Dieselmotoren

[FAUN]

Fortsetzung:

Neben dem Schweröleinsatz kommt auch der Marinediesel zur Verwendung. Da dieses eine Mischung aus Gasöl, dem heutigen Diesel und Rückständen, also salopp gesagt, dreckiger Diesel ist, muß er auch durch einen Separator oder eine Filteranlage behandelt werden. Der Separator ist ähnlich aufgebaut wie der für Schweröl, da Marinediesel allerdings nicht beheizt wird und auch von der Dichte und der Viskosität niedriger liegt, ist insgesamt der Aufbau kleiner und leichter. Hier wird allerdings auch vom Bunker über den Setztank in den Tagestank gearbeitet. Gewöhnlich liefen die HD (Hilfsdiesel zur Stromerzeugung) mit Marinediesel, die HM (Hauptmaschine) nur während der Revier- und Manöverfahrt. Letzteres versuchte man durch einen Pier-zu-Pier-Schweröl-Betrieb abzulösen, allerdings hat die Gesetzgebung in vielen Teilen der Welt den Marinediesel wieder zurückgebracht. So ist die Forderung nach schwefelfreien Abgasen zum Teil nur durch den Einsatz von Marinediesel zu erfüllen.
Wird jetzt der Mischbetrieb durchgeführt, so ist zu berücksichtigen, daß Schweröle Einspritztemperaturen von > 140°C erfordern können, Marinediesel dagegen bei ,,Raumtemperatur" läuft. Die Umstellung kann also nicht plötzlich erfolgen, die Einspritzpumpen machen solche Temperatursprünge nicht mit. Deshalb gibt es ein Ende der ,,Seereise", dieses ist zeitlich der Moment, da von Schweröl auf Marinediesel umgestellt wird, sozusagen ein verwaltungstechnischer Akt mit Auswirkung auf den Maschinenbetrieb. Er hatte allerdings noch eine finanzielle Komponente, manche Charterverträge schlossen nur den Schwerölverbrauch mit ein, der Marinedieselverbrauch ging also zu Lasten der Reederei. Evtl. gibt es heute noch ähnliche Verträge, aber da stecke ich nicht in der Materie. Nach der Seereise folgte die Revierfahrt, die letztendlich mit der Manöverfahrt an der Pier ihr Ende fand. Das ,,Ende der Reise" und das ,,Maschine fertig" wird im Tagebuch vermerkt, die dann jeweils aktuellen Tankpeilstände ebenfalls (s. Charterverträge).
Die Manöverfahrt und das An- und Ablegemanöver zeichnet sich auch durch diverse Anlaß- und Umsteuervorgänge der HM aus. Deshalb soll es damit weitergehen.

11.   Anlaßluftventil und Anlaßvorgang

Wie bereits erwähnt, sitzen in den Zylinderdeckel auch die Anlaßventile. Bei den doppeltwirkenden 2-Taktern nur im oberen Deckel. Zum Anlassen wird Druckluft benötigt. Diese wird über Kompressoren erzeugt. Es gab auch in früheren Zeiten die Lösung das Verdichtete Luft aus den Zylindern genommen und gespeichert wurde, wir wollen uns aber auf die ,,modernere" Variante beschränken. Die Druckluft wird in Druckluftflaschen bzw. -behälter gespeichert. Die Kapazität dieser Flaschen/Behälter wird von den Klassifizierungsgesellschaften vorgegeben. So schreibt der GL 12 kombinierte, aufeinanderfolgende Umsteuer- und Anlaßvorgänge für jede HM vor. Der max. Anlaßdruck beträgt 30 bar, der minimale 9 bar. Ist der Druck in den Flaschen höher als 30 bar, ist ein Druckminderventil vorgeschrieben. Der Luftvorrat soll mindesten auf 2 Luftbehälter verteilt werden, ebenfalls muß mindestens ein Luftverdichter von der HM unabhängig sein und >50 % der Menge erzeugen. Die Kapazität der Verdichter ist so auszulegen, daß sie die Luftbehälter innerhalb einer Stunde vom atmosphärischen Druck auf den Behälterenddruck bringen können. Es sind mindestens 2 Luftverdichter vorzusehen. Werden Mehrmotorenanlage von den Luftbehälter versorgt, so kann, nach Abstimmung mit dem GL, von den 12 Anlaßvorgängen/Motor abgewichen werden. Für nichtumsteuerbare Motoren mit Verstellpropeller, bei denen ein Anlassen ohne Gegendrehmoment möglich ist, müssen mindestens 6 Anlaßvorgänge möglich sein. Werden HD, pneumatische Steuer- und Reguliereinheiten bzw. die Typhonanlage aus den Hauptanlaßluftbehältern mit Luft versorgt, so sind diese Verbräuche entsprechend zu berücksichtigen. Für HD gilt, daß bei ihnen mindestens 3 Anlaßvorgänge gefordert werden.
Wer sich eingehender mit den Vorschriften befassen mag, möchte auf die

