Diplomarbeit Prüfstand für Turboladerturbinen - Swiss Propulsion ...

Diplomarbeit 

Inbetriebnahme des 

Prüfstand für 

Turbolader- 

turbinen 

und Testen der Turbinen 

Wintersemester 2004 / 2005 

Von Adrian Hostettler und Fabian Jacot 

Dozent: Prof. Dr. Peter von Böckh 

Auftraggeber: SPL, Langenthal 

Experte: H. R. Fierz 

Freitag, 21. Januar 2005

1 Zusammenfassung 

1.1 Ziel der Arbeit 

Das Swiss Propulsion Laboratory (SPL) in Langenthal hat sich zum Ziel gesetzt eine 

kostengünstige Variante von Trägerraketen (X-BOW III) für den erdnahen Orbit zu 

konstruieren. Zur Förderung des flüssigen Sauerstoffs und des Kerosins des flüssig/flüssig 

Triebwerks wird eine Turbopumpe zum Einsatz kommen. Zu diesem Zweck sollen 

Radialturbinen von Abgasturbolader aus der Automobilindustrie auf ihre Tauglichkeit für den 

Antrieb der Pumpe untersucht werden. In der vorausgegangenen Semesterarbeit wurde der 

Prüfstand für Turboladerturbinen konstruiert und ausgelegt. 

Das Ziel der Diplomarbeit war es folglich die Konstruktion umzusetzen, den Prüfstand in 

Betrieb zu nehmen und erste Turbinen zu testen. 

1.2 Inhalt 

Zu Beginn wurde die von der SPL gelieferte Turbine in den Prüfstand integriert. Es galt 

dabei, die kontinuierliche Schmierung der Turbine sicherzustellen und deren genaue 

Ausrichtung zur Leistungsbremse zu gewährleisten. In einem weiteren Schritt wurden der 

Gasgenerator zum Antrieb der Turbine mit Heissgas, sowie der Antrieb für die Vorversuche 

mit Druckluft, auf den Prüfstand adaptiert. Ausserdem musste diverses Zubehör für den 

sicheren und kontinuierlichen Betrieb der Anlage installiert werden. 

Um die Leistung der Turbine bestimmen zu können, musste ein Messsystem installiert 

werden, welches den Anorderungen für die Aufnahme von Turbinenkennfeldern genügt. Die 

relevanten Daten werden digital erfasst, um eine saubere Auswertung zu ermöglichen. 

In ersten Vorversuchen, bei denen die Turbine mit Pressluft betrieben wurde, konnten die 

kritischen Bauteile der Leistungsbremse, wie die Lagerung und die Abdichtung zwischen dem 

mit Wasser gefüllten Rotorgehäuse und der Lagereinheit, getestet werden. Danach wurde 

die Turbine mit Heissgas betrieben. 

1.3 Ergebnisse 

Der Prüfstand konnte soweit aufgebaut 

werden und hat allen bisherigen Tests 

standgehalten. Er bietet eine gute Basis für 

das Testen weiterer Turbinen. Während 

des Betriebs sind keine nennenswerten 

Störungen an den Bauteilen aufgetreten. 

Die Bedienelemente und die 

Instrumentierung der Anlage müssen 

jedoch noch weiter verbessert werden. 

Die Auswertung der ersten Messungen mit 

Gesamtübersicht Prüfstand 

Heissgas hat ergeben, dass die gemessene 

Leistung der getesteten Turbine (1.5kW) 

bei Weitem nicht zum Antrieb der Turbopumpe (~60kW) in der Rakete ausreicht. Das liegt in 

erster Stelle daran, dass der eintretende Massenstrom in die Turbine (0.05 kg/s) zu gering 

ist. Weiter konnte gezeigt werden, dass die getestete Turbine bei einer Drehzahl von 

60’000min -1 in einem ungünstigen Bereich arbeitet. 

Die getestete Turbine eignet sich somit unter den getesteten Betriebsbedingungen nicht zum 

Antrieb der Pumpe. Die geforderte Leistung kann durch Erhöhen des Massenstroms und 

durch den Einsatz einer grösseren Turbine erreicht werden. 

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 1 / 68

2 Einleitung 

Das Swiss Propulsion Laboratory (SPL) wurde 1998 in Langenthal gegründet. Das Ziel der 

SPL ist es Raketensysteme zu erforschen und zu bauen, welche kleine Lasten zu einem 

bezahlbaren Preis in den erdnahen Orbit (LEO) transportieren können. 

2.1 Der Antrieb einer Rakete 

Der Antrieb einer Rakete kann generell in zwei Arten unterteilt werden: 

• Raketen mit Feststoffantrieb 

• Raketen mit Flüssigkeitstriebwerk 

Bei der Feststoffrakete ist der gesamte Treibstoff im Brennkammerkopf untergebracht, daher 

werden keine Leitungen und Treibstoffpumpen benötigt. Der zur Verbrennung notwendige 

Sauerstoff ist direkt dem Treibstoff beigemischt. Einmal gestartet kann der 

Verbrennungsvorgang jedoch nicht unterbrochen werden. Daher wird dieser Antrieb meist 

nur bei kleineren Raketen oder Boostern (Hilfsantriebe) verwendet. 

Heute werden vorwiegend Flüssigkeitstriebwerke eingesetzt. Der Sauerstoff, welcher zur 

Verbrennung notwendig ist, muss aber in flüssiger Form in der Rakete mitgeführt werden. 

Als Brennstoff kommt z.B. Alkohol, Kerosin oder Wasserstoff in Frage. 

Bei den Flüssigkeitstriebwerken werden zwei Arten unterschieden, je nach dem wie der 

Brennstoff und der Sauerstoff in die Brennkammer befördert wird. 

• Triebwerke mit Druckförderung 

• Triebwerke mit Turbopumpe 

Bei kleinen Raketen wird oft die Druckförderung angewandt. Bei dieser sind der Brennstoff- 

und der Sauerstoffbehälter mit einem Druckgasbehälter verbunden. Dieser liefert den 

notwendigen Druck, welcher notwendig ist um den Treibstoff aus dem Behälter in die 

Brennkammer zu drücken. Der Nachteil dieses Aufbaus ist das hohe Gewicht der dazu 

notwendigen Treibstoffbehälter. 

Grössere Triebwerke mit grossen Reichweiten nutzen fast ausschliesslich die 

Turbopumpenförderung. Die Treibstoffe können in dünnwandigen, leichten Behältern 

untergebracht werden. Zwei Turbokreiselpumpen saugen den Treibstoff aus den Behältern 

und bringen ihn auf den notwendigen Druck. Die Kreiselpumpen benötigen einen eigenen 

Antrieb. Meist werden hierzu Gas- oder Dampfturbinen verwendet. 

2.2 Beitrag der Arbeit zur Entwicklung des Triebwerks der SPL 

In der Raumfahrtindustrie sind diese Turbopumpen dafür bekannt, dass sie lange 

Entwicklungszeiten erfordern und dadurch sehr teuer sind. Bei den Trägerraketen des 

Auftraggebers SPL (www.spl.ch) soll eine kostengünstige Turbopumpe zum Einsatz kommen. 

So entstand die Idee, Radialturbinen von Abgasturbolader aus der Automobilindustrie auf 

ihre Tauglichkeit für den Antrieb der Pumpe hin zu untersuchen. Derartige Turbinen stellen 

ausgereifte Konstruktionen dar, die im Automobil für hohe Kilometerleistungen ausgelegt 

sind. Der Einsatz solcher Turbinen soll die Entwicklungszeit für den Antrieb der Pumpe 

verkürzen. 

Das Hauptkriterium für die Tauglichkeit ist die Leistung, welche die Turbine über das 

Drehzahlband abgibt. Diese Leistung wird für die Aufbringung der Pumpenarbeit benötigt. In 

der folgenden Dokumentation ist die Inbetriebnahme des Prüfstandes für Turboladerturbinen 

aufgezeigt. Weitere Informationen zur Konstruktion sind in der Semesterarbeit Konstruktion 

eines Prüfstands für Turboladerturbinen zu finden. 


3 Inhaltsverzeichnis 

1 Zusammenfassung ................................................................................................... 1 

1.1 Ziel der Arbeit................................................................................................... 1 

1.2 Inhalt............................................................................................................... 1 

1.3 Ergebnisse........................................................................................................ 1 

2 Einleitung ................................................................................................................ 2 

2.1 Der Antrieb einer Rakete ................................................................................... 2 

2.2 Beitrag der Arbeit zur Entwicklung des Triebwerks der SPL.................................. 2 

3 Inhaltsverzeichnis..................................................................................................... 3 

4 Aufgabenstellung ..................................................................................................... 5 

5 Ausgangslage........................................................................................................... 6 

6 Symbolliste .............................................................................................................. 7 

7 Anlagenübersicht...................................................................................................... 8 

7.1 R&I Schema ..................................................................................................... 8 

7.2 Versuchstand.................................................................................................... 9 

8 Aufbau des Prüfstands.............................................................................................10 

8.1 Die Turboladerturbine ......................................................................................10 

8.1.1 Schema....................................................................................................10 

8.1.2 Allgemeines..............................................................................................10 

8.1.3 Getestete Turbine.....................................................................................11 

8.1.4 Ölschmierung der Turbine .........................................................................12 

8.1.5 Modifizierungen am Turbolader .................................................................16 

8.2 Betriebsarten Turbine.......................................................................................20 

8.2.1 Gasgenerator ...........................................................................................20 

8.2.2 Direktanschluss Kompressor ......................................................................23 

8.2.3 Injektor....................................................................................................24 

8.3 Zubehör & Hilfsmittel für den Betrieb ................................................................26 

8.3.1 Zusammenbau der Leistungsbremse ..........................................................26 

8.3.2 Grundtisch ...............................................................................................27 

8.3.3 Wegleitung des Wassers ...........................................................................27 

8.3.4 Schutz......................................................................................................28 

8.3.5 Abgaswegführung.....................................................................................29 

8.3.6 Ölnebelschmierung der Rotorwellenlager....................................................30 

8.3.7 Hebel zur Drehmomentkalibrierung............................................................32 

8.3.8 Abzugsvorrichtung Scheiben......................................................................32 

8.3.9 Adaption Kompressor................................................................................33 

8.4 Das Messsystem ..............................................................................................35 

8.4.1 Auswahl der Messpunkte...........................................................................35 

8.4.2 R&I Schema .............................................................................................36 

8.4.3 Sensoren und Hardware............................................................................37 

8.4.4 Software ..................................................................................................42 

9 Inbetriebnahme des Prüfstandes ..............................................................................47 

9.1 Vorgehen bei der Inbetriebnahme.....................................................................47 

9.2 Erfahrungen beim Betrieb der Anlage................................................................47 

9.3 Optimierungsvorschläge am Prüfstand...............................................................49 


10 Auswertung und Berechnungen.............................................................................50 

10.1 Auswertung der Messung vom 04.01.05 ............................................................50 

10.1.1 Messdaten vom 04.01.05 ..........................................................................50 

10.1.2 Bestimmen der Leistung aus Drehmoment und Drehzahl.............................51 

10.1.3 Bestimmen der isentropen Leistung ...........................................................51 

10.2 Nachrechnung der gemessenen Leistung...........................................................53 

10.2.1 Zusammenhang Verdichter & Turbine im Verbrennungsmotor .....................53 

10.2.2 Verdichterkennfeld....................................................................................54 

10.2.3 Turbinenkennfeld......................................................................................59 

10.3 Brauchbarkeit der bestehenden Turbine zum Antrieb der Pumpe ........................61 

10.4 Vorschläge zum Erreichen der geforderten Turbinenleistung...............................62 

11 Terminplan / Projektplanung .................................................................................63 

12 Fazit ....................................................................................................................65 

13 Dokumentenverifizierung ......................................................................................66 

14 Danksagung.........................................................................................................66 

15 Literaturverzeichnis...............................................................................................67 

16 Verwendete Programme .......................................................................................67 

17 Anhang in separatem Ordner ................................................................................68 

18 Dokumenten- CD..................................................................................................68 


4 Aufgabenstellung 


Adrian Hostettler und Fabian Jacot 

Inbetriebnahme des Prüfstandes für Turboladerturbinen und Testen der Turbinen 

In der Projektarbeit wurde der Prüfstand für Turboladerturbinen entwickelt und konstruiert. 

Die Teile des Prüfstandes sind weitgehend fertig gestellt und sollen in Betrieb genommen 

werden. Dazu ist der von SPL gelieferte Gasgenerator in den Prüfstand zu integrieren. Die 

Charakteristik der vorhandenen Turbine ist aufzunehmen. Falls notwendig, müssen weitere 

Turbinen geprüft werden. 

In der Projektarbeit sind folgende Aufgaben zu lösen: 

• Zusammenbau der Motorbremse und des Prüfstandes 

• Erste Vorversuche mit Druckluft 

• Einbau des Gasgenerator 

• Aufstellen eines Messprogramms 

• Durchführung und Auswertung der Messungen mit der vorhandenen Turbine. 

• Prüfen der Brauchbarkeit der Turbine als Antrieb der Pumpe 

• Testen weiterer Turbinen, falls nötig. * 

* Nicht Bestandteil dieser Diplomarbeit 

Anhand der Ergebnisse der Untersuchungen wird in Zusammenarbeit mit SPL das weitere 

Vorgehen jeweils bestätigt und eventuell modifiziert. Für die Arbeitsabläufe ist ein Zeitplan zu 

erstellen. 

Der Abgabetermin der Diplomarbeit ist Mittwoch, der 12. Januar 2005 um 17:00 Uhr 

Muttenz, 20 Oktober 2004 

P. von Böckh 

Siehe Original der Aufgabenstellung im Anhang 


5 Ausgangslage 

Die Diplomarbeit „ Inbetriebnahme 

des Prüfstands für Turboladerturbinen“ ist eine 

Weiterführung der vorausgegangenen Semesterarbeit (Konstruktion eines Prüfstands für 

Turboladerturbinen). In dieser Semesterarbeit wurde die Leistungsbremse konstruiert. Alle 

Ergebnisse und Erkenntnisse aus dieser Arbeit konnten übernommen werden. 

Ausserdem wurde die Arbeit während den Sommerferien 2004 weitergeführt. Besten Dank 

an dieser Stelle an die SPL, welche für diese Arbeitszeit einen grosszügigen Lohn bezahlte. 

Während dieser Zeit wurden die ausstehenden Fertigungszeichnungen des Prüfstands 

erstellt. Weiter wurden diverse Abklärungen zum Zubehör und Bestellungen von Rohmaterial 

ausgeführt. So konnten bis zum Beginn der Diplomarbeit ein grosser Anteil der 

Prüfstandbestandteile bereits hergestellt werden. Diese vorbereitenden Arbeiten zeichneten 

sich als äusserst wertvoll aus, da die Haupt- Konstruktionsarbeiten an der Leistungsbremse 

damit erledigt waren. Die Diplomarbeit begann somit mit der Planung und Auslegung der 

gesamten Peripherie der Leistungsbremse. 


6 Symbolliste 

Symbol Beschreibung Einheit 

A Fläche m 2 ; mm 2 

c Geschwindigkeit m/s 

cp spezifische Wärmekapazität J/(kg . K) 

d Durchmesser m; mm 

F Kraft N 

f Frequenz rad/s 

M Drehmoment Nm 

m Massenstrom kg/s 

n,N Drehzahl min -1 

p Druck bar; mbar 

P Leistung W; kW 

r Radius m; mm 

Re Reynoldszahl - 

s Sicherheit - 

T Temperatur °C; K 

W Energie J 

v Geschwindigkeit m/s 

ε Dehnung µE 

Φ Grenzwinkel ° 

η Wirkungsgrad - 

µ Reibungsbeiwert - 

ν Kinematische Viskosität mm 2 /s 

Π Druckverhältnis - 

∆p Differenzdruck bar 

ω Winkelgeschwindigkeit rad/s 

Indizes Beschreibung 

a aussen, axial 

ATL Abgasturbolader 

B Blende 

Brems Bremse 

Et Ethanol 

Gas Gas 

i innen; innere 

is isentrop 

K Kompressor 

k kinetisch 

L Luft 

norm normiert 

max maximal 

m mittel; Motor 

M Moment 

Prüf Prüfstand 

R Reibung 

Turb, Tu; t Turbine 

turb turbulent 

U Umgebung 

Verd Verdichter 

V Verlust 

WK Windkessel 

zul zulässig 


7 Anlagenübersicht 

7.1 R&I Schema 

Ethanol 

tank 

Ethanol- 

zufuhr 

T4 

Druckluft 

T3 

Abgasturbine 

Öltank 

Anzeige auf 

Mess- PC 

Gasgenerator 

T B 

P5 

∆p B 

P3 

P4 

Abgasstrom 

T5 

Lokale Anzeige 

P2 

Ölschmier 

kreislauf 

n 

Leistungsbremse 

P6 

Windkessel 

P1 

M 

Kompressor 

M Drehmoment 

n Drehzahl 

∆T1-2 Differenztemperatur Wasser 

T3 Temp Gas Turbine ein 

T4 Temp Gas Turbine aus 

T5 Temp Schmieroel Turbine 

P1 Druck im Windkessel 

P2 Druck vor der Blendenmessung 

P3 Druck Eintritt Gasgenerator 

P4 Druck Brennkammer Gasgeni 

P5 Druck Eintritt Turbine 

P6 Druck Oelschmierung Turbine 

∆pB Blendenmessung Kompressor 

Temperatur bei Blende 

T B 

∆T 1-2 

Bremswasser 

aus 

Bremswasser 

ein 


7.2 Versuchstand 

Luftzufuhr vom 

Kompressor 

Wasserzufuhr Mess- PC Gasgenerator Abgasturboladerturbine 

Ölnebelschmierung Leistungsbremse Tank Ölschmierung Abgaswegführung 

Ethanoltank 

Öffnung für 

Wasserabfuhr 

Bedienelemente zu 

Gasgenerator 


8 Aufbau des Prüfstands 

In den folgenden Kapiteln werden die Abgasturboladerturbine, die verschiedenen 

Betriebsmöglichkeiten der Turbine und die für den sicheren und kontinuierlichen Betrieb am 

Prüfstand installierten Komponenten beschrieben. 

