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Studienarbeit

Speisepumpen in den ORC Kraftwerken

vorgelegt von

Ing. Can Ahmet Koşucu

Matr.-Nr. 6632846

kosucucan@hotmail.com

betreut von

Prof.Dr.-habil Jadran Vrabec

Paderborn, Oktober 2012

Erklärung

Hiermit erkläre ich, Can Ahmet Koşucu, die vorliegende Arbeit selbständig angefertigt zu haben. Die Erstellung erfolgte ohne das Zutun Dritter. Alle Hilfsmittel, die für die Erstellung der vorliegenden Arbeit benutzt wurden, befinden sich ausschließlich im Literaturverzeichnis. Alles, das aus anderen Arbeiten unverändert oder mit Abänderungen übernommen wurde, ist kenntlich gemacht.

Paderborn, September 2012

____________________________

N.N.

Abstract3

Abstract

Nowadays, Organic Rankine Cycle (ORC) is widely used for power plant technology. One of the purposes of this study is to put forward the working principle of feed pumps, which are used for Organic Rankine Cycle. This study is mainly based on the calibration and measuring methods of feed pumps. In order to achieve this, an experiment was performed. The results of the experiment are compared with theoretical values (for example: characteristic curve of the pump) and the value of measuring device. At the end, the huge effects of parameters, which are possessed by measuring device, on the measurement, can be seen.

Inhaltsverzeichnis..

Erklärung........................................................................................................................2

Abstract...........................................................................................................................3

Symbole und Formelzeichen..........................................................................................5

Kurzfassung.....................................................................................................................6

Einleitung.........................................................................................................................7

2.1 Thermodynamische Auslegung..............................................................................82.1.1 Thermodynamische Haupteigenschaften, erreichbar mit den Messungen

.....................................................................................................................8

2.1.2 Organischer Rankine - Prozess....................................................................8

2.2.1 :Vergleich : Arbeitsmedium ; Ammoniak, Benzol, Toluol:........................12

2.2.2 Thermodynamische und Strömüngsmechanische Eigenschaften der angewendeten Arbeitsfluida beim beobachteten ORC-Kreislaufprozess...................................................................................................................13

2.2 Konstruktiver Aufbau...........................................................................................132.3 Komponenten des ORC-Kreislaufs......................................................................14

2.3.1 Verdampfer.................................................................................................14

2.3.2 Turbine.......................................................................................................15

3.Speisepumpen.............................................................................................................19

3.1 Speisepumpen für Kraftwerksprozesse................................................................203.1.1 Kreiselpumpen...........................................................................................20

3.1.2 Verdrängerpumpen.....................................................................................22

3.1.3 Strahlpumpen.............................................................................................24

3.2 Speisepumpen für ORC- Systeme.......................................................................243.3 Exzenterschneckenpumpe....................................................................................29

3.3.1 Konstruktiver Aufbau der Exzenterschneckenpumpe................................29

3.3.2. Fluiddynamische Auslegung der Exzenterschneckenpumpe....................31

4. Messtechnik...............................................................................................................33

4.1. Grundlagen der Volumenstrommessung.............................................................334.2. Messungsgeräte für Volumenstrom.....................................................................34

4.2.1 Elektromagnetischer Durchflussmesser.....................................................34

4.2.2 Messblenden (Orifizplatten) und Düsen....................................................35

4.2.3. Venturimesser............................................................................................39

4.2.4 Türbinemesser............................................................................................40

4.2.5 Ultraschallmesser.......................................................................................40

5. Kalibrierung des Volumenstroms............................................................................41

5.1 Kalibrierungsversuch...........................................................................................425.1.1 Ergebnisse und Interpretation des Kalibrierungsversuchs.........................43

Literaturverzeichnis.....................................................................................................44

Inhaltsverzeichnis

5

Symbole und Formelzeichen

Kurzfassung

Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text Text

2 Kurzfassung

1.Einleitung

In der modernen Energietechnik spielen die ORC-Kraftwerke eine entscheidende Rolle, da

sie die Erdwärme als eine neue erneuerbare Energieart nutzen. In dieser Arbeit werden

Arten, Prinzipen und auftretende Arbeitsprobleme (wie z.B Kavitation) der Speisepumpen

bei dem ORC-Kraftwerk behandelt. Bei der Durchführung dieser Arbeit kann man sehen,

dass viele Parameter (wie z.B Eintrittsdruck, -Temperatur) von Speisenpumpen beachtet

werden müssen, welche die Wahl der Pumpe, die Effekte der Kavitation, die Effekte der

Kavitation auf hydraulischer Performance und durch Kavitation entstehende Instabilitäten

wesentlich beschreiben. [1]

Bei den Schäden und dem Verschleiß an Pumpen merkt man viele unterschiedliche

Ursachen. Die langzeitigen Schäden entstehen erst nach Jahren und die Belastung der

Pumpe hat einen entscheidenden Einfluss darauf. Die Art der Belastung, wie z.B. kurzer,

getakteter, zyklischer Betrieb oder Dauerbetrieb, definiert die Lebensdauer der Pumpe.

Legt man die Pumpe oder den Betrieb auf außerhalb des Betriebspunktes aus, kann dies

sehr schnell zum Ausfall der Pumpe führen. Um den Betriebspunkt der Pumpe zu

bestimmen, verwendet man die dazu gehörigen Kennlinien der Pumpe, die vom Hersteller

beschrieben werden. Der Hersteller von dem untersuchten ORC-Kraftwerk ist die Firma

NETZSCH.

Außerdem müssen in diesem Kraftwerk die spezifischen Eigenschaften des

Arbeitsmediums berücksichtigt werden, da das Medium im Vergleich zum Wasser bzw.

Wasserdampf speziell thermodynamische und strömungsmechanische Eigenschaften und

Größen enthält, die im folgenden Abschnitt beschrieben werden.

Die ORC- Kraftwerke haben viele entscheidende Vorteile, die folgend bestimmt werden:

Hohe thermodynamische Effektivität bei der Turbine

geringere mechanische Belastung in der Turbine

Während der Ausbreitung des Dampfs gibt es keine Feuchtigkeit, die die Korrosion bei Schlaufen verursacht

einfaches Startverfahren

automatischer und dauerhafter Betrieb

einfaches Wartungsverfahren

Hilfe vom Operator ist nicht notwendig

lange Lebensdauer (> 20 Jahre)

Entfernung der Mineralen im Wasser ist nicht notwendig

Aufgrund dieser Vorteile verbreiten sich Tag für Tag die auf dem ORC-Verfahren basierenden Kraftwerke in der ganzen Welt.

