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Semesterarbeit Konstruktion eines Prüfstand für Turbolader- turbinen Sommersemester 2004 Von Adrian Hostettler und Fabian Jacot Dozent: Prof. Dr. Peter von Böckh Firma: SPL, Langenthal Sonntag, 31. Oktober 2004

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Semesterarbeit

Konstruktion eines

Prüfstand für Turbolader-

turbinen

Sommersemester 2004

Von Adrian Hostettler und Fabian Jacot

Dozent: Prof. Dr. Peter von Böckh Firma: SPL, Langenthal

Sonntag, 31. Oktober 2004

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1 Zusammenfassung Die folgende Dokumentation beinhaltet die Konstruktion und Berechnung eines Prüfstands für Turboladerturbinen. Turboladerturbinen aus dem Automobilbereich liefern Wellenleistungen im Bereich von 10-100kW bei Drehzahlen von bis zu 160'000 1/min. Die Turbine wird im vorliegenden Fall nicht durch die Abgase eines Verbrennungsmotors angetrieben, sondern durch einen eigens dafür konstruierten Gasgenerator, welcher Alkohol oder Kerosin mit Pressluft verbrennt. Um die Kennlinien der Turbinen aufnehmen zu können, muss die Turbine bei verschiedenen Drehzahlen mit einer künstlichen Last gebremst werden. Hauptbestandteil der Semesterarbeit war daher die Auslegung und Konstruktion einer Bremse, die im Stande ist die hohen Drehzahlen und Leistungen aufzunehmen. Dies unter Einhaltung der Vorgaben des Auftraggebers. Als Lösungsansatz wurde eine Leistungsbremse in Form einer sich im Wasser drehenden Scheibe gewählt. Dabei mussten diverse anspruchsvolle Probleme gelöst werden:

• Die Lagerung und Schmierung der Rotorwelle • Vermeidung kritischer Drehzahlen im Arbeitsbereich • Dichtung zwischen Lagerung und dem mit Wasser gefüllten Rotorgehäuse bei sehr

hohen Drehzahlen • Auslegung und Festigkeitsnachweis der rotierenden Bremsscheiben • Auslegung und Festigkeitsnachweis der Wellen- Nabenverbindungen

Bei der Lagerung handelt es sich um hochgenaue, biegesteife Spindellager mit Keramikkugeln zur Reduzierung der rotierenden Masse. Eine Ölnebelschmierung garantiert die kontinuierliche und saubere Schmierung. Um biegekritische Drehzahlen im Betrieb zu vermeiden, wurde bei der Gestaltung der Welle und der mitdrehenden Teile darauf geachtet, dass der Schwerpunkt nicht zu stark vom Zentrum der Lagerung abweicht. Die Nachrechnung wurde mit drei verschiedenen Programmen durchgeführt und ergab in allen Fällen Drehzahlen, die über den geforderten 60000 1/min liegen. Für die Abdichtung des Rotorgehäuses gegenüber der Wellenlagerung ist ein Radialwellendichtring aus PTFE mit Glasfaserzusätzen vorgesehen, der für die hohen Umfangsgeschwindigkeiten und den anstehenden Druck von 3 bar geeignet ist. Die im Wasser rotierende Bremsscheibe besteht aus hochfestem Titan. Sie ist in den Durchmessern 100mm, 120mm und 140 mm ausgeführt und kann je nach gefordertem Bremsmoment ausgetauscht werden. Der Prüfstand wurde komplett mit dem 3-D CAD Programm I-DEAS entworfen. Die wichtigsten Komponenten wie die Rotorwelle und deren Lagerung sowie die Rotorscheibe und die Kupplung sind ausserdem als Werkstattzeichnungen ausgeführt. Auf der nächsten Seite folgt eine Gesamtübersichtszeichnung der Konstruktion.

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2 Einleitung Bei Raketenantrieben mit flüssigen Treibstoffen wird der Treibstoff unter hohem Druck in die Brennkammer eingespritzt. In der Regel wird der Treibstoff mittels Druckgas oder Turbopumpen gefördert. Bei Druckgasförderung werden die Treibstoffe durch Druckbeaufschlagung des Tankes zum Triebwerk gefördert. Dies setzt Tankdrücke voraus, die größer als der Brennkammerdruck sind und wird wegen der dadurch großen Tankmassen nur für niedrige Brennkammerdrücke und bei kleinen Triebwerken (Lage - und Bahnregelung, Oberstufen) verwendet. Grössere Flüssigkeitstriebwerke ab ca. 100 kN Schubkraft werden fast ausschließlich über Turbopumpen mit dem nötigen Treibstoff versorgt. Das angestrebte Ziel des Auftraggebers SPL in Langenthal ist es, eine kostengünstige Turbopumpe für eine Flüssigtreibstoff Rakete zu bauen. Im gängigen Raketenbau ist die Turbopumpe dafür bekannt, dass hohe Kosten und lange Entwicklungszeiten notwendig sind, um diese zu konstruieren. Um Kosten zu sparen, soll für den Turbinenteil der Turbopumpe die Abgasturbine eines Turboladers aus dem Automobilbau eingesetzt werden. Es muss jedoch vorgängig geprüft werden, ob eine konventionelle Turboladerturbine genügend Leistung aufbringen kann, um die angestrebte Pumpenarbeit aufzubringen. Das Ziel der Arbeit war es demnach, einen Prüfstand für Turboladerturbinen zu konstruieren. Es soll möglich sein, verschiedene Aggregate mit dem Prüfstand bezüglich Leistung und Wirkungsgrad zu testen. Der Prüfstand nimmt zu Testzwecken den Platz der Pumpe ein, um deren Betrieb zu simulieren. Auf dem folgenden Schema ist der Einsatzort der Turbopumpe im Raketentriebwerk dargestellt.

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Prinzipieller Aufbau eines Flüssigtreibstoff Raketentriebwerks: Der Gasgenerator treibt die Turbine an. Diese wiederum gibt ihre Arbeit an die Pumpe ab. Die Pumpe fördert den Treibstoff mit ca.40bar in die Brennkammer. Für jede Treibstoffkomponente ist eine eigene Pumpe nötig, welche aber von einer gemeinsamen Turbine angetrieben werden.

Turbolader turbine

Prüfstand

PTurb=M*ω

LOXKerosin Flüssig

treibstofftanks

LOX PumpeTurbine

Gasgenerator

Treibstofftanks

Brennkammer

Kerosinpumpe

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2.1 Funktion der Wasserleistungsbremse Die von der Abgasturbine erzeugte Leistung von bis zu 60 kW muss in einer Bremse vernichtet werden. Die in dieser Arbeit beschriebene Wasserleistungsbremse erzeugt das Bremsmoment durch eine im Wasser drehende Rotorscheibe. Die hydraulischen Scherkräfte zwischen Rotorscheibe und Gehäuse (Stator) und die Pumpwirkung der Rotorscheibe erzeugen das Bremsmoment. Dieses ist unter anderem abhängig von der benetzten Fläche der Scheibe, der Oberflächenbeschaffenheit, der Viskosität und der Drehzahl. Durch die Rotation wird das eintretende Wasser radial nach aussen beschleunigt und sammelt sich zu einer Art Wasserring am Innenradius des Gehäuses. Je nach Massenstrom am Eintritt verändert sich der Innendurchmesser des Wasserrings, was unterschiedliche Lastzustände ermöglicht. Die dabei anfallende Bremsleistung erwärmt das Wasser, was einen ausreichenden Massenstrom an Frischwasser erfordert. Der Stator ist ausserdem radial gelagert. Die Verdrehung wird behindert und stattdessen die resultierende Kraft mit einer Kraftmessdose gemessen. Über den wirksamen Hebelarm der Abstützung kann das Drehmoment bestimmt werden. Die Drehzahl wird mit einem Induktivgeber an der Welle gemessen. Aus diesen zwei Werten kann die Leistung des Turboladers bestimmt werden.

Induktive Drehzahlmessung

Stator

Rotor-scheibe

x*FRScheibe

Kraftmessdose

FRScheibe

Äussere Lagerung

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3 Inhaltsverzeichnis 1 Zusammenfassung...........................................................................................................1 2 Einleitung..........................................................................................................................2

2.1 Funktion der Wasserleistungsbremse ......................................................................4 3 Inhaltsverzeichnis .............................................................................................................5 4 Aufgabenstellung..............................................................................................................6 5 Symbolliste .......................................................................................................................7 6 Allgemeines zur Konstruktion ...........................................................................................8 7 Vorgegebene Parameter für die Dimensionierung des Prüfstands ..................................9 8 Auslegung der einzelnen Komponenten.........................................................................10

8.1 Dichtung .................................................................................................................10 8.1.1 Vorauswahl .....................................................................................................10 8.1.2 Eigenschaften der einzelnen Dichtungsarten .................................................10 8.1.3 Integration des RWDR in die Konstruktion .....................................................12

8.2 Lagerung der Rotorwelle ........................................................................................14 8.2.1 Vorauswahl .....................................................................................................14 8.2.2 Berechnung der Lagerbelastung ....................................................................14 8.2.3 Integration des gewählten Lagers in die Konstruktion ....................................15 8.2.4 Berechnung der Druckfedern für elastische Vorspannung der Lagerung.......16 8.2.5 Optimierung ....................................................................................................17 8.2.6 Gestaltung der Ölnebelschmierung ................................................................19 8.2.7 Fazit Lagerung Rotorwelle..............................................................................20

8.3 Lagerung des Wellengehäuses ..............................................................................21 8.4 Rotorwelle...............................................................................................................22

8.4.1 Werkstoffwahl .................................................................................................22 8.4.2 Festigkeitsnachweis im Programm M-Design.................................................22 8.4.3 Berechnung der kritischen Drehzahlen mit M-Design und KISSsoft...............23 8.4.4 FEM- Analyse der Welle mit I-DEAS ..............................................................24

8.5 Rotorscheibe ..........................................................................................................26 8.5.1 Berechnung der Spannungen in der Scheibe.................................................26 8.5.2 Welle- Nabe Verbindung der Scheibe ............................................................30 8.5.3 Aufweitung der Nabe und Welle .....................................................................32

8.6 Kupplung zwischen Prüfstand und Prüfling ............................................................34 8.6.1 Elastische Kupplungsscheiben .......................................................................35 8.6.2 Kupplungsbüchse ...........................................................................................35

8.7 Rotorgehäuse .........................................................................................................36 8.7.1 Wasser Anschlüsse ........................................................................................36 8.7.2 Berechnung des Wasserdurchsatzes .............................................................36

8.8 Drehmomentmessung ............................................................................................38 8.9 Versuchsanordnung ...............................................................................................39

9 Terminplan......................................................................................................................40 10 Weiteres Vorgehen......................................................................................................41 11 Fazit.............................................................................................................................42 12 Dokumentenverifizierung.............................................................................................43 13 Danksagung ................................................................................................................43 14 Literaturverzeichnis .....................................................................................................44

14.1 Verwendete Programme.........................................................................................44 15 Anhang in separatem Ordner ......................................................................................45