8.1 Die Turboladerturbine 

8.1.1 Schema 

Läuferwelle 

Wellenlager 

8.1.2 Allgemeines 

Schmieröl Eintritt 

Schmieröl 

Austritt 

Aufbau einer Turboladerturbine 

Abgaseintritt 

Spiralgehäuse 

Diffusor 

Turbinenlaufrad 

cGas = const. 

Die Turbine eines Abgasturboladers besteht in der Regel aus dem Turbinenlaufrad und dem 

Turbinengehäuse. 

Die Radial- oder auch Zentripetalturbine wandelt den Druck des Abgases innerhalb des 

Spiralgehäuses in kinetische Energie um und führt das Abgas – über dem Radumfang mit 

konstanter Geschwindigkeit – dem Turbinenrad zu. Bei Radialturbinen von 

Abgasturboladerturbinen erfolgt diese Umsetzung meist in leitringlosen Turbinengehäusen. 

Dadurch verbessert sich das Durchflussverhalten der Turbine, zugleich verringert sich der 

Wirkungsgrad geringfügig. Die Umsetzung von kinetischer Energie in Rotationsenergie der 

Welle erfolgt im Turbinenlaufrad. 


8.1.3 Getestete Turbine 

Die für die ersten Tests von der SPL zur Verfügung gestellte Turbine stammt von der Firma 

KKK (Kühnle, Kopp & Kausch) heute BorgWarner Turbo Systems. Es handelt sich dabei um 

den Typ K26. Alle bisherigen Tests beziehen sich auf diese Turbine. 

Das Turbinengehäuse besitzt keinen Bypass und keine variable Turbineneinlassgeometrie 

(VTG). Der ursprüngliche Einsatzort der Turboladerturbine war ein Audi 100 (BJ 88-90) mit 

einem 5 Zylinder Benzinmotor und einem Hubvolumen von 2.2 l. 

Die wichtigsten Daten im Überblick: 

Daten Turbine 

Bezeichnung K26 

Produkt Code (zusammen mit Verdichter) 5326 980 6416 

Turbinengehäuse K26 – 6.81/6.91 

Maxima 

max. normierte Drehzahl nnorm[min-1] 135’000 

max. Turbinengesamtwirkungsgrad ηATL [-] 0.74 

max. normierter Massenstrom mnorm [kg . K /s . bar] 2.05 

Druckverhältnis ΠTuMax [-] 2.55 

Bei 60'000 min-1 

max. Turbinengesamtwirkungsgrad ηATL [-] 0.712 

max. normierter Massenstrom mnorm [kg . K /s . bar] 1.16 

Druckverhältnis ΠTuMax [-] 1.25 

Die Daten stammen aus dem Turbinenkennfeld K26 - 6.81 GAAQD (siehe Anhang 

Berechnungen Turbolader) und gelten nur in Verbindung mit dem Verdichter 2670 GGA. Die 

Faktoren für die Umrechnungen der normierten Drehzahl und des Massenstroms sind auch 

dem Kennfeld zu entnehmen. 


8.1.4 Ölschmierung der Turbine 

Die ausreichende Schmierung der Gleitlager ist eine der Grundvoraussetzungen für den 

kontinuierlichen Betrieb eines Abgasturboladers. Die Schmierung hat sowohl die Aufgabe, 

das Lager über den gesamten Drehzahlbereich mit genügend Öl zu versorgen als auch einen 

Teil der entstehenden Reibungswärme und die Erwärmung des Gehäuses durch die heissen 

Abgase abzuführen. Weiter sollte die Pumpe nur wenig pulsierend fördern, um den Öldruck 

konstant aufrecht zu erhalten. 

8.1.4. 1 Auswahl der Pumpe 

Dazu sind vom Hersteller der Turbine ein bestimmter Volumenstrom, sowie ein Betriebsdruck 

vorgeschrieben. Da diese Daten nicht vorhanden waren, mussten diese aus der Fachliteratur 

und im Gespräch mit Herstellern von Pumpen ermittelt werden. 

Ein weiterer Anhaltspunkt für die Leistungsdaten der Ölpumpe lieferten die Pumpen, welche 

in Ottomotoren eingesetzt werden. 

Folgende Eckdaten konnten ermittelt werden: 

Volumenstrom: 350- 400 l/h 

Druck: 2- 5 bar 

Spannungsversorgung: Gleichspannung 12V oder 24V 

Anhand dieser Daten erfolgte eine Recherche im Internet. Eine weitere Vorgabe von der SPL 

war der Preis. Die Pumpe sollte nicht mehr als 200- 250.- kosten. 

Die Suche im Internet ergab, dass die gestellten Anforderungen an die Pumpe in einem 

Bereich liegen, der nur sehr spärlich abgedeckt ist. Zum Schluss konnten lediglich zwei 

Hersteller die Anforderungen erfüllen. 

Daten Pumpen 

Lieferant VÖL [l/h] pBetrieb [bar] Preis CHF Spannung 

M+B Fluidtechnik (D) 300 5 350 12V/24V 

Schweizer Raceparts (D) 280 2.5 200 12V 

Anhand des Preises und der Lieferfrist fiel die Wahl auf die Firma Schweizer Racing Parts. 

Dies auch weil diese Firma in der Lage war innert nützlicher Frist die Komponenten für die Zu 

und Wegleitung des Schmieröls, den Filter und den Tank zu liefern. 

8.1.4.1.1 Berechnen des Druckverlusts in der Zuleitung 

Für die Bestimmung des erforderlichen Lieferdrucks der Ölpumpe musste vorgängig der 

Druckverlust in der Zuleitung zum Turbinenwellenlager abgeschätzt werden. 

Dazu wurden folgende Annahmen getroffen: 

Länge der Zuleitung lRohr 

Querschnitt der Leitung di 

Erforderlicher Volumenstrom VOel 

Anhand der Kontinuitätsgleichung konnte die Fliessgeschwindigkeit des Öls in der Leitung 

berechnet werden. 

VOel ARohr⋅cOel Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 12 / 68

Mit dem angenommenen Volumenstrom von 150l/h und einem Leitungsquerschnitt von 7mm 

ergibt sich folgende Geschwindigkeit: 

cOel 1.083 m 

= 

s 

Um nun die Reynoldszahl zu bestimmen muss noch die kinematische Viskosität des 

Schmieröls bekannt sein. Da diese stark von der Temperatur abhängt, wurde die 

Reynoldszahl für drei signifikante Temperaturen von 20°C, 50°C und 100°C berechnet. 

Schmieröl Daten 

Schmieröle Temperatur [°C] kinem. Viskosität [mm 2 /s] 

SAE 5W 20/50/100 34/11/3.5 

SAE 10W 20/50/100 55/15/4.5 

Daten von http://www.hptechnik.com/d/produkte/11/11_5_1.htm 

Die Reynoldszahl berechnet sich folgendermassen: 

Re := 

di⋅cOel ν 

Das ergibt für die angegebenen Temperaturen 

T [°C] Re [-] 

20 222.9 

50 688.9 

100 2165.3 

Bei einer Temperatur zwischen 20 und 50°C ist die Strömung in der Zuleitung laminar. 

Daraus berechnet sich der Druckverlust für ein gerades Rohr nach folgender Formel: 

64 

λlam:= Re 

lRohr ρ Oel 2 

∆pvlam := λ lam 

⋅ ⋅ ⋅c 

di 2 

Oel 

Für einen angenommenen Leitungsquerschnitt von 7mm und einer Rohrlänge von 1.5m 

ergibt dies folgende Druckverluste: 

T [°C] ∆pV [bar] 

20 0.31 

50 0.1 

Bei einer Temperatur von 100°C wird die Strömung turbulent, da Re100>ReKrit von 1200 ist. 

Um den Druckverlust zu bestimmen muss vorgängig angegeben werden 

− 0.25 

λturb := 0.3164Re5W100°C lRohr ρ Oel 2 

∆pvturb := λturb⋅ ⋅ ⋅c 

di 2 

Oel 

T [°C] ∆pV [bar] 

100 0.05 

Die durch die zusätzlichen Elemente in der Leitung entstehenden Druckverluste wie 

Verengungen in den Fittingen und der Filter wurden mangels Unterlagen seitens der 

Lieferanten auf maximal 0.2-0.3 bar beziffert. Dies ergibt einen berechneten 

Gesamtdruckverlust von maximal 0.6 bar. 


Die Berechnung zeigt, dass die Pumpe mit einem Überdruck von 2.5 bar (Schweizer Racing 

Parts) für diese Anwendung ausreicht. Der geforderte Restdruck von ca. 2 bar kann 

eingehalten werden. 

Um den Druckverlust möglichst tief zu halten, kann das Öl vor Inbetriebnahme der 

Schmierung auf ca. 40°C vorgewärmt werden. So soll möglichst ausgeschlossen werden, 

dass für die ausreichende Schmierung des Wellenlagers zuwenig Druck zur Verfügung steht. 

8.1.4. 2 Auslegung des Kreislaufes 

8.1.4.2.1 Leitungen und Fittings 

Weiter galt es die zusätzlichen Elemente des Kreislaufes auszulegen. Der Lieferant der 

Pumpe konnte die entsprechenden Leitungsteile, Fittings, den Filter sowie den Tank zu 

liefern. 

Leitung 

(Dash12) 

gleiche 

Ausführung wie 

Zuleitung 

Tank 

Filter 

Turbinenlagergehäuse 

Pumpe 12V/4A 

Aufbau Ölschmierung 

Als Leitungselement dient ein Gummischlauch mit Edelstahlummantelung, geeignet für 

Ölleitungen mit einer Arbeitstemperatur von -40°C- 150°C. 

Die Auswahl der Fittings erforderte eine genaue Einarbeitung in das Gebiet der 

unterschiedlichsten Arten von Gewindenormen. Das entscheidende dabei war, 

Falschbestellungen und Undichtigkeiten in Ölkreislauf zu vermeiden. Die Wahl fiel zum 

Schluss auf die Dash Norm, welche im Fahrzeugbau angewendet wird. 

Grösse JIC Bezeichnung Leitungs Ø mm 

Dash 3 3/8x34 JIC 


Dash 6 9/16x18 JIC 8.73 



Dash 12 1 1/16x12 JIC 17.47 

Dash 16 1 5/16x12 JIC 

Turbine 

Leitung (Dash6) 

Gummischlauch 

mit einfacher 

Stahl- 

ummantelung 


Für die Zuleitung bot sich aufgrund des Durchmessers des Anschlusses am Turbolader die 

Grösse Dash 6 an. Auf Wunsch der SPL wurde der Wegleitung weitaus grösser dimensioniert. 

Grund dafür ist der entstehende Überdruck im Lagergehäuse bei zu hohem Druckverlust in 

der Wegleitung. Nach Erfahrung von Herr Ammann (SPL) kann das zum Austritt von 

Schmieröl über die Abdichtung der Rotorwelle in das Turbinengehäuse führen. 

Deshalb wurde für die Rückleitung dasselbe System verwendet, jedoch von der Grösse Dash 

12. 

8.1.4.2.2 Tank 

Der eingesetzte Öltank mit 15 l Fassungsvermögen, ist eine Aluminium- 

Schweisskonstruktion, hergestellt von der Firma Schweizer. Der getrennt ausgeführte Deckel 

ermöglicht einen ungehinderten Zugang für Reinigungsarbeiten. Ausserdem ist dem Deckel 

ein Flansch aufgeschraubt, der eine Entlüftungsbohrung und zwei Bohrungen für die 

Anbringung eines Kühl/Heizsystems mit Wasser erlaubt. Dies kann bei Bedarf eingebaut 

werden, um die Kühlung des Öls zu verbessern, oder auf eine Betriebstemperatur von 40°C 

zu bringen. 

Im Tankinnern befindet sich ein Stutzen mit einem vorgeschalteten Grobfilter, der das 

Eindringen von Fremdkörpern in das Leitungssystem verhindern soll. 

8.1.4. 3 Anschluss an bestehende Turbine 

Zum Anschluss der Leitungen an die bestehende Turbine mussten die Adapterflansche für zu 

und Wegleitung ausgelegt werden. Die stellte insofern ein Problem dar, dass die planen 

Flächen, die für die Anschlüsse auf das gegossene Lagergehäuse gefräst wurden, nicht einer 

geometrischen Form entsprachen. So mussten anhand von Papiermodellen die Form und die 

Platzierung der Bohrungen und der Bolzen festgelegt werden. Weiter beinhalten die Flansche 

O- Ringe aus FPM mit einer maximalen Betriebstemperatur von 200°C, um den thermischen 

Anforderungen gerecht zu werden. 

Zum Schluss musste die Geometrie noch im CAD Programm I-DEAS gezeichnet werden, um 

die Koordinaten für die Fräsmaschine herauszulesen. 

8.1.4. 4 Adaption am Prüftisch 

Als erstes musste der geeignete Ort für den Tank ausgewählt werden. Dazu wurde am 

Prüftisch ein Zwischenboden aus Stahlblechen angebracht. Somit ist der Niveauunterschied 

bis zum Turbinegehäuse geringer als vom Boden aus gesehen. Ausserdem befindet sich der 

Tank in einer Ecke des Tisches, um eine gute Zugänglichkeit für Sichtkontrollen des 

Olestands und des Volumenstroms zu ermöglichen. Die Pumpe wurde so platziert, dass sich 

ein möglicht geringer Leitungsweg bis ans Turbinegehäuse ergibt. In der Zuleitung ist direkt 

nach der Pumpe ein Manometer und ein Thermoelement eingebaut, um den Druck und die 

Temperatur im Betrieb überwachen zu können. 

8.1.4. 5 Stromver sorgung der Ölpumpe 

Die 12V Zahnradpumpe wird von einem Labornetzgerät mit Strom versorgt. Der Vorteil eines 

solchen Netzteiles liegt darin, dass die Betriebsspannung in einem für die Pumpe sinnvollen 

Bereich von 11V- 14V angepasst werden kann. So können Lastspitzen etwa beim Kaltanlauf 

ausgeglichen werden. Ausserdem besteht die Möglichkeit, den Volumenstrom über die 

Spannung etwas einzustellen. 

Die Pumpe wird über den grünen Hauptschalter am Bedien- Panel eingeschaltet. 

8.1.4. 6 Das Schmieröl 

Zur Schmierung der Turbinenlager sollte Automotorenöl von der Viskositätsklasse 5W- 40 

eingesetzt werden. 


8.1.4. 7 Inbetriebnahme und Dichtigkeitskontrolle 

Folgende Parameter konnten bei der Inbetriebnahme aufgenommen werden: 

Parameter Betriebszustand 

Öl kalt 20°C Öl warm 40°C 

pnach Pumpe [bar] 4.0 3.5 

pvor Turb [bar] 3.5 3.2 

∆pZuleitung [bar] 0.5 0.3 

∆pZuleitung berechnet [bar] 0.6 0.3 

I Pumpe (12V) [A] 10 7.7 

I Pumpe (14V) [A] 10.5 8.5 

Der Tank, die Leitungen und die Verbindungselemente sind dicht. 

Trotz der im Durchmesser vergrösserten Rückleitung tritt während des Betriebs wenig Öl aus 

den Dichtungen der Turbinenrotorwelle aus. Dies dürfte auf den schlechten Zustand der 

Abdichtungen zurückzuführen sein. 

WICHTIGER HINWEIS: 

Die Pumpe sollte nicht weit über eine halbe Stunde kontinuierlich betreiben werden, da sonst 

der Antriebsmotor überhitzen könnte bzw. die Sicherung durchbrennen würde. Dies hätte 

einen Totalausfall der Schmierung zur Folge. 

8.1.5 Modifizierungen am Turbolader 

8.1.5. 1 Kupplungsteil Turboladerseite 

Da die Leistungsbremse die Funktion des Verdichterrads übernimmt, wurde bereits von der 

SPL das Verdichterrad abmontiert. Auf die Welle wurde stattdessen ein Kupplungsteil 

montiert, welches Gewindebohrungen für das Ankuppeln der Bremse hatte, ausserdem hatte 

dieses Teil am Umfang sechs Nuten für eine Drehzahlerfassung. 