,,GL-Vorschrift I Schiffstechnik, Teil  Seeschiffahrt, Kapitel 2 Maschinenanlagen, Abschnitt 2 Verbrennungsmotorenanlagen und Luftverdichter, Unterabschnitt H2 Anlassen mit Druckluft"

verweisen. Hier ist auch eine Formel zum überschlägigen Errechnen des Anlaßluftvorrats angegeben. Davon abweichend kann der Motorenhersteller andere (höhere) Vorgaben machen. So nannte z.B. MAN/B&W für seinen Motor L 90 GB (er wurde um 1980 gebaut) bei 9 Zylindern 27 m³ für 16 Anlaßvorgänge. Weiterhin sind 2 Kompressoren mit je 405 m³/h gefordert. Sollte dieser Motor in der nichtumsteuerbaren Version eingebaut werden, reduzieren sich die Daten auf 18 m³ bei 8 Starts sowie 2 Kompressoren mit je 270 m³/h.

Fortsetzung soll folgen

[FAUN]

Fortsetzung:

Der Anlaßvorgang und evtl. Umsteuermanöver unter anderem zum Klarmachen der Maschine. Normalerweise ist die ,,Seereise" gekennzeichnet durch konstante Drehzahlen. Irgendwelche Manöver werden nicht gefahren, bzw. gehören zu bestimmten Sicherheitsübungen. Ich erinnere mich an die Strecke Dakar/Senegal – Kapstadt mit 105 U/min (es war ein 9 Zyl.-MAN-2-Takter) 10 Tage lang mit gleichem Kurs (es waren wohl 168°). Wenn die Maschine klargemacht wird, ist das Hauptanlaßluftventil am Notfahrstand der HM zu öffnen. In früheren Zeiten war es der reguläre Fahrstand. Damals war das Anlassen auch eine Frage des Könnens und der Erfahrung. So besaßen und besitzen die umsteuerbaren Motoren auf jedem Zylinder ein Anlaßluftventil.  Evtl. waren diese in zwei Gruppen aufgeteilt, wobei dann nur eine Gruppe angelassen wurde.  Der Motorregler war auf Füllung gestellt und nach dem ,,Anspringen" des Motors wurde dann die 2. Gruppe dazu geschaltet. Durch diese Schaltung sparte man Anlaßluft. Allerdings wird in der Literatur darauf hingewiesen, daß es von der Geschicklichkeit des Bedieners abhing, ob die richtigen Schaltzeitpunkte und die  Höhe der Füllung auch erwischt wurden. Den angekuppelte Kompressor brachte man sofort nach dem Anlassen auf volle Leistung, alleine reicht dessen Leistung bei rasch aufeinanderfolgenden Manövern aber unter Umständen nicht aus. Deshalb war auch hier die Geschicklichkeit, mit der die Manöver ausgeführt wurden, für die mögliche Anzahl von Anlaßvorgängen entscheidend. Damit der Bediener auch die gewünschte Fahrstufe und auch die Drehrichtung wußte, gab es den Maschinentelegraphen. Auf der Brücke wurde das Kommando mit einem Hebelgriff eingestellt, dieses zeigte dann ein Zeiger auf dem Gegenapparat im Maschineraum an. Der Bediener quittierte dieses Kommando mit seinem Hebel, was dann als Zeigerstellung auf dem Brückentelegraphen erschien. Wenn ich Bediener schreibe, so waren es wohl der wachhabende Ingenieur und sein Ing.-Assi. Wie die Maschinenbesatzung bei der Marine aussah, entzieht sich meiner Kenntnis. Der Automatikbetrieb macht so etwas überflüssig. Je nach Maschine wird hier z.B. im Maschinenkontrollraum (MKR) der Füllungshebel auf ,,max." und der Telegraph auf ,,Automatik" gestellt um dem Brückentelegraph den direkten Zugriff zu geben.

Früher versah man aus ähnlichen Einsparungsgründen umsteuerbare 2-Takter ab 10 Zylinder nur bei der Hälfte der Zylinder mit Anlaßventilen, dennoch hatte man auch hier die Möglichkeit den Rest der Zylinder sofort mit Kraftstoff zu versorgen.

Störungen beim Anlassen traten auch auf, so brachten Klemmer des Anlaßventils in geöffneter Stellung teilweise die Maschine zum Pendeln. Das nachfolgende Ventil versuchte ja die Maschine weiterzudrehen, schaffte es aber nicht gegen den ,,Klemmer". Neben starken Geräuschen durch die ausströmende Luft konnten auch die Sicherheitsventile abblasen. Bei kalten Motoren oder Undichtigkeiten an den Kolbenringen passierte es, daß die Zündtemperatur nicht erreicht wurde und damit die Maschine nicht ansprang.

Bei angehängten Kühlwasserpumpen waren diese nach dem Anspringen zum Ansaugen zu bringen, bei angehängten Schmierölpumpen mußten die Drücke kontrolliert werden.