2 Thermodynamische Auslegung

2.1 Thermodynamische Haupteigenschaften, erreichbar mit den Messungen

1. Masse : m [kg], Massenstrom : M [kg/s]

2. Volumen : V [ m³ ], Volumenstrom : Q [ m³ /s]

3. Temperatur : T [K]

4. Druck: P [Pa]

5. Enthalpie : h [Joule]

6. Entropie : s [Joule/K]

2.2 Organischer Rankine - Prozess

Im Unterschied zum traditionellen Rankinesverfahren verwendet der ORC-Prozess eine hochkomplexe molekulare organische Flüssigkeit. Diese erlaubt, dass man aus den Wärmequellen, welche niedrige Temperaturen haben, (wie z.B: industrielle Abwärme, geothermische Wärme, solare Teiche.) die Wärmerückgewinnung benutzen kann. Das Arbeitsprinzip von ORC ist gleichbedeutend wie normales Rankinesverfahren : Das Arbeitsmedium wird in den Verdampfer gepumpt, wo es verdampft wird, dann läuft es in die Turbine durch und endlich wird es kondensiert.[1]

Bei einem idealen Kreislauf können folgende vier Prozesse definiert werden:

1) Isobarische Verdampfung (1- 4): Isobarisch bedeutet, dass es im Wärmeübertrager keinen Druckabfall gibt. Der Verdampfer kann in die drei Bereiche dividiert werden: Vorheizung (1-2), Verdampfung (2-3) und Siedeverzug (3-4).

2) Isentropische Ausdehnung (4-5): Isentropische Ausdehnung ist adiabatisch ( der Expander tauscht keine Wärme mit der Umgebung aus.) und reversibel (kein Reibungsverlust, kein Druckabfall, kein Austritt der Flüssigkeit, usw.)

3) Isobarische Kondensation (5-8): Der Wärmeübertrager kann in die Heißdampfkühlung (5-6) , Kondensation ( 6-7) und Flüssigkeitsunterkühlung (7-8).

4) Isentropisches Pumpen (8-1): Bei dem T-s Diagram kann man das Pumpen nicht sehen,da bei der isentropicschen Verdichtung dS=dT= 0 ist.

Bei dem realen Kreislauf nimmt die Effizienz des Prozess wegen der Irreversibilitäten ab. Hauptsächlich treten diese Irreversibilitäten so foldend auf:

2 Kurzfassung

Während der Verdichtung: Nur ein Teil der Energie ist wiederherstellbar. Der Rest der Energie wird in die Wärme und Verlust umgewandelt. Die Effizienz des Expanders wird von Verdichtung mit einer isentropischen Ausdehnung definiert.

Im Wärmeübertrager : Die Druckabfälle und die Verminderung der gesamten Leistung des Kreislaufs können auftreten.

In der Pumpe : Elektro-mechanische Verluste und innerer Austritt führen zu den Irreversibilitäten,die den Teil der nutzbaren Arbeit in die Wärme umwandeln.

Abb.2.1 T-s Diagramm für das ideale/reale ORC-Verfahren [1]

Abb.2.2 p-h Diagramm für das ideale/reale ORC-Verfahren [2]

Den Betrag der Arbeit kann man so berechnen:

Im T-s Diagramm, wenn der Dampf das perfekte Gas ist :

W exp =c p∗(T 4−T 5) (1)

Im p-h Diagramm,

W exp =h4−h5 (2)

Das Diagramm zeigt, dass Irreversibelitäten den Betrag der gesamten Arbeit reduzieren.

2.3 Effizienz des Kreislaufs von ORC

Die Effizienz des Kreislaufs wird so berechnet; der netto Betrag der nutzbaren Arbeit. (d.h. Arbeit beim Expander minus Arbeit bei der Pumpe) durch den Betrag der zum Kreislauf gegebene Wärme dividiert.

Arbeit bei der Pumpe:

w exp =h1−h8 (3)

Gegebene Wärme beim Verdampfer :

qverd=h4−h1 (4)

2 Kurzfassung

Um die Leistung zu bestimmen, müssen die intensiven Variablen mit dem Massenstrom multipliziert werden.

W exp=M∗wexp (5)

W exp=M∗wpump (6)

W exp=M∗qverd (7)

Die Effizienz wird wie folgend definiert:

η = (Wexp – Wpump) / Qverd = ( wexp- wpump) / qverd = [(h4-h5)-(h1-h8)] / (h4-h1 ) (8)

Vorauszuschicken ist, dass es nur für die Fälle der adiabatischen Ausdehnung und Verdichtung gilt. In dem Fall der Wärmeübertragung zwischen dem Expander (oder der Pumpe) und der Umgebung muss man die Gleichung der Wärmebilanz verändern[2];

W exp=M∗(h¿¿4−h5)¿ [9]

W exp=M∗(h¿¿1−h8)−Qamb , pump¿ [10]

Hier wird Qamb als die zwischen Expander (oder Pumpe) und Umgebung ausgetauschte Wärmeleistung genannt.

Die Effizienz des nicht adiabatischen Prozesses ;

η=(W exp−W pump )/M∗(h¿¿4−h1)=¿¿ [11]

2.2 Arbeitsmedium für Speisepumpen bei Organic Rankine Cycle

Im Kreislauf speilt das Arbeitsmedium eine wichtige Rolle. Arbeitsmedium muss nicht nur

erforderliche thermische und physikalische Eigenschaften haben, die an der Anwendung

anpassen. Zusätzlich muss es in dem gewünschten Temperaturbereich die geignete

chemische Stabilität besitzen.[10]

Organische Fluide leiden an chemische Verschlechterung und Zersetzung bei hohen

Temperaturen. Maximale BetriebsTemperatur ist von der chemischen Stabilität des

Arbeitsfluids begrenzt. [10]

Bei der Auswahl des Arbeitsmediums spielen viele Rollen. z.B thermische un

physikalische Eigenschaften, chemische Stabilität, Verträglichkeit, Sicherheit, Kosten,

Verfügbarkeit usw.

Heutzutage werden mehr als 50 Arbeitsmedium in der Technik vorgeschalgen. Aber,

manche Fluide wurden wegen der Umweltsbedenken abgelehnt oder wegen der nicht

praktischen Anwendungen des Fluids, wie z.B Methan. [10] Bei der Tabelle 3.1. kann man

wichtige Eigenschaften der Arbeitsfluiden sehen.

Tabelle 2.1. Eigenschaften der Arbeitsmedium

Mit dem Symbol ζ ordnet man ein, ob das Arbeitsmedium Trockenenfluid oder Naßfluid

ist. ζ wird als ds/dT definiert. Die Bestimmung der Art des Fluids kann man so darstellen;

ζ >0 : Trockenenfluid (z.B. Pentan)

ζ = 0 : Isentropik (z.B. R11)

ζ <0 : Naßfluid (z.B. Water) [10]

2 Kurzfassung

2.2.1 :Vergleich : Arbeitsmedium ; Ammoniak, Benzol, Toluol:

Wie bei Abb. 3.7 dargestellt, kann man deutlich sehen, dass das Wasser die nasseste

Flüssigkeit ist und höchste kritische Temperatur zwischen die gezeigten Flüssigkeiten hat.