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4 Aufgabenstellung Projektarbeit Adrian Hostettler und Fabian Jacot Entwicklung einer Turbopumpe für ein Raketentriebwerk In Zusammenarbeit mit SPL (Swiss Propulsion Laboratory) in Langenthal soll eine Turbopumpe für die Förderung des Brennstoffes und des flüssigen Sauerstoffes ausgelegt werden. Es ist vorgesehen für den Turbinenteil möglichst eine Turbine aus einem handelsüblichen Turbolader zu verwenden. Dazu wird zunächst ein Prüfstand für die zu testenden Turbinen entwickelt. Der Prüfstand besteht aus einer Leistungsbremse und einem Gasgenerator. Der Gasgenerator und die erste Turbine werden von SPL geliefert. Die Leistungsbremse ist zu konzipieren und zu fertigen. Nachdem die Turbinenteile getestet sind, werden die Spezifikationen für die Pumpen erstellt. In der Projektarbeit sind folgende Aufgaben zu lösen:

• Einarbeiten in die Theorie der Ladeturbinen • Berechnung und Entwurf deiner Wasser- Leistungsbremse zur Bestimmung des

Drehmoments • Konstruktion der Leistungsbremse und Spezifikation der Fertigung • Einrichten eines Prüfstandes* • Aufstellen eines Messprogramms* • Durchführung und Auswertung der Messungen* • Auswahl des geeigneten Turbinenteils* • Erstellen eines Pflichtenhefts für die Pumpenteile* • Berechnung und Konstruktion des Pumpenteils*

* Nicht Bestandteil dieser Semesterarbeit Die Arbeiten werden als Projektarbeit im 5. und 6. Semester und anschliessend als Diplomarbeit durchgeführt. Anhand der Ergebnisse der Untersuchungen wird in Zusammenarbeit mit SPL das weitere Vorgehen jeweils bestätigt und eventuell modifiziert. Für die Arbeitsabläufe ist ein Zeitplan zu erstellen. Der Abgabetermin der Projektarbeit ist Freitag 9. Juli 2004 um 12:00 Für die Diplomarbeit wird eine separate Aufgabenstellung abgegeben. Muttenz, 6. Februar 2004 Siehe Original der Aufgabenstellung im Anhang

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5 Symbolliste Symbol Beschreibung Einheit A Fläche m2

b Breite m d Durchmesser m l Länge m s Weg/Dicke m cp spez. Wärmekapazität bei konst. Druck kJ/(kg ⋅ K) P Leistung W M Moment Nm F Kraft N ω Winkelgeschwindigkeit 1/s n Drehzahl 1/min U Umfangsgeschwindigkeit m/s ∆p Druckdifferenz bar g Erdbeschleuinigung m/s2

m⋅ Massenstrom kg/s

X,Y Lagerspezifische Faktoren - C Tragzahl/Federkonstante - \ N/mm m Masse kg Rm Zugfestigkeit N/mm2

Rp0.2 Streckgenze N/mm2

Q& Wärmestrom W T Temperatur K ρ Dichte kg/m3

φ Drehmomentbeiwert - λ Widerstandsbeiwert - Indizes Beschreibung Turb Turbine max maximal zul zulässig W Welle/Wasser a axial r radial ein Eintritt S Scheibe tot total dyn dynamisch erf erforderlich T,τ Torsion m mittel v Vergleich Ti Titan St Stahl

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6 Allgemeines zur Konstruktion Das allgemeine Vorgehen bei der Konstruktion der Leistungsbremse war geprägt von folgenden wichtigen Vorgaben und Forderungen des Auftraggebers SPL Langenthal.

• Möglichst wenig rotierende Masse ausserhalb der Lager • Die dynamische Abdichtung zwischen Rotorgehäuse und Lager muss eine gute

Dichtwirkung aufweisen • Möglichst hohe erste kritische Drehzahl • Kurze kompakte Bauart der Welle, steife Lager • Unwuchten der Aufspannung der Scheiben vermeiden • Prüfstand insgesamt ca. 3 Stunden in Betrieb • Geeignete Materialien: rostfreier Stahl, Titan, evtl. Alu

Die Konstruktion wurde konsequent von innen nach aussen durchgeführt. Als erstes wurde das Problem der Abdichtung zwischen der Rotorkammer und dem Lagergehäuse gelöst. Danach konnte die Lagerung ausgelegt werden. Dabei war wichtig, dass die Lager genügend Steifigkeit aufweisen und der geforderten Drehzahl standhalten. Die Lebensdauer stand für die Auslegung nicht im Vordergrund, da der Prüfstand nicht auf Dauerbetrieb ausgelegt werden musste. Parallel dazu musste die Festigkeit der Scheibe berechnet werden, und das Material spezifiziert werden. Anhand der ersten Geometrie der Welle konnte dann die biegekritische Drehzahl berechnet werden. Die Welle- Nabe Verbindungen an der Scheibe und der Kupplung wurde nach den Gesichtpunkten von möglicht wenig Kerben und geringem Erzeugen von Unwucht ausgelegt. Bei der Bestimmung der verschiedenen Abmessungen und Spezifikationen der einzelnen Elemente der Leistungsbremse wurde iterativ vorgegangen. Das heisst, wenn eine Modifikation an einem Element vorgenommen wurde, mussten alle beteiligten Teile angepasst werden. Diese Vorgänge waren sehr zeitintensiv, sind aber bei einer derart hoch belasteten Konstruktion unvermeidlich. Von den einzelnen Teilen wurden nach dem Entwurf im 3d- CAD Werkstattzeichnungen hergestellt. Dieses Vorgehen ist aufgrund der geforderten Genauigkeiten und den daraus folgenden vielen Form-. und Lagetoleranzen sehr zeitaufwändig. Die vorgeschriebenen, engen Tolerierungen bewirken dass die Teile bereits nach der Herstellung eine möglichst geringe Unwucht aufweisen. So wurden die radialen Ausdehnungen der rotierenden Teile auf eine enge Rundlauftoleranz begrenzt. Weiter konnten während dem Erstellen der Werkstattzeichnungen die rotierenden Massen weiter reduziert und die Geometrien der Teile optimiert werden.

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7 Vorgegebene Parameter für die Dimensionierung des Prüfstands

Um die einzelnen Komponenten des Prüftands auszulegen, musste vorgängig die ungefähre Grössenordung festgelegt werden. Ausschlaggebend dafür sind hauptsächlich der Durchmesser der Rotorscheibe und die zu erwartende Drehzahl. Die zur Förderung des Treibstoffs notwendige Leistung wurde vom Auftraggeber vorgängig mit 60kW abgeschätzt. Im Hinblick auf die Auslegung der Pumpe, wurde die Drehzahl der Turboladerturbine zum Antrieb der Pumpe auf 60000 1/min limitiert.

PTu MS ωS⋅ MS

PTuωS

:=

MS 9.549N m⋅= Daraus ergibt sich ein erforderliches Bremsmoment am Prüfstand von ca. 10Nm. Dieses Drehmoment muss nun von der Bremsscheibe erzeugt werden. Dazu stand eine Messung des Auftraggebers zur Verfügung. Es wurde das Drehmoment der sich im Wasser drehenden Rotorscheiben in einem Bereich von 2000 bis 11000 1/min gemessen. Dabei wurden verschiedene Einflussgrössen auf das Drehmoment wie z.B. der Abstand der Rotorscheibe zum Stator oder das Erzeugen von zusätzlicher Reibung durch Aufbringen von Löchern im Rotor und Stator, analysiert. Da die Messung nur bis 11000 1/min reicht, ist es schwierig, aus den Rohdaten eine Aussage darüber zu machen, wie hoch das Drehmoment bei 60000 1/min liegen würde. Extrapoliert man die Messreihe von der maximalen Drehzahl der Messung auf die zu erwartenden 60000 1/min, ist der Fehler sehr gross. In der Literatur gibt es verschiedene Ansätze zur Berechnung des entstehenden Drehmoments an einer in einem Fluid rotierenden Scheibe. Nach H. Sigloch ist es abhängig von dem Drehmomentbeiwert φT, der Dichte des umströmenden Fluids, der Umfangsgeschwindigkeit und der Geometrie der Scheibe.

MS ζT ρ F⋅u2

2⋅ AS⋅ rS⋅

φT berücksichtigt die Art der Strömung (laminar oder turbulent) und die Rauhigkeit der Oberfläche. Ein weiterer Ansatz nach Pfleiderer und angepasst von Dr. Prof. von Böckh lautet:

MS45

λ⋅ π3

⋅ nS2

⋅ ρ F⋅ rS5 rWR

5−⎛

⎝⎞⎠⋅

Wobei die Reibungszahl λ als konstant vorausgesetzt wird. Mit diesen beiden Ansätzen wurden von der vorgängigen Gruppe (Brun/Kaiser) welche den Auftrag hatte den Prüfstand zu konstruieren, versucht den erforderlichen Scheibendurchmesser zur Erzeugung des Drehmoments zu ermitteln. Die Berechnung wurde zur Kontrolle erneut durchgeführt. Der Vergleich mit den gemessenen Werten des Auftraggebers brachte jedoch wiederum nicht die gewünschte Übereinstimmung. Im Gespräch mit den Betreuern der Arbeit wurde vereinbart, dass eine Vertiefung in die Nachrechnung des erforderlichen Scheibendurchmessers nicht erwünscht ist. Der für die weiteren Berechnungen massgebende Rotorscheibendurchmesser wurde Festigkeitsbedingt auf 120mm festgelegt. Ausserdem wurde vereinbart, dass zwei weitere Scheiben mit den Durchmessern 100mm und 140mm ausgelegt werden sollen, um die Möglichkeit zur Veränderung des Bremsmoments über den Durchmesser zu ermöglichen.

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8 Auslegung der einzelnen Komponenten

8.1 Dichtung

8.1.1 Vorauswahl Besondere Beachtung war nach Absprache mit den Auftraggebern der SPL in Langenthal der Abdichtung zwischen dem mit Wasser gefüllten Gehäuseteil und der Lagerpartie beizumessen. Dort galt es die dynamische Abdichtung der Welle so zu gestalten, dass eine sehr gute Dichtwirkung vorhanden ist. Die Arten der Abdichtung, die in Frage kamen waren:

• Gleitringdichtung • Radialwellendichtring • Lamellen- oder Labyrinthdichtung

8.1.2 Eigenschaften der einzelnen Dichtungsarten Dichtungsart Positive Eigenschaften + Negative Eigenschaften -

Gleitringdichtung (GLRD)

+ sehr gute Dichtwirkung + geeignet für hohe

Umfangsgeschwindigkeiten + hohe Betriebessicherheit + hohe Lebensdauer

− grosse Baulänge − aufwendige Konstruktion − teuer − meist kein Standardteil − mittlere

Wärmeentwicklung

Radialwellen dichtring (RWDR)

+ gute bis sehr gute Dichtwirkung + geeignet für hohe

Umfangsgeschwindigkeiten + gute Betriebsicherheit + kurze Bauweise: Platz sparend + einfache Konstruktion + billig; meist Standardteil

− lokal hohe Wärmeentwicklung

− Verschleiss

Lamellen- oder Labyrinthdichtung

+ berührungsfreie Dichtung wenig Reibung

+ hohe Lebensdauer + sehr geeignet für hohe

Umfangsgeschwindigkeiten

− immer Leckage vorhanden; muss abgesaugt oder abgesperrt werden

− Teuer; meist kein Standardteil

Aufgrund der oben genannten Eigenschaften der drei in Frage kommenden Dichtungsarten wurde nach dem Gewichten der wichtigsten Eigenschaften der Radialwellendichtring (RWDR) ausgewählt. Ausschlaggebend dafür waren insbesondere die kurze Baulänge, die einfache Konstruktion und der Preis. Weiter ist die einfache Austauschbarkeit im Falle eines Versagens gegeben. Als primäres Kriterium musste jedoch die Eignung für hohe Umfangsgeschwindigkeiten von der gewählten Dichtung erfüllt werden. Es stellte sich die Frage, welcher RWDR die höchsten Umfangsgeschwindigkeiten zulässt, und welcher Wellendurchmesser das an der Dichtungsstelle ergäbe. Die Drehzahl der abzudichtenden Welle wurde für die erste Berechnung auf 60'000 1/min festgelegt.