Da auf der im Rahmen der Semesterarbeit konstruierten Kupplungsbüchse eine Zentrierung 

der Kupplungsscheiben durch Passschrauben vorgesehen ist, musste diese Art der 

Verbindung auch bei diesem Kupplungsstück angewendet werden. Durch ein erneutes 

Einspannen und Nachbearbeiten kann nicht mehr die Genauigkeit erreicht werden, welche 

bei der Fertigung eines neuen Teiles erreicht werden kann. Deshalb wurde das 

Kupplungsstück neu hergestellt, was die Gelegenheit ergab dieses Kupplungsstück zu 

optimieren und gegenüber der ursprünglichen Form abzuändern. 

Für den Antrieb der Treibstoffpumpen wird eine Leistung 60 kW benötigt. Diese Leistung soll 

bei 60'000 min -1 anliegen. Daraus lässt sich das zu erwartende Drehmoment an der Welle 

berechnen: 

PTurb := 60kW 

Zu erwartende Leistung der Turbine 

nPrüf 60000 1 

:= ⋅ 

min 

ωPrüf := 2⋅π⋅nPrüf PTurb Mzul := 

ωPrüf Nenndrehzahl Prüfstand 

ωPrüf = 6283.185Hz 

Mzul = 9.549N⋅m Winkelgeschwindigkeit 


Die Verbindung zwischen Turboladerwelle und Kupplung muss nun dieses Drehmoment 

sicher übertragen können. Die Übertragung des Drehmomentes erfolgt rein durch 

Kraftschluss, anstatt das Verdichterrad wird nun der Kupplungsteil zwischen Mutter und 

Anschlag geklemmt. Zur Illustration dient nachfolgende Abbildung. 

Lagergehäuse der 

Turboladerturbine 

Kupplungsstück 

(anstelle 

Verdichterrad) 

Scheibe aus 1.4057 

sandgestrahlt 

Schulter der Turbo- 

Welle 

Kupplungsbüchse 

zu Bremsenteil 

Passschrauben 

Federscheibe 

Mutter M6 

Illustration Kupplungsteil 

Bei dieser Art der Kraftübertragung ist man darauf angewiesen, dass man im Bereich der 

Haftreibung bleibt und nicht in den Bereich der Gleitreibung wechselt, da dann der 

Kupplungsteil gegenüber der Schulter an der Welle zu rutschen beginnen würde. Ein 

Durchrutschen hätte zur Folge dass sich der Kupplungsteil und die Schulter der 

Turboladerwelle verschweissen würden und somit nicht mehr demontierbar wären. 

Die Höhe der Kraft, welche bei kraftschlüssigen Verbindungen übertragen werden kann ist 

direkt abhängig von der Haftreibungszahl. Diese Haftreibungszahl ist wiederum abhängig von 

mehreren Faktoren wie der Materialpaarung, der Oberflächenbeschaffenheit und der 

Schmierung. 

Die Welle hat für die Befestigung des Verdichterrades ein Gewinde der Grösse M6. Dies hat 

den Spannungsquerschnitt A0 von 20.1mm 2 

Da das Material der Turboladerwelle nicht mit Bestimmtheit definiert werden konnte, wurde 

von einer Welle aus Inconel ausgegangen. Dies ist einer der üblichen Werkstoffe im 

Turboladerbau. Jedoch variieren die Materialdaten der unterschiedlichen Inconel- 

Legierungen erheblich betreffend der Festigkeit. Als Sicherheit wurde für die Streckgrenze 

σ0.2 350N/mm 2 angenommen. Somit kann die maximal anwendbare Axialkraft berechnet 

werden und daraus mit dem Schraubennenndurchmesser das Anzugsmoment der Mutter 

(gemäss Roloff-Matek, Formel 8.28): 


Fa := 

M Anzug 

σ0.2⋅A 0 

Fa = 7035N 

:= 0.17⋅Fa ⋅d 

M6 MAnzug = 7.176N⋅m Das Kupplungsstück wurde wie das Verdichterrad aus Aluminium hergestellt. 

Um die Reibung zu erhöhen wird zwischen Kupplungsstück und Schulter der Turboladerwelle 

eine Scheibe aus Stahl 1.4057 geklemmt. Diese Scheibe hat zwei sandgestrahlte 

Oberflächen. Diese Scheibe wurde eingesetzt, da sonst die nachbearbeitbare Fläche - das 

Kupplungsstück – das weichere Werkstück wäre. Mit dieser Scheibe wird garantiert, dass sich 

die durch das Sandstrahlen raue Oberfläche mit dem weicheren Aluminium der Kupplung und 

auch mit der Schulter der Turboladerwelle verzahnt. 

Für die Berechnung ist es wichtig, dass die Haftreibungszahl µ1 exakt bestimmt werden kann. 

Damit kann die übertragbare Kraft und daraus mit dem mittleren Radius rm1 das 

übertragbare Drehmoment MR1 berechnet werden kann: 

FR := Fa ⋅µ 

1 

Aussen- bzw. Innendurchmesser der Schulter an der Welle der Turboladerturbine: 

Da1 := 18mm 

Di := 7mm 

rm1:= Unterlage aus 

Aluminium, 

sandgestrahlt 

Geodreieck zum 

Ablesen des 

Grenzwinkels 

Da1 + Di Versuchsaufbau: Bestimmen der Haftreibungszahl 

4 

Scheibe aus 1.4057, 

sandgestrahlt 

rm1 = 6.25mm 

MR1 := FR⋅rm1 Mit den gegebenen 10Nm Mzul kann die Sicherheit SM gegen das 

Rutschen berechnet werden. 

MR1 sM := 

Mzul 8.1.5.1.1 Bestimmung der Haftreibungszahl 

Da die Haftreibungszahl µ1 der Tangens des Grenzwinkels φ ist, kann mit einfachen 

Versuchen auf einer schiefen Ebene die Haftreibungszahl bestimmt werden: 

µ := tan φ 

() 

Die Scheibe aus 1.4057 wurde auf eine 

Platte aus Aluminium gelegt. Die 

Oberfläche und die Werkstoffeigenschaften 

der Aluminiumplatte 

entsprachen denjenigen der Kupplung. 

Die Platte wurde nun auf einer Seite 

soweit angehoben bis die Scheibe zu 

Rutschen begann. Der Grenzwinkel 

wurde gemessen und notiert. Pro 

Messreihe wurden 10 Messreihen 

durchgeführt. Der Versuchsaufbau ist 

auf der nebenstehenden Abbildung zu 

sehen. 

Als erstes wurden Versuche mit der 

sandgestrahlten Scheibe auf der 

überfrästen Aluminiumplatte gemacht. 

Als nächstes wurde die Platte sandgestrahlt und der Versuch wiederholt. Als letztes wurde 

der Versuch mit einer Unterlage aus Stahl durchgeführt. Dies um die Kontaktfläche zwischen 

der Schulter der Turboladerwelle und der Scheibe zu simulieren. 


φ [°] µ1 [ ] FR [N] MR1 [Nm] SM [ ] 

Aluplatte überfräst 24 0.445 3130 19.5 2.0 

Aluplatte sandgestrahlt 32 0.625 4397 27.5 2.9 

Unterlage Stahl 26 0.488 3433 21.5 2.2 

Man erkennt dass der Grenzwinkel der sandgestrahlten Aluplatte deutlich höher ist als 

derjenige der überfrästen Platte. Aufgrund dieser Erkenntnis wurde die Kontaktfläche der 

Kupplung auch sandgestrahlt. Die Sicherheiten gegen ein Durchrutschen sind bei allen 

Kontaktflächen genügend hoch. 

8.1.5. 2 Zentrierring zu Verbindung Adapterstück - Turbinengehäuse 

Die beste Möglichkeit die Turboladerturbine abzustützen besteht darin, ihn mit der Fläche 

der Gasauslassseite anzuflanschen. 

Darum bleiben zum Erreichen des Rundlaufes der Wellen folgende zwei Möglichkeiten: 

Entweder man hat durch Einstellschrauben die Freiheit alle Winkel, und Radialversätze 

einzustellen, oder man fertigt beide Teile so genau, dass ein Einstellen nicht mehr nötig wird. 

Es wurde die zweite Variante gewählt, da die nötigen Fertigungsgenauigkeiten in der 

Werksatt der Fachhochschule erreicht werden konnten. Die erste Variante überlässt zwar alle 

Einstellfreiheiten, es ist jedoch nicht einfach durch Einstellschrauben die nötige Präzision zu 

erreichen. Hinzu kommt dass mehrere Achsen eingestellt werden müssten, was die 

Adjustierung sehr schwierig gestalten würde. 

Bei der zweiten Variante mussten also genaue Fertigungstoleranzen eingehalten werden, 

sowie das Turboladergehäuse nachbearbeitet werden. Die zur Nachbearbeitung nötige 

Referenzfläche, welche mit der Welle übereinstimmt findet man wenn das Lagergehäuse aus 

dem Turbinengehäuse ausgebaut wird. Die Eindrehung für die Lagergehäuseaufnahme 

stimmt mit der Welle zwingend überein. 

Ausgehend von dieser Eindrehung wurde auf der Gasauslassseite die Fläche nachbearbeitet, 

sowie eine Eindrehung gefertigt, in welche ein Zentrierring gepresst wurde. Dieser 

Zentrierring stellt die Zentrierung mit der Bearbeitung am Adapterflansch, der 

Turboladerabstützung und somit die Spitzenhöhe der beiden Prüfstandteile zueinander 

sicher. 

Der Zentrierring ist natürlich wie das Turbinengehäuse den Abgastemperaturen ausgesetzt, 

somit Temperaturen um 800°C und höher. Beim Abschalten des Gasgenerators wird nur die 

Treibstoffzufuhr unterbrochen, der Kompressor liefert weiterhin Luft, welche zur Kühlung 

durch die Turbine strömt. Der Zentrierring kühlt jedoch schneller ab als der Adapterflansch 

und das Turbinengehäuse, weshalb der Zentrierring sich löste. Das Turbinengehäuse ist 

jedoch noch immer fest mit dem Adapterflansch verschraubt, daher ist die Zentrierung 

immer noch gewährleistet. 

Um dieses herausfallen des Zentrierringes für die Zukunft zu vermeiden sollte dieser mit dem 

Adapterflansch aus einem Stück gefertigt werden. 

8.1.5. 3 Blindflansch für Turbinengehäuse 

Für die Abgasturboladerturbine sind Abgastemperaturen um 850°C etwa optimal, darum 

musste zuerst die Abstimmung der Austrittstemperatur aus dem Gasgenerator erfolgen. 

Um den Gasgenerator zu betreiben, musste dieser Aufgrund der Verrohrungen und der 

Abgaswegführung auf der Turboladerturbine montiert sein. 

Da das Turbinenrad bei zu hohen Abgastemperaturen beschädigt wird, musste das 

Turbinenrad für das Einstellen des Gasgenerators demontiert werden. Das Lagergehäuse 

wurde zusammen mit dem Turbinenrad entfernt und an dessen Stelle ein Blindflansch 

montiert. 


8.2 Betriebsarten Turbine 

8.2.1 Gasgenerator 

Der Gasgenerator wurde von der SPL geliefert. Nach einer kurzen Demonstration in 

Langenthal, musste der Gasgenerator am Prüfstand in der FHBB adaptiert werden. 

Der Gasgenerator wurde von SPL für folgende Daten ausgelegt: 

8.2.1. 1 Anschluss- Schema 

von Kompressor 

Daten Gasgenerator 

Massenstrom Luft [g/s] 40 

Massenstrom Ethanol [g/s] 10 

Mischverhältnis [-] 4 

Verbrennungstemperatur [K] 1224 

Thermische Leistung [kW] ~100 

Kammerdruck [bar] 5 

Primärluft Ø 1“ 

Sekundärluft Ø 3/8“ 

N2 

Stickstoff 

Ablassventil 

Entlüftungsventil 

Ethanoltank 

Hauptventil Ethanol 

Magnetventile 24V 

Magnetventil 

24V 1/8“ 

Ethanol Zuleitung 

Gasgenerator 

O2 

Sauerstoff 

H2 

Wasserstoff 


8.2.1. 2 Funktionsprinzip 

Die Luft vom Kompressor wird vor dem Gasgenerator aufgeteilt in die Innenluft und die 

Aussenluft. Die Innenluft (der kleinere Anteil) strömt neben der Einspritzdüse in den 

Brennraum, wo sie sich zusammen mit dem eingespritzten Ethanol vermischt und verbrennt. 

Durch den perforierten Liner strömt mit zunehmender Länge des Brennraumes immer mehr 

Luft von der äusseren Kammer des Gasgenerators in den Brennraum. Der Liner wird so von 

der umströmenden Luft gekühlt. Vom Austritt unten am Gasgenerator wird das Abgas weiter 

zur Turbine geleitet. 

8.2.1. 3 Luftzufuhr 

Ethanol 

Luft aussen Luft innen 

Zur Turbine 

Zünderflamme 

Einspritzdüse 

Liner perforiert 

Zünder 

Zündkerze 

Die Luftzufuhr vom Kompressor erfolgt über den 1“ - Anschluss am Ende der Leitung vom 

Kompressor, wie auch bei den anderen Antriebskonfigurationen (Luft Direktanschluss; 

Injektor). Da der Gasgenerator zwei getrennte Luftzuführungen (innere und äussere Luft) 

voraussetzt, wird die Zuleitung vor dem Eintritt in die Brennkammer aufgetrennt. Beide 

Luftströme können über separate Ventile eingestellt werden. Dabei spielt das Einstellen der 

inneren Luft die wichtigere Rolle. Die Luft wird direkt an der Einspritzdüse des Ethanols 

eingeleitet. Sie bestimmt massgeblich die Durchmischung des Kraftstoffes mit der Luft. Wird 

der Innluftstrom erhöht, dann sinkt die Verbrennungstemperatur und umgekehrt. 

Als Verbindungselemente zwischen dem Gasgenerator und dem Anschluss an die Luftzufuhr 

wurden Druckschläuche aus Kunststoff verwendet. 

Adrian Hostettler, Fabian Jacot Diplomarbeit Prüfstand Turboladerturbine 2004 / 2005 Seite 21 / 68 

O 2 

H 2 

V, A

8.2.1. 4 Ethanolzufuhr 

Als Behälter für den Ethanol dient ein rostfreier Stahltank der Firma Festo. Der Tank hat 

einen Inhalt von 2 Litern und einen Nenndruck von 16bar. 

Die Förderung des Treibstoffs erfolgt durch die Druckbeaufschlagung des Tanks mit 

Stickstoff. Der Druck kann über das Druckreduzierventil an der Gasflasche eingestellt 

werden. Der Druck muss vor dem Zünden des Gasgenerators festgelegt werden, es kann nur 

noch eine Druckerhöhung vorgenommen werden, dies ist jedoch sehr heikel, da die 

Verbrennungstemperaturen dabei steigen können. Abgesenkt kann der Druck nur durch das 

Entlüften des Tankes. 

Es ist darauf zu achten, dass das Entlüftungsventil und das Ablassventil des Tankes vor der 

Beaufschlagung geschlossen sind. Danach kann das Hauptventil für die Zuleitung des 

Ethanols geöffnet werden. Nach dem Betätigen des Zünders kann über das Magnetventil die 

Zuleitung des Ethanols zum Gasgenerator geöffnet werden. 

Die Abfolge der Betätigung der einzelnen Bedienungen sieht folgendermassen aus: 

Magnetventil 

Ethanolzufuhr 

Zünder 

Luftzufuhr 

Ölpumpe 

Ein 

Aus 

Ein 

Aus 

Ein 

Aus 

Ein 

Aus 

8.2.1. 5 Zündung 

Start Versuch 

(0s) 

Gasgenerator ein 

max. 3s 

Zündvorgang 

Zum Zünden des Luft/Ethanol Gemischs im Gasgenerator 

wird ein H2/O2 Zünder der SPL eingesetzt. 

Er ist seitlich an der Brennkammer angeflanscht. Das H2/O2 

Gemisch wird durch eine Zündkerze gezündet. Die 

entstehende Flamme ist auf die Einspritzdüse des Ethanol 

gerichtet, um eine zuverlässige Zündung zu ermöglichen. 

Die Zündkerze wird von der dazugehörigen Zündbox mit 

Strom versorgt. 

Die Zündbox beinhaltet folgende Teile: 

• Der Zündtrafo, welcher die hohen Spannungen für die modifizierte Zündkerze liefert. 

• Die sequentielle Schaltung der Magnetventile der Wasserstoff- und Sauerstoffzufuhr. 

• Netzgerät zur Reduzierung der Netzspannung auf die 24V Versorgungsspannung für 

das Magnetventil der Ethanolzufuhr. 


Gasgenerator aus 

Ende Versuch

Sicherheits 

schalter 

Zündbox 

Zündtaster 

Ethanol 

zufuhr 

Ölpumpe 

Beim Betätigen des Zünders liegt an der 

Zündkerze nicht nur eine hohe Spannung an, 

sondern es fliesst - im Gegenteil zum 

Automobil - auch ein relativ hoher Strom. 