Diese Eigenschaft des Wassers zeigt uns, dass sich es für die

NiedrigTemperaturswärmeumwaldungen nicht eignet. Wird Ammoniak* bei Organic

Rankine Cycle verwendet, braucht man Überhitzung, da Ammoniak eine Tiefnasse

Flüssigkeit mit dem Wert ζ =10,48 J/kgK2 ist. Ammoniak ist nicht geiegnet für kritische

Rankine Kreisläufe, weil ihr kritischer Druck (11.33 Mpa) relativ hoch ist. [10]

Währenddessen, Benzol und Toluol werden als isentropische Flüssigkeiten mit relativ

hohen kritischen Temperaturen angesehen. Benzol und Toluol sind stäbil bei diesen

Anwendungen.[10]

Abb. 2.3. Verteilungen von Arbeitsmedium

2.3 Konstruktiver Aufbau

Wie bei der Abb.1.1 gezeigt, besteht ein ORC- Kraftwerk grundsätzlich aus Türbine, Generator, Verdampfer, Kondensator, Speisepumpe und Kühlungsturm. Diese Struktur ist immer gleich bei einem den Dampfkreis habenden Kraftwerk. Aber, beim ORC-Verfahren wird niedrig siedende Substanzen als Arbeitsmedium verwendet.

Abb.2.4 Prinzipschaltbild einer ORC – Anlage (Organic Rankine Cycle) [16]

Der zweite Kreislauf treibt die Turbine an. d.h. In der Turbine wird kein Wasser bzw. Wasserdampf umgelaufen, sondern wird diese niedrigsiedende organische Flüssigkeit als Arbeitsmedium zirkuliert. Aus dieser Weise sagt man auf Englisch „ Organic Rankine Cycle (ORC)“.

2.4 Komponenten des ORC-Kreislaufs

2.4.1 Verdampfer

Der Verdampfer ist die erste Komponente eines ORC-Kraftwerks.Die Station s1 ist der

Eintritt des geothermischen Fluide in den Verdampfer, Station s2 ist der Austritt. Station 1

ist der Eintritt des Arbeitsmediums in den Verdampfer und Station 2 ist der Austritt des

Arbeitsmediums zur Turbine.[4]

Abb. 2.6 Die Schema vom Verdampfer [4]

Offensichtlich ist die Wärme, die aus der Quelle aufgenommen wird, gleich der Wärme,

die von dem Arbeitsmedium aufgenommen wird.

ms∗(hs1−hs 2 )=mworking fluid∗(h2−h1) [12]

2 Kurzfassung

Verdampfer arbeitet hier wie ein Wärmeüberträger zwischen dem kalten Arbeitsmedium

und der heißen Flüssigkeit. Die Austrittstemperatur des geothermischen Fluides ist kritisch.

Man muss vermeiden, dass diese Temperatur zu heiß in den Wärmeüberträger eintritt. [4]

2.4.2 Turbine

Die Turbine wandelt einen Teil von der Verdampfungsenthalpie zur Arbeit der Welle um.

Die thermodynamischen Auslegungen der Turbine wurde beim Abschnitt „die

thermodynamischen Auslegung „ behandelt. Der Kreislauf von Kalina nutzt das Gemisch

von Wasser und Ammoniak, so dass die Tröphchen in der Turbine eine gute elektrische

Leitfähigkeit, daher wird mit Hilfe des nicht magnetischen Titanium dieses Korrosion in

der Turbine vermieden.

Meistens ist das Arbeitsmedium beim ORC-Prozess rückläufig. d.h. Das austrentende Gas

ist überhitzt. Diese Wärmeentfernung beim Kondensator macht das überhitzte Gas de-

überhitzt. Das Gemisch Ammoniak-Wasser ist nicht rückläufig, aber der

Wärmeentfernungsprozess ist sehr ähnlich wie bei den rückläufigen Fluide.[4]

2.4.3 Kondensator

Kondensator kann mit dem Wasser oder der Luft gekühlt werden. Thermodynamische

Berechnungen für den Kondensator sind gleich für die beiden Phasen. Die sich kühlende

Flüssigkeit (Wasser oder Luft) hat thermodynamisch lineare Zustände.[4]

Abb.2.7 Technische Darstellung unseres Kondensators

Der eingebaute Kondensator hat tatsächlich zwei Hauptteile, die als Platten und Mantel

genannt werden und diese haben verschiedene Materialeigenschaften;

Platten Material :

Aisi 316 L

Titanium,Grade 1

C22

C276

Nickel 201

EN 1.4547, SMO254

EN 1.4639, 904L

EN 1.4462, Duplex

Alloy 59

Mantel Material :

Aisi 316L

St 35.8/1/P235GH

P265GH

P355NL2

EN 1.4547, SMO254

EN 1.4639, 904L

Titan

Alloy 59 [15]

2 Kurzfassung

Der Typ des eingebauten Kondensators bei dieser Kraftprozessanlage heißt allgemein

PSHE. PSHE hat so genannte Betriebseigenschaften ;

Geringes Fouling

Hohe Temperaturannäherung

Kompakte Bauform

Geringe Drücke

Geringe Temperaturen

Dichtungen [15]

PSHE- Kondensator besitzt viele Vorteile ; geringes Gewicht, sicherer Druckbehälter, hohe

Arbeitsdrücke, geringe Wartungskosten, mehrpässiger Gegenstrom, Vollverschweißt oder

offenbar, Resistance auch gegen Einfrieren, Kompakt, sehr hohe und sehr niedrige

BetriebsTemperaturen, effiziente Nutzung auch mit außergewöhnlichen Materialien. [15]

Abb.2.8 Aufbau der Plattenpaketes-1 [15]

Abb.2.9 Aufbau des Plattenpakettes-2 [15]

Plattenpaket besitzt vollverschweißtes Design ohne Dichtungen. Es gleicht die Druckstöße

aus. Alle Plattenschweißnähte sind 100 % prüfbar, segmentweißer Plattenaustausch und

Ersatzteilbevorratung von Plattenpaketen sind möglich. [15]

Abb.2.10 Druck / Last Wechsel Test [15]

Druck / Last Wechsel Test;

Dauer alle 15 sec. Ein neuer Zyklus

2 Kurzfassung

Plattenseite und Mantelseite gleichzeitig getestet.

Druckwechsel 10-60 Bar (870 Psi)

8000 Zyklen komplett ohne Schaden

Abb.2.11 Ein Beispiel vom ORC- Kondensator [15]

3. Speisepumpen

Die Pumpen sind die Strömungsmaschinen oder Vorrichtungen, die die spezifische

mechanische Strömungsenergie eines Fluids erhöhen.

Erhöhung der Strömungsenergie kann man für untengenannte Zwecke ausnutzen:

„1) Förderung des Fluids in offenen Anlagen über große Entfernungen wie z.B

Rohrleitungen zur Versorgung mit Wasser, Öl (Pipeline) oder auch Feststoffschlämmen

(z.B Kohleschlamm).

2) Förderung des Fluids in geschlossenem Kreislauf zu seiner Umwälzung wie z.B

Heizungsanlagen, Anlagen der Verfahrungstechnik, Dampfkesseln (Speise- und

Kondensatpumpe), Kernkraftwerken.

3) Hebung von Fluid aus tiefliegenden Sammelbecken oder Schächten zur Gewinnung des

Fluids (Wasserversorgung) oder seiner Beseitiguıng (Trockenhaltung von

Bergwerksschächten, Schriffsrümpen und Tiefbaustellen)

4) Speicherung von Fluid in offenen Kreisläufen zur Fluidgewinnung wie z.B in

Wassertürmen oder in Wassersspeicherbecken oder zur Energiebereitsstellung in

Oberwasserbecken von Pumpspeicherwerken.