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Nach gründlichen Recherchen im Internet fand sich ein Hersteller, der Radialwellendichtringe anbietet, die Umfangsgeschwindigkeiten von bis zu 40m/s zulassen. Es handelt sich dabei um den RWDR der Firma Busak & Shamban.

Der RWDR Varilip Bauform A ist eine einlippige Abdichtung, die sich für die für industrielle Anwendungen bis zu einen Druck von 5 bar eignet. Die Dichtlippe besteht aus PTFE mit Glasfaserzusätzen und wirkt leicht schmierend. Dieser Dichtring unterscheidet sich gegenüber einem normalen RWDR dadurch, dass keine Feder die Dichtlippe auf die Welle presst, sondern alleine die Vorspannung der Dichtlippe. Die maximal zulässige Umfangsgeschwindigkeit liegt laut Herstellerangaben bei 40m/s. Daraus ergibt sich folgender Wellendurchmesser an der Dichtstelle:

dW2 Uzul⋅

ωmax:=

dW 12.7mm= Der Innendurchmesser des Wellendichtrings wurde auf das nächst kleinere Mass von 12mm festgelegt, welcher im Lieferprogramm vorhanden war. Die Grenzdrehzahl liegt für einen Wellendurchmesser von 12mm bei ca. 64000 1/min. Die Angaben bezüglich der maximal erreichbaren Umfangsgeschwindigkeit der Varilip Dichtringe differieren innerhalb der Firma selbst. Aus der amerikanischen Seite des Herstellers werden Zahlen von bis zu 80m/s angegeben. Die Gespräche mit dem zuständigen Ingenieur bei B&S ergaben, dass bezüglich der hohen Umfangsgeschwindigkeiten verbunden mit dem sehr kleinen Durchmesser keine zusätzlichen Erfahrungswerte vorliegen. Es muss deshalb von den angegebenen 40 m/s ausgegangen werden. Die Dichtringe sind jedoch auf sehr hohe Lebensdauer hin entwickelt worden. Deshalb sollte eine kurzenzeitige hohe Belastung, wie sie beim Prüfstand auftritt, nicht zu einem Versagen der Dichtung führen. Das grösste Problem dieser Dichtung liegt aber in der zu erwartenden starken Hitzeentwicklung des Dichtrings bei derartig hohen Drehzahlen. Anhand der Berechnungsgrundlagen des Herstellers kann die Reibleistung folgendermassen abgeschätzt werden.

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Das vom Hersteller vorliegende Diagramm reicht nur bis zu einer Umfangsgeschwindigkeit von 20m/s. Ausserdem bezieht es sich auf eine Welle mit dem Durchmesser 50mm. Da sich der Anstieg der Reibleistung linear verhält, kann nach Absprache mit dem Hersteller die Leistung linear extrapoliert werden. Der Wert für eine Geschwindigkeit von 20m/s und 3bar Wasserdruck ist folgender:

P50203 350W=

umgerechnet auf 40m/s ergibt dies:

P50Umax3

P50203Umax⋅

U:= P50Umax3 659.734W=

und umgerechnet auf einen Wellendurchmesser von 12mm

PdwUmax3 P50Umax3

dW50mm

⎛⎜⎝

⎞⎠

⋅:= PdwUmax3 158.336W=

Eine direkte Aussage über die entstehende Temperatur lässt sich daraus nicht machen. Der Hersteller konnte auch keine konkrete Angabe zur Temperatur machen, da keine Erfahrungswerte vorliegen für diesen Wellendurchmesser in Kombination mit einer Umfangsgeschwindigkeit von 40 m/s. Die Temperaturen liegen lokal etwa 150- 200°C.

8.1.3 Integration des RWDR in die Konstruktion Da die Handhabung des Dichtrings der eines konventionellen RWDR entspricht, mussten keine speziellen Vorkehrungen getroffen werden. Es wurde jedoch ein gewisser Sicherheitsabstand zu dem rechten Lager eingehalten, um die Einwirkung der vermutlich starken Wärmeentwicklung zu entschärfen. Weiter mussten die Vorgaben des Herstellers zur Gestaltung der Umgebung des RWDR eingehalten werden. Dazu zählt die Materialwahl des Aufnahmegehäuses welches aus rostfreiem Stahl sein muss, um die Dichtwirkung des Dichtrings zum Gehäuse hin zu gewährleisten. Ausserdem muss eine Anschrägung am Wellen Ende vorgesehen werden, um eine Beschädigung der Dichtlippe bei der Montage zu vermeiden.

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Zur besseren Zugänglichkeit für das allfällige Auswechseln der Dichtung wurde ein Flansch vorgesehen (siehe Bild). Es ist wichtig, dass der Zustand des Dichtrings regelmässig überprüft werden kann, um allfälligen Defekten oder Verschleisserscheinungen vorbeugen zu können. Eine weitere Forderung des Herstellers war die minimale Oberflächenhärte von 55HRC der Welle an der Dichtstelle. Diese wird durch das Aufbringen einer Chromschicht von 0.15mm (Endmass nach dem Schleifen) erreicht. Die geforderte Oberflächenrauhigkeit Ra von 0.1µm wird auch durch diese Massnahme erreicht.

Rotorwelle ohne Scheibe

Gehäuse

Flansch

Polygon

RWDR

Das Bild zeigt den Prüfstand mit demontiertem Gehäusedeckel und Scheibe

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8.2 Lagerung der Rotorwelle

8.2.1 Vorauswahl Die Lager bilden in der gesamten Konstruktion eine Art Kernstück, das hoch belastet wird. Die Drehzahlen von 60'000 1/min stellen hohe Anforderungen an die Festigkeit der Lagerkugeln und die der Lagerringe. Das primäre Kriterium für ist die Drehzahl. Nach gründlichen Recherchen bei diversen Lagerherstellern wurde die Spindellager Serie von FAG ausgewählt. Es handelt sich dabei um Schrägkugellager, die vorwiegend bei hochdrehenden Werkzeugmaschinenspindeln eingesetzt werden. Sie zeichnen sich durch ihre überdurchschnittliche Genauigkeit aus und sind in der Lage die Anforderungen des Leistungsprüfstandes bezüglich Drehzahlfestigkeit zu erfüllen. Die Anzahl der Lager der eingesetzten Lager ist in erster Linie von der notwendigen Tragfähigkeit und von der geforderten Lagersteifigkeit abhängig. Da der Lagerabstand nicht von der Konstruktion vorgegeben war, wurde ein Lagerpaar in O- Anordnung gewählt. Dies auch, weil die radiale Kraft nur aus dem Eigengewicht der Scheibe und der Welle besteht und dementsprechend gering ist.

8.2.2 Berechnung der Lagerbelastung Als erstes muss geprüft werden, ob das gewählte Lager der Belastung in der Anwendung standhält. Die axiale Last wurde mit dem auf die Scheibe wirkenden Druck des eintretenden Wassers approximiert. Sollte hinter der Scheibe aufgrund der Pumpenwirkung ein geringerer Druck als am Eintritt entstehen, so würde folgende Belastung auftreten. ∆pW 2bar:= Aein 2827.433mm2

=

Die radiale Belastung setzt sich aus dem Gewicht der Welle und der Scheibe zusammen.

Die abgeschätzte Axiallast ist deutlich höher, als die radiale Last. Daraus ergibt sich die dynamisch äquivalente Belastung P.

Die Werte für X und Y sind spezifische Werte für das entsprechend vorab ausgewählte Lager. Sie werden aus verschiedenen Faktoren berechnet. Die genaue Berechnung kann im Anhang eingesehen werden. Die berechnete Belastung kann nun mit der dynamischen Tragzahl des Lagers verglichen werden. Cdyn 13.4kN:=

Fa ∆pW Aein⋅:= Fa 565.487N=

mW 0.354kg=

mS 0.252kg=

Fr mtot g⋅:= Fr 5.943N=

P X Fr⋅ Y Fa⋅+:= P 0.639kN=

fdCdyn

P:= fd 20.977=

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Die Berechnung zeigt, dass das gewählt Lager FAG XCB 7003C.T.P4S der Belastung weitaus standhält.

8.2.3 Integration des gewählten Lagers in die Konstruktion Als erstes wurde der Lagerabstand bestimmt. Er beträgt bei einem Lager pro Seite das dreifache des gewählten Lager- Innendurchmesser. Für grössere Lagerabstände müssen mehr Lager eingesetzt werden. Üblicherweise werden starr angestellte Spindellager in der weiten O-Anordnung ausgeführt. Die radiale Vorspannungszunahme infolge Montage- und Betriebsbedingungen wird in der weiten O-Anordnung durch die thermische axiale Längenänderung der Welle in etwa kompensiert. Die Schmierung, Drehzahl und Belastung haben einen Einfluss auf die Lagerreibung, diese wiederum auf die erzeugte Wärmemenge. Je nachdem, wie diese Wärmemenge abgeführt werden kann ergibt sich ein kleinerer oder grösserer Temperaturunterschied zwischen Lagerinnenring und –aussenring bzw. thermische Spannungen. Ein weiteres Problem stellte der vorgesehene Radialwellendichtring dar. Die erwartet starke Hitzeentwicklung durch die Reibung, die bei nicht berührungslosen Dichtungen entsteht, überträgt sich auf den Innenring des rechten Lagers. Da der Hersteller der Dichtung (Busak&Shamban) keine genauen Angaben zur entstehenden Temperatur auf der Welle machen konnte, wurde vom schlimmsten Fall ausgegangen. Dies würde bedeuten, dass sich der Innenring im Verhältnis zum Aussenring so stark erwärmt, dass die Spannungen im Lager zu hoch werden, was innert kurzer Zeit zu einem kapitalen Lagerschaden führen würde. Deshalb wurde in Absprache mit Herrn Coiro, dem zuständigen Berater für Spindellager bei FAG, beschlossen eine elastische Lagerung zu konstruieren. Eine solche Lagerung ist vom konstruktiven Aufwand her aufwändiger, lässt aber im Gegensatz zur starren Anstellung eine grössere thermische Ausdehnung zu. Ausserdem wird die zu erreichende Drehzahl nicht durch die Vorspannung auf das Lager abgemindert. Zur Konstruktion wurden Unterlagen von bereits in ähnlicher Art ausgeführten Lagerungen studiert.