Der Kontakt eines Menschen mit dem 

modifizierten Zündkerzenstecker beim 

Betätigen des Zünders kann somit tödlich 

sein! Deshalb ist ein Sicherheitsschalter an 

der Zündbox angebracht, welcher vor dem 

Betätigen des Zünders erst umgelegt werden 

muss. 

Der Zündtastschalter ist auf dem Bedien 

Panel eingebaut. Der Zünder darf nicht 

länger als DREI Sekunden lang betätigt 

werden, da sonst die Temperatur der Zündeinrichtung zu hoch wird. Bei kurz aufeinander 

folgenden Zündversuchen muss darauf geachtet, dass der Zünder dazwischen wieder 

abkühlen kann. 

8.2.2 Direktanschluss Kompressor 

Um den Prüfstand mit Kaltgas und einer geringen Last zu betreiben, kann der 

Direktanschluss an den Kompressor verwendet werden. Die Strecke zwischen dem Ende der 

Leitung vom Kompressor bis zum Turbinengehäuse wird mit einem 1“- Druckschlauch 

überbrückt. Die Drehzahl der Turbine ist vom Luftmassenstrom abhängig. Das Einstellen 

einer Drehzahl ist jedoch nicht sehr einfach, da der Massenstrom beim Prüfstand nur über 

einen Kugelhahn eingestellt werden kann. Beim Kompressor selbst kann der Massenstrom 

feiner eingestellt werden, jedoch besteht kein direkter Sichtkontakt vom Einstellpunkt zum 

Bildschirm mit der Drehzahlanzeige, was die Einstellarbeit erschwert. 

Beim Betrieb der Anlage mit dem Kompressor konnten erste Erkenntnisse über die 

Bremswirkung und das Verhalten der Anlage im gebremsten Zustand gewonnen werden. 


8.2.3 Injektor 

Um den Prüfstand mit Kaltgas (Luft) zu betreiben wurde der von der SPL gelieferte Injektor 

auf den Prüfstand adaptiert. Das Prinzip des Injektors ist folgendes: 

8.2.3. 1 Funktionsprinzip 

Druckluft 

Kompressor 

pK 

8.2.3. 2 Betrieb 

pU > p0 < p1 

Umgebungsluft 

pU 

p 0 

p 1 

Eintritt in die Turbine 

Druckluft 

Kompressor 

Über die seitlichen Anschlüsse strömt Druckluft aus dem Kompressor ein. Durch das 

Umlenken der Luft über den Spalt des eingeschraubten Stutzens, wird die Strömung parallel 

zum Stutzen ausgerichtet. Durch die Geschwindigkeitsdifferenz im Bereich des Eintritts 

entsteht ein Unterdruck, der über den oberen Austritt Umgebungsluft ansaugt. So wird der 

gesamte Massenstrom, der in die Turbine eintritt, erhöht. 

Der Anschluss des Injektors erfolgt wie in den anderen Konfigurationen (Gasgenerator, Luft- 

Direktanschluss) über den 1“ Abgang am Ende der Leitung vom Kompressor. Über das 

Gewinde am Stutzen kann der Spalt und somit der einströmende Volumenstrom eingestellt 

werden. Um das Einstellen im des Betrieb zu ermöglichen, mussten einige Adapterstücke mit 

Gleitscheiben konstruiert werden. Dabei musste berücksichtigt werden, dass das 

Aussengehäuse mit den Luftanschlüssen nicht mehr drehbar ist, wenn die Druckluftschläuche 

angeschlossen sind. 


∆Spalt 

pK

Beim Einstellen des Luftspalts über den Stellring muss darauf geachtet werden, dass das 

Gewinde nicht zu weit herausgedreht wird. Es sind maximal drei Umdrehungen (1080°) vom 

geschlossenen Zustand aus zulässig. 

Aufgrund der guten Einstellbarkeit eignet sich der Injektor besonders, um neue 

Komponenten zu testen. So können weitere Turbinen ein erstes Mal ohne Last auf 

Nenndrehzahl gebracht werden, ohne Gefahr zu laufen die Turbine zu überlasten. 

Bei der Inbetriebnahme des Prüfstandes konnten mit dem Injektor die kritischen 

Komponenten ohne den Einsatz des Gasgenerators getestet werden. Unter anderem die 

Ölschmierung der Turbine, die Lager der Welle am Prüfstand und deren Schmierung sowie 

der Radialdichtring. 

Die Leistung des Injektors ist im Vergleich zum Gasgenerator sehr gering. Der Betrieb des 

Prüfstands mit dieser Konfiguration ist deshalb nicht für Leistungsmessungen gedacht. 

Injektor 

Aussengehäuse 

Adapterblock 

auf Turbine 

Luftanschlüsse vom 

Kompressor 

Stellring zum 

Einstellen der 

Spaltgrösse 


8.3 Zubehör & Hilfsmittel für den Betrieb 

8.3.1 Zusammenbau der Leistungsbremse 

Die Leistungsbremse wurde nach dem Fertigstellen der wichtigsten Bauteile 

zusammengebaut. Der Aufbau verlief problemlos. Nur wenige Teile mussten nachbearbeitet 

werden. 

Die wichtigsten Arbeitsschritte - der Einbau der Welle und der Lager- sind hier aufgeführt: 

Die Bezeichnungen links und rechts beziehen sich hier auf die Lage in der 

Zusammenstellzeichnung (siehe Anhang Werkstattzeichnungen) 

1. Rechtes Rotorwellenlager auf die Welle aufpressen 

2. Distanzbüchsen und elastische Lagerung einbauen 

3. Linkes Lager montieren und gesamtes Lagerpaket mit der Wellenmutter vorspannen 

4. Welle zusammen mit den Lagern in das Lagergehäuse einpressen 

5. Bohrungen in Distanzbüchsen für Ölnebelschmierung ausrichten und äussere 

Distanzbüchse mit Madenschrauben sichern 

6. Rechtes Aussenlager auf des Lagergehäuse aufpressen 

7. Lagergehäuse in Aussengehäuse einschieben 

8. Linkes äusseres Lager montieren und mit Sicherungsring und Lagerflansch fixieren. 

Die Demontage erfolgt in umgekehrter Reihenfolge. 

Achtung: die Sicherungsstifte der Aussenhülse herausdrehen, bevor das Lagerpaket und die 

Welle ausgebaut werden. 


8.3.2 Grundtisch 

Da die Leistungsbremse mit hohen Drehzahlen läuft und dabei Schwingungen auftreten 

können, wurde nach einem geeigneten Unterbau gesucht um nicht zuletzt auch die 

Leistungsbremse auf eine gut bedienbare Höhe zu bringen. 

So wurde ein Stahltisch für den Unterbau gewählt. Die Tischoberfläche besteht aus Stahl I - 

Profilen. 

8.3.2. 1 Modifikationen am Grundtisch 

Damit die Leistungsbremse beim Aufschrauben auf den Tisch nicht verspannt wird, wurden 

drei massive Stahlplatten auf den Tisch aufgeschweisst und zusammen überfräst. Somit 

Grundtisch 

Öffnung für 

Wasserdurchführung 

wurde sichergestellt, dass alle drei 

Platten eine Oberfläche bilden. Auf 

diese Platten wurde nun die 

Grundplatte der Leistungsbremse 

geschraubt. 

Der Grundtisch hat unterhalb der 

Tischoberfläche Querstreben für eine 

bessere Festigkeit. Um eine 

zusätzliche Plattform zur 

Unterbringung von Aggregaten rund 

um die Leistungsbremse zu erstellen, 

wurden Blechplatten auf diese 

Zusatz- Leisten Aufgeschweisste Platten 

Querstreben gelegt. 

Grundtisch mit Teilen der Leistungsbremse 

Zur Befestigung von 

Zusatzaggregaten auf dem Grundtisch wurden parallel zur Achse der Leistungsbremse 

zusätzliche je eine Leiste auf beiden Seiten des Tisches aufgeschweisst (siehe Abbildung). 

Die Leisten haben Gewinde, durch welche die zusätzlichen Aggregate, wie die 

Ölnebelschmierung befestigt werden können. 

8.3.2.2 Elektrisches, Erdung 

Um Störungen der Messsensoren zu vermeiden wurden alle Komponenten des Tisches 

geerdet. Aus Mangel einer fest installierten Wasserleitung wurde die Erdung über den 

Erdungsstift der Steckdose durchgeführt. 

8.3.3 Wegleitung des Wassers 

Die Bremswirkung wird durch die im Wasser drehende Rotorscheibe erzeugt. Das Wasser 

tritt dabei axial auf die Scheibe auf, und wird radial abgelenkt. Das Wasser tritt dann radial 

aus dem Wassergehäuse aus und wird in Richtung Boden gelenkt. Da ein Bogen in einer 

durchströmten Leitung ein Moment erzeugt, muss eine gerade Rohrleitung für den Abfluss 

gewählt werden. Um die Wasserleitung nicht zu behindern wurden zwei I- Profile aus dem 

Stahltisch herausgetrennt. Durch diese Öffnung führt das Wasserauslassrohr vom Gehäuse 

hinunter bis zur zusätzlichen Plattform aus den Blechplatten. In diese Platten wurde eine 

Öffnung geschnitten, durch welche das Wasser in einem Abwasserschlauch und mit diesem 

in die Kanalisation geleitet wird. Durch die berührungsfreie Weiterführung des Abflusses 

kann kein Moment vom Abwasserschlauch auf den Prüfstand übertragen werden. Daher wird 

die Drehmomentmessung nicht verfälscht. 


8.3.4 Schutz 

Die Turbine des Turboladers ist über eine Kupplung mit Federscheiben mit der 

Leistungsbremse verbunden. Die Kupplungsteile (8 Passschrauben, 2 Federscheiben und die 

Kupplungsbüchse) drehen offen. Bei einem Wellenbruch könnten sich Teile lösen und mit 

hoher Geschwindigkeit von der Anlage wegfliegen. 

Da die Sicherheit der Personen, welche sich um den Prüfstand befinden, auch im Fall eines 

Versagen zu gewährleisten ist, musste ein Schutz konstruiert werden. 

8.3.4.1 Materialauswahl & Berechnungen am Schutz 

Um eine Sichtkontrolle über den Kupplungsteil zuzulassen wurde ein Grundgerüst aus Kanya- 

Profilen gebaut und Polycarbonatplatten aufgeschraubt (siehe Abbildung) 

Grundrahmen 

Bremsenteil 

Übersicht Schutz 

Scheiben aus 

Polycarbonat 

drehende Teile 

(Kupplung) 

Verschraubung 

mit Grundtisch 

Polycarbonat (PC) ist nicht zu verwechseln mit dem üblichen Plexiglas ® , welches aus PMMA 

besteht. Aus Polycarbonat werden Maschinenschütze und Sicherheitsgläser gefertigt (auch 

Schusssicheres Glas genannt). Die Kerbschlagzähigkeit (nach Izod) von Polycarbonat ist ca. 

30 Mal höher ist als die Kerbschlagzähigkeit von PMMA. Polycarbonat hat auch eine 

Reissdehnung von 100 bis 150% gegenüber von 2.4 bis 4% von PMMA. 

Die Energie wird somit durch die Verformung der Scheibe aufgenommen. 

Bei einer Drehzahl von 60'000 min -1 und einem angenommenen Ablöseradius von 25mm 

kann die theoretische Ablösegeschwindigkeit der Kupplungsteile berechnet werden: 

nPrüfstand 60000min 1 − 

:= r:= 25mmω:= 

2⋅π⋅nPrüfstand ω = 6283.185Hz 

v := ω⋅r v 157.08 m 

= 

s 

Mit dieser Geschwindigkeit und der Masse der einzelnen Kupplungsteile kann die kinetische 

Energie des wegfliegenden Teils berechnet werden. Als Vergleich wird hier die Energie einer 

wegfliegenden Passschraube, einer abgeschossenen Pistolen- und einer Sturmgewehrpatrone 

dargestellt: 


Wk := 

m Total v 2 

⋅ 

2 

Formel zur Berechnung der Kinetischen Energie 

Passschraube Pistole 9mm Sturmgewehr 90 

Patrone 

Patrone 

Masse des Teiles [kg] 0.004 0.0105 0.0041 

Ablösegeschwindigkeit [m/s] 157 447 900 

Kinetische Energie [J] 22 1049 1660 

Eine 10mm dicke Polycarbonatscheibe wird bei einem Beschuss mit einem Sturmgewehr aus 

nächster Nähe noch knapp durchschlagen, den Beschuss einer Pistole 9mm hält sie jedoch 

aus. 

Im schlechtesten Fall würde die Welle am Turbolader brechen, die Kupplungsscheibe würde 

sich verdrehen und brechen. Somit würde das gesamte Kupplungsteil weggeschleudert. Dies 

entspricht einer Masse von 0.141kg bei einer Drehzahl von 60’000min -1 und einem 

Ablöseradius von 25mm lässt sich die Zentripetalkraft berechnen: 

F mTotal⋅rω 2 

:= ⋅ 

F = 139.597kN 

Da dies etwa die maximal auftretende Kraft darstellt, wurde die Scheibe von dieser Kraft 

ausgehend auf Scherfestigkeit und Flächenpressung berechnet. Beide Berechnungen 

ergaben genügende Festigkeiten einer Scheibe aus 10mm dickem Polycarbonat. 

Diese Scheiben wurden auf den Grundrahmen aufgeschraubt. 

Die Berechnung der erforderlichen Anzahl Schrauben der Verbindung PC- Scheibe zu 

Rahmen und der Verbindung Rahmen zu Grundtische sind im Anhang einzusehen. 

Die Polycarbonatplatten werden gegen die Wärmestrahlung des Gasgenerators durch einen 

Hitzeschild geschützt. 

8.3.5 Abgaswegführung 

Da der Prüfstand nicht im Freien getestet wird, müssen die Abgase nach Aussen geleitet 

werden. Das Abgas hat Temperaturen um 850°C. 

Zur Bestimmung der Leistung der Turbine sind die Temperaturen, sowie die Drück vor und 

nach der Turbine erforderlich. Die Drücke können über die Bohrungen am Abgasrohr mit 

einer Ringleitung gemessen werden. Die Temperaturen werden mit einem Thermoelement 

gemessen. 


Adapterflansch 

Abgasrohr 

Messanschlüsse 

(5x am Umfang 

(Temperatur & 

Druck) 

Zu Schalldämpfer 

Abgasfluss 

Abgasrohr Graphitdichtring 

Schnitt durch die Abgaswegführung 

Bei der Konstruktion der Abstützung der Abgasturboladerturbine, welche in der Abbildung zu 

sehen ist, wurden folgende Massnahmen vorgenommen um die Übertragung der Hitze von 

den abgasdurchströmten Teilen auf die Abstützung möglichst gering zu halten: 

Die Kontaktfläche zwischen Abstützung und Adapterflansch Turboladerturbine wurde 

minimiert. Der Adapterflansch liegt nur noch auf kreisförmigen Vorsprüngen auf der 

Abstützung der Turboladerturbine auf. Für diese Verbindung wurden rostfreie anstatt C- 

Stahl Schrauben verwendet, da rostfreier Stahl eine tiefere Wärmeleitfähigkeit hat als C- 

Stahl. Somit wird weniger Wärme von der Schraube übertragen. 

Das Abgasrohr wird an der Seite, welche der Turboladerturbinen- Seite gegenüberliegend ist, 

über den Adapterflansch an die Abstützung angeflanscht. Zwischen dem Flansch des 

Abgasrohres und dem Adapaterflansch befinden sich Distanzscheiben, welche die 

Kontaktfläche verkleinern. Die Verbindung erfolgt auch hier mit Schrauben aus Edelstahl 

Die Abdichtung zwischen dem Abgasrohr und dem Adapterflansch der ATL- Turbine wird mit 

einer in einer Nut liegenden Graphitdichtung sichergestellt. 

Am Ende des Abgasrohres wurde ein DIN- Flansch angeschweisst und der dazugehörige 

Gegenflansch montiert. Die Abdichtung erfolgt auch hier über eine Graphitdichtung. 

Somit ist für spätere Anwendungen die Möglichkeit gegeben zwischen diesen Flanschen 

zusätzliche Apparaturen, wie z.B. eine Blendenmessung, einzubauen. 

Vom Ende des Abgasrohres, wird der Abgasstrom durch einen Schalldämpfer und einen 

Abgasschlauch an die Umgebung weitergeleitet. 

Der Schalldämpfer wurde von der SPL bereitgestellt, und musste nur noch auf den 

Bedienungstisch des Prüfstandes adaptiert werden. 

8.3.6 Ölnebelschmierung der Rotorwellenlager 

Von Turbine 

Abstützung der 


Adapterflansch 



Zur Schmierung der Spindellager der Rotorwelle wurde bereits während der Semesterarbeit 

eine Ölnebelschmierung ausgelegt. Es handelt sich dabei um eine so genannte 

Ölminimalmengenschmierung, die sich laut dem Hersteller FAG besonders bei hohen 

Drehzahlen bewährt hat. 