Die Anlaßventile wurden über die Anlaßluftleitung vom Hauptanlaßventil mit der Druckluft versorgt, die Steuerung erfolgte aber über Anlaßsteuerventile. Diese konnten auf der Nockenwelle oder in einem sog. Anlaßsteuerstern sitzen. Wird der Motor von seinem Bedienungsstand und nicht vom MKR gefahren, so ist in den Stellungen ,,Stop" oder ,,Betrieb" des Bedienungshandrades kein Anlassen möglich. In diesen Stellungen ist das System gegenüber der Atmosphäre entlüftet. Wird das Handrad auf ,,Anlassen" gedreht, so kann über die Position der Nocken auf der Steuerwelle oder der Nockenscheibe im Steuerstern das betreffende Anlaßventil angesteuert und geöffnet werden. Die Nocken sind in der Regel Negativnocken, also abgeflacht bzw. ausgespart. Der Anlaßvorgang beging in dem Kolben, der kurz hinter oT steht und wird über den Arbeitshub ausgeführt. Die Zylinderbeaufschlagung entspricht ~140° Kurbelwinkel, hierbei ist die Steuerung des nachfolgenden Kolbens so angelegt, daß ca. 10° Überschneidung vorliegen. Damit wird ein sicheres Anlaufen in jeder Kolbenstellung erreicht. Im Steuerstern sind die Anschlüsse für die Steuerluft entsprechend der Zündfolge des Motors angeordnet. Der Steuerstern wird über eine stehende Welle gedreht, die von der Steuerwelle über ein Kegelradgetriebe, ähnlich eines gesperrten Differentials beim Auto, angetrieben wird. Bei früheren Motoren war dieses Kegelradpaar schwenkbar angebracht, so daß beim Umsteuern der Maschine nur das Getriebe in die neue Position gebracht werden mußte.

Das Umsteuern der Motoren ist, sofern keine Wendegetriebe vorhanden sind, zur Rückwärtsfahrt notwendig. Hierzu müssen die Einspritzpumpen, die Anlaßventilsteuerung, und bei 2-Taktern mit Auslaßventile, diese in der entgegengesetzten Drehrichtung betrieben werden. Das geschieht durch das Verschieben der Steuerwelle in axialer Richtung. Auf der Steuerwelle ist jede Steuernocke paarweise ausgeführt, der entsprechenden Drehrichtung jedoch versetzt.

In dem Anlaßluftsystem ist ein Sicherungsschalter am Schaltwerk (Törnmaschine) eingebaut, der ein Anlassen bei eingerückter Törnmaschine verhindert. Ebenso sitzt als Überdrehzahlsicherung ein Sicherheitsregler an der Regulierwelle der Einspritzpumpen. Hierbei handelt es sich um einen servounterstützten Fliehkraftregler, der bei 10 %iger Überschreitung der Drehzahl, die Füllung verringert. Ursache der Drehzahlüberschreitung ist das teilweise oder vollständige Austauchen des Propellers bei Seegang.


Fortsetzung soll folgen

[FAUN]

Fortsetzung:

12.   Kurbelwelle

Das wichtigste Bauteil eines Dieselmotors ist die Kurbelwelle. Eine Beschädigung dieser Welle hätte weitreichende Folgen, sie gingen mit einer Komplettdemontage des Motors einher. Ein Bruch der Kurbelwelle ist fast immer mit einem Totalschaden verbunden. Um die Risiken solcher Schäden zu minimieren, werden von den Klassifizierungsgesellschaften sehr detaillierte Vorschriften über die Abmessungen und Werkstoffe der einzusetzenden Wellen herausgegeben. Hierbei kann es durch Abweichungen zwischen den Vorschriften zu unterschiedlichen Ergebnissen kommen, aber gewöhnlich lassen sich die Wellen so dimensionieren, daß sie allen Vorgaben entsprechen. Als Beispiel möchte ich die Vorgaben aus den 60er Jahren des GL aufführen. Zusätzlich möchte ich auf die heutige GL-Vorschrift VI – 4 – 2 Rules for Classification and Construction, Additional Rules and Guidlines, Calculation of Crankshafts for Internal Combustion Engines hinweisen.

d_k = (D² ((H*1,2*p_me/α) + (L*p_z/650)) * C₁*C_w)^1/3  in cm.

d_k = Kurbelwellendurchmesser in cm

D = Zylinderdurchmesser in cm

H = Kolbenhub in cm

L = Grundlagermittenentfernung in cm

p_me = mittlerer effektiver Druck in kg/cm²

p_z = höchster Verbrennungsdruck in kg/cm²

α und C₁ = Beiwerte aus Zahlentafeln  α = 142 bei p_me = 6,66 und C₁ = 1,41 bei 10 Zylinder einfachwirkender 2-Takter, C₁ wird zu 2,11 bei doppeltwirkenden 2-Takter