Die Konstruktion zeigt eine Spindellagerung mit starrer Anstellung. Für die Anwendung auf den Prüfstand und die Konstruktion der elastischen Lagerung galt es die Aussenbüchse aufzutrennen und Federn mit definierter Vorspannkraft einzuführen. Zur Bewerkstelligung der notwendigen Vorspannung mussten Druckfedern vorgesehen werden. Für das bereits gewählte Lager konnte diese dem Herstellerkatalog entnommen werden und beträgt für das gewählte Lager 163N. In diesem Wert sind die Einflussfaktoren auf die Spannkraft wie Drehzahl, Lagerbauart, mögliche Wärmeabfuhr, äussere Belastungen und Schmierung (Fett- oder Ölminimalmengenschmierung) berücksichtigt. Für Spindellager gibt es drei Klassen von Vorspannungskräften: tief, mittel und hoch. Bei der Ölminimalmengenschmierung in Verbindung mit einer elastischen Lagerung wird mit der 2fachen Vorspannung „hoch“ gearbeitet. Diese Kraft muss nun von den Druckfedern aufgebracht werden.

Aussenbüchse auftrennen und Federn einfügen.

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8.2.4 Berechnung der Druckfedern für elastische Vorspannung der Lagerung Die Vorgaben für die Auswahl waren aus Platzgründen eine möglichst kurze Baulänge l0 und einen Aussendurchmesser DA von maximal 5mm. Zudem sollte die Federkonstante C möglichst hoch sein, um die erforderliche Federkraft mit minimalen Weg aufzubringen Die Wahl für den Lieferanten fiel auf die Firma Fauvre Steudler SA, die ein breites Band an speziellen Druckfedern an Lager hat. Aus dem Katalog wurde somit die geeignete Feder ausgesucht.

Druckfeder l0 [mm] DA [mm] C [N/mm] smax[mm] Fmax [N]

9 4.2 62.18 1.48 92.03 Die erforderliche Vorspannkraft ergibt sich aus den Vorgaben der FAG zu Ferf 326N= Diese Kraft muss nun auf die Anzahl Federn verteilt werden. Als optimale Konfiguration ergab sich die Version mit vier Druckfedern verteilt auf den Umfang der Lagerbüchse. Dazu wurde die Federkonstante mit der Anzahl Federn multipliziert.

Nun musste noch der sich daraus ergebende Federweg geprüft werden, um diesen mit dem maximalen Federweg smax der Feder zu vergleichen. Dazu wurde die erforderliche Federkraft durch die theoretische Federkonstante der vier Federn geteilt.

Die Berechnung zeigt, dass für das Aufbringen der erforderlichen Vorspannkraft ein Weg von 1.3mm notwendig ist. Dies übersteigt den maximal möglichen Federweg smax der Feder nicht, also ist die Ausführung zulässig. Der Federweg muss jedoch von der Konstruktion limitiert werden. Der Aussenring des linken Lagers darf sich maximal 0.2mm nach rechts bewegen, da es sonst beschädigt wird. So wurde der Abstand zwischen der linken und der rechten äusseren Distanzhülse auf diesen Wert festgelegt.

F4 248.72N

mm= F4 CF 4⋅:=

l4FerfF4

:= l4 1.311mm= ∆S4 Smax l4−:= ∆S4 0.169mm=

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8.2.5 Optimierung

Ölablassbohrungen

Die diversen Besprechungen mit dem Lagerhersteller ergaben weitere Modifikationen. So wurde erkannt, dass die Vorspannkraft der Federn grösser sein muss, als die maximale axiale Kraft, die auf das Lagerpaket wirkt. Sonst besteht die Möglichkeit, dass die Federn nicht nur durch die thermischen Ausdehnungen komprimiert werden, sondern auch durch besagte Axiallast. Dies würde zu einer Überlastung und Zerstörung der Lager führen. Da die effektive Axiallast (rot) nur schwer abzuschätzen ist und eventuell die der Federkraft übersteigen würde, entstand die Idee, den rechten äusseren Distanzring mit Stiften zu sichern. Dies indem die Hülse im Gehäuse abgestützt wird.

So wird die Axiallast an das Gehäuse weitergeleitet, ohne die Feder zu belasten. Ausserdem ist so die rechte äussere Distanzhülse gegen Verdrehen gesichert. Um die Verdrehsicherung auch an der linken äusseren Distanzhülse zu gewährleisten, sind

versetzt zu den Druckfedern Stifte angebracht, die fix in der linken Hülse verankert sind und über grössere Bohrungen in der linken Hülse geführt sind. So ist gewährleistet, dass die Ölablassbohrungen stets die richtig positioniert sind und so eine Überhitzung des Lagers durch einen Ölstau verhindert wird.

Die von der Feder erzeugte Kraft (gelb) drückt an die linke äussere Distanzhülse, welche wiederum am äusseren Lagerring des linken Lagers angeschlagen ist. Über die Lagerkugel und den Lagerinnenring wird die Kraft auf den Labyrinthdistanzring geleitet, bis schlussendlich die Wellenmutter den Anschlag bildet. Die Sicherung der Innenringe (blau) erfolgt auf konventionelle Art von der Wellenmutter, über den linken Innenring zur inneren Distanzhülse. Diese ist auf der rechten Lagerseite am rechten Innenring abgestützt, welcher wiederum am vorgesehenen Anschlag der Welle ansteht. So bildet die Lagerung eine in sich gesicherte Einheit, die statisch bestimmt ist und die geforderte Elastizität gewährleistet.

Sicherungsstift

Axialkraft FaFederkraft FF

Die 3-D Ansicht zeigt das Lagerpaket. Das Lagergehäuse ist ausgeblendet.

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8.2.5.1 Wellenmutter Eine weitere Modifikation betrifft die Wellenmutter. Ursprünglich geplant als integrierte Mutter in die Labyrinthdichtung, wurde davon abgesehen, weil die Wellenmutter für den Betrieb des Prüfstandes in beide Richtungen gesichert werden muss. Es muss davon ausgegangen werden, dass nicht alle zu testenden Turbinen dieselbe Drehrichtung aufweisen. Standard Wellenmuttern sind meist so ausgeführt, dass die Sicherung durch ihre asymmetrische Anordnung Umwucht erzeugt. Da dies bei Drehzahlen von 60000 1/min möglichst vermieden werden sollte, wurde nach einer Wellenmutter gesucht, die speziell für schnell drehende Wellen ausgelegt ist. Als optimale Komponente bot sich die zugehörige Wellenmutter zum Spindellagersatz der FAG an. Erstens, weil es sich um ein Standardteil handelt und weiter, weil die Eignung für hohe Drehzahlen gewährleistet ist.

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8.2.6 Gestaltung der Ölnebelschmierung Um die geforderte Schmierung der Lager zu erreichen, muss eine saubere Zufuhr des Schmiermittels gewährleistet werden, damit der Schmierfilm zu keiner Zeit abreisst. Die gewählte Ölnebelschmierung wird angewandt, wenn die Drehzahl für Fettschmierung zu hoch ist. Die Vorgaben des Lagerherstellers sind folgende:

• Öl- Reinheitsklasse: 13/10 (ISO 4406) • Luftsauberkeit: Partikelgrösse max 0.01µm • Trockenheit der Luft: Taupunkt bei 2°C • Druck Luftzufuhr: 3 bar • Ø Einspritzdüsen: 0.5 bis 1mm • Düsengestaltung: Für jedes Lager eigene Düsen auf Teilkreis gerichtet • Ölabläufe: auf beiden Seiten eines jeden Lagers Ø > 5mm • Ölmenge: 30 mm3/h

Der Ölnebel wird axial zugeführt, um die Aufbringung der äusseren Lager zu ermöglichen. Die radialen Bohrungen werden nach dem Bohren mit Madenschrauben verschlossen und mit Loctite abgedichtet und gesichert.

Angesichts der sehr feinen Bohrungen für die Einspritzung, ist es äusserst wichtig, dass das zugeführte Luft- Ölgemisch möglichst sauber gehalten wird. Dazu wird eine Wartungseinheit, bestehend aus einem Luftfilter, einem Ölfilter und einem Nebler vorgeschaltet. Um die geforderte Luftpartikelgrösse vom 0.01µm zu erreichen, muss noch ein weiterer Mikrofilter mit zusätzlichem Wasserabscheider, eingesetzt werden.

Ölnebelzufuhr

Ölnebelabfuhr

Detail: Einspritzung des Ölnebels auf den Teilkreis

Detail: Ölablaufbohrungen auf beiden Seiten des Lagers

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Die gewählte Wartungseinheit der Firma Norgren, vertrieben durch Maagtechnik Schweiz, eignet sich nicht nur wegen der Einhaltung der Vorgaben sondern auch wegen der kompakten Bauweise.

8.2.7 Fazit Lagerung Rotorwelle Zusammenfassend lässt sich sagen, dass die Konstruktion der Lagerstelle eine echte Herausforderung war und im Detail verschiedene konstruktive Knacknüsse enthält. Es lohnt sich jedoch gerade bei einer solch hoch beanspruchten Konstruktion, wie es dieser Prüfstand ist, genügend Zeit auf eine saubere Gestaltung der Lagerstelle zu verwenden.

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8.3 Lagerung des Wellengehäuses Damit das an der Rotorscheibe entstehende Drehmoment bzw. die Verdrehung des Gehäuses gemessen werden kann, muss das Wellengehäuse in der Abstützung radial gelagert werden. Dabei war es wichtig, dass in der Lagerung möglichst wenig Reibung entsteht, um eine möglichst genaue Drehmomentmessung zu ermöglichen. Zur Auswahl standen das Nadellager oder ein konventionelles Rillenkugellager.

Die Vorteile des Nadellagers sind die im Durchmesser geringe Bauweise vor allem, wenn die Nadeln direkt auf der Welle (Gehäuse) laufen. Ausserdem weisen sie eine hohe radiale Steifigkeit auf. Das Rillenkugellager ist leicht montier- und demontierbar und hat die geringste Reibung aller Lagerbauarten. Es ist zudem vergleichsweise günstig. Aufgrund dessen wurde ein Rillenkugellager gewählt, das sich durch die verhältnismässig geringen Abmasse auszeichnet.

Die Lagerbelastung der äusseren Lager ist sehr gering. Die Belastung besteht nur aus dem Gewicht des Lager- und Rotorgehäuses, da beim Verdrehwinkel nicht von einer Rotation gesprochen werden kann. Dies macht eine Berechung überflüssig.

Rillenkugel-lager

Gehäuse Aussen

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8.4 Rotorwelle Bei der Gestaltung der Rotorwelle wurde besonders darauf geachtet, dass die überstehende Länge ausserhalb der Lager möglichst kurz gehalten wird. Dies deshalb, weil je kürzer die Welle gebaut ist, desto steifer ist sie und demnach auch weniger anfällig auf kritische Drehzahlen. Die Geometrie der Welle wird von den Dimensionen der ausgewählten Lager und der Dichtung sowie dem vordefinierten Lagerabstand festgelegt. Ausserdem müssen die Lageranschläge und die Aufnahme der Wellenmutter vorgesehen werden. Für die formschlüssige Übertragung des Drehmoments von der Rotorscheibe auf die Welle und von der Welle zum Kupplungsflansch, ist als Polygon Welle- Nabe Verbindungen ausgeführt. Diese befinden sich an den beiden Enden der Welle.

