speisepumpen in den orc-corc kraftwerken
DESCRIPTION
Feed pumps for Organic Rankine CycleTRANSCRIPT
oao
Studienarbeit
Speisepumpen in den ORC Kraftwerken
vorgelegt von
Ing. Can Ahmet Koşucu
Matr.-Nr. 6632846
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