5) Speicherung von Fluid in geschlossenen Kreisläufen unter Druck wie in Windkesseln.

6) Energieübertragung auf das Fluid zu Antriebszwecken wie in hydraustatischen oder

hydraudynamischen Antrieben.

7) Energieübertragung auf das Fluid zur Verstellung, Steuerung und Regelung bei

Stellmotoren (Bagger), bei Kraftverstärkerung etwa in der Servolenkung oder bei

ölhydraulischen Regelkreisen etwa zur Drehzahlregelung von energieerzeugenden

Maschinensätzen.“ [5]

3.1 Speisepumpen für Kraftwerksprozesse

Im Herz von Krafwerke befindet sich die Speisepumpen. Allgeimen ist Speisepumpe eine

Pumpe, die für die Produktion des Dampfs zum Dampfgenerator oder für die

Energieumwandlung zur Gasturbine das Speisewasser speist.

3.1.1 Kreiselpumpen

Abb. 3.1 Kreisepumpe mit liegender Welle [6]

2 Kurzfassung

Kreiselpumpen werden mir stehender Welle, liegender Welle, mit einem Laufrad oder zwei

parallel arbeitenden Laufräder oder mehreren hintereinander verknüpften Laufrädern

durchgeführt. [5]

Abb. 3.2 mehrstufige Kreiselpumpe mit stehender Welle [6]

Einstufige Kreiselpumpen werden meistens für solche Anwendungen verwendet, die nicht

mehr als 150 m benötigen. Praktischerweise arbeiten einstufige Kreiselpumpen im Bereich

von 0 bis 100 m Gesamtförderhöhe.

Überschreitet die Stufenförderhöhe die aus Festigkeits- und Kavitationsgründen zulässige

Druckhöhe, ist es erforderlich, mehrstufige Kreiselpumpe auszunutzen.[5] Die

Gesamtförderhöhe einer mehrstufigen Kreiselpumpe ist gleich der Summe der

Förderhöhen der einzelnen Stufen. Mehrstufige Pumpen haben vertikale und horizontale

Bauweisen. [6]

Verwendet man als Arbeitsmedium das Wasser mit absorbierter Luft, mitgeführten

Feststoffen wie Schwebstoffen, Zellulosefasern, Kies, Staubkohle und Stückkohle,

Dickstoffe, werden die Abwasserpumpen erläutert, Ausnutzt man bei Kesselspeisepumpe

das kondensierte Wasser von hohem Sattdampfdruck, kann dadurch Kavitation auftreten.

[5]

3.1.2 Verdrängerpumpen

Im Vergleich zu den rotodynamischen Pumpen arbeiten die Verdrängenpumpen mit

komplett unterschiedlichen Prinzipen. Der wichtigste Unterschied ist die Geschwindigkeit.

Die Verdrängenpumpen werden auf Geschwindigkeit nicht gebaut, um den

Druckunterschied hervorzubringen. Daher versteht man, dass die Verdrängerpumpen die

Flüssigkeit aus dem Ansaug zum Ablass verdichtet und bei jeder Geschwindigkeit

vollbringen kann.[7]

Abb.3.3 Typischer Verhaltnis zwischen Förderstrom und Förderhöhe bei 3 Pumpentypen

[6] (1-Kreiselpumpen,2-Drehkolbenpumpen,3-Hubkolbenpumpen)

Nebenbei erfordern die Verdrängenpumpen einen konstanten Förderstorm bei fester

Drehzahl, auch bei den Änderungen des Gegendrucks. Die Verdrängenpumpen klopfen,

d.h. Die Pumpe fördert den Strom in einem Zyklus nicht stetig.[6]

Den Unterschied zwischen den Kolbenpumpen und der Kreiselpumpe ist bei der Abb.3.3

dargestellt. Die Pumpen unterscheiden sich nach der Reaktion des Förderstroms auf

Änderungen des Gegendrucks. Die Förderstromsänderung bei der Kreiselpumpe kann man

2 Kurzfassung

ansehnlich merken,bei der Drehkolbenpumpe bleibt nur in kleinem Wert und bei der

Hubkolbenpumpe konstant. [6]

Die wichtigsten Verdrängerpumpen sind Kolbenpumpen, Zahnradpumpen, Stirnradpumpen

und Exenterschneckenpumpen.

Kolbenpumpen funktionieren mit hohem Druck und der hohen Leistung. Eine

Kolbenpumpe arbeitet an dem Prinzip, das auf einer hin- und hergehender Bewegung des

Kolbens. In anderen Wörter, Diese Pumpen wandeln die drehende Bewegung der

Inputswelle zur axial hin- und hergehenden Bewegung von Kolben um. Kolbenpumpen

haben grundsätzlich zwei Typen. Diese sind Axialkolbenpumpen und

Radialkolbenpumpen.[8]

Abb. 3.4 Axialkolbenpumpe

Abb. 3.5 Radialkolbenpumpe

3.1.3 Strahlpumpen

„Von diesen Pumpen seien hier solche herausgegriffen, bei denen mindestens eines des die

Maschine als Saugstrom oder als Treibstrom durchsetzenden Fluide in flüssiger Phase ist.“

[5] Das Wirkungsprinzip ist bei der Abb.3.6 dargestellt. Der Treibstrom tritt aus der

Treibdüse aus und reißt in einer Fangdüse.Wegen der Scheinschubspannung wird der

Strom in eine Mischkammer weitergeleitet.Um die kinetische Energie des Treibstorms in

die Druckenergie umzuwandeln,tritt der Treibstrom in einen Diffusor ein. [5]

Abb. 3.6. Schematische Darstellung einer Strahlpumpe [5]

Vorteil der Strahlpumpe ist ihre Betriebssicherheit, da sie keine bewegliche Teile hat. Als

Nachteil einer Strahlpumpe kann man über den niedrigen Wirkungsgrad nachdenken. [5]

Strahlpumpen haben zwei verschiedene Bauformen. Die sind:

1) Strahlpumpen ohne Niederschlag des Treibstrahls

2)Strahlpumpen mit Niederschlag des Treibstrahls (Injektoren). [5]

3.2 Speisepumpen für ORC- Systeme

In erster Linie wird wie man eine Pumpe auswählen sollte begreiflich gemacht, da muss

man solche wichtigen Parameter deutlich bestimmen. Am Anfang des jeden

Pumpenentwurfs sind die Größe und die Form der Maschine nicht bekannt.