Dazu musste die Wartungseinheit, bestehend aus einem Vorfilter, einem Feinfilter und dem 

Nebler, am Prüfstand adaptiert werden. 


Mit einem Winkel aus Blech konnte die Schmiereinheit an den aufgeschweissten 

Zusatzleisten des Grundtisches befestigt werden. Die Luftzufuhr erfolgt über das 

Hausdruckluftnetz. 

Halterung 

Druckluftzufuhr 

Luft Vorfilter 

Partikelgrösse 

5µm 

8.3.6. 1 Auswahl des Schmieröls 

Nach den Vorgaben des Lagerherstellers FAG muss das Öl folgende Eigenschaften 

aufweisen: 

Vorgabedaten Schmieröl 

Nennviskosität bei 40°C [mm 2 /s] ISO VG 68 

Zusätze Extreme Presssure EP 

Reinheitsklasse (ISO 4406) 13/10 

Luftdruckregulier 

Zusammen mit der FAG und dem Lieferanten des Öls MOTOREX AG konnte das geeignete 

Schmieröl spezifiziert werden. 

MOTOREX COREXHLP-D68 Reinheitsklasse 13/10 

Dieses Öl wird auch von den meisten Herstellern von Hochgeschwindigkeitsspindeln 

eingesetzt. 

8.3.6. 2 Einstellen der Öleinspritzmenge 

Die für den Lagerbohrungsdurchmesser von 17mm vorgeschriebene Ölmenge ist laut FAG 

30mm 3 /h. 

Im Ölnebler bilden sich Öltropfen von ca. 3mm 3 . Das heisst, dass alle 6min eine Einspritzung 

erfolgen muss, die geforderte Menge zu erreichen. Die Menge kann über die Einstellschraube 

am Nebler eingestellt werden. 

Der Luftdruck in der Zufuhrrohrleitung sollte 3.5bar betragen. 

Einstellschraube 

Ö 

Ölnebler 

Luftdruckanzeige 

Ölvorrats 

Luft Feinfilter behälter 

Partikelgrösse 

0.01µm 

Miniatur Wartungseinheit 


8.3.7 Hebel zur Drehmomentkalibrierung 

Die Kraftmessdose (KMD) zur Messung des Drehmoments, welche von der SPL bereitgestellt 

wurde, kann maximal eine Kraft von 222 N aufnehmen. Die Kraftmessdose misst die 

Reaktionskraft, entstehend durch die Reibung der Rotorscheibe im Innern des 

Wassergehäuses. Dies in einem Abstand von 115mm ausserhalb der Achse. Somit kann mit 

der Kraft und dem Abstand Drehmoment berechnet werden. Die KMD deckt einen 

Drehmomentbereich von 0 bis 25 Nm ab. Dies reicht aus, da ein maximales Drehmoment 

von 10 Nm erwartet wird. 

Drehmomenthebel 

mit Raster 

Gewichte am 

Hebelarm 

Kalibriervorrichtung Drehmomentmessung 

drehend 

gelagerter Teil 

Kraftmessdose 

fester Teil 

Um das im Betrieb auftretende Drehmoment für die Kalibrierung der KMD zu simulieren 

wurde ein Hebelarm entworfen, an welchem an mehreren Aufhängepunkten Gewichte 

angehängt werden können. Die vier Befestigungsmöglichkeiten befinden sich 150, 200, 250 

und 300mm ausserhalb der Mitte. Die Befestigung des Hebels am Rotorgehäuse erfolgt 

mittels zweier Schrauben. 

Die Kalibrierung ist unter 8.4.3.3.2 weiter beschrieben. 

8.3.8 Abzugsvorrichtung Scheiben 

Eine Anforderung an die Konstruktion von Seiten der SPL war es, dass die Scheibe einfach 

demontierbar sein muss. Die Rotorscheibe und die Welle sind aufgrund der engen Passung 

nur noch mit einigem Kraftaufwand zu trennen. Die einfachste Variante für die Demontage 

der Scheibe wäre ein Abstützen zwischen Wassergehäuse und Scheibe. Dies ist aber nicht 

zulässig, da der Kraftfluss von der Welle über die Spindellager auf das Gehäuse übertragen 

würde. Die schnelldrehenden Spindellager sind in unserem Einsatzfall nicht für grosse 

Axiallasten ausgelegt. 

Auf den Scheiben deshalb befinden sich vier Abzugsgewinde M4. Somit kann eine Büchse auf 

die Scheibe geschraubt werden und mittels einer Spindel welche in dieser Büchse läuft 

abgezogen werden. Die Spindel hat eine Spitze mit welcher die Abzugsvorrichtung in der 

Zentrierbohrung der Welle zentriert wird. Die Zentrierung der Abzugsvorrichtung ist 

notwendig, da ein verkanten der Scheibe zu Beschädigungen der Oberfläche des 

Polygonprofils führen würde. 


Wellen- Ende 

mit Zentrierung 

Rotorscheibe mit 

Abzuggewinden 

Büchse der 

Abzugsvorrichtung 

Die Scheibe kann durch den Einsatz der Abzugsvorrichtung einfach demontiert werden und 

hält trotzdem sicher auf der Welle. 

8.3.9 Adaption Kompressor 

8.3.9. 1 Leitungsverbindung zum Prüfstand 

Der notwendige Luftmassenstrom für die Verbrennung im Gasgenerator, wird von dem 

Hubkolbenkompressor im Labor für thermische Energiesysteme geliefert. Es handelt sich 

dabei um einen Kompressor der Firma Sulzer Burkhardt vom Typ C 2 Q C 1.20. 

Um den Anschluss des Gasgenerators an den Kompressor zu ermöglichen, wurden Teile der 

bereits bestehenden Leitung genutzt. Mit dem Vorteil, dass die vorhandene Blendenmessung 

zur Bestimmung des Massenstroms integriert werden konnte. 

An beiden Enden der Rohrleitung konnten die bestehenden Kupplungen genutzt werden. Auf 

der Seite des Prüfstandes wurde ein Adapterstück hergestellt, welches über einen Rohrbogen 

auf eine Verschraubung von 1“ reduziert. Auf der Seite des Kompressors folgt zuerst auch 

ein Adapterstück, danach ein Schlauchstück auf die bestehende Rohrleitung, in welche die 

Blendenmessung des Kompressors eingebaut ist. Das vorhandene Regelventil am Ausgang 

des Windkessels wurde gegen ein grösseres Schieberventil ausgewechselt und andererseits 

der Druckreduzierer in der Leitung gegen ein gerades Rohrstück ersetzt werden. 

8.3.9. 2 Vorgehen zur Bestimmung des gelieferten Massenstroms 

Aus den Differenzdrücken über der Blende, den Geometriedaten, den 

Umgebungsbedingungen sowie dem Druck vor der Blende konnte der vom Kompressor 

gelieferte Luftmassenstrom bestimmt werden. 

Die Geometriedaten der Blenden sind folgende: 

Durchmesser Rohr DR=50mm 

Durchmesser Blende dB=28mm 

Spindel der Abzugsvorrichtung 

mit 

Zentrierspitze 

Zur Bestimmung des Massenstroms müssen die Expansionszahl und die Durchflusszahl 

berechnet werden, was ein iterativer Vorgang ist. Dieser Vorgang wurde vom Programm 

DIN- Blende der Greenfield AG übernommen. 


Das Programm berechnet die Reynoldszahl, die Dichte, die dynamische Viskosität sowie die 

Massen- und Volumenströme. Um Konsistenz des Programms zu überprüfen wurde eine 

Vergleichsrechnung durchgeführt. 


8.4 Das Messsystem 

8.4.1 Auswahl der Messpunkte 

In einem ersten Schritt wurden alle möglichen Messgrössen in das Schema des 

Versuchsaufbaus eingezeichnet, um sicherzustellen, dass keine wichtigen Grössen ausser 

Acht gelassen werden. 

Die Auswahl der wichtigsten zu messenden Grössen erfolgte danach in Absprache mit dem 

Dozenten und dem Auftraggeber. 

Folgende Prioritäten wurden festgelegt: 

1. Priorität 

- Drehzahl n 

- Drehmomen t M 

Bis jetzt realisiert ausstehend 

- Differenzdruck Blende ∆pB (bestehend) für Massenstrom Luft 

- Druck vor der Blende p2 für Massenstrom Luft 

- Temperatur Turbinen Eintritt T3 

- Temperatur Turbinen Austritt T4 

- Druck in der Brennkammer GG P4 

- Druck vor der Turbine p3 

2. Priorität 

- Öldruck Schmierung Turbine p6 

- Temperatur Schmieröl T5 

- Temperatur Bremswasser Eintritt Differenztemperatur Wasser 

- Temperatur Bremswasser Austritt Differenztemperatur Wasser 

- Druckschalter Schmierung Turbine 

- Massenstrom Bremswasser 

- Druck Bremswasser 

- Massenstrom Ethanol 

- Druck nach Turbine 

Die Auswahl hat sich bisher bewährt. Einzig das Anbringen eines Durchflussmessgeräts für 

das Bremswassers würde eine weitere Möglichkeit zur Überprüfung der Leistung ergeben. 

Ohne diese Messung ist die Aussagekraft der Differenztemperaturmessung vom Wasser am 

Ein- und Austritt der Leistungsbremse beschränkt. 

Die Messinstallation der Druckmessung nach der Turbine wurde soweit ausgelegt, dass ein 

Drucktransmitter angeschlossen werden kann. Da aber im Moment auf Umgebungsdruck 

entspannt wird, wurde die Messstelle noch nicht instrumentiert 


8.4.2 R&I Schema 

Ethanol 

tank 

Ethanol- 

zufuhr 

T4 

Druckluft 

T3 

Abgasturbine 

Öltank 

Anzeige auf 

Mess- PC 

Gasgenerator 

T B 

P5 

∆p B 

P3 

Lokale Anzeige 

P2 

P4 

Abgasstrom 

T5 

Ölschmier 

kreislauf 

n 

Leistungsbremse 

P6 

Windkessel 

P1 

M 

Kompressor 

∆T 1-2 

Bremswasser 

aus 

Bremswasser 

ein 

M Drehmoment 

n Drehzahl 

∆T1-2 Differenztemperatur Wasser 

T3 Temp Gas Turbine ein 

T4 Temp Gas Turbine aus 

T5 Temp Schmieroel Turbine 

P1 Druck im Windkessel 

P2 Druck vor der Blendenmessung 

P3 Druck Eintritt Gasgenerator 

P4 Druck Brennkammer Gasgeni 

P5 Druck Eintritt Turbine 

P6 Druck Oelschmierung Turbine 

∆pB Blendenmessung Kompressor 

Temperatur bei Blende 


T B

8.4.3 Sensoren und Hardware 

8.4.3. 1 Thermoelemente 

Die verwendeten Temperatursensoren stammen von der Firma MTS. Es handelt sich um 

NiCR- Ni Thermoelemente (Typ K) mit einer Inconel Ummantelung, die geeignet sind die 

hohen Temperaturen in Abgasstrom über längere Zeit zu messen. Für die Messung der 

Wassertemperaturen am Eintritt und am Austritt der Bremse kommen aufgrund der 

Austauschbarkeit dieselben Messgeräte zum Einsatz. 

Die Wichtigsten Daten im Überblick: 

Thermoelemente 

Typ Manteldurchmesser [mm] Länge Messeinsatz [mm] 

NiCr- Ni Typ K 6 100 

Alle Thermoelemente weisen eine Cold- Junction- Compensation (CJC) von 20°C auf. Zur 

Messung der Eintritts und Austrittstemperatur des Wassers der Bremse wurde die Methode 

der Differenztemperaturmessung angewendet. Dabei wird die Spannungsdifferenz zwischen 

den beiden Pluspolen der Messfühlern gemessen und nicht wie üblich die absolute Spannung 

des einzelne Sensors. Der Vorteil dieser Messart liegt darin, dass direkt die 

Differenztemperatur bestimmt werden kann. So ist der Messfehler kleiner, als wenn beide 

Temperaturen gemessen werden. 

∆V 

+ - - + 

Temp 

Bremswasser 

ein 

8.4.3. 2 Manometer 

Thermoelemente 

Temp 

Bremswasser 

aus 

An der Anlage kommen verschiedene analoge Manometer zum Einsatz. Je nach Messgrösse 

mit einem unterschiedlicher Messbereich. 


8.4.3. 3 Kraftmessdose 

Um das durch das Drehen der Scheibe im Innern des Wassergehäuses entstehende 

Drehmoment zu messen, ist das äussere Gehäuse gelagert und auf einer Kraftmessdose 

(KMD) abgestützt. Die Messdose enthält im Innern einen Dehnmessstreifen (DMS), der durch 

die auftretende Kraft gedehnt wird. 

Die wichtigsten Daten der KMD im Überblick: 

Modell TTLoadcells 

Produktcode THA-50 

Belastbarkeit 50 lb (22.6 kg) 

Erregerspannung +10V 

Messbrückenwiderstand 350Ω 

Ausgangssignal -0.3V bis 0.3V 

8.4.3.3.1 Schaltschema 

Es handelt sich hier um eine Vollbrückenschaltung I mit einem Gesamtwiderstand von 350Ω. 

Die vom Hersteller geforderten 10V Erregerspannung waren auf der Connector Block nicht 

verfügbar. Deshalb wird die KMD nun mit 5V erregt. Das bedeutet, dass sich die 

Ausgangsspannung auch um die Hälfte reduziert. 

Erregerspannung +5V 

Messbrückenwiderstand 350Ω 

Ausgangssignal -0.15V- 0.15V 

+ ERREGUNG 

Rtot=350Ω - SIGNAL 

WEISS PIN 26 

- ERREGUNG 

+ SIGNAL 

ABSCHIRMUNG 

Da die KMD bereits bei der SPL im Einsatz gestanden hatte, musste vor der Kalibrierung eine 

Funktionskontrolle durchgeführt werden. Auf der Homepage des Herstellers TTLoadcells 

konnte eine Liste mit diversen Kontrollpunkten herunter geladen werden. So konnte 

zuverlässig getestet werden, ob die Messdose jemals überlastet wurde und ob die 

Widerstände des DMS keinen Kontakt zum Gehäuse aufweisen. Die aufgenommenen Werte 

können im Anhang (Herstellerunterlagen TTLoadcells) eingesehen werden. 

Mit diesen Konfigurationsdaten konnte die KMD im MAX als Dehnungsmesser aufgenommen 

werden. Dort wird die Ausgangsspannung in eine Dehnung umgerechnet. Dies ist dann auch 

der Wert der im DasyLAB ausgegeben wird. 

ROT 

PIN 14 

SCHWARZ PIN 59 

GRÜN PIN 60 

PIN 59 


8.4.3.3.2 Kalibrierung 

Die Werte für die Dehnung des DMS mussten nun direkt in ein Drehmoment umgewandelt 

werden. Da sich die Dehnung proportional zur Spannung und somit auch zur aufgebrachten 

Kraft verhält, konnten nun definierte Kräfte auf die KMD gegeben werden. 

Dazu wurde der unter 8.3.7 beschriebene Hebel zur Drehmomentkalibrierung am Gehäuse 

angeschraubt, der in genau bemessenen Abständen Aufnahmebohrungen für 

Kalibriergewichte enthält. Bei der Kalibrierung wurden an mehreren Punkten innerhalb des 

Messbereichs Gewichte an den Hebel gehängt. Die zugehörigen Werte der Dehnung aus dem 

Programm DasyLAB wurden jeweils notiert. Danach konnte der Wert für die Dehnung und 

das damit verbundene Drehmoment übereinander aufgetragen werden. Die lineare 

Regression in Excel ergab eine Übereinstimmung von 99% (R 2 =0.99). Die erhaltene 

Gleichung, welche auch den Nullabgleich vornimmt wurde direkt ins DasyLAB für die 

Umrechnung eingesetzt. 

8.4.3. 4 Drehzahlsensor 

8.4.3.4.1 Allgemeines 

Die Drehzahlmessung für den Prüfstand erfolgt über einen induktiven Nährungsschalter der 

Firma Contrinex. Es handelt sich dabei um einen PNP Transistor (Schliesser). Die 

Versorgungsspannung von 24V wird von einem Power Supply (Traco 24V/1.1A) 

sichergestellt. Das Ausgangssignal ist ein Rechtecksignal 0V/24V. Der normierte 

Schaltabstand sN (Der Abstand zwischen Sensorspitze und zu messenden Teil) beträgt 

1.5mm. Der optimale Schaltabstand für unsere Anwendung beträgt 0.5* sN, also 0.75mm. 