8.4.1 Werkstoffwahl Es stand von Beginn weg fest, dass der Werkstoff ein hochfester Stahl sein sollte. Die Vorteile liegen dabei auf der Hand. Da bei der Welle vor allem die Steifigkeit wichtig ist, ist das E- Modul die entscheidende Grösse. Der ist fast doppelt so hoch wie der von Titan. Ausserdem spielt die Dichte der Welle bzw. das Gewicht nicht eine übergeordnete Rolle, da der Schwerpunkt der Welle innerhalb der Lager liegt und sich so nicht negativ im Bezug auf die kritischen Drehzahlen auswirkt. Ein weiterer Faktor, der auf die Werkstoffauswahl Einfluss nahm, war die vom Hersteller des RWDR geforderte Härte an der Oberfläche von 55 HRC. Ausserdem sollte der Werkstoff rostfrei sein, da ein Teil der Welle auch im Wasser dreht. Als erster Werkstoff wurde 1.4034 gewählt, da dieser auf die geforderte Härte ausgehärtet werden kann. Da die Polygon Verbindung eine noch höhere Härte der Oberfläche erforderte, musste eine Chrombeschichtung der hoch belasteten Stellen vorgesehen werden. Dies wiederum bedeutete, dass die Grundhärte des Stahls nicht mehr ein primäres Auswahlkriterium darstellte. Aufgrund der sehr guten Festigkeit und Korrosionsbeständigkeit wurde der Werkstoff 1.4057 bestimmt.

8.4.2 Festigkeitsnachweis im Programm M-Design Nachdem die eine erste Version der Geometrie vorhanden war, wurde die Welle mit dem Programm M- Design auf die Festigkeit hin geprüft. Folgender Belastungsplan wurde aufgestellt:

Die berücksichtigten Parameter sind:

Welle Prüfstand MT [Nm] 20 n [1/min] 70000

mMutter [kg] 0.0072 Werkstoffnummer [-] 1.4057 mKupplung [kg] 0.033 Rm [N/mm2] 850

mWellenmutter [kg] 0.0255 Rp0.2 [N/mm2] 400 mScheibe [kg] 0.162 τzul [N/mm2] 280

E- Modul [N/mm2] 216000

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8.4.2.1 Resultate der Berechnung Belastungen Belastung Position [mm] Maximales Biegemoment [N/mm2] 0.057 112 Maximale Biegespannung [N/mm2] 0.239 120 Maximale Torsionsspannung [N/mm2] -58.946 120 Maximale Vergleichspannung [N/mm2] 102.635 120 Minimale Sicherheit gegen Dauerbruch [-] 2.849 20 Minimale Sicherheit gegen Fliessen [-] 6.772 120 Maximale Durchbiegung [mm] 0.00016 160 Aus den Resultaten ist zu erkennen, dass die Welle auf Biegung nicht kritisch belastet ist. Die Torsionsspannung, die durch das Drehmoment entsteht, liegt unterhalb der zulässigen Torsionsspannung von 280N/mm2. Die Minimale Sicherheit gegen Dauerbruch liegt mit ca. 2.8 in einem sicheren Bereich. Abschliessend lässt sich sagen, dass die Belastung der Welle auf Torsion und Biegung wie erwartet nicht sehr hoch sind, sondern das wichtigere Kriterium die Höhe der ersten biegekritischen Drehzahl ist.

8.4.3 Berechnung der kritischen Drehzahlen mit M-Design und KISSsoft Für den Prüfstand ist es von hoher Bedeutung, dass das gesamte gewünschte Drehzahlband von ca.2000 bis maximal 70000 1/min für die Tests zur Verfügung steht. Dies setzt Voraus, dass in diesem Bereich keine biegekritischen Drehzahlen der Welle auftreten. Um den Nachweis zu erbringen, wurden drei verschiedene Programme zur Berechnung verwendet. Um eine erste Einschätzung über das Niveau der ersten kritischen Drehzahl zu erhalten, wurde diese nach der Ausarbeitung der vorläufigen Wellengeometrie mit dem Programm M- Design nachgerechnet. Um die biegekritischen Drehzahlen besser zu simulieren, wurden die Massen der auf der Welle angebrachten Teile als Massepunkte aufgebracht. Das erste Ergebnis von ca. 100000 1/min war einerseits eine Bestätigung der konsequenten Einhaltung des Grundsatzes, ausserhalb der Lager die rotierenden Massen gering zu halten, andererseits musste das Resultat Angesichts seiner grossen Wichtigkeit mit einem andern Programm überprüft werden. Dazu wurde die gleiche Geometrie zusätzlich mit dem Berechnungsprogramm für Maschinenbauanwendungen KISSsoft nachgerechnet. Das Programm legt der Berechnung eine Welle mit rotationssymmetrischem Querschnitt zugrunde. Ausserdem wird der Kreiseleffekt berücksichtigt.

Berechnung mit KISSsoft Berechnung mit M- Design Biegekritische

Drehzahl [1/min] [1/min]

1. 97’086 101’432 2. 132’198 152’603 3. 612’581 734’561 4. 745’403 918’103 5. 1’211’173 1’167’390

Aufgrund des gleichartigen Belastungsplans und der identischen Geometrie, fällt das Resultat praktisch identisch aus. Die Aussagekraft ist jedoch beschränkt, da beide Programme höchst wahrscheinlich dieselbe mathematische Berechnungsgrundlage verwenden.

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8.4.4 FEM- Analyse der Welle mit I-DEAS Um einen unabhängigen Vergleich zu erhalten, wurde die Rotation der Welle mit dem finiten Elemente Programm I-DEAS simuliert. Die Welle wurde mitsamt der inneren Lagerbüchse, der Kupplung, der Rotorscheibe und der Mutter zur Sicherung der Rotorscheibe simuliert. Dazu mussten als erstes die beteiligten Elemente mit der Welle zu einem Stück verbunden werden. Danach mussten die Teile durch Partitionen an den Verbindungsstellen mit der Welle wieder gezielt getrennt werden. Dies ist deshalb nötig, weil die verwendeten Materialien nicht bei allen Elementen dieselben waren. Die Vernetzung erfolgte nach der Solid- Mesh Methode. Die Lagerstellen sind mit einem einwertigen Lager auf der Kupplungsseite und einem zweiwertigen auf der Rotorgehäuseseite über den Durchmesser aufgebracht. Zur Analyse diente das Normal Mode Dynamics Verfahren nach Lanczos. Gesucht wurde nach den ersten 10 Drehzahlen oberhalb 10Hz, um den Rechenaufwand zu reduzieren.

Berechnung mit I-DEAS Biegekritische Drehzahl Drehzahl [1/min]

1. 139920 2. 177540

Bei der Auswertung der Resultate musste unterschieden werden zwischen den kritischen Drehzahlen der Scheibe und der der Welle. Bei ca. 30000 1/min trat die erste kritische Drehzahl der Scheibe auf. Diese kann vernachlässigt werden, weil durch den Kreiseleffekt und das sich in der Rotorkammer befindende Wasser die Scheibe stabilisiert wird. Bei 60000 1/min erreichte die Scheibe die zweite kritische Drehzahl. Danach folgte die erste biegekritische Drehzahl der Welle bei ca. 140000 1/min und die zweite bei 180000 1/min. Aus den Plots lässt sich deutlich die Art der Biegelinien erkennen. Diese wurden mit den Verläufen aus der Literatur verglichen und mit Prof. Manz validiert.

Im Vergleich zu den Resultaten aus KISSsoft und M- Design liegt das kritische Drehzahlniveau etwas höher, was nach Absprache mit Herrn Manz daran liegt, dass die Lagerbedingungen um den Umfang der Welle im I-DEAS eine höhere Steifigkeit aufweisen, als die in den andern Programmen, wo die Welle nur auf jeweils einem Punkt auf den Lagern

1. Biegekritische Drehzahl: 139920 1/min

2. Biegekritische Drehzahl:177540 1/min

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aufliegt. Ausserdem erhöhen die auf der Welle mitsimulierten Elemente die Grundsteifigkeit der Welle, weil das Flächenträgheitsmoment zunimmt. Abschliessend kann man sagen, dass die Ergebnisse der verschiedenen Berechnungen sich gegenseitig bestätigen. Die erste kritische Drehzahl wird über den geforderten 60000 1/min liegen. Es kann jedoch nicht ganz genau abgeschätzt werden, wie sich die Leistungsbremse mit angeschlossenem Turbolader bezüglich der kritischen Drehzahlen verhalten wird. Deshalb wird vorgeschlagen, dass die Schwingungen während des Betriebs mit einem piezoelektrischen Schwingungsaufnehmer überwacht werden.

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8.5 Rotorscheibe Zur Erzeugung des erforderlichen Drehmoments ist eine Scheibe an der Welle angeflanscht. Sie dreht im Wasser und erzeugt durch die Reibung im Wasser ein Drehmoment. Da die erwartete Drehzahl des Prüfstandes bei ca. 60000 1/min liegen dürfte, stellte sich als erstes die Frage, welcher maximale Durchmesser der Scheibe bei welchem Material erreicht werden kann. Dazu wurde eine Tabelle erstellt, welche die Spannung in der Scheibe in Abhängigkeit der Materialien Stahl, Aluminium, und Titan darstellt. So wurde veranschaulicht, wie sich die Parameter der einzelnen Werkstoffe auswirken. Vorerst musste aber die Scheibenspannung in Abhängigkeit des Radius berechnet werden. Ausgegangen wurde von der Formel für umlaufende Scheiben aus Dubbel C 41 Gl.6.3.2. Demnach ist die maximale Tangentialspannung die in der Scheibe entsteht:

στ 0.825 ρ⋅ ω2

⋅ ra2

⋅ 1 0.212ri

2

ra2

⋅+⎛⎜⎜⎝

Es kann dabei die Radialspannung vernachlässigt werden, da diese am Punkt der maximalen Tangentialspannung null ist. Löst man diese Formel nach dem Aussenradius auf ergibt das folgende Gleichung:

ra στ( ) 11650 ρ⋅

330− ρ⋅ 10000− στ⋅ 1749 ρ⋅ ω2

⋅ ri2

⋅+⎛⎝

⎞⎠⋅⎡

⎣⎤⎦

1

2

ω⋅:=

So konnte der maximal erreichbare Durchmesser bestimmt werden. Die Sicherheit von 1.5 soll dazu dienen, dass bei einer Drehzahlüberschreitung die Scheibe nicht sofort reisst.

Material der Scheibe Aluminium 7050-T73511

Titan Grade 5

Stahl 1.4057

Drehzahl [1/min] 60000 Streckgrenze / Rp0.2 [N/mm2] 430 820 600 Sicherheit auf Materialwert [ ] 1.5 1.5 1.5

Dichte [kg/m3] 2830 4430 7800 Maximaler Aussendurchmesser

[mm] 111 123 79

Der Vergleich zeigt deutlich, dass beim Titan das Verhältnis zwischen Festigkeit und Dichte optimal für diese Anwendung ist.