C_w = 42/ 42 + 2/3*(K_z-42) = Werkstoff-Faktor

K_z = dem Entwurf zugrundeliegende und nachzuweisende Festigkeit des Wellenwerkstoffes in kg/mm²

Für einen V-Motor, bei dem 2 Zylinder auf eine Kurbel arbeiten, gilt eine modifizierte Formel:

d_k = (D² ((H*1,2*p_me*C₁/α) + (L*p_z*γ*C₁`/650))*C_w)^1/3 in cm

C₁´ = Beiwert für die halbe Zylinderzahl von C₁, nach obigem Beispiel für 10/2 = 5 Zylinder => 1,25

Für γ  (> = 1) ist es schwieriger, dieser Wert berücksichtigt die durch das Zusammenwirken zweier um den V-Winkel versetzter Zylinder hervorgerufene Vergrößerung des durch den Zünddruck erzeugten Biegemomentes. Der Wert γ ist aus den gegeneinander versetzten Diagrammen der beiden zusammenwirkenden Zylinder zu ermitteln.

Bei der Materialwahl ging man früher von geschmiedetem SM-(Siemens-Martin-)Stahl in den Sorten zwischen St42 und St50 aus. Wurde Wellen- und Kurbelzapfen mit einer gewichtsreduzierenden Bohrung versehen, so durfte diese nicht größer als 0,4*d_k sein. Für die Wangen, wenn sie parallelverlaufende Seiten haben, galt, daß das kleinere Widerstandsmoment (in Achsrichtung) in der Entfernung R/2 von der Mitte der Welle gemessen mindestens gleich 0,07*d_k, das größere mindestens gleich 0,165*d_k³ sein sollte. Hierbei ist d_k wie oben und R = Kurbelradius. Bei anderer Formgebung der Wangen dürfen diese Widerstandsmomente in den beiden Hauptachsen nicht unterschritten werden.

Wird die Kurbelwelle frei berechnet, dann ist die Drehbeanspruchung zu ermitteln. Dieses geschieht über das mittlere Drehmoment bei max. Leistung. Hierbei sind alle angehängten Hilfseinrichtungen zu berücksichtigen. Die Drehbeanspruchung sollte bei Schiffsmotoren, die über einen großen Drehzahlbereich verfügen, 250 kg/cm² nicht übersteigen. Daneben rufen während des Betriebes Drehschwingungen zusätzliche Beanspruchungen hervor. So kann als Regel gelten, daß mit steigender Drehzahl und wachsender Zylinderzahl den kritischen Drehschwingungen Beachtung geschenkt werden muß. Während sich die Gaskräfte durch den Kraftfluß innerhalb des Motors ausgleichen, können die Massekräfte des Triebwerks auf das Maschinenfundament und somit auf den Schiffskörper wirken. Um die gefährlichen Resonanzschwingungen zu verhindern bzw. zu reduzieren, muß für ein Massenkraft- und/oder Massenmomentausgleich gesorgt werden. Massenkräfte der rotierenden Massen treten als konstante Fliehkräfte auf, Massenkräfte der oszillierenden Massen dagegen periodisch in der Zylinderachse.

Durch Gegengewichte an den Kurbelwangen (Kurbelschenkeln) lassen sich rotierende Massenkräfte ausgleichen. Die Massenkräfte der oszillierenden Triebwerksteile werden zweckmäßig in Massenkräfte 1. Und 2. Ordnung zerlegt. Für die Massenkräfte gilt:

F_osz = m_osz*r*ω²*(cos α + λ*cos 2α)  daraus folgt:

F_osz1 = m_osz*r*ω²*cos α und

F_osz2 = m_osz*r*ω²*λ*cos 2α

m_osz = Masse der oszillierenden Teile, r = Kurbelradius, ω = n*π/30 Winkelgeschwindigkeit des Kurbelzapfens, λ = Verhältnis des Kurbelradius zur Pleuellänge und α = Winkel zwischen Zylinderachse und Kurbelstellung

Auf die Herleitung der Formel verzichte ich hier, bei Interesse kann sie aber nachgeliefert werden.

Durch Gegengewichte lassen sich die Massenkräfte der oszillierenden Teile, sie wirken ja in der Zylinderachse, ausgleichen, aber dadurch entstehen unerwünschte Horizontalkomponenten. Deshalb gleicht man durch Gegengewichte nur 50 % der Massenkraft 1. Ordnung aus.  Bei der Auslegung des Motors kann man schon erste Annahmen zu der Dimensionierung der Welle sowie der Lager machen. So empfiehlt sich für die Länge des Wellenzapfens zwischen den Schenkel 0,5 – 0,6 D, für die Kurbelzapfenlänge 0,45-0,55 D und für die Breite eines Schenkels 0,25-0,35 D, mit D = Zylinderdurchmesser, anzunehmen. Hiermit kann man die Maße festlegen und an Hand der Beanspruchungen nachrechnen. Dazu werden 2 Belastungsfälle angenommen, einmal die Stellung im oT und dann die Stellung, in der das größte Drehmoment in der Kurbel auftritt. Im oT wirkt der Zünddruck und erzeugt ein Biegemoment. Der 2. Fall liegt bei ~10° Kurbelwinkel vor und erzeugt neben dem Biegemoment auch ein Torsionsmoment.