Grundsätzliche Eigenschaften einer Pumpe:

Die Frequenz Ω (rad/s) auf sich drehendem Schaft

Durchflussmenge Q (m³/s)

Die Höhe, die Flüssigkeit erreichen muss H (m)

2 Kurzfassung

Wie in allen fluidmechanischen Gleichungen, sollte man in erster Linie einen

dimensionslosen Parameter aufsuchen. In diesem Fall gibt es nur eine dimensionslose

parametrische Gruppe, die für die Pumpen geeiegnet sind, als „Spezifische

Geschwindigkeit“ genannt und mit ND gekennzeichnet wird. Die Form von spezieller

Geschwindigkeit wird mit der dimensionalen Analyse fesgelegt [3]:

N D=(Ώ∗Q∗0,5)/(g∗H )∗0,75 [13]

Man sollte anmerken, dass spezifische Geschwindigkeit nicht von den Dimensionen der

Maschine abhängt, da wir am Anfang des Entwurfs der Maschine die Dimensionen nicht

wissen. „ ND “ nimmt die Werte für Turbomaschinen zwischen 0.1 und 4. [3]

Tabelle 3.1 – ND - spezifische Geschwindigkeit. Bereich der spezifischen Geschwindigkeit

für typische Turbomaschinen und typische Pumpengeometries (Saborsky, Acosta und

Hauptmann 1989) [3]

Abb. 3.7 Spezifische Geschwindigkeit

Der nächste Schritt bei der Bestimmung von Performance der Turbomaschine ist die

Verwendung des ersten und zweiten Gesetzes der Thermodynamik.

Man muss die Eintritts- und Austrittsströmungen mit Druck, Geschwindigkeit, Enthalpie,

usw. charakterisieren und gleichmäßig annehmen.

Der grundsätzliche thermodynamische Messwert der in der einheitlichen Masse

gespeicherten Energie eines Fluiden ist spezifische Gesamtenthalpie, die mit „ hT “

gekennzeichnet und unten festgelegt wird.

hT=h+ 12|u1|2+g∗z1=e+ p

ρ+1

2|u 2|2+g∗z 2 [14]

Bei dieser Gleichung sind „e“ spezifische innere Energie, „|u|“ die Größe der

Fluidgeschwindigkeit und „z“ senkrechte Anhebung.

Jetzt bedenkt man, dass man eine Gleichgewichtszustand habende Maschine, die als

Eintrittsenthalpie „h1T“ und als Austrittsenthalpie „h2

T“ hat. Mengendurchfluss ist als „m“,

die Nettowärmehinzugabe ist als „Q“ und der äußerliche Nettoarbeitsdurchfluss als „W “

genannt. Dann nutzen wir das zweite Gesetzt der Thermodynamik aus;

m∗(h2T−h1

T )=Q+W [15]

Bedenkt man einen inkompressiblen, nicht viskosen Durchfluss, so enthalt diese Art des

Durchflusses kein Mechanismus für Veränderung der thermischen und mechanischen

Energie. Deshalb wird die Gl.19 durch zwei Teile dividiert, die thermische und

mechanische Komponente der spezifischen Gesamtenthalpie beherrschen.[3]

Daraus folgt;

( p1ρ

+ 12|u1|2+g∗z1)– ( p 2

ρ+ 1

2|u2|2+g∗z2)= p2

T−p1T

ρ=W /m [16]

Wärmebilanz;

e2−e1=Q /m [17]

Dadurch kann das fluidmechanische Problem (Von Gl.16 dargestellt) von dem

Wärmeübertragungsproblem (Von Gl.17 dargestellt) entkoppelt werden. [3]

2 Kurzfassung

Daraus geht hervor, dass die auf dem Liquid angewendete Arbeitsleistung W = TΏ ist,

wenn ein Drehmoment T von Laufrad auf dem Fluid angewendet wird. Infolgedessen

bringt Gl.16 für den Fall von inkompressiblem, nicht viskosem Fluid eine Beziehung

zwischen Druckänderung „p2T-p1

T“ Mengendurchfluss „m“ und Drehmoment „T“ hervor.

[3]

m∗( p2T−p1

T )ρ

=T∗Ώ [18]

Das zweite Gesetz der Thermodynamik deutet daran, dass es während des realen Betriebs

die Irreversibilitäten auftreten. Demzufolge wird die ins System zugeführte Energie wegen

der viskosen Effekten um die Wärmeenergie statt im Fluid gespeicherte Energie

umgewandelt. Daraus muss man für reale Bedingungen eine Größe definieren, die

„hydraulischer Wirkungsgrad der Pumpe“ genannt und mit ηP gekennzeichnet und wie

folgt festgelegt wird.[3]

ηP=m∗p2

T−p1T

ρ∗T∗Ω [19]

Natürlich treten zusätzliche mechanische Verluste auf. Beispielsweise treten diese in der

Lagerung oder als Diskreibung der Welle auf. Konsequenterweise muss man eine neue

Größe definieren, die Wellenwirkungsgrad (ηS) heißt und der ist maßgeblich kleiner als ηP.

[3]

Obwohl viele Verluste auftreten, können die Pumpen überraschend einen guten

Wirkungsgrad haben. Eine gut entworfene Zentrifugalpumpe kann den Wirkungsgrad 85 %

erreichen und solche große Pumpen können 90 % übertreffen. Obwohl die

Zentrifugalpumpen ein einfache und grobe Geometrie haben, können die sehr offen den

Wirkungsgrad 60 % erreichen.[3]

Es ist nützlich, eine geeignete und ideale Auswertung der hydraulischen Performance einer

Pumpe ohne Kavitation zu entwickeln. Um diese Analyse zu vereinfachen, wird die

Strömung stationär, inkompressibel, asymmetrisch auf sich drehendem Rahmen der

Laufradschäufele stabil, die Schäufele infinitiv dünn sind, und viskose Verluste

vernachlässigt werden können, angenommen. Unter diesen Bedingungen kann man mit der

Hilfe der Gleichung von Bernaulli für drehende Systeme unten aufgeführte Gleichung

benutzen.[3]

2∗p2

ρ+ω1

2−r12∗Ω1

2=2∗p2

ρ+2−r2

2∗Ω22 [20]

Diese Gleichung kann als eine Energiegleichung interpretiert werden. Die Terme p/ρ +ω2

auf den beiden Seiten sind der Gesamtdruck oder mechanische Energie pro Volumeneinheit

von Fluid.

Kavitation ist der Prozess der Formation der Dampfblasen in dem Niedrigdruckbereich in

der Anströmung. Man kann diese Vorgehensweise so vorstellen, dass die Dampfblasen

gebildet werden, wenn der Druck in der Flüssigkeit den Dampfdruck (pv ) der Flüssigkeit

bei der BetriebsTemperatur erreicht. In jeder Anströmung wird der statische Druck als ein

Druckkonstant, CP, undimensionaliesiert. [3]

Dieser Konstant wird als CP=p−p1

0,5∗ρ∗U2 [21] definiert. In dieser Gleichung bedeutet p1

den statischen Eintritsdruck und U die Eintrittsgeschwindigkeit.[3]

Definiert man minimalen Druckkonstant CPmin=pmin−p1

0,5∗ρ∗U 2 , erledigt man minimale

Differenz zwischen dem minimalen Druck pmin und dem Eintrittsdruck p1 . [3]

CP min ist eine Funktion der Geometrie der Pumpe und Re-Zahl. Bestimmt man Cpmin

theoretisch oder experimentell, so berechnet man den Eintrittsdruck p1, wo die Kavitation

erstens auftritt. (Annahme ist pmin= p*v, tritt das auf.)

Für die gegebene Pumpe sind Flüssigkeitstemperatur und (p1)Kavitationsaustritt die

Funktion nur von der Geschwindigkeit.