8.5.1 Berechnung der Spannungen in der Scheibe Nach der Auswahl des Werkstoffes wurde der Verlauf der Spannung über den gesamten Scheibenradius berechnet. Dazu müssen zuerst die Radial und Tangentialspannung abhängig vom Scheibenradius bestimmt werden.

σr r( ) 0.4125ρ⋅ ω2

⋅ ra2

⋅ 1ri

2

ra2

+ri

2

r2−

r2

ra2

−⎛⎜⎜⎝

:=

Radialspannung

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στ r( ) 0.4125ρ⋅ ω2

⋅ ra2

⋅ 1ri

2

ra2

+ri

2

r2+ 0.576

r2

ra2

⋅−⎛⎜⎜⎝

:=

Tangentialspannung Daraus konnte die Vergleichspannung nach von Mises berechnet werden.

σv r( ) σr r( )2

στ r( )2

+ σr r( ) στ r( )⋅−:=

8.5.1.1 Resultate

Radius [m] Radialspannung [N/mm2]

Tangentialspannung [N/mm2]

Vergleichsspannung [N/mm2]

0.006 ~0 708.489 708.489 0.012 254.517 437.259 380.374 0.018 285.938 377.982 341.397 0.024 278.377 346.545 317.989 0.03 254.517 320.267 292.978

0.036 219.953 293.549 264.543 0.042 176.603 264.474 233.298 0.048 125.27 232.241 201.335 0.054 66.335 196.468 173.11 0.06 ~0 156.952 156.952

Die Radialspannung konvergiert jeweils am Ende der Geometrie. Im Gegensatz dazu nimmt die Tangentialspannung zur Nabe hin zu. Die Vergleichsspannung verhält sich ähnlich der Tangentialspannung

Radialspannung Tangentialspannung

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Wie aus der Grafik zu entnehmen ist, nimmt die Spannung von innen nach aussen ab. Das heisst, dass die höchsten Spannungen innen an der Nabe auftreten. Aus der Form der Spannungskurve kann in etwa die Form der Scheibe abgeleitet werden. Somit macht es Sinn, die Scheibe am Nabenansatz dicker zu gestalten.

Vergleichspannung der rotierenden Scheibe

0

100

200

300

400

500

600

700

800

0 10 20 30 40 50 60 70

Radius [mm]

Span

nung

[N/m

m2 ]

Vergleichspannung

Scheibe im Schnitt

8.5.1.2 FEM Analyse der Scheibenspannungen Die Resultate wurden in der Konstruktion berücksichtigt und dann im FEM nachgerechnet. Dazu musste die Scheibe etwas vereinfacht werden. So wurde eine gleich bleibend dicke Scheibe modelliert die direkt an der Welle ansetzt, also keine Nabenbreite und Nabendicke hat. Die Scheibe ist mit einem Shell- Mesh vernetzt, welches 3mm dick ist. Der Durchmesser der Scheibe beträgt 120mm, um vergleichbare Werte, wie mit dem theoretisch berechneten Werten zu erhalten Die Welle ist mit Rigid- Elementen simuliert, die von der Achse der Welle aus, die Scheibe am Naben- Innendurchmesser festhalten. Die Festhaltung im Raum wurde an der Rotationsachse aufgebracht, wobei die Verschiebungen in x, y, z- Richtung blockiert sind. Weiter sind die Rotationen um die y und z Achse fest. Lediglich die Rotation um die x- Achse bzw. die Rotationsachse der Scheibe wurde zugelassen. Als Belastung wurde eine Rotation um die Symmetrieachse aufgebracht mit einer Drehzahl von 60000 1/min.

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Die Analyse ergab eine gute Übereinstimmung mit den theoretisch berechneten Werten. Die Spannung ist am Ansatz der Nabe auf der Welle am höchsten und nimmt nach hin ab. Die Deformation aussen an der Scheibe bewegt sich im zulässigen Rahmen und nimmt mit steigendem Radius zu. Die in der Scheibe vorgesehenen Bohrungen zum Abziehen der Scheibe von der Welle zeigten deutliche Spannungsspitzen. Die Festigkeit ist jedoch auch an diesen Stellen gewährleistet. Durch die Simulation der Welle mit unendlich steifen Rigid- Elementen, konnte die Aufweitung der Nabe nicht berechnet. Für die Polygon Verbindung musste die Passung festgelegt werden. Deshalb wurde eine weitere Berechnung der rotierenden Scheibe und der daraus resultierenden Spannungen und Dehnungen vorgenommen werden.

Bild: Spannungen in der Scheibe

8.5.1.3 Fazit Scheibenauslegung Für den Prüfstand wurden für die ersten Tests eine Scheibe mit 120mm Aussendurchmesser gewählt. Ausserdem werden eine Scheibe von 100mm und 140mm gefertigt. Die maximal zulässigen Drehzahlen bei einer Sicherheit von 1.3 sind in der nachfolgenden Tabelle dargestellt.

Scheibe 100mm Scheibe 120mm Scheibe 140mm Drehzahl [1/min] 79000 66000 56000

Es sollte zudem eine Sicherheit an der Anlage bestehen, die im Falle einer Überschreitung der zulässigen Drehzahl den Antrieb durch den Gasgenerator beschränkt.

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8.5.2 Welle- Nabe Verbindung der Scheibe Um die Rotorscheibe und die Kupplung mit der Welle zu verbinden, musste eine form- oder kraftschlüssige Wellen- Nabe Verbindung gewählt werden. Nach Absprache mit dem Auftraggeber folgte der Entschluss eine formschlüssige Drehmomentübertragung zu wählen. Dies deshalb, weil eine kraftschlüssige Verbindung für hohe Drehzahlen eine Presspassung erfordert, die erstens hohe Spannungen in der Nabe erzeugt und zweitens weil die Demontierbarkeit stark eingeschränkt würde. Dazu kommt die Gefahr von Schlupf zwischen Nabe und Welle, sodass eine saubere Übertragung des Drehmoments nicht mehr gewährleistet ist. Das grösste Problem bei der Auslegung bestand darin, dass nach dem Radialwellendichtring nur noch 12mm im Durchmesser für die Welle- Nabe Verbindung und die axiale Sicherung zur Verfügung standen. Die Drehmomentübertragung sollte den Durchmesser möglichst nicht zu stark abmindern, da sonst die Festigkeit der Welle an dieser ohnehin schon kritischen Stelle weiter vermindert würde.

8.5.2.1 Vorauswahl Zur Auswahl standen die Passfeder, Kerb- oder Zahnwellen oder eine Polygonverbindung. Die Passfeder eignet sich deshalb nicht, da bei den hohen Drehzahlen die Unwucht durch die nicht rotationssymmetrische Bauweise verstärkt würde. Es

wurde eine erste Version mit einer Kerbverzahnung nach DIN 5481 ausgearbeitet (siehe Bild). Das Problem bestand jedoch in der starken Verminderung des Durchmessers und in der entstehende Kerbe. Da dort die kritische Stelle an der Welle ist, wurde nach einer alternativen Lösung gesucht. Die Wahl fiel schlussendlich auf die Polygon Verbindung. Sie hat dem Vorteil, dass zumindest ein Teil des Umfangs mit dem vollen Durchmesser von 12mm trägt. Ausserdem ist die Kerbwirkung geringer, was sich positiv auf die Dauerfestigkeit auswirkt.

8.5.2.2 Berechnung Polygon Die Berechnung der Polygonverbindung erfolgte nach den Berechnungsgrundlagen der Firma Polygona AG. Vorgegeben waren dabei die Werkstoffdaten der Welle sowie der Nabe. Die Sicherheit wurde auf 1.5 festgelegt. Ausserdem war die Geometrie des Polygons, sprich mittlerer Durchmesser und Exzentrizität im Voraus definiert worden. Daraus konnte folgendes zulässiges Drehmoment berechnet werden:

Die mittlere Flächenpressung ergibt sich zu:

Mtzul pzul b⋅ 0.75π e⋅ dm⋅dm

2

20+

⎛⎜⎜⎝

⎠⋅:= Mtzul 107.092N m⋅=

p0 74.702N

mm2=

Mt0 p0 b⋅ 0.75π e⋅ dm⋅dm

2

20+

⎛⎜⎜⎝

⎠⋅

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Die vorhandene Sicherheit für die zulässige Flächenpressung liegt bei mehr als 5. Es ist also gewährleistet, dass die Nabe im Betrieb nicht anfrisst. Weiter wurde noch die erforderliche Nabenwanddicke berechnet. Sie ergibt sich aus folgender Formel:

Die Nabendicke der Scheibe des Prüfstandes wurde auf 3mm festgelegt. Durch die berücksichtigte Sicherheit ist der Wert im Falle von Lastspitzen immer noch im grünen Bereich. Des Weiteren konnte anhand der Unterlagen der Polygona die effektive Nabenaufweitung und Nabenspannung berechnet werden.

Die effektive Nabenspannung und die effektive Nabenaufweitung müssen für den Festigkeitsnachweis der Scheibe und das Auslegen der Passung berücksichtigt werden. Dabei kann die verhältnismässig kleine Aufweitung durch das Drehmoment vernachlässigt werden. Die effektive Nabenspannung wurde als Tangentialspannung in die Vergleichsspannung der Festigkeitsberechnung für die Scheibe eingefügt.

s0 sp 1.44⋅Mt0

σ0.2 b⋅⋅:= s0 2.789mm=

σeffMt0

bσI⋅:= σeff 150

N

mm2=

YeffMt0

bY1Titan⋅:= Yeff 0.461µm=

8.5.2.3 Fazit Wellen- Naben- Verbindung Die Auslegung erforderte eine genaue Einarbeitung in die etwas spezielle Materie dieser Wellen- Nabe Verbindung. Die enge Zusammenarbeit mit der Firma Polygona AG war sehr wertvoll, denn die Mitarbeiter verfügen über das notwendige Wissen, wie eine derartige Drehmomentübertragung ausgelegt werden muss. Deshalb wurden alle Ergebnisse der Berechnungen mit dem verantwortlichen Ingenieur besprochen.

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8.5.3 Aufweitung der Nabe und Welle

8.5.3.1 Theoretische Berechnung Aufweitung Nabe Die Aufweitung im Durchmesser der Nabe lässt sich anhand der folgenden Formel bestimmen:

Als Parameter wurden die Stoffdaten von Titan und eine Drehzahl von 60000 1/min berücksichtigt. Die Berechnung ergab eine starke Aufweitung. Dies führte zu einer Nachrechnung mit einer andern Formel, um das Resultat zu bestätigen. Beide Formeln brachten jedoch dieselben Ergebnisse. Durch die Rotation entstehen innen an der Nabe sehr hohe Spannungen und demnach auch hohe Dehnungen. Die hohen Spannungen, welche aus der theoretischen Berechnung resultierten, waren Grund für eine genauere Analyse des Spannungszustandes. Dazu wurde mit I-DEAS eine weitere finite Elemente Analyse durchgeführt, welche die genaue Geometrie berücksichtigt. Das Ergebnis soll Aufschluss darüber geben, um welchen Betrag sich die Nabe aufweitet, und welche Spannungen an der Geometrie entstehen. Die Vernetzung erfolgte für die ganze Geometrie mit einem Solid- Mesh. Die Festhaltung bzw. die Verbindung zur Rotationsachse ist als weiche Beam Elemente ausgeführt. Verbunden sind diese Elemente jeweils mit der Kante der auslaufenden Nabe. Die Innenfläche der Nabe bleibt frei und kann sich demnach verformen. Die Belastung ist eine reine Rotation um die Achse der Scheibe mit einer Drehzahl von 60000 1/min.