Ist die Kurbelwelle dimensioniert, so kann sie aus einem Stück geschmiedet, halb- oder ganzgebaut werden. Der erste Fall kommt ab einer gewissen Größe nicht mehr in Frage. Halb- bzw. ganzgebaut bezieht sich darauf, daß die Kurbelwelle aus den Wellenzapfen, Kurbelzapfen und Wangen (Kurbelschenkel) zusammengesetzt wird. Halbgebaute Wellen bestehen in den Wangen und dem Kurbelzapfen aus einem Stück. Dabei ist der Übergang von Wange zum Zapfen zur Minderung der Kerbwirkung abzurunden. Der Radius sollte möglichst groß sein, > 1/15 Wellendurchmesser, um jedoch Lagerlänge zu gewinnen, kann der Übergang auch hinterdreht werden. Dennoch ist zu beachten, daß auch in den Hohlkehlen eine Spannungserhöhung vom 1,8-2-fachen vorliegen kann. Das Bauen der Kurbelwelle erfolgt durch Schrumpfverbindungen. Gewöhnlich wird das System der Einheitsbohrung genommen, mit der Toleranz H7 in den Wangenbohrungen und den für Schrumpfpassungen üblichen Sitzen t6, u6, v6 und x6. Entsprechend der Norm DIN 7154 werden die oberen (ü_gr) und unteren (ü_kl) Grenzwerte für das Übermaß des Innenteils angegeben. Daraus folgen die Werte ü_u und ü_o als untere und obere Grenzwerte für die Berechnung der Schrumpfverbindungen. So kann hier die notwendige Flächenpressung zur Übertragung eines gegebenen Drehmomentes bestimmt werden.

Der Kurbelversatz ergibt sich aus der Zylinderzahl und der Zündfolge. Gleichzeitig sind Massenausgleich, Erregung von kritischen Drehschwingungen, Gleichförmigkeit des Drehmomentes, innere Momente Belastungen der Kurbelwellenlager und Biegeschwingungen des Motors wichtige Faktoren. Deren Wichtung und auch widersprüchliche Ansprüche erfordern hier allerdings Kompromisse. Bei Mehrzylinderreihenmotoren wählt man häufig die Zündfolge ,,geradzahlig steigend – ungeradzahlig fallend". So z.B. für einen 6-Zylindermotor 2-4-6-5-3-1. Beim 8-Zylinder 2-4-6-8-7-5-3-1. Für den 2-Takter ergibt sich eine gleichmäßige Verteilung beim Kurbelversatz, für den doppeltwirkenden 2-Takter hat sich aber auch eine andere Verteilung ergeben. So sind hier bei z.B. 6 Zylinder nicht jeweils 60° als Kurbelversatz, sondern von oben beginnend, 0°-30°-120°-150°-240°-270°-360°/0° gewählt. Daraus ergibt sich dann die Zündfolge 1-6-3-4-2-5.

Fortsetzung soll folgen.

[FAUN]

Fortsetzung:

13.   Antrieb

Schon am Anfang dieser Betrachtung konnten wir feststellen, daß durch die Wahl des Arbeitsverfahren und der Konstruktion der Motoren eine Erhöhung der spez. Leistung/Zylinder erreicht werden kann. So ist die Leistung eines doppeltwirkenden 2-Takt-Kreuzkopfmotors ~3x größer als die des vergleichbaren 4-Takttauchkolbenmotors. Entscheidend für die jeweilige Motorenleistung ist aber im wesentlichen der mittlere Zylinderdruck zusammen mit der Drehzahl. Um jetzt eine Leistungssteigerung zu erzielen, kann der Druck oder die Drehzahl erhöht werden, bzw. man vergrößert, was aber eine Neukonstruktion voraussetzt, das Volumen, d.h. die Kolbenfläche oder den Hub, oder beides. Da eine Druckerhöhung eine höhere eingespritzte Brennstoffmenge verlangt, müßte hier auch die zugeführte Luftmenge vergrößert werden. Hier kommt als Lösung die Aufladung ins Spiel. Drehzahlerhöhungen stoßen aufgrund der Massenkräfte und den daraus folgenden Schwingungsprobleme auch an ihre Grenzen, weiterhin werden, da der Propellerwirkungsgrad mit steigenden Drehzahlen sinkt, größere Getriebe notwendig. Aus diesem Grund wandelte sich die Motorenentwicklung im Bereich der Handelsschiffahrt zu immer größeren einfachwirkenden 2-Taktern. Momentan scheint die Grenze bei etwa 100.000 PS und 14 Zylindern zu liegen, siehe MAN K98 bzw. K108 oder Wärtsilä RT-flex96C.