3.3 Exzenterschneckenpumpe

3.3.1 Konstruktiver Aufbau der Exzenterschneckenpumpe

Im betrachteten ORC-Kraftwerk wird eine Exzenterschneckenpumpe als Speisepumpe

eingebaut. Der Hersteller der verwendeten Pumpe ist Netsch GmbH und die Pumpe heißt

NEMO. „Nemo ist eine rotierende Verdrängerpumpe“ [11]

Die Hauptteile dieser Pumpe sind der Rotor und der Stator. Der Rotor ist eine extrem große

Steigung, große Gangtiefe und kleinen Kenndurchmesser (mit rundem Querschnitt oder

mit eliptischem Querschnitt) habende Gewindeschraube. Wegen des konstruktiven Aufbaus

des Rotors und Stators bleiben die Förderräume zwischen dem Rotor und Stator. Aufgrund

2 Kurzfassung

der Umdrehung des Rotor im Stator bewegen sich diese Förderräume von der Eintritts- zur

Austrittsseite.[11]

Abb. 3.8 Quer- und Längsschnitt durch den Stator mit Rotor bei reduzierter Wandstärke

[11]

Abb 3.9. Längs- und Querschnitte durch Rotor und Stator mit ½-gängiger Geometrie

während einer Umdrehung des Rotors. [11]

Das betrachtete Pumpensystem legt viele Vorteile im Vergleich zu anderen

Pumpensystemen fest:

„1) Wie Kreiselpumpen hat die Nemo Pumpe kein Saug- und Druckventile, aber einen

Drehzahlproportionelen gleichmäßigen Förderstrom.

2) Wie Kolbenpumpen hat die Nemo-Pumpe ein Saugvermögen bis 8,5 m vakuumetrisch.

3) Wie Membran- und Schlauchpumpen kann die Nemo Pumpe jede art von inhomogenen,

gashaltigen und abrasiven Medien fördern, auch solche, die bis zu einer nicht mehr

fließfähigen Konsistenz Fest- und Faserstoffe erhalten.

4) Wie Zahn- oder Schraubenspindelpumpen ist die Nemo Pumpe in der Lage, höchste

Mediumviskositäten zu bewältigen.

5) Wie Kolben-, Membran-, Zahnrad- oder Schraubenspindelpumpen ist die Nemo Pumpe

in der Lage, Dosieraufgaben zu erfüllen.“ [11]

Die Exzenterschneckenpumpen müssen die Eigenschaften des Arbeitsmediums angepasst

werden. Die Brückenbildung zwischen den Molekulen, Aushärtung, Abrasivität,

Verklebung muss vermieden werden.[12]

„Die Weiterentwicklung einzelner Komponenten der Pumpe, wie die Ausführung des

Gelenks als durchmessergleiches, verzopfungsfreies, Kardanlenk, der Einsatz einer

drehrichtungsabhängigen Gleitringdichtung mit integrierter Ölvorlage und konsequentes

Baukastenprinzip ermöglichen eine hohe Verfügbarkeit, lange Standzeiten und kurze MTTR

( Mean Time to Repair) bei Reparatur- und Wartungsarbeiten.“ [12]

Das häufigste Problem bei Exzenterschneckenpumpen war in der Vergangenheit bei der

Montage der Pumpen die Verbindung von Antriebsachsen durch elastische Kupplungen.

Aufgrund der neuen Kalibrierungen der Pumpe ist der Zeitaufwand bei der Montage oder

bei den Wartungsarbeiten sehr hoch und verschwenderisch. Der zusätzliche Teilaufwand

kommt zum Schutz der Kupplung zwischen Antrieb und Pumpe dazu.[12]

Heutzutage wird das Problem durch „selbzentrierende Steckkupplung“ gelöst. Dieses

Prinzip basiert auf der direkten Anflaschung zwischen dem Antrieb und der Pumpe.[12]

2 Kurzfassung

3.3.2. Fluiddynamische Auslegung der Exzenterschneckenpumpe

Kontinutätsgleichung; Der Durchfluss wird stationär angenommen und Massenstrom ist in

den Rohrleitungen gleichbleibend ist.

Abb. 3.10 Beispiel von eindimensionalem Durchfluss [7]

Q=v1∗A1=v2∗A2 [22]

Bernoullische Gleichung; Diese Gleichung ist die Gleichung der Bewegung für

inkompressibelen Durchfluss, der auf dem Newtonischen Gesetzt von Bewegung, das an

Fluide und Eulerischer Gleichung der Bewebung angepasst wird. Die Gleichung druckt die

Beziehung zwischen statischen Druck, potentieller Energie und kinetischer Energie aus.

Abb. 3.11 in der Bernoullische Gleichung verwendete Symbole [7]

(p1/ρ) + (v12/2) + gz1= (p2/ ρ) + (v2

2/2) + gz2 (23)

Energiegleichung ist für stationären Durchfluss;

Wein = (h2-h1) + (c22-c1

2)/2 + g(z2-z1) + Qaus (24)

Abb. 3.12 Darstellung der Energiegleichung bei einer Pumpe [7]

Überlegt man über die fluiddynamischen Auslegungen, muss man den Pumpenentwurf mit

den Druckverlusten rechnen. Druckverluste treten wegen des Einflusses der internalen

Reibung. Schubspannungen nehmen mit den Geschwindigkeitsgradienten zu. [7]

4. Messtechnik

4.1. Grundlagen der Volumenstrommessung

Das Ziel der Volumenstrommessung kann die untengenannten Notwendigkeiten s

Beobachtung der Pumpenleistung

Kontrolle der Pumpen

Erfassung der Pumpenverluste

Größenbestimmung der Daten der Pumpe zu erhalten.

Kostenbestimmung der Pumpe zu erhalten.

Produktivität der Pumpe zu erhalten. [7]

2 Kurzfassung

Die Messungsgeräte können dauerhaft oder temporär eingebauet werden. Während der

Messung können die Messungserfordernisse kontinuierlich, periodisch oder unregelmäßig

gebraucht werden. Messungsdaten können momentan, kontinuierlich oder gesamt benötigt

sein. [7]

4.2. Messungsgeräte für Volumenstrom

Wählt man geiegnete Methode für Volumenstrommessung, muss man physikalische und

chemische Eigenschaften der Flüssigkeit berücksichtigen, wie z.B solche Eigenschaften:

reine Flüssigkeitsverbindungen ohne Verschmutzung

verschmutzte Flüssigkeiten mit dem Gehalt von gelösten oder ungelösten

Flüssigkeiten, Feststoffen, Gasen.

Flüssigkeiten, die spezifische Eigenschafte haben, wie z.B. hohe Viskosität, heiß,

reaktiv, korrosiv, explosiv oder giftig. [7]

4.2.1 Elektromagnetischer Durchflussmesser

Elektromagnetische Durchflussmesser bestehen aus einem Sensor und einem integriert

oder fern montierten Konverter. Abbildung 4.1 stellen das Prinzip des Durchflussmessers

dar und Abbildung 4.2 zeigt die Außenaussicht.