∆DN DWρTiETi

⋅ ue2⋅

1 νTi−

4 q2⋅

3 νTi+

4+

⎛⎜⎜⎝

⎠:= ∆DN 56.321µm=

8.5.3.2 Resultate FEM- Analyse Nabe Die Aufweitung der Nabe ist im Schnitt gesehen, dort wo die Fliehkraft der rotierenden Scheibe angreift, erheblich. Sie beträgt im Maximum 35µm.

Der Effekt, dass die Aufweitung zum Naben Ende hin abnimmt wird durch diese Analyse veranschaulicht. Deutlich zu sehen ist aber die stärkere Aufweitung auf der linken Seite. Die genaue Analyse der Deformationen ergab, dass eine Anpassung der Geometrie notwendig

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ist, um die Dehnung abzumindern. Sonst besteht die Gefahr, dass die Scheibe zu taumeln beginnt.

8.5.3.3 Aufweitung Welle Der Vollständigkeit halber wurde die Aufweitung der mitdrehenden Welle mit derselben theoretischen Formel wie für die Nabe berechnet.

∆DW DWρ StESt

⋅ ue2

⋅1 νSt−

4 q2⋅

⎛⎜⎜⎝

⎠:=

∆DW 0.108µm= Der Vergleich zeigt, dass sich die Nabe wesentlich mehr aufweitet als die Welle. Damit wird ein Presssitz unumgänglich. Deshalb wurde entschieden eine Presspassung an der Welle- Nabe Verbindung von 3µm bezogen auf die Welle auszuführen. So wird im Betrieb das Spiel annähernd ausgeglichen.

8.5.3.4 Optimierung der Scheibengeometrie Die Modifikationen betrafen die Länge der Nabe welche um 2mm verlängert wurde und den Radius am Übergang welcher neu nur noch 3mm beträgt, anstelle der ursprünglichen 4mm. So wird der Angriffspunkt der durch die rotierende Scheibe entstehenden Fliehkraft mehr zur Mitte der Nabe hin versetzt. Dadurch wird die Nabe aussen weniger deformiert. Ausserdem wurde die Scheibe auf der Nabe eingemittet, um einen homogeneren Verlauf der Spannungen bzw. der Dehnungen links und rechts zu erhalten.

Der neue Verlauf zeigt, dass die Deformationen an den Enden der Nabe deutlich abgenommen haben. Sie liegen nun auf den Durchmesser gesehen bei ca. 5-7µm. Das Resultat wurde mit dem Hersteller der Polygonverbindung diskutiert. Die Passung beträgt nun 2-3µm und wirkt der Aufweitung der Nabe in Betrieb entgegen. Für die Montage und Demontage der Scheibe ist ein Werkzeug vorzusehen, mit welchem bei der Montage nicht auf die diffizilen Lager gedrückt wird. Die Montage mit dem Gummihammer kann das Lager auch beschädigen. Die Nabe wird zusammen mit der Welle vom Hersteller genau eingepasst, um die vorgegebene Passung zu garantieren. Sollten im Betrieb Probleme mit zu grossem Spiel entstehen, so kann die Welle erneut verchromt und auf Toleranz geschliffen werden.

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8.6 Kupplung zwischen Prüfstand und Prüfling Die Kupplung muss den Prüfstand mit der zu testenden Turbine verbinden. Sie soll ausserdem die Möglichkeit bieten, die beiden Teile voneinander zu trennen, ohne dass die Leistungsbremse in ihrer Position verschoben werden muss. Da es technisch nicht möglich ist die beiden Teile vollkommen genau aufeinander auszurichten, muss die Kupplung den verbleibenden Versatz zwischen Turbinenachse und Prüfstandachse ausgleichen. Bei der gewählten Zweigelenkupplung besteht die Möglichkeit, Axial, Radial sowie Winkelversatz auszugleichen. Der axiale Versatz wird über den verschiebbaren Kupplungsteil auf der Rotorwelle aufgenommen, die radialen und angularen Abweichungen werden über die beiden Gelenke ausgeglichen.

Da auf dem vom Auftraggeber gelieferten Turbolader bereits die Nabe einer derartigen Kupplung vorhanden war, wurde diese adaptiert und fertig entwickelt. Das Drehmoment wird vom Kupplungsteil auf der Welle des Prüflings an jeweils zwei, gegenüber den Schrauben in der Kupplungsbüchse, versetzte Passschrauben auf elastische Kupplungsscheiben aus Federstahl übertragen. Diese Lamellenscheiben sind ihrerseits über die Passschrauben mit der Zwischenhülse verbunden. Die Übertragung von der Büchse auf die Rotorwelle erfolgt analog. Die Drehmomentübertragung von der Kupplung auf die Rotorwelle erfolgt analog zur Drehmomentübertragung von der Rotorscheibe zur Rotorwelle, somit auch über eine Polygonverbindung. Aufgrund der geringeren Abmessungen der Kupplung ist die Belastung der Verbindung durch die Drehzahl jedoch tiefer. Somit erübrigte sich eine weitere Berechnung. Der Prüfstandseitige Kupplungsteil besteht wie auch die Rotorscheibe aus anodisiertem Titan Grade 5. Die Welle ist auch an dieser Verbindungsstelle verchromt.

Prüfling

Prüfstand

Kupplung

Kupplungsbüchse Kupplung mit Aussparungen für Drehzahlmessung (induktiv)

Passschraube

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8.6.1 Elastische Kupplungsscheiben Um die Bewegung zwischen Kupplungsflansch und Kupplungsbüchse zu ermöglichen, wird die verbindende Kupplungsscheibe aus rostfreiem Federstahl gefertigt. Die Kontur der Kupplungsscheibe wird ausgelasert. Um die Scheibe in ihrer Bewegung so wenig wie möglich zu behindern, werden die Auflageflächen der Scheibe so klein wie möglich gehalten. Darum sind stirnseitig der Kupplungen und der Kupplungsbüchse Entlastungen vorgesehen. Der Einsatz von Passschrauben ermöglicht eine genaue und wiederherstellbare Zentrierung der Kupplungsscheibe.

Entlastungen

Kupplungsscheibe

8.6.2 Kupplungsbüchse Die Kupplungsbüchse besteht aus Aluminium 6063 AlMg0.7Si. Die Länge wurde in Absprache mit dem Auftraggeber auf 80mm festgelegt, um den entstehenden Versatz ausgleichen zu können. Die Büchse wurde auch auf ihre Festigkeit überprüft. Als kritischer Teil wurde der dünne mittlere Büchsenteil untersucht. Die Belastungen sind einerseits das Drehmoment von 20Nm, andererseits aber auch die Drehzahlen von bis zu 70'000 1/min. Aus den Spannungen von der Torsionsbelastung und der Belastung durch Fliehkraft wurde die Vergleichsspannung gebildet. Folgende Werte wurden am Innenradius ri und am Aussendurchmesser ra berechnet:

Man erkennt, dass die Spannungen deutlich unter der maximal zulässigen Spannung von 152 N/mm2 liegen. Die Festigkeit der Büchse ist somit gewährleistet.

σv ri( ) 32.064N

mm2= σv ra( ) 29.498

N

mm2=

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8.7 Rotorgehäuse Das Gehäuse, welches die rotierende Scheibe aufnimmt ist im Betrieb mit Wasser gefüllt. Das Wasser wird axial zugeführt und tritt radial wieder aus. Das Gehäuse weist eine genügende Wandstärke auf, um bei einem Versagen der Scheibe die abgetrennten Teile abzufangen. Das Rotorgehäuse wurde abgetrennt vom Aufnahmegehäuse der Lagerung konstruiert. Somit könnten wenn erforderlich die Dimensionen angepasst werden, ohne das Lagergehäuse neu zu fertigen. Die Abdichtung der Gehäuse erfolgt mit EPDM- O- Ringen, da dieses Material am besten für Wasser mit hohen Temperaturen geeignet ist. Das Gehäuse schliesst das Wasser ein und bildet gleichzeitig den Stator. Deshalb sind auf der Innenseite austauschbare Platten angeschraubt. So können zum Verändern der Reibbedingungen z.B. Bohrungen in den Gehäuseplatten zusammen mit einer gelochten

Rotorscheibe zum Einsatz kommen. Ausserdem kann so der Abstand zwischen Rotor und Stator variiert werden, was auch einen Einfluss auf die entstehende Reibung hat.

8.7.1 Wasser Anschlüsse Der Wasseranschluss am Ein- und am Austritt muss so gestaltet werden, dass das fliessende Wasser kein Moment auf das Gehäuse übertragen kann. Dies, damit die Drehmomentmessung nicht verfälscht wird. So ist die Zuleitung des Wassers nicht direkt mit dem Rotorgehäuse verbunden. Die Zuleitung wird an einen Support angeschraubt. Dieser Support ist auf dem Prüfstandtisch abgestützt womit keine Kräfte an das Gehäuse übertragen werden können. Der Gehäuseanschluss wird in den Support eingeschoben. Die Abdichtung erfolgt über einen O-Ring aus NBR. Da die Gehäuse und der Support relativ zueinander so gut wie keine Bewegung ausführen, kann die notwendige Verformung durch den O- Ring geschehen. Beim Austritt des Wassers wird das Wasser durch den Prüftisch mit einer geraden Leitung nach unten geführt, dies auch damit keine die Messungen verfälschenden Kräfte entstehen. Am Ein- und am Austritt des Wassers sind Ventile

angebracht, womit sich die im Gehäuse befindliche Wassermenge und somit das Bremsmoment regulieren lässt.

Wasser- zufuhr

Was

ser-

abfu

hr

8.7.2 Berechnung des Wasserdurchsatzes Wird die gesamte Leistung von 60kW im Rotorgehäuse in Wärme umgewandelt, so kann mit der Temperaturerhöhung des Wassers und der spezifischen Wärmekapazität der Massenstrom an Wasser berechnet werden: Q mW cpW⋅ ∆Tmax⋅

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Die maximale Temperaturdifferenz des Wassers zwischen Eintritt und Austritt beträgt 30K. Somit konnte aus der oben stehenden Gleichung der Massenstrom berechnet werden.

mW 0.478kgs

:=

Über die Kontinuitätsgleichung konnte nun unter Vorgabe der maximalen Geschwindigkeit die erforderliche Rohrquerschnittsfläche berechnet werden. Die maximale Geschwindigkeit wurde mit 2m/s vorgegeben. mW ρ W AAus⋅ cmax⋅ Der erforderliche Querschnitt liegt somit bei 239 mm2. Daraus folgt, dass der Austrittsdurchmesser mindestens 17mm betragen soll. Als Anschluss gewählt wurde ein G ¾“ Gewinde, womit ein lichter Durchmesser von 20mm erreicht wird. Da am Eintritt der gleiche Massenstrom durchgesetzt werden muss, wurde auch am Support für den Wasseranschluss ein G¾“ Gewinde vorgesehen. Da das in den Eintrittskanal hinein ragende Wellende den Kanalquerschnitt vermindert, musste der benötigte Aussendurchmesser des Kanals berechnet werden. Der Querschnitt ist vorgegeben, da auch hier der Massenstrom durchgesetzt werden muss. Der von der Wellen- und Scheibenfestigkeit vorgegebene innere Durchmesser beträgt 20mm. Somit wurde ein äusserer Durchmesser von 30mm berechnet, was in die Konstruktion umgesetzt wurde.

