaltvolumenstroms erfolgt über tangential im Gehäuse befindliche Absaugbohrungen, die Geschwindig-