Dieser ist unter Einhaltung der vorgeschriebenen Genauigkeit nach jeden Ausbau wieder 

einzustellen. Ansonsten sind Messfehler nicht auszuschliessen (siehe Datenblatt Continex 

Anhang Herstellerunterlagen) Die maximale Schaltfrequenz fmax beträgt 5000 Hz. Die 

Drehzahlmessung erfolgt an den Schrauben der Kupplungsbüchse auf der Seite der 

Leistungsbremse. Auf dieser Kupplungsbüchse befinden sich zwei Schrauben am Umfang 

(Zgeg), deshalb wird zwei Mal pro Umdrehung das Ausgangssignal geschaltet. Das bedeutet 

für die Drehzahlmessung am Prüfstand eine maximal erreichbare Drehzahl von 150'000 min -1 

fmax Nmax:= Zgeg 8.4.3.4.2 Frequenzmessung 

Um aus dem Rechtecksignal die Frequenz zu bestimmen musste das Ausgangsignal zuerst 

auf ein TTL Signal (0V/5V) umgewandelt werden. Dies wurde zuerst mit einem 

Spannungsteiler realisiert. Wurde der Sensor dann an den Connector Block (NI) 

angeschlossen, zeigte sich, dass das Signal des Sensors im ungeschalteten Zustand nicht 

sauber auf 0V zurückging. Dies führte zu einem sehr unregelmässigen Schalten des Sensors, 

da die Störspannung genau um die Schaltspannung (ca. 0.7V) herumpendelte. So wurde in 

Zusammenarbeit mit der Elektrotechnikabteilung der FHBB eine Schaltung erstellt, die das 

Signal aktiv tief (0V) und aktiv hoch (5V) zieht. 


+24V 

0V 

PIN 8/Braun 

+5V 

Versorgung von 

Connector Box 

PIN 42/Gelb/Grün 

Der zusätzliche Transistor dient als Schalter für die 5V Versorgungsspannung von der 

Connector Box. Das Signal ist nun invertiert, das heisst wenn der Nährungsschalter nicht 

geschalten ist (0V) dann liegt eine Spannung von 5V am Counter Eingang der Messkarte an 

sprich Signal 1. Steigt nun die Spannung am Ausgang des Nährungsschalters auf 24V, fällt 

das Signal am Counter Eingang auf 0V also Signal 0. Die Invertierung des Signals hat jedoch 

keinen Einfluss auf die Frequenzmessung, da dort nur die Zeit zwischen zwei ansteigenden 

Flanken gemessen wird. Auf der Messkarte wird effektiv nicht die Zeit gemessen, sondern 

die Anzahl der Flankenanstiege der Counter Zeitbasis von 20MHz zwischen den Flanken des 

Eingangssignals. Die Zeitbasis muss immer schneller sein, als das Eingangssignal selbst. 

Rechnerisch geschieht die Frequenzmessung folgendermassen: 

NC fC := fTB⋅ NTB 0V 

+24V/0V 

von Sensor 

Wobei fC die Ausgabefrequenz im Messprogramm ist. fTB ist die Frequenz der Zeitbasis der 

Messkarte ist und NC die Anzahl der ansteigenden Flanken des gemessenen Signals und NTB 

die Anzahl der ansteigenden Flanken des Zeitbasissignals. Dieses Prinzip lässt eine 

zuverlässige Drehzahlmessung zu. 

Die oben dargestellte Schaltung wurde mit freundlicher Unterstützung der Abteilung 

Elektrotechnik auf eine Platine gelötet und zusammen mit dem Power Supply in eine Box 

eingebaut. 


C 

1kΩ 

+5V 

0V 

10kΩ Transistor NPN 

B 

Anschlussschema Drehzahlsensor 

E 

PIN 9/Blau 

GND 

+5V/0V 

TTL zu 

Counter 

Eingang

8.4.3.4.3 Inbetriebnahme am Prüfstand 

Da die Drehzahl eine wichtige Messgrösse zur Bestimmung der Leistung der Turbine ist, 

wurde die Messung am drehenden Prüfstand bei vier verschiedenen Drehzahlen mit einem 

Handfrequenzmessgerät (Jaquet) überprüft. Da es schwierig ist die Drehzahlen konstant 

über längere Zeit zu halten, wurden die Drehzahlen in einem Abstand von 10s während einer 

Minute gemessen und verglichen. Die Mittelwerte der Drehzahlen aus dieser Minute wurde 

verglichen und ein Korrekturfaktor bestimmt. Da sich die Abweichung über die Drehzahl 

annährend linear verhält, wurde ein Korrekturfaktor aus den Mittelwerten bestimmt. 

Messung 

Jaquet 

Dasylab Handtachometer 

Nenndrehzahl 

[min -1 Gemessene Drehzahl [min 

] 

-1 ] Korrekturfaktor 

für Dasylab [ ] 

5’000 6496 5157 0.794 

9’000 11906 9525 0.800 

10’000 12074 9571 0.793 

13’000 17384 13829 0.795 

Mittelwert Korrekturfaktor: 0.796 

Der ermittelte Korrekturfaktor wurde für die Umrechung direkt im DasyLAB eingegeben. 

8.4.3. 5 Connector - Block 

Alle Sensoren sind an dem Connector Block SCB-68 der Firma National Instruments 

angeschlossen. Der Anschlussblock besitzt 8 analoge und 8 digitale Eingänge. Ausserdem 

besitzt die Karte einen Counter Eingang, an welchem die Drehzahlmessung angeschlossen 

ist. Die Pinbelegung der Anschlussbox ist identisch mit der der Messkarte. 


8.4.3. 6 Messkarte 

Die Datenerfassung erfolgt über die Multifunktionskarte NI 6052E von National Instruments. 

8.4.3. 7 Mess- PC 

8.4.4. 1 Measurement and Automation Explorer (MAX) 

Pinbelegung 

Name Pins 

Temp Gas ein 30/63 

Temp Gas aus 28/61 

Öltemp 34/68 

Difftemp Wasser 33/66 

KMD 26/60/14/59 

Drehzahl 42/8/9 

Der Mess- PC wurde von der Schule (FHBB) für die Zeit der Diplomarbeit zur Verfügung 

gestellt. 

8.4.4 Software 

Um die korrekte Erfassung aller angeschlossenen Sensoren zu ermöglichen, müssen diese als 

erstes im MAX konfiguriert werden. Unter den Eigenschaften der einzelnen Kanäle sind die 

Messbereiche und alle übrigen wichtigen Parameter festgehalten. Hier werden auch die 

Hardwareseitigen Anschlüsse (Pins) auf dem Connector Block definiert. So können die Kanäle 

später unter den virtuellen Kanälen im Programm DasyLab aufgerufen werden, ohne weitere 

Konfigurationen vorzunehmen. 


8.4.4.1.1 Temperaturen 

Name Art der Messung Messbereich [°C] Pin 

Temp Gas Ein Temperatur (differentiell) 0- 1500 30/63 

Temp Gas aus Temperatur (differentiell) 0- 1500 28/61 

Öltemperatur Temperatur (differentiell) 0- 100 34/68 

8.4.4.1.2 Differenztemperatur 

Name Art der Messung Messbereich [°C] Pin 

Differenztemperatur Wasser Spannung (differentiell) 0-40 33/66 

8.4.4.1.3 Kraftmessdose 

Name Art der Messung Messbereich [µE] Pin 

Kraftmessdose Dehnung -15000- 15000 26/60 

8.4.4. 2 DasyLAB 

Die Datenerfassung erfolgt im Datenakquisitionsprogramm DasyLAB. Das Programm ist 

folgendermassen aufgebaut: 

8.4.4.2.1 Eingänge Dasylab 

Über den Baustein Dev1-AI00 werden alle analogen Eingänge erfasst. Die Kanäle 

entsprechen den im MAX vordefinierten virtuellen Kanälen für die Drehzahl ist ein separater 

Counter- Eingang (Dev1-Cl00) vorgesehen, der jedoch synchron zu den analogen Eingängen 

abgetastet wird. 


8.4.4.2.2 Filter 

Der eingebaute softwaremässige Filter glättet die erfassten Messgrössen. Da vor allem die 

Temperatursensoren sehr empfindlich auf Störungen aus dem Umfeld reagieren, ist die 

Filterfrequenz mit 0.2kHz sehr tief gewählt. Es handelt sich um einen Tiefband- Filter zweiter 

Ordnung nach Butterworth. Die Einstellungen können nach Bedarf im DasyLab verändert 

werden. 

8.4.4.2.3 Umrechnungen 

Analoge 

Eingänge 

Counter 

Eingäng 

Eingänge Dasylab 

0 Öltemperatur 

2 Difftemp Wasser 

3 Temp Gas ein 

4 Temp Gas aus 

5 KMD 

1 Drehzahl 

Einzelne gemessene Grössen müssen umgerechnet werden, um die 

richtige Grösse zu erhalten. So zum Bespiel die KMD, welche als 

ursprüngliche Messgrösse eine Dehnung ausgibt, die in ein 

Drehmoment umgewandelt werden muss. Die mathematische Formel 

kann nach Bedarf abgeändert werden. 


8.4.4.2.4 Schreiben 

Um für spätere Auswertungen die Daten gemessenen Daten zur Verfügung zu haben, wird 

für jede Messung eine Datei im ASCI Format geschrieben und auf dem PC abgelegt. Für 

spätere Zwecke (andere Auswertungen, z.B. des 

Zündvorgangs) kann die Datenmenge, welche 

ausgeschrieben werden mit dem Separator 

begrenzt oder erweitert werden. Im Moment 

werden jede Zehntelsekunde Daten 

ausgeschrieben. 

Das ASCI File kann im Excel geöffnet werden. Für 

jeden Kanal ist eine Spalte reserviert. Ausserdem 

sind die Anzahl der Kanäle, die Zeitdifferenz 

zwischen den Messpunkten und die Startzeit 

angegeben. 

8.4.4.2.5 Oberfläche 

Um während des Tests die Parameter überwachen zu können, sind die Messgrössen 

einerseits als digitale Anzeigen sichtbar. Zudem kann die Veränderung der Temperaturen 

und der Drehzahl auf grafischen Schreibern beobachtet werden. Werden die vordefinierten 

Grenzwerte für die Gaseintrittstemperatur und die Drehzahl überschritten, verfärben sich die 

digitalen Anzeigen rot, um den Benutzer darauf aufmerksam zu machen. 


8.4.4. 3 LabVIEW 

Nachdem im DasyLAB die Erfassung der Drehzahl zu Beginn nicht möglich war, wurde 

versucht die Programmierung im LabVIEW vorzunehmen. Die Drehzahlmessung gelang auf 

Anhieb, worauf auch die anderen Grössen Temperatur und Kraftmessdose in das Programm 

integriert werden sollten. Die Probleme die sich beim Programmieren stellten, waren 

allerdings nicht in nützlicher Frist zu überwinden. Viele Funktionen, wie das Daten Logging, 

oder die Synchronisierung aller Messwerte hätten nur mit grossem Aufwand bereitgestellt 

werden können. 


9 Inbetriebnahme des Prüfstandes 

9.1 Vorgehen bei der Inbetriebnahme 

Der Prüfstand wurde Stück für Stück aufgebaut und die Bauteile der verschiedenen 

Betriebsarten in den Prüfstand integriert. Weiter wurden die Messsensoren angeschlossen 

und in Betrieb genommen. Der nächste Schritt war das Anschliessen und Testen des 

Turbinenlagerschmierkreislaufs sowie die Ölnebelschmierung der Lager der Rotorwelle. 

Danach erst konnten erste Drehzahltest mit der Turbine alleine durchgeführt werden. Als 

erstes wurde die Turbine alleine bis 100'000 min -1 getestet, zuerst mit dem Injektor, dann 

mit dem Direktanschluss der Luft aus dem Kompressor und schlussendlich mit dem 

Gasgenerator. Der Test mit dem Gasgenerator war wichtig, um allfällige negative 

Auswirkungen der hohen Temperaturen auf die Halterung der Turbine zu erkennen. 

Erst nach diesen Tests wurde der Bremsenteil an die Turbine angekoppelt. Zuerst wurde die 

Drehzahlfestigkeit der Lager mit einer montierten Bremsscheibe, jedoch noch ohne Dichtring 

und Wasser, getestet. Danach wurde der Drehzahltest mit der Dichtung des Wassergehäuses 

durchgeführt. Als finaler Test wurde der Prüfstand mit Wasser in der Bremskammer 

betrieben. Alle diese Tests waren erfolgreich, weshalb mit den Messaufnahmen begonnen 

werden konnte. 

9.2 Erfahrungen beim Betrieb der Anlage 

Hier werden Erfahrungen mit den einzelnen Anlagenkomponenten und deren Verhalten im 

Betrieb der Anlage aufgelistet. 

9.2.1. 1 Leistungsbremse: 

Die Wasserzufuhr am Zufuhrventil ist nicht einfach einzustellen. Die Drehzahl reagiert 

verzögert auf eine Änderung der Ventileinstellungen und nur in einem sehr kleinen 

Verstellbereich des Ventils. Wie das Wasser im Bremsegehäuse verteilt ist kann zurzeit nicht 

beobachtet werden. Ein Gehäusedeckel aus Plexiglas / Polycarbonat würde Abhilfe schaffen. 

Die Temperatur des Wellendichtrings wurde bei drei Drehzahlen ohne Wasserzufuhr 

gemessen: 

n [min -1 ] TDichtung [°C] 

10’000 48 

15’000 60 

20’000 67 

Diese Temperaturentwicklung darf im Betrieb nicht ausser Acht gelassen werden. Es wird 

daher empfohlen bei Drehzahlen über 10’000min -1 immer Wasser im Gehäuse zu haben. 

Um zu verhindern, dass durch einen defekten Radialwellendichtring Wasser in den Bereich 

der Lagerung der Rotorwelle eintritt, sollte diese regelmässig ersetzt werden. Die Dichtringe 

sind keine Standardteile und sind daher nur mit einer Lieferfrist von ungefähr einen Monat zu 

beschaffen. 

Die Ölnebelschmierung der Lager hat sich als Lagerschmierung im bisherigen Einsatz 

bewährt. Der Druck des Ölnebels, welcher am Druckregler eingestellt wird, muss 3.5 bar 

betragen. 


9.2.1. 2 Messsystem 

Das Messsystem an der Anlage funktioniert gut. Einzig die Drehzahlmessung kann bei hohen 

Drehzahlen (ab 60’000min -1 ) ausfallen. Gegebenenfalls kann durch eine Veränderung des 

Schaltabstandes eine Verbesserung erzielt werden. 

Die Thermoelemente mit ø6mm sind zu träge für die Anlage und sollten durch gleichwertige 

Fühler mit ø2.5- 3mm ersetzt werden. 

9.2.1. 3 Abgasturboladerturbine 

Das Lagergehäuse der Turbine verliert im Betrieb ein wenig Öl, dies ist jedoch nicht 

gravierend, da es sich um sehr kleine Mengen handelt. 

Die Öltemperatur im Turbinenschmierkreislauf ist bisher auf maximal 40°C angestiegen. Die 

Öltemperatur kann gegebenenfalls gesenkt werden durch das Einfüllen von mehr Öl in den 

Tank und durch das anbringen einer Ölkühlung. 

Die Abgaswegführung funktioniert zuverlässig. 

9.2.1. 4 Gasgenerato r 

Der Gasgenerator funktioniert zuverlässig, einzig der Kaltstart ist etwas heikel. Die Erfahrung 

hat gezeigt, dass der Kaltstart besser funktioniert, wenn der Einspritzdruck des Ethanols auf 

6.5 bar erhöht wird, also ein fetteres Gemisch gefahren wird. Wenn der Gasgenerator 

Betriebstemperatur erreicht hat, kann der Einspritzdruck wieder auf 6 bar abgesenkt werden. 

Eine Erhöhung des Einspritzdruckes an Ethanol bringt eine Temperaturerhöhung des 

Abgases mit sich. Im Moment wird der Gasgenerator mit einem Mischverhältnis Luft zu 

Ethanol von 18.5:1 betrieben. Dies entspricht einer theoretischen Verbrennungstemperatur 

von 1450K (siehe Anhang Herstellerunterlagen). 

Beim Zünden im warmen Zustand sollte das Ventil der Innenluft ungefähr ½ bis ¾ 

Umdrehungen offen sein. Nach dem Zünden muss der Strom an Innenluft erhöht werden, 

damit die Austrittstemperatur am Gasgenerator nicht zu hoch ansteigt. Diese Temperatur 

muss generell immer beobachtet werden, das Abschaltkriterium für den Gasgenerator ist die 

Höhe dieser Temperatur, welche kurzzeitig maximal 950°C betragen darf. Diese Temperatur 

kann mit der Zufuhr an Innenluft folgendermassen eingestellt werden: mehr Innenluft = 

kälter, weniger Innenluft = wärmer. 

9.2.1. 5 Kompressor 

Um das Mischverhältnis im Gasgenerator konstant zu halten, ist ein konstanter Massenstrom 

an Luft vom Kompressor notwendig. Am einfachsten ist es wenn der Kompressor auf Stufe I 

mit geschlossenem Ventil am Windkessel mit niederer Drehzahl (Stufe 1) angefahren wird. 

Bei einem Windkesseldruck um 1.5barÜ kann auf die hohe Drehzahl umgeschaltet werden 

und das Ventil am Windkessel geöffnet werden. Bei einem Windkesseldruck um 2.5bar sollte 

sich ein konstanter Zustand einstellen. Der Druck, welcher auf die Leitung zum Prüfstand 

gegeben wird sollte 3.7bar nicht überschreiten, da sonst die Gefahr besteht, dass sich der 

Schlauch zwischen Blendenmessung und Rohrleitung löst. 