Abb. 4.1 und 4.2 Arbeitsprinzip und Außenansicht des elektromagnetischen

Durchflussmessers. [7]

Er besteht aus dem linierten Kanal, den zwei elektromagnetischen Spulen (M) und den

zwei diametrisch entgegengesetzten Elektroden (E1&E2). Faraday'sches Gesetzt von

elektromagnetischer Induktion ist die Basis für elektromagnetische

Volumenstrommessung. Fließt der Durchfluss durch, so wird die elektrische Spannung die

Elektroden induziert. Die Geschwindigkeit der Flüssigkeit ist proportional der elektrischen

Spannung bei den Elektroden .[7]

Die Flüssigkeiten, die niedrige Anströmungsgeschwindigkeit haben, können auch mit dem

elektromagnetischen Durchflussmesser gemessen werden, da das Gerat elektrisch ist. Für

die gefährlichen Anwendungen ist die Zertifikation notwendig.[7]

4.2.2 Messblenden (Orifizplatten) und Düsen

Diese sind nach ISO R541 dimensioniert. Zusätzlich bestimmen ISO-Standards die

Informationen über Erfordernisse vom Einbau und Auslegungen für Umwandlung der

Druckdifferenz in die Volumenstormmessung. Der Bereich der Messung ist von der

Reynoldszahl begrenzt. Bei den kleinen Reynoldszählen treten den Messfehler auf.

Für die Abmessungen wurden Messblenden, wie in den folgenden Abbildungen gezeigt,

genutzt.

Abb.4.3 Messblende-1

2 Kurzfassung

Abb.4.4 Messblende-2

Erforderliche störungsfreie Rohrstrecken für Blenden werden nach DIN EN ISO 5167-1 (1995-11) bestimmt.

Tabelle 4.1

0.5 % Zusatzunsicherheit-Werte angegeben als Vielfaches von D

Durchmesserverhaltnis β

Einlaufstrecke

Auslaufstrecke

90°- Bogen oder T-Stück

2 x 90° Bogen in einer

Ebene

2 x 90° Bogen in versch. Ebenen

0,20 6 7 17 2

0,25 6 7 17 2

0,30 6 8 17 2,5

0,35 6 8 18 2,5

0,40 7 9 18 3

0,45 7 9 19 3

0,50 7 10 20 3

0,55 8 11 22 3

0,60 9 13 24 3,5

0,65 11 16 27 3,5

0,70 14 18 31 3,5

0,75 18 21 35 4

0,80 23 25 40 4

Tabelle 4.2

0,0% - Zusatzunsicherheit

Durchmesserverhaltnis β

Einlaufstrecke

Auslaufstrecke

90°- Bogen oder T-Stück

2 x 90° Bogen in einer

Ebene

2 x 90° Bogen in versch. Ebenen

0,20 10 14 34 4

0,25 10 14 34 4

0,30 10 16 34 5

0,35 12 16 35 5

0,40 14 18 36 5

0,45 14 18 38 6

0,50 14 20 40 6

0,55 16 22 44 6

0,60 18 28 46 7

0,65 22 31 54 7

0,70 28 36 62 7

0,75 36 42 70 8

0,80 46 50 80 8

Beispiel: Blendenrechnung nach DIN ISO 5167-1 :

In diesem Beispiel wurden die Arbeitsfluida (Cyclopentan/Propan und R245fa ) behandelt. Die thermodynamischen und strömungsmechanischen Eigenschaften der Arbeitsfluida wurden von

2 Kurzfassung

REFPROP ausgenommen. Bei der Mischung von Cyclopentan-Propan und bei R245fa der Druck als 4,05 Mpa und die Temperatur als 30 °C angenommen.

Tabelle 4.3. Eigenschaften der Mischung( Cyclopentan/Propan) bei der Messblende

Blendendurchmesser 7 mm

Rohrkennwerte

DA (Rohraussendurchmesser) 33,7 mm

s (Rohrdicke) 2 mm

Rohrinnendurchmesser 28,5 mm

Fluid Cyclopentan/Propan

Druck 4,05 Mpa

Temperatur 30 °C

Dichte 674,48 kg/ m3

Viskosität 0,4259 mm2/s

Expansionszahl ε 0,99

Massenstrom 0,142 kg/s

Volumenstrom 0,000211 m3/s

Querschnitt Rohr- AR 0,000638 m2

Querschnitt Blende- AB 0,000038 m2

Fließgeschwindigkeit- c 0,33 m/s

Reynoldszahl- Re 22084

Durchmesserverhältnis-β 0,2456

Durchflusskoeffizient- C 0,5994

Durchflusszahl- α 0,6005

Zeta- ζ 716

Druckdifferenz- Δp 283mbar

0 100 200 300 400 500 6000,00

0,05

0,10

0,15

0,20

0,25

dp in mbar

m in

kg/

s

Abb.4.5 Messkurve für Gerät – Datenreihe, Regressionskurve und Solllinie

Tabelle 4.4 Errechnete erforderliche und konstruktiv zu beachtende störüngsfreie Rohrlänge in mm

0, 5 %-Zusatzunsicherheit (Minimallänge)

Durchmesserverhaltnis(β)

Einlaufsstrecke

Auslaufsstrecke

90°-Bogen oder T-Stück

2x 90°-Bogen in

einer Ebene

2x 90°-Bogen in versch. Ebenen

0,25 171 200 485 57

0, 0 %-Zusatzunsicherheit (Optimallänge)

Durchmesserverhaltnis(β)

Einlaufsstrecke

Auslaufsstrecke

90°-Bogen oder T-Stück

2x 90°-Bogen in

einer Ebene

2x 90°-Bogen in versch. Ebenen

0,25 285 399 969 114

2 Kurzfassung

Tabelle 4.5 Eigenschaften von R 245 fa bei der Messblende

Blendendurchmesser 8,7 mm

Rohrkennwerte

DA (Rohraussendurchmesser) 33,7 mm

s (Rohrdicke) 2,6 mm

Rohrinnendurchmesser 28,5 mm

Fluid R 245 fa

Druck 3,040 Mpa

Temperatur 30 °C

Dichte 1334,17 kg/ m3

Viskosität 0,299 mm2/s

Expansionszahl ε 0,99

Massenstrom 0,3 kg/s

Volumenstrom 0,000225 m3/s

Querschnitt Rohr- AR 0,000638 m2

Querschnitt Blende- AB 0,000059 m2

Fließgeschwindigkeit- c 0,35 m/s

Reynoldszahl- Re 33575

Durchmesserverhältnis-β 0,3053

Durchflusskoeffizient- C 0,6018

Durchflusszahl- α 0,6044

Zeta- ζ 286

Druckdifferenz- Δp 265mbar

Tabelle 4.6 Errechnete erforderliche und konstruktiv zu beachtende störüngsfreie Rohrlänge in mm

0, 5 %-Zusatzunsicherheit (Minimallänge)

Durchmesserverhaltnis(β)

Einlaufsstrecke

Auslaufsstrecke

90°-Bogen oder T-Stück

2x 90°-Bogen in

einer Ebene

2x 90°-Bogen in versch. Ebenen

0,31 171 228 485 71

0, 0 %-Zusatzunsicherheit (Optimallänge)

Durchmesserverhaltnis(β)

Einlaufsstrecke

Auslaufsstrecke

90°-Bogen oder T-Stück

2x 90°-Bogen in

einer Ebene

2x 90°-Bogen in versch. Ebenen

0,25 285 456 969 143

0 100 200 300 400 500 6000,00

0,05

0,10

0,15

0,20

0,25

0,30

0,35

0,40

0,45

0,50

dp in mbar

m in

kg/

s

Abb. 4.6 Messkurve für Gerät – Datenreihe, Regressionskurve und Solllinie

4.2.3.Venturimesser

Lange und kurze Versionen vom Venturimesser sind verfügbar. Der niedrigste

Durchflussverlust tritt bei langem Venturimesser (Abb. 4.4) auf. Dimensionen, Einbau,

fluiddynamische Auslegungen und Grad der Beschleunigung sind nach ISO 5167-1

festgelegt.