Obwohl die Aufladung durch Abgasturbolader schon länger bekannt war, hielt man diese Lösung lange Zeit für 2-Takter für nicht praktikabel. Ein Ausweg war deshalb der doppeltwirkende 2-Takter, das Aufbauschema entsprach dem der damaligen doppeltwirkenden Dampfmaschine. Hier konnte fast eine Verdoppelung der Leistung bei gleicher Baugröße des einfachwirkenden Motors erreicht werden. Da die Reedereien nach leistungsstärkeren Motoren verlangten, entwickelten die damaligen Schiffsmotorenhersteller die unterschiedlichsten Modelle. Diese Motoren kamen aber dem gewünschten Ziel der Erhöhung der Reisgeschwindigkeit nicht immer nahe, deshalb wurden 2 oder mehrere Motoren verbaut. Die damaligen Motoren wurden als Mittelschnelläufer gebaut, ich persönlich sehe die Drehzahlgrenzen so:

< 200 U/min = Langsamläufer, > 200 - < 800 Mittelschnelläufer und > 800 = Schnelläufer.

Die Propellerdrehzahl und –größe hängt von der zu übertragenden Leistung ab. Der Propellerwirkungsgrad fordert eigentlich langsam drehende Propeller, die dann aber im Durchmesser stark anwachsen. Dem standen früher Material- und Platzgründe entgegen. So wählte man Lösungen wie Mehrwellenanlagen und/oder Mehrmotorenkombinationen. Da es bei diesen Konstellationen neben der Kompensation von Drehschwingungen auch um die Möglichkeit des Zu- und Abschaltens einzelner Motoren ging, waren elastische Kupplungen zwingend notwendig. Um die Drehzahlunterschiede Propeller-Motor(en) auszugleichen, setzte man Getriebe ein. Im Bereich der elastischen Kupplungen zeichnen sich hydraulische Kupplungen durch folgende Eigenschaften besonders aus:

1.   Wirksame Dämpfung von Torsions-(Dreh-)Schwingungen, es erfolgt praktisch keine Schwingungsübertragung vom Motor auf die Propellerwelle/zum Getriebe

2.   Nahezu konstantes Abtriebsmoment bei konstanter Motorleistung

3.   Möglichkeit des schnellen und stoßfreien Zuschaltens oder Absetzens des Motors durch Füllung bzw. Entleerung der Kupplung

4.   Stufenlose Änderung der Abtriebsdrehzahl durch Schlupfänderung infolge Variation der Füllung

5.   Hohe Betriebssicherheit und Lebensdauer, da mit Ausnahme der Lager an keiner Stelle mechanische Berührung auftritt.

Nachteilig wirkt sich der Umstand aus, daß eine Momentenübertragung nur durch Schlupf, d.h. durch Unterschiede zwischen An- und Abtriebsdrehzahl möglich wird und der hierdurch bedingte Leistungsverlust als Erwärmung der Kupplung bzw. des Öls auftritt.

Zum Einsatz kommt vorwiegend die auf dem Prinzip des Föttinger-Wandlers basierende ,,Vulcan-Kupplung", eine Strömungskupplung der früheren Vulcan-Werke in Hamburg. Strömungskupplungen haben bei maximaler Füllung, Schlupfwerte im Bereich von 1,5 – 2,5 %, beziehungsweise Wirkungsgrade von 97,5 – 98,5 %.

Getriebeanlagen benötigen ein Hauptdrucklager möglichst nahe am Getriebehauptrad. Die Motorenwellen müssen aber ebenfalls in ihrer Lage durch ein Paßlager oder Drucklager fixiert sein. Ein ausgesprochenes Drucklager für jede Motorwelle ist dann notwendig, wenn das schrägverzahnte Getriebe einen nennenswerten Schub ausübt.

Das hier im Forum häufig genannte Beispiel der Motor-Getriebeanordnung der Panzerschiffe aus der Deutschland-Klasse kann fast als klassisch bezeichnet werden. Die vier Motoren, aufgestellt in einer H-Anordnung, sind leichte doppeltwirkende 2-Takter von MAN mit je 7.100 PS bei n = 450 U/min, und sie  wirken über je eine Vulcan-Kupplung, welche mit dem Getriebe zusammengefaßt waren, auf eine Propellerwelle. Die Verluste durch den Schlupf und im Getriebe, betrugen bei Vollast ca. 5 %. Jedes Schiff hatte 2 gleich ausgeführte Propellerwellen. Die Übersetzung zwischen den Motoren und Propellerwelle betrug ~2:1.