9.3 Optimierungsvorschläge am Prüfstand 

• Der Zündvorgang kann mit einem eingebauten Zeitverzögerungselement (Zünder, 

dann Alkohol) vereinfacht werden. Ausserdem sollte die Zündzeit auf 3 sek. Begenzt 

werden. 

• Der Schlauch, der den Windkessel und die bestehende Leitung der Luftzufuhr zum 

Prüfstand verbindet, muss bei weiterem Einsatz überarbeitet werden. Steigt der 

Druck in der Leitung über 3.7barÜ an, kann sich der Schlauch an der Schlauchtülle 

lösen. 

• Gehäusedeckel für Bremsengehäuse und Wandscheibe aus Polycarbonat, damit die 

Strömung im Rotorgehäuse beobachtet werden kann. 

• Alle Thermofühler sollten durch gleichwertige Fühler mit ø2.5- 3mm ersetzt werden. 

Die ersten Messungen haben gezeigt, dass die eingebauten Thermoelemente von 

ø6mm zu träge auf Veränderungen reagieren. 

• Der Zentrierring, welcher das Gehäuse der Abgasturboladerturbine zentriert, sollte 

zusammen mit dem Adapterflansch aus einem Stück gefertigt werden. Die 

unterschiedlichen Wärmeausdehnungskoeffizienten können dazu führen, dass der 

Ring herausfällt. 

• Für Massenstrommessung des Ethanols sollte ein Offen/Geschlossen Signal des 

Magnetventils zur Datenerfassung hinzugefügt werden. So kann später bei der 

Auswertung die Zeit, in welcher das Alkoholventil offen war, besser bestimmt werden. 


10 Auswertung und Berechnungen 

10.1 Auswertung der Messung vom 04.01.05 

Nach den ersten Messungen der Turbinenleistung mit der Leistungsbremse wurden die 

Messdaten ausgewertet. Als repräsentative Messung wurde eine Messung vom 04.01.05 

ausgewählt (Messung_140.xls). Es wurde eine Zeit von dreissig Sekunden ausgewählt in 

welcher ein annähernd stationärer Zustand herrschte. Auf dem nachfolgenden Diagramm 

erkennt man den Verlauf des Drehmoments, der Drehzahl, und der daraus berechneten 

Leistung: 

Ausgewerteter 

Bereich 

Zündung 

Diagramm der aufgezeichneten Daten aus der Messung _140.xls vom 04.01.05 

10.1.1 Messdaten vom 04.01.05 

Umgebungsbedingungen 04.01.05 

TU [°C] 20.6 

pU [mbar] 999.6 

Messdaten 

Temp Gas Ein (T3) [K] 1142 

p3 [bar] 1.2 

nTu [min -1 ] 50200 

MBrems [Nm] 0.24 

∆pBlende [mbar] 20.5 

pBlende [bar] 3.3 

pWK [bar] 3.4 

mLuft [kg/s] 0.05034 

mEt [g/s] 2.7 

Die Eintrittstemperatur in die Turbine T3, die Drehzahl nTu sowie das Bremsmoment MBrems 

konnten aus den aufgezeichneten Daten herausgelesen werden, der Druck p3 wurde am 

Manometer am Eintritt in das Turbinengehäuse abgelesen. Der Massenstrom der Luft mLuft 


wurde mit dem Programm DIN-Blende der Firma Greenfield aus dem Differenzdruck über der 

Blende ∆pBlende und dem Druck vor der Blende pBlende bestimmt. Der Kompressor lief bei der 

Messung mit einem konstanten Windkesseldruck. Zur Bestimmung des Massenstroms an 

Ethanol mEt wurde die Masse des verbrauchten Ethanol durch die Gesamtbrennzeit des 

Gasgenerators geteilt. 

10.1.2 Bestimmen der Leistung aus Drehmoment und Drehzahl 

Aus diesen Daten konnte als erstes die Bremsleistung PTu und somit die Leistung an der 

Welle berechnet werden: 

PTu_Mω := nTu⋅2⋅π⋅MBrems Weiter konnte der für die Nachrechnungen notwendige Massenstrom an Abgas berechnet 

werden, welcher sich aus dem Massenstrom der Luft und dem Massenstrom an Ethanol 

zusammensetzt. 

PTu_Mω [W] 1280 ±78 

mTu [kg/s] 0.053 

Beim Auswerten der Messungen wurde erkannt, dass die Thermofühler am Ausgang der 

Turbine, der Messung des Differenzdrucks des Wassers und der Öltemperatur zu träge 

reagieren. Es blieb leider keine Zeit einen Wechsel der Thermoelemente vorzunehmen. 

Deshalb können über die Differenztemperatur des Wassers und über die Austritttemperatur 

der Turbine keine Aussagen gemacht werden. 

10.1.3 Bestimmen der isentropen Leistung 

Um die Leistung der Turbine von ca. 1.3kW zu bestätigen, musste das Resultat über einen 

anderen Weg nachgeprüft werden. 

Unter der Annahme, dass das Abgas aus dem Gasgenerator in der Turbine isentrop 

expandiert wird, kann die Leistung folgendermassen bestimmt werden. 

Folgende vereinfachende Annahmen wurden getroffen 

1. Das Arbeitsmedium ist reine Luft 

2. Die Luft wird als perfektes Gas angenommen (cp = const.) 

Der innere Wirkungsgrad der Turbine wird bei dieser Berechnung nicht berücksichtigt. 

Vorgaben 

p3 [bar] 1.2 

p4 = pU [bar] 1.0 

T3t [K] 1142 

CpLm [J/(kg K)]] 1005 

κ [ ] 1.4 

mTu [kg /s] 0.053 

Das Verhältnis der Drücke vor und nach der Turbine ergibt sich zu 

p3t ΠTu := 

p4t ΠTu = 1.2 


Als nächstes kann die isentrope Expansionstemperatur berechnet: 

T4ts := T3t⋅ ⎛ 

⎜ 

⎝ 

1 

Π Tu 

⎞ 

⎠ 

κ−1 κ 

T4ts = 1083.91K 

Für die spezifische isentrope Arbeit der Turbine gilt 

( ) 

wiTu := cpLm⋅ T4ts − T3t Und für die Leistung 

PTu := mTu⋅wiTu P Tu 

w iTu 

= −3.094kW kJ 

= −58.38 

kg 

Vergleich Leistungen 

Leistung berechnet aus Drehmoment und Drehzahl PTu_Mω [kW] 1.28 ±0.08 

Isentrope Leistung berechnet aus Messwerten PTu [kW] 3.1 

Da bei der isentropen Leistung der Wirkungsgrad nicht berücksichtigt worden ist, kann diese 

Leistung je nach eingesetztem Wirkungsgrad noch kleiner werden. Somit befinden sich die 

beiden Leistungen in derselben Grössenordnung. 


10.2 Nachrechnung der gemessenen Leistung 

In diesem Kapitel werden anhand der vorliegenden Kennfelder der Turbine und des 

Verdichters die Messdaten überprüft. Die Daten aus den Kennfeldern sind eher mit den 

Messungen am Prüfstand vergleichbar, da die strömungstechnischen Einflüsse berücksichtigt 

werden. 

Die Nachrechnung der Messwerte erfolgte auf folgende Arten: 

1. Rückrechnung anhand des Verdichterkennfeldes K26 - 2664 G 6.91 

2. Rückrechnung anhand des Turbinenkennfeldes K26 - 6.81 GAAQD 

10.2.1 Zusammenhang Verdichter & Turbine im Verbrennungsmotor 

Für die Berechnung von Abgasturboladern in Verbindung mit Verbrennungsmotoren wird 

vorausgesetzt, dass die Leistungen der Turbine und die des Verdichters im stationären 

Betrieb gleich gross sind (Feilaufbedingung). 

m = mTurb = mVerd 

Umgebungsbedingungen 

p0 ;T0 

p1 ;T1 ; m p4 ;T4 ; m 

Verdichter Turbine 

p2 ;T2 

P 

p3 ;T3 

P = PTurb = PVerd 

Verbrennungs 

motor 

Für die Berechnung der Leistung wird sowohl beim Verdichter als auch bei der Turbine 

derselbe Massenstrom eingesetzt. Dies unter der Voraussetzung, dass der gesamte 

Abgasmassenstrom durch die Turbine geleitet wird (kein Bypass). 

Diese Voraussetzungen lassen im Folgenden Rückschlüsse von der Verdichterleistung auf die 

Turbinenleistung und umgekehrt zu. 


10.2.2 Verdichterkennfeld 

Im Verdichterkennfeld ist das Druckverhältnis des Verdichters über dem Volumen- bzw. 

Massenstrom aufgetragen. Ausserdem lassen sich der Verdichterwirkungsgrad und die 

Drehzahl des Turbinenrotors ablesen. Alle dargestellten Grössen sind normiert und 

dimensionslos. In diesem speziellen Verdichterkennfeld ist die Volumenstromkennlinie des für 

die Messung verwendeten Motors aufgetragen. Das verwendete Verdichterkennfeld wurde 

mit einen Verbrennungsmotor (Audi 100 Turbo 5 Zyl. VH = 2.14 dm 3 ) und der Turbine K26 

aufgenommen. 

1 

10.2.2.1 Leistungsberechnung am Betriebspunkt 1 

2 

Aus dem Verdichterkennfeld wurde als erstes der Betriebspunkt 1 untersucht. Der Punkt ist 

deswegen interessant, weil die Turbine bei einer Motorendrehzahl von 2000 min-1 mit ca. 

60'000 min-1 dreht. Dies entspricht in etwa dem ausgewerteten Betriebspunkten der 

Leistungsbremse. Mit dem Schnittpunkt sind die Daten eines realen Lastpunktes des 

Verbrennungsmotors gegeben. 

Daten Betriebspunkt 1 im Verdichterkennfeld 

Motordrehzahl nm [min -1 ] 2000 

Druckverhältnis ΠVerd [-] 1.3 

Normierter Volumenstrom VLnorm [-] 0.038 


Normierter Massenstrom mLnorm [-] 0.045 

Normierte Laderdrehzahl nnorm [-] 59000 

Innerer isentroper 

Wirkungsgrad Verdichter 

ηisV [-] 0.625 

Um die Berechnung durchführen zu können, wurden folgende Annahmen vorausgesetzt. 

Umgebungstemperatur 

Annahmen 

T0 [°C] 20 

Temperatur Luft Eintritt Lader T1 [°C] 40 

Umgebungsdruck p0 [bar] 0.981 

Druck am Verdichtereintritt p1 [bar] 0.95 

Isentropenexponent κ [-] 1.4 

Spezifische Wärmekapazität der 

Luft 

cpLm [J/(kg . K] 1005 

Anhand der herausgelesenen Daten und der getroffenen Annahmen kann die 

Verdichterleistung berechnet werden. 

Als erstes muss die Temperatur nach der isentropen Verdichtung T2S bestimmt werden: 

p2 Π Verd 

p 1 

p2 = 1.235bar 

κ−1 κ 

⎛ p2 ⎞ 

T2S := T1⋅⎜ p 

⎝ 1 ⎠ 

T2S = 337.526K 

Der im Diagramm angegebene Verdichterwirkungsgrad wirkt sich folgendermassen zur 

Temperatur T2 aus: 

∆TS ∆T := 

ηisV T2 := T1 + ∆T 

T2 = 352.152K 

Danach kann die spezifische Verdichtungsarbeit wiV bestimmt werden: 

( ) 

wiV := cpLm⋅ T2 − T1 wiV 39.197kJ = 

kg 

Um die Leistung zu bestimmen muss die spezifische Verdichtungsarbeit mit dem effektiven 

Massenstrom multipliziert werden. 

kg 

mLnorm⋅ s 

mLeff := 

T1 ⎛ p0 ⎞ 

⋅⎜ 

T0 p 

⎝ 1 ⎠ 

Die Leistung ist somit 

PVerdT := mLeff ⋅wiV 

mLeff 0.042 kg 

= 

s 

PVerdT 1.652kW = 


Vergleich Leistungen gemessen und aus Verdichterkennfeld 

gemessen berechnet 

nTu [min -1 ] 50200 61000 

mTu [g/s] 53 42 

PTu_Mω [kW] 1.28 

PVerdT [kW] 1.62 

Der Vergleich der Daten zeigt, dass die gemessene Leistung PTu_Mω dem entspricht, was die 

Turbine bei der gegebenen Drehzahl und Massenstrom dem Verdichter an Leistung PVerdT 

abgibt. 

10.2.2.1.1 Nachrechnung Druckverhältnis der Turbine 

Unter Annahme der Freilaufbedingung können Rückschlüsse vom vorgegebenen 

Druckverhältnis aus dem Verdichterkennfeld ΠVerd auf das Druckverhältnis der Turbine ΠTurb 

gezogen werden. 

P Verd P Tu 

Werden die Druckverluste in der Ansaugleitung und im Abgasrohr vernachlässigt dann gilt für 

die Leistungen von Verdichter und Turbine 

p4 := p0 P Verd 

p1 := p0 ⎡ 

⎢ 

mVerd ⋅cpLm⋅T1⋅⎢ΠVerd η ⎣ 

Vtot 

( ) 

κ−1 κ 

Π Verd 

⎥ 

⎤ 

⎥ 

⎦ 

− 1 

κ−1 κ 

⎢ 1 

PTu ηTtot⋅mTu⋅cpLm⋅T3⋅ 1 − ⎛ ⎞ 

⎢ ⎜ Π 

⎣ ⎝ Tu ⎠ 

Daraus ergibt sich folgender Zusammenhang: 

κ−1 κ 

( Π 

Verd) 

⎡ 

⎢ 

⎡ 

⎢ 

κ−1 κ 

⎢ 1 

− 1 ξ 1 − ⎛ ⎞ 

⎢ ⎜ Π 

⎣ ⎝ Tu ⎠ 

⎤ 

⎤ 

⎥ 

⎥ 

⎥ 

⎦ 

p 2 

p 1 

⎥ 

⎥ 

⎥ 

⎦ mit 

p3 ΠTu := 

p4 mTu T3 ξ:= ηATL⋅ ⋅ 

mVerd T1 Der Gesamtwirkungsgrad des Abgasturboladers ηATL ergibt sich aus dem isentropen und 

mechanischen Wirkungsgrad der Turbine und des Verdichters. 

ηATL := ηVtot⋅ηTtot ηATL 0.401 = 

Für den Druck vor der Turbine p3 und das Druckverhältnis der Turbine folgt 


p3 := 

⎡ 

⎢ 

⎢⎡ 

⎢⎢ 

⎛ p 

⎢⎢ 

2 ⎞ 

⎜ 

⎢⎢ 

p 

⎝ 1 

⎢ 

⎠ 

⎢ 1 − 

⎣⎣ 

ξ 

p3 ΠTu := 

p4 1 

κ−1 κ 

⎤ 

⎥ 

⎥ 

− 1 

⎥ 

⎥ 

⎦ 

ΠTu = 1.185 

⋅p 

κ 

4 

⎤ 

( κ−1) ⎥ 

⎥ 

⎥ 

⎥ 

⎥ 

⎥ 

⎦ 

p3 = 1.162bar 

Der berechnete Druck vor der Turbine p3 anhand des Verdichterkennfeldes zeigt eine gute 

Übereinstimmung mit dem gemessenen Wert von 1.2 bar. Das zeigt, dass sich die Turbine in 

Verbindung mit dem Verbrennungsmotor nicht anders verhält, als mit dem auf dem 

Prüfstand verwendeten Gasgenerator. 

10.2.2.1.2 Ergebnis 

Die Nachrechnung der Turbinenleistung über die Daten des zugehörigen Verdichterkennfelds 

lassen also bei einem vorgegeben Punkt Rückschlüsse auf die Turbinenleistung zu. 

Im Moment entspricht der Massenstrom, der dem Gasgenerator auf dem Prüfstand zugeführt 

wird in etwa dem Massenstrom, welcher vom Verbrennungsmotor im ausgewerteten 

Kennfeld erbracht wird. 

Da bei der Aufnahme der Kennfelder immer im Verbund mit dem Verdichter und einem 

Verbrennungsmotor gemessen wird, sind keine Betriebspunkte möglich, die nicht dem 

Zusammenspiel der involvierten Aggregate entsprechen. 

Wird die Wellenleistung der Turbine alleine gemessen, wie das auf dem Prüfstand für 

Turboladerturbinen der Fall ist, lassen sich die leistungsbestimmenden Parameter mTu und T3 

variieren. So könnte beispielsweise der eintretende Massenstrom in die Turbine erhöht 

werden, und die Drehzahl trotzdem bei 60'000 min -1 gehalten werden. Dies würde eine 

andere resultierende Leistung ergeben. 

10.2.2.2 Leistungsberechnung am Betriebspunkt 2 

Der Betriebspunkt 2 entspricht einem für den untersuchten Turbolader optimalen Punkt. Die 

Auswertung soll zeigen, welche Leistung der Turbolader unter diesen Bedingungen erbringt. 