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8.8 Drehmomentmessung Durch die Reibung zwischen Rotorscheibe und Rotorgehäuse will das Gehäuse mit der Scheibe mitdrehen. Behindert man diese Bewegung, so erzeugt man ein Reaktionsmoment. Die daraus resultierende Kraft wird über eine Kraftmessdose aufgenommen, welche in einem bestimmten Abstand von der Drehachse montiert wird. Da die Kraftmessdose auf Druck beansprucht werden muss und die Drehrichtung des Prüfstandes bei einem anderen Prüfling ändern kann, wurde die Konstruktion so ausgeführt, dass sie auf beiden Seiten des Prüfstandes montierbar ist. Die Kraftmessdose ist in der Aufnahme, welche am äusseren Lagergehäuse (und somit auch am Support) befestigt ist, durch einen Flansch fixiert. Die Kraft wird über einen Gewindestift aufgenommen. Dieser Gewindestift wird an einem auf dem Rotorgehäuse angeschraubten ist ein Winkel festgemacht. Durch diesen Gewindestift, welche in der Mitte eine Verjüngung hat, wird die Kraft vom Rotorgehäuse auf die Kraftmessdose übertragen. Die Verjüngung erlaubt eine leicht versetzte Krafteinleitung. Damit die Kraftmessdose nicht Aufgrund allfälliger Fertigungsungenauigkeiten verspannt wird, wird die exakte Positionierung über Muttern am Gewindestift durchgeführt.

Die Kraftmessdose, welche von der SPL vorgegeben wurde, kann eine Kraft von 222N aufnehmen. Die Kraftmessdose befindet sich 115mm ausserhalb der Prüfstandachse, Dies ergibt ein aufnehmbares Drehmoment von Für die Kalibrierung der Drehmomentmessung können die oberen zwei Schrauben der Gehäuseverbindung entfernt werden und ein Hebelarm an diese nun frei gewordenen Gewinde geschraubt werden. An diesen Hebelarm werden in definiertem Abstand Gewichtssteine angehängt und somit ein definiertes Drehmoment eingeleitet. So kann die Messung der Kraftmessdose kalibriert werden.

Winkel

Rotorgehäuse

Gewindestift

Aufnahme der Kraftmessdose

Äusseres Lagergehäuse

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8.9 Versuchsanordnung Der gesamte Prüfstand wird auf einem Prüftisch montiert. Die Führung zwischen Prüfstand- und dem Turboladerteil wird über Bosch-Profile sichergestellt. Der Prüfling wird auf eine Adapterplatte geschraubt, welche ihrerseits an einen Support geschraubt wird. Der Sinn dieser Adapterplatte ist es, ohne grossen Fertigungsaufwand ein Zwischenstück zu haben, welches auf die Anschlussmasse anderer Prüflinge angepasst werden kann. Auslassseitig des Turboladers sind im Support Gewinde vorgesehen damit eine Abgaswegführung angebracht werden kann. Der für den Betrieb notwendige Gasgenerator wird oberhalb des Turboladers montiert. Die Abstützung zum Prüftisch erfolgt über Bosch- Profile. Da bei der Montage gewisse Fertigungsbedingte Abweichungen zwischen den Wellenachsen bestehen, sind Nivelierschrauben vorgesehen, damit die beiden Achsen möglichst genau aufeinander ausgerichtet werden können.

Support Turboladerteil

Adapterplatte

Gewinde zur Befestigung der Abgaswegführung

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9 Terminplan

23.0

1.20

04

30.0

1.20

04

06.0

2.20

04

13.0

2.20

04

20.0

2.20

04

27.0

2.20

04

05.0

3.20

04

12.0

3.20

04

19.0

3.20

04

26.0

3.20

04

02.0

4.20

04

09.0

4.20

04

16.0

4.20

04

23.0

4.20

04

30.0

4.20

04

07.0

5.20

04

14.0

5.20

04

21.0

5.20

04

28.0

5.20

04

04.0

6.20

04

11.0

6.20

04

18.0

6.20

04

25.0

6.20

04

02.0

7.20

04

09.0

7.20

04

16.0

7.20

04

23.0

7.20

04

30.0

7.20

04

06.0

8.20

04

13.0

8.20

04

Einarbeiten in Theorie von LadeturbinenAuswahl der Dichtung WasserseiteAuswahl der Dichtung KupplungsseiteAuswahl der Lager innen und aussenKonstruktion BremsenteilDesignstudien von HandCAD ZeichnungenZeichnungen 2DBerechnen der krit. Drehzahl (Mdesign)Berechnen der krit. Drehzahl (KISSsoft)FEM Berechnung WelleFEM Berechnung Scheibe+AufweitungBerechnung Festigkeit der WelleBerechnung Festigkeit der ScheibeAuswahl ScheibeVerbindung Kupplung - WelleVerbindung Scheibe - WelleProbleme Wasserzufuhr lösen

Konstruktion TurbinenteilKonstruktion GesamttischHalterung Turbo/PrüfstandPeripherieBestellen/Abklären

Auswahl Hersteller Welle und GehäuseAuswahl Hersteller PolygonÜberlegungen zu Versuchsaufbau

Bericht / Dokumentation

Auf

fahr

t

Som

mer

ferie

n

Fasn

acht

sfer

ien

Ost

erfe

rien

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10 Weiteres Vorgehen Die Gruppe wird in den Sommerferien offiziell eine Woche vom 26.7 bis 30.7.04 die Arbeit weiterführen. Die Zielsetzungen für diese Woche sind das Fertigstellen der Werkstattzeichnungen. Bei dieser Gelegenheit können letzte Details verbessert werden. Nach dieser Arbeitswoche erfolgt die Übergabe aller Dokumente an die SPL, damit die Möglichkeit besteht, am Versuchsaufbau weiterzuarbeiten (Anschlüsse, Installationen, Verkablungen, Zufuhr Betriebsmittel…) Weiter muss noch die genaue Anordnung auf dem von der FHBB bereitgestellten Prüftisch festegelegt werden. Dazu können die von Herrn Prof. Dr. Bopp freundlicherweise zur Verfügung gestellten Bosch- Profile verwendet werden. Die in der FH gefertigten Teile und die Bearbeitungsschritte ausser Haus müssen überprüft werden. Dies geschieht unter Aufsicht vom Abteilungsingenieur U. Wüst. Nach dem Erstellen der Montageanleitung kann dann der Prüfstand zusammengebaut werden und für erste Tests bereitgehalten werden. Das Ziel ist es, zusammen mit der SPL und der Werkstatt der FHBB, mit Beginn der Diplomarbeit Ende Oktober, den Prüfstand fertig gestellt zu haben. Dies soweit dass nur noch einige Montage- und Kalibrierungsarbeiten ausgeführt werden müssen. So können die Messungen nach einer nützlichen Frist beginnen, was genügend Zeit für die darauf folgende Auswertung zulässt.

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11 Fazit Nachdem letztes Jahr sich bereits eine Gruppe von Studenten während eines Semesters mit der Konstruktion des Prüfstands für Turboladerturbinen auseinandergesetzt hatte, war der Druck auf und umso höher, die Konstruktion im Rahmen der Semesterarbeit abzuschliessen. Es wurde bewusst darauf verzichtet, Teile der vorgängigen Konstruktion zu übernehmen, um zu vermeiden, dass bei der Integration Probleme auftauchen. Die Arbeit gestaltete sich als äusserst reizvoll, da sich fast alle verwendeten Komponenten im Grenzbereich der Belastbarkeit bewegen. Obwohl bei Aufgabenstellung mehr Produktingenieur bezogene Aufgaben enthält, mussten stets auch die fluid- und thermodynamischen Gegebenheiten in der Konstruktion berücksichtigt werden. Damit zum Abschluss der Semesterarbeit eine durchdachte Konstruktion vorgelegt werden konnte, war viel Eigeninitiative von unserer Seite nötig. Eine gute Konstruktion zeichnet sich dadurch aus, dass die Auslegung aller Komponenten ein iterativer Vorgang ist. Das heisst, wenn eine Anpassung vorgenommen wird, müssen alle Auswirkungen auf das Gesamtsystem berücksichtigt werden und gegebenenfalls angepasst werden. Dies ist ein zeitaufwendiger Prozess, was die Abweichung von der ursprünglichen Aufgabenstellung erklärt. Dabei muss aber auch auf die erstklassige Betreuung und Unterstützung von allen Seiten hingewiesen werden. Die besten Lösungsansätze ergaben sich jeweils aus Gesprächen mit Dozenten und Auftraggeber. Es bleibt zu hoffen, dass das angestrebte Ziel, Messungen mit dem Prüfstand durchzuführen, eingehalten werden kann. Mit Spannung blicken wir auf die Ausführung des Prüfstands hin und dessen Verhalten im Betrieb. Abschliessend lässt sich sagen, dass die Arbeit alle interessanten Aufgaben, die sich einem zukünftigen Ingenieur stellen, beinhaltet.

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

13 Danksagung Wir bedanken uns bei folgenden Personen, welche uns bei der Durchführung der Semesterarbeit zur Seite gestanden haben:

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

und Betreuer der Semesterarbeit • B. Berger Betreuer der Semesterarbeit SPL • U. Wüst Abteilungsingenieur Maschinenbau FHBB • Prof. R. Manz Dozent für Leichtbau an der FHBB • Prof. Dr. U. Bopp Dozent für Produktionstechnik FHBB • H.U. Ammann Mitbegründer der SPL und Auftraggeber Semester- und

Diplomarbeit • M. Coiro Experte für Spindellager, FAG Schweiz • J. Giger Inhaber Polygona AG • W. Schmid Dozent für Konstruktionslehre, FHBB • J. Langhart Ingenieur Rotationsdichtungen Busak + Shamban

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14 Literaturverzeichnis

• Dubbel 19. Auflage • Maschinenelemente Roloff Matek • Thermodynamik, P. von Böckh • Fluidmechanik, P. von Böckh • Diverse Kataloge aller Hersteller • www.busakshamban.ch • www.fag.com • www.bossard.com • www.spl.ch • www.polygona.ch • www.aerospacemetals.com • www.sbwil.ch • www.siberhegner.com • www.allegashop.ch • www.collini.ch • www.veralit.ch • www.maagtechnik.ch

14.1 Verwendete Programme • I-DEAS 3d-CAD-Programm zum Erstellen der Konstruktion

und Durchführen der FEM Analysen • MathCad Mathematik Programm • Excel und Word zum Erstellen des Berichts und von

Tabellenkalkulationen • KISSsoft Berechnungsprogramm für Maschinenbau • M- Design Berechnungsprogramm für Maschinenbau

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15 Anhang in separatem Ordner Inhalt:

• 2D- Zeichnungen • Berechnungen • Diverse Unterlagen verschiedener Hersteller • Protokolle von Sitzungen • Skizzen

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