Eine besondere Konstruktion war die geplante Antriebsanlage der nicht ausgeführten Schlachtschiffe ,,H", ,,J" und ,,K". Jedes Schiff sollte 3 Propellerwellen mit 4 Motoren erhalten. Diese hätten 15.000 PS jeweils haben sollen, was nach Abzug aller Verluste eine Gesamtleistung von ~150.000 PS bedeutet hätte. Als Motoren sollten leichte doppeltwirkende 2-Takter von MAN mit 9 Zylindern und einem Zylinderdurchmesser von 650 mm bei einem Hub von 950 mm eingebaut werden. Die Motorendrehzahl hätte 265 U/min betragen, das Übersetzungsverhältnis zur Propellerwelle war nahe bei 1,0 vorgesehen.

Durch die Motorenwahl, hohe Leistung bei verhältnismäßig niedrigen Drehzahlen, hätte man die gleiche Anordnung der Motoren mit 2 Vulcan-Kupplungen nebeneinander wie bei den Panzerschiffen nicht unterbekommen. Deshalb arbeiteten die jeweils 2 benachbarten Motoren über ein Getriebe und einer übergroßen Vulcan-Kupplung auf  die Propellerwelle. Hierbei war die Welle der hinteren zwei Motoren zwischen Getriebe und Vulcan-Kupplung als Hohlwelle ausgeführt, die sich dabei auf die, durch diese Hohlwelle geführte Propellerwelle abstützte. Um jetzt die beiden, über das Getriebe verbundenen Motoren, einzeln abschalten zu können, sollte zwischen Motor und Getriebe jeweils eine Vielzahn-Klauenkupplung eingebaut werden. Diese konnte, nach dem Synchronisieren, ein- bzw., nach Füllungswegnahme am Motor, ausgerückt werden. Das Synchronisieren geschah optisch durch ein Differentialgetriebe, welche durch Zahnkränze auf beiden Seiten der Klauenkupplung angetrieben wurde. Eine Doppeltmotorenanlage war incl. Kupplung, Getriebe und Vulcan-Kupplung vor dem Kriegsausbruch bei MAN auf dem Prüfstand montiert und unter Bordbedingungen getestet worden, allerdings liegen praktische Erfahrungen im Bordbetrieb nicht vor.

Fortsetzung soll folgen.

[scharrenberg]

Guten Morgen Faun.
Deine Beschreibung der Dieselmotorentechnik ist einfach "Spitze"!
Jetzt habe ich eine sehr laienhafte Frage bezüglich der Aufladung von Viertaktdieselmotoren.
In der Literatur habe ich einige Male die Begriffe "Aufladung" und "Hochaufladung" gefunden.
Mit welchen Überdruck wurden die Zylinder bei den beiden Aufladearten beaufschlagt?
Grüße und hoffentlich bald weitere Informationen
Scharrenberg

[FAUN]

Guten Abend scharrenberg,

interessanterweise sollte sich mein nächstes Kapitel mit den Abgasturboladern (ATL) befassen. Leider bin ich in den letzten Tagen nicht dazu gekommen. Zu Deiner Frage nach Aufladung oder Hochaufladung vielleicht hier nur eine kurze Antwort.

Heute wird der Begriff Hochaufladung insbesondere in Fahrzeugbau beim Downsizing der Motoren verwendet, also kleinere Motoren mit gleicher oder evtl. sogar gesteigerter Leistung. Bei den Schiffsdiesel geht der Trend, ob 2- oder 4-Takter in 2 Richtungen, zum einen will man die Leistung erhöhen, und zum andere, wie das Downsizing bei den PKW, den Umweltauflagen genügen. Deshalb geht man den Weg zur 2-stufigen Anlage. Hier können Drücke zwischen 8 und 10 bar realisiert werden. Die Druckverteilung sieht dann Druckverhältnisse von 1/3 im Hochdruck- und 2 /3 im Niederdrucklader vor.

Bei PKW-Motoren sind es wohl Drücke um die 2,5 bar. Hier arbeitet man aber mit Wast- bzw. Ladeluftventilen, da die Lader hier durch das Fahrverhalten sehr schnell an ihre Pumpgrenzen kommen. Diese Kennfeldgrenze zeigt den Bereich an, in dem die gelieferte Luft nicht mehr vom Motor aufgenommen werden kann. Dieses führt bei Schiffsdiesel zu einem charakteristischen Geräusch. Wer einen Notstop einer Hauptmaschine miterlebt hat, wird es kennen. Beim PKW ist das Abblasen eher ein pfeifendes Geräusch.

Gruß Gerd

[scharrenberg]

Vielen Dank für die schnelle Antwort!
Ich werde die Berichte über Dieselmotoren weiterstudieren!!
Grüße
Scharrenberg

[FAUN]

Fortsetzung:

14.   Abgasturbolader  (ATL)

Wie wir im Laufe dieser Betrachtung über Dieselmotoren festgestellt haben, sind 2-Takter, ob einfach- oder doppeltwirkend, nicht selbstansaugend und somit auf eine Spülluftzuführung angewiesen. Daneben gilt, daß eine spez. Leistungserhöhung je Zylinder einen erhöhten Luftdurchsatz mit adäquatem Brennstoffeinsatz erfordert. Diese Leistungserhöhung kann durch eine Vergrößerung der Kolbenfläche, der Drehzahl und/oder des mittleren Kolbendruckes erreicht werden. Letztere Möglichkeiten galten und gelten auch für die 4-Taktmotoren. Deshalb ist es nicht verwunderlich, daß die ersten Aufladeversuche  und technischen Umsetzungen an diesen Motoren durchgeführt wurden. Eine treibende Kraft war hier der Flugmotorenbau, da die Leistung der Motoren auch in größeren Flughöhen vorhanden sein sollte. Interessanterweise sah man die Aufladung von 2-Takt-Kreuzkopfmotoren durch ATL lange Zeit als undurchführbar an.  Die Aufladung mit ATL bedingt einen erheblichen Energiegehalt der Abgase. Dieser tritt durch deren Druck und noch wesentlicher durch deren Temperatur in Erscheinung. Bei  dem 4-Takter war der Druck von Anfang an höher als beim 2-Takter. Er konnte zudem durch eine einfache Verlegung der Ventilsteuerzeiten nach vorne bei den Auslaßventilen gesteigert werden. Auch war die Abgastemperatur hoch genug. Die mittlere Abgastemperatur hinter den Auslaßventilen konnte ohne Motorschaden auf 450 – 550 °C gesteigert werden. So stand der Turbine genügend Energie zur Verfügung. Wie viel Ladeluft mit welchem Druck nun geliefert wurde, hing danach im wesentlichen von den Wirkungsgraden der Abgasturbine und des Verdichters ab.

Der schlitzgesteuerte 2-Takt-Kreuzkopfmotor verhält sich demgegenüber grundsätzlich anders. Die Auslaßzeit der Auslaßschlitze liegt durch ihre Höhe fest, diese kann auch nicht beliebig vergrößert  werden. Eine Vergrößerung hätte direkt einen Leistungsverlust zur Folge. Beim 2-Takter wird zwangsläufig die Abgastemperatur durch die Spülluft herabgesetzt, denn diese mischt sich bereits im Zylinder mit den Abgasen. Deshalb wurden Abgastemperaturen von 300 – 400 °C kaum überschritten. Es bestand also bei den damaligen Wirkungsgraden der ATL keine Chance, den Motor zur Deckung des Spülluftbedarfs ausschließlich mit ATL auszurüsten. Dieser Bedarf nach zwei Spülsystemen und ihre verwickelte Bauweise ließ die damaligen Motorenbauer von dieser Lösung Abstand nehmen.

Hier soll allerdings der Versuch von MAN während des 2. Weltkriegs nicht übergangen werden. MAN hatte speziell für die Kriegsmarine mittelschnellaufende doppeltwirkende 2-Takt-Kreuzkopfmotoren entwickelt. Aus einer dieser Typenreihen wurde ein  24-Zylinder-V-Motor für den Prüfstand gebaut. An diesem wurde mit einem ATL als Vorverdichter der Spülluft experimentiert. Der eigentliche ,,Spüler" war hier ein mechanisch angetriebenes Turbogebläse. Der Versuch gelang so gut, daß die Leistung von 12.000 auf 15.000 PSe gesteigert werden konnte. Das Kriegsende brachte diese Entwicklung zum Abbruch.

Ende der 40er, Anfang der 50er Jahre des letzten Jahrhunderts brachten dann fast zeitgleich verschiedenen Firmen  ATL-Entwicklungen zum Erfolg, die dann bei  langsam laufenden einfachwirkenden 2-Takt-Kreuzkopfmaschinen eingesetzt wurden. Diese Entwicklung trug gleichzeitig dazu bei, daß die doppeltwirkenden 2-Takter immer mehr zurückgedrängt wurden und als Motorentyp bis zum Ende der 60er Jahre vom Markt verschwanden.

Wie schon angedeutet, liegen die größten Schwierigkeiten bei der Abgasturboaufladung von 2-Taktern zum einen in den niedrigen Abgastemperaturen, aber zum anderen auch darin, daß immer ein positives  Spülgefälle (p_L>p_Sp) vorhanden sein muß. Letzteres bewirkt, daß die Spülluft die Abgase aus dem Zylinderraum ausdrücken kann. Bei der heute durchgängig angewandten Stauaufladung bedeutet dies, an einem ATL mit einem Gesamtwirkungsgrad η=0,5 müßte überschlagsmäßig die Temperatur vor der Turbine T_TEintritt deutlich höher sein, als zweimal die Eintrittstemperatur des Verdichters T_VEintritt (z.B. 2*293 K = 586 K =313 °C). Ansonsten würde kein nennenswertes Spülgefälle erzeugt. Ein solcher Gleichgewichtszustand wird aber von 2-Taktern beim Anlassen und im Teillastbereich nicht erzeugt, gleichzeitig kommt in diesen Bereichen der ATL nicht auf seinen Wirkungsgrad von 0,5, so daß ein