Abb. 4.7 Venturimesser, lange Version. [7]

2 Kurzfassung

4.2.4 Turbinenmesser

Ein Turbinenmesser besteht aus einem vom Durchflussstrom gedrehten Turbinenlaufrad.

Die Drehzahl der Turbine bestimmt die Volumenstrommessung. Turbinenmesser sind

geeignet für radiale und axiale Anströmung.

Abb. 4.8 Einfacher Turbinenmesser [7]

4.2.5 Ultraschallmesser

Ultraschallmesser nutzt mit den zwei verschiedenen Methoden die Ultraschallwellen aus

und verschiedene fluiddynamische Eigenschaften sind beim Ultraschallmesser erforderlich,

damit er korrekt bearbeiten kann.

Erste Methode benötigt im Durchflussstorm die Unreinheiten, z.B. wie Feststoffen oder

Gas. Die Signale werden von diesen Unreinheiten reflektiert. Der Empfänger detektiert die

zurückgesendeten Signale und nutzt die Dopplertechnik aus, um die Frequenzveränderung

in die Flüssigkeitsgeschwindigkeit umzuwandeln. Die Frequenzveränderung ist direkt

proportional der Flüssigkeitsgeschwindigkeit.

Für reine Flüssigkeiten wird eine andere Methode benötigt. Zwei Sender spritzen die

Schallwelle ein, eine ist gegen den Durchfluss und andere ist in Richtung vom Durchfluss.

Die Differenz in der Wegezeit zwischen dem Empfänger und dem Sender ist ein Maßstab

für die Geschwindigkeit der Flüssigkeit. Die Differenz in der Wegezeit kann in die

Frequenz umgewandelt werden. Diese Frequenzdifferenz ist unabhängig von der

Geschwindigkeit des Schalls in der Flüssigkeit. Das Prinzip ist bei Abb. 4.6 dargestellt.

Abb. 4.9 Ultraschallmesser [7]

Abb. 4.10 Druckverluste bei den Durchflussmesser

5. Kalibrierung des Volumenstroms

Mit der Kalibrierung bestimmt man, ob der Durchflussmesser eine Hystere hat. Die

Temperatur, Dichte und Viskosität der kalibrierten Flüssigkeit sollte während des Prozesses

konstant oder im festgelegten Grenzbereich bleiben. Diese Grenzen werden von Standards

bestimmt. Das Kalibrierungsabgleichungsgerät sollte sicher abgesperrt werden. [13]

Es gibt solche Methoden, die Kalibration anzustellen;

Gravimetrisch mit der Nutzung der Wiegenmaschine

Volumetrisch mit der Nutzung des kalibrierten Seraphimtanks

Messerbeweiser

2 Kurzfassung

Meistermesser [13]

Bei der gravimetrischen Kalibration wird für das bestimmte Gewicht der Flüssigkeit in

einem Tank die Zeit gemessen. Die Flüssigkeit strömt durch den Durchflussmesser mit

einem stetigen Volumenstrom und der Durchflussmesser wird bei den verschiedenen

Durchflüssen kalibriert. Das Wiegen kann statisch oder dynamisch sein. [13]

Abb. 5.1. Gravimetrische Kalibration [14]

Bei der volumetrischen Kalibration wird das Volumenstrom genau gewissen. Wird der

Kessel erfüllt, misst man die Erfüllungszeit dieses Kessels.

5.1 Kalibrierungsversuch

Beim Kalibrierungsversuch wurde so unten dargestellte Methode angewendet. Als

Arbeitsmedium wurde Aceton genutzt. Der gemessene reale Volumenstorm wurde mit der

Pumpenauslegung (Theorie) bzw. mit den Pumpenkennlinien und mit dem

Volumenstrommessgerät verglichen. Dadurch konnte man das Messgerät, das hohe

Abweichungen hat, kalibrieren. Diese Abweichungen sind aufgrund des Arbeitsprinzips

des Messgerätes, da es offensichtlich viele Messparameter besitzt. Die Förderkennlinien

wurden nach der Auslegung des Herstellers-Netzsch angenommen. Bei diesen

Förderkennlinien die Drehzahl über Druck und Volumenstorm übertragen. Diese kann man

im Anhang sehen.

Abb. 5.2 Darstellung des Kalibrierungsversuchs

5.1.2 Ergebnisse und Interpretation des Kalibrierungsversuchs

6. Fehler beim Kalibrierungsversuch und Statoraustausch

2 Kurzfassung

Literaturverzeichnis

[1] (http://www.itas.fzk.de/deu/tadn/tadn013/saua01a.htm)

[2] Quoilin,S. An Introduction to thermodynamics applied to Organic Rankine Cycle,

University of Liege, 2010

[3] Brennen,C. Hydrodynamic of Pumps California, Oxford University Press, 1994

[4] Valdimarsson, P. Geothermal Power Plant Cycles and Main Components, University of

Iceland,Reykjavik,2011

[5] Em.Prof.Dr.-Ing. Raabe. J.,Hydraulische Maschinen und Anlagen : Teile 1 bis 4 in

einem Band – 2.Auflage, Düsseldorf, VDI Verlag, 1989

[6] Grundfos, Industrial Solutions, Pumpenhandbuch, 2004

[7] Nesbitt,B. Handbook of Pumps and Pumping First Edition, 2006

[8] Doddannavar, R.; Barnard, A. Practical Hydraulic Systems:Operation and

Troubleshooting for Engineers and Technicians, IDC Technologies, 2005

[9] Ilango,S. ; Sounddararajan, V. Introduction to Hydraulics und Pneumatics, Prentice

Hall, 2007

[10] Chen, H.; Goswami, D. ; Stefanakos E. A review of thermodynamic cycles and

working fluids for the conversion for low grade heat, University of South Florida, 2010

[11] Netzsch Monopumpen GmbH. Betriebs- und Wartungseinleitung, 2011

[12] Interview: Neue Herausforderungen für die Verfahrenstechnik, Chemie Ingenieur

Technik (70) 1,2, 1998

[13] Benard, C. , J. , Handbook of Fluid Flow metering – 1.Edition, 1988

[14] http://ej.iop.org/images/0957-0233/23/7/074020/Full/mst413235f1_online.jpg

[15] www.vahterus.com

[16] http://www.orc-inea.com/uploads/pics/schema.gif