Daten Betriebspunkt 2 im Verdichterkennfeld 

Motordrehzahl nm [min -1 ] 5000 

Druckverhältnis ΠVerd [-] 1.87 

Normierter Volumenstrom VLnorm [-] 0.132 

Normierter Massenstrom mLnorm [-] 0.154 

Normierte Laderdrehzahl nnorm [-] 100’000 

Innerer isentroper 

Wirkungsgrad Verdichter 

ηisV [-] 0.625 

Die Annahmen sowie der Berechnungsvorgang entsprechen denjenigen aus Betriebspunkt 1. 


Die Ergebnisse sind nachfolgend dargestellt: 

Ergebnisse Punkt 2 

p2 [bar] 1.8 

T2 [K] 398 

wiV [kJ/kg] 85.6 

mLeff [kg/s] 0.144 

PVerd [kW] 12.3 

ηATL [-] 0.46 

p3 [bar] 1.4 

ΠTu [-] 1.45 

Die Berechnung zeigt, dass der ATL im Verbund mit einem Verbrennungsmotor, welcher ein 

Hubvolumen von 2.14liter hat, im Stande ist eine Leistung um 13kW zu erbringen. Die 

Laderdrehzahl beträgt jedoch 100'000 min -1 , welche auf dem Prüfstand aus konstruktiven 

Gründen zurzeit nicht möglich ist. Wie bei der Berechnung im Betriebspunkt 1 gezeigt wurde, 

ist die Leistung bei einer Drehzahl von 60'000 min -1 deutlich geringer. 

Dies lässt den Schluss zu, dass die bestehende Turbine bei einer Drehzahl von 60'000 min -1 

nicht in einen optimalen Bereich arbeitet. 


10.2.3 Turbinenkennfeld 

Die Ergebnisse der Leistungs- und Massenstromberechnung aus dem Verdichterkennfeld 

werden in diesem Kapitel anhand es Turbinenkennfeldes überprüft. 

Grundsätzlich ist im Turbinenkennfeld das Durchflussverhalten der Turbine über dem 

Turbinendruckverhältnis aufgetragen. Ausserdem kann der Wirkungsgrad der Turbine und 

die zugehörige Drehzahl abgelesen werden. 

Das vorliegende Kennfeld wurde in Verbindung mit dem Verdichter 2670 GGA aufgenommen. 

Der angekoppelte Verdichter entspricht nicht dem unter Kapitel 10.2.2 bearbeiteten 

Verdichter (2664 G). Die Turbine jedoch ist in beiden Fällen dieselbe. 

10.2.3. 1 Betriebspunkt 1 

ηT⋅η m 

T3t mTeff⋅ p3t kg⋅ K 

1 n norm 

In Betriebspunkt 1 wird untersucht, welchen Massenstrom die Turbine in Verbindung mit 

dem Verdichter (2670 GA) bei 60'000 min -1 und maximalem Wirkungsgrad aufnimmt. 

Ausserdem soll die Leistung in diesem Punkt bestimmt werden. 

Turbinenkennfeld Vorgaben / Annahmen 

Turbineneintrittstemperatur T3t [K] 923 

Referenz Turbineneintrittstemperatur T3tref [K] 873 

Druck am Austritt der Turbine p4t [bar] 0.981 

Isentropenexponent κ [-] 1.4 

Spezifische Wärmekapazität der Luft cpLm [J/(kg . K] 1005 


s⋅bar neff⋅ min 1 − 

p 3t 

p 4t 

T 3tref 

T 3t

Daten Betriebspunkt 1 im Turbinenkennfeld 

Druckverhältnis ΠTu [-] 1.22 

Normierter Massenstrom mTnorm [-] 1.25 

Normierte Turbinendrehzahl nnorm [-] 60’000 

Gesamtwirkungsgrad Turbine ηT . ηm [-] ηT . ηm [-] 0.7125 

Als Erstes kann die normierte Turbinendrehzahl in die effektive ungerechnet werden. 

n norm 

neff ⋅ 

min 1 − 

T 3tref 

T 3t 

neff 61695 1 

= 

min 

Über das im Kennfeld abgelesene Druckverhältnis kann der Druck vor der Turbine 

folgendermassen berechnet werden: 

Π Tu 

p 3t 

p 4t 

p3t = 1.197bar 

Der effektive Massenstrom kann über folgende Umrechnung aus dem normierten 

Massenstrom bestimmt werden: 

kg⋅ K 

T3t mTnorm⋅ m 

s⋅bar Teff ⋅ 

p3t Die Leistung ergibt sich zu: 

⎡ 

⎢ 

PTu := ηTtot⋅mTeff ⋅cpLm⋅T3t⋅⎢ Π 

⎣ Tu 

( ) 

κ−1 κ 

⎥ 

⎤ 

− 1⎥ 

⎦ 

mTeff 0.049 kg 

= 

s 

PTu = 1.903kW 

Vergleich Leistungen gemessen und aus Turbinenkennfeld 

gemessen berechnet 

nTu [min -1 ] 50200 62000 

mTu [g/s] 53 49 

PTu_Mω [kW] 1.28 

PTu [kW] 1.9 

Der Vergleich zeigt, dass die gemessene Leistung PTu_Mω dem entspricht, was die Turbine bei 

der gegebenen Drehzahl und Massenstrom an Leistung PTu abgibt. 


10.3 Brauchbarkeit der bestehenden Turbine zum Antrieb der 

Pumpe 

Die Ergebnisse der Messungen und der Nachrechnungen zeigen, dass sich die von der SPL 

gelieferte Turbine unter den getesteten Betriebsbedingungen nicht zum Antrieb der Pumpe 

eignet. 

Die gemessene Leistung ist mit ca. 1.3kW um Faktor 45 zu klein. Um die vorgegebene 

Leistung zu erreichen, muss mit Sicherheit der eintretende Massenstrom in die Turbine 

erhöht werden. 

Grössere ATL Turbinen wie beispielsweise der Garrett T76 erfordern einen deutlich höheren 

Massenstrom, arbeiten aber bei einem tiefer liegenden, nutzbaren Drehzahlband. 

Bei weiteren Tests mit erhöhtem Massenstrom kann geprüft werden ob die Turbine K26 bei 

60'000 min -1 eine Leistung von 60kW abgeben kann. Dies ist jedoch aufgrund des 

begrenzten Schluckvermögens der Turbine eher unwahrscheinlich. 


10.4 Vorschläge zum Erreichen der geforderten Turbinenleistung 

Hält man die Verbrennungstemperaturen und die Drehzahlen konstant, so sind die 

Haupteinflussfaktoren auf die Leistung der Turbine der zugeführte Massenstrom sowie der 

Turbinenwirkungsgrad. Wird der Massenstrom bei konstanter Drehzahl erhöht, so beginnt ab 

einem Punkt der Wirkungsgrad zu sinken. Der steigende Massenstrom ergibt mehr Leistung, 

sinkt aber der Wirkungsgrad gleichzeitig stärker ab, so steigt die Leistung nicht mehr an. An 

diesem Punkt wird die maximale Leistung bei konstanter Drehzahl abgegeben. 

Die vorhandene Turbine K26 müsste folglich bei einer höheren Drehzahl und mehr 

Massenstrom betrieben werden, um mehr Turbinenleistung zu erbringen. 

Um die Turbinen bei höheren Drehzahlen als den zur Zeit mit der Leistungsbremse 

erreichbaren 60’00min -1 zu testen, müsste ein Übersetzungsgetriebe vorgeschaltet werden. 

Die Reduktion der Drehzahlen durch ein Getriebe ergibt zwar ein höheres Drehmoment, 

solange aber an der Prüfstandswelle bei 60’000min -1 60kW Leistung anliegen wird der 

Prüfstand nicht überlastet. Welche Leistungen die Turbine K26 bei hohen Drehzahlen 

erbringt, ist im Kapitel 10.2.2.2 anhand der Verdichterleistung aufgezeigt. . 

Eine weitere Variante, um die Leistung zu steigern, ist der Einsatz eines grösseren 

Turboladers. Dieser kann einen höheren Massenstrom bei tieferen Drehzahlen mit besserem 

Wirkungsgrad umsetzen. ATL Turbinen, wie beispielsweise die Garrett T76 arbeiten bei 

60'000 min -1 bereits in einem ausreichend effizienten Bereich (siehe Anhang Berechnungen 

Turbolader). So könnte weiterhin die Wellenleistung direkt gemessen werden. 

All diese Massnahmen setzen jedoch voraus, dass der dem Gasgenerator zugeführte 

Luftmassenstrom deutlich erhöht wird. Zu diesem Zweck könnte ein Baukompressor gemietet 

werden. Bereits kleinere fahrbare Modelle (Atlas Copco XAS 36) bringen bei konstanten 

Bedingungen in etwa den 6- fachen Massenstrom im Vergleich zum verwendeten Sulzer 

Kolbenkompressor CQ2C 1.20. 

Eine weitere zu prüfende Lösung wäre, für die Zeit der Versuche das Druckluftnetz des 

Laborgebäudes zuzuschalten. Es muss geprüft werden ob ein signifikanter Anstieg des 

Massenstroms erreicht werden kann. 


11 Terminplan / Projektplanung 

Das Projekt ist aus der Sichtweise der Terminplanung gut verlaufen. Nach anfänglichen 

Verzögerungen konnte das angestrebte Ziel die Messungen durchzuführen doch noch 

erreicht werden. 

Im Vergleich zum ursprünglich geplanten Ablauf sind die Verzögerungen hauptsächlich durch 

die vielen Arbeiten, welche zur Adaptierung von den für den Betriebe wichtigen 

Hilfsaggregaten und Zubehörteilen aufgewendet werden mussten. 

Als Beispiele zu nennen sind: Adaption des Gasgenerators; Adaption des Kolbenkompressors; 

Installation der Wasserzu- und abfuhr; Auslegung & Installation der beiden Schmierkreisläufe 

(Turbine und Bremse); Installieren der elektrischen Bauteile; Ansprechen der Sensoren aus 

dem Messprogramm. 

Der Bau eines Prototyps, wie das beim Prüfstand für Turboladerturbinen der Fall ist, enthält 

viele Faktoren, die nicht im Voraus auf den Tag genau geplant werden können. 

Die eigentlichen Messungen und deren Auswertung fanden in einem sehr kurzen Zeitraum 

statt. 


Terminplan A3 (skaliert) 


12 Fazit 

Fazit der Arbeiten 

Die Inbetriebnahme des Prüfstandes war aus unserer Sicht ein voller Erfolg. Alle 

hochbelasteten Teile haben den Einsatzbedingungen standgehalten. Der Zusammenbau der 

Leistungsbremse verlief ohne nennenswerte Probleme, was auf die gute Konstruktionsarbeit 

während der vorausgegangenen Semesterarbeit zurückzuführen ist. Die Planung und der 

Aufbau des Prüfstandes waren anspruchsvoll und zeitintensiv. 

Die Inbetriebnahme des Prüfstandes für Turboladerturbinen beinhaltete viele praktische 

Arbeiten. Es muss aber angefügt werden, dass durch diesen Umstand zu Beginn der Arbeit 

die theoretischen Überlegungen etwas in den Hintergrund gerückt sind. Die tiefen 

gemessenen Leistungen waren daher etwas unerwartet. Die Nachrechnung der Messung 

zeigte jedoch, dass das Ergebnis in einem thermodynamisch nachvollziehbaren Bereich liegt. 

Das Testen weiterer Turbinen kann an diesem Prüfstand ohne grössere Änderungen 

fortgeführt werden. 

Persönliches Fazit 

Die Diplomarbeit gestaltete sich wie erwartet sehr interessant und abwechslungsreich. 

Zu den anspruchsvollen praktischen Arbeiten an der Anlage kamen viele lehrreiche 

Erkenntnisse dazu, die im weiteren Berufsleben nützlich sein können. 

Mit dem Konstruieren, Planen des Anlagenaufbaus, Auslegen von Leitungsverbindungen, 

Anbringen von Messsensoren und Nachrechnen der Leistung aber auch mit dem Erstellen der 

Datenerfassung, wurde ein grosses Spektrum der Tätigkeit eines Ingenieurs abgedeckt. 

Unser persönliches Interesse an der Materie hat uns bei dieser Arbeit sicherlich geholfen. 

Die Zusammenarbeit in der Gruppe war sehr gut, wir ergänzten uns optimal, jeder konnte 

seine Stärken in die Arbeit einbringen. 


13 Dokumentenverifizierung 

Hiermit erklären wir dass alle Berechnungen von uns vorgenommen wurden. Die Grundlagen 

zum Bericht und den Berechnungen stammen aus der Fachliteratur. 

Fabian Jacot Adrian Hostettler 

14 Danksagung 

Wir bedanken uns bei folgenden Personen, welche uns bei der Durchführung der 

Diplomarbeit unterstützt haben: 

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

und Betreuer der Diplomarbeit 

• B. Berger Auftraggeber und Kontaktperson der Diplomarbeit von 

Seiten SPL 

• H.U. Ammann Mitbegründer der SPL und Auftraggeber Semester- und 


• H.R. Fierz Experte der Diplomarbeit 

• U. Wüst Abteilungsingenieur Maschinenbau FHBB 

• M. Degen Assistent Maschinenbau FHBB 

• R. Bischof Assistent Maschinenbau FHBB 

• J. Brun Assistent Labor für thermische Energiesysteme 

• FHBB Werkstattteam Maschinenbau 

• G. Hasler Leiter der allgemeinen Werkstatt FHBB 

• CAD- Team FHBB 

• H. Briellmann VT- Labor 

• Ch. Biel Elektroniker Abteilung Elektrotechnik FHBB 

• D. Doppler Wissenschaftlicher Mitarbeiter FHBB 

• R. Renz Firma Nextek, Therwil 

• Hr. Schweizer Firma Schweizer Racing Parts 

• Hr. Breitenmoser Firma Certus, Birsfelden 

• Wir möchten uns auch ganz besonders bei unseren Familien und Freunden bedanken, 

die uns stets unterstützt haben. 

• Der Firma OUTLINE AG (P. Hostettler) für das Kopieren des Anhangs 

• Der Firma GREENFIELD AG (A. Jacot) für das Programm DINBlende 


15 Literaturverzeichnis 

• Thermodynamik, P. von Böckh 

• Fluidmechanik, P. von Böckh 

• Wärmeübertragung, P. von Böckh 

• Thermische Energiesysteme, Skript P. von Böckh 

• Dubbel 19. Auflage 

• Maschinenelemente Roloff Matek 

• Turbo- und Kompressormotoren, Motorbuchverlag 

• Strömungsmaschinen, Skript der Uni Hannover 

• Turbomaschinen II, Skript der TH Darmstadt 

• Grundlagen der Aufladetechnik, Skript der TU Berlin 

• Leistungssteigerung von Verbrennungsmotoren, Skript FH Dresden 

• Aufladung von Verbrennungsmotoren, Karl Zinner 

• Diverse Kataloge aller Hersteller 

• www.busakshamban.ch 

• www.fag.com 

• www.bossard.com 

• www.spl.ch 

• www.polygona.ch 

• www.aerospacemetals.com 

• www.sbwil.ch 

• www.siberhegner.com 

• www.allegashop.ch 

• www.collini.ch 

• www.veralit.ch 

• www.maagtechnik.ch 

• www.contrinex.ch 

• www.vink.com 

• www.ni.com 

• www.turbodriven.com 

• www.egarrett.com 

• http://www.atlascopco.com 

16 Verwendete Programme 

• I-DEAS 11 3D-CAD-Programm zum Erstellen der Konstruktion 

und Durchführen der FEM Analysen 

• MathCad 11 Mathematik Programm 

• Excel 2003 und Word 2003 zum Erstellen des Berichts und von 

Tabellenkalkulationen 

• Dasylab 7.0 von National 

Instruments 

Programm zum Erfassen der Messdaten. 

• Labview 7.0 von National Programm zum Erfassen der Messdaten. 

Instruments 

• DIN Blende Programm zur Berechnung zur Auswertung von 

Blendenmessungen von Greenfield 


17 Anhang in separatem Ordner 

Inhalt: 

• Offizielles 

• Versuchsaufbau 

- Instrumentierung 

- Verrohrung 

- Aufbau Prüfstand 

• Berechnungen Turbolader 

- Turbinenleistung K26 

- Verdichterkennfeld KKK K26 & Garrett T76 

• Berechnungen Zubehör 

- Pressung Kupplung 

- Schutz 

- Ölpumpe 

- Drehmomentkalibrierung 

• Auswertung Messungen 

• Herstellerunterlagen 

• Werkstattzeichnungen 

• Sitzungsprotokolle 

18 Dokumenten- CD 

Inhalt: 

+ Administratives 

+ Berechnungen 

+ Bericht 

+ CAD 

+ DasyLAB 

+ Materialsammlung 

+ Messungen & Auswertungen 

+ Teileherstellung

Diplomarbeit Prüfstand für Turboladerturbinen - Swiss Propulsion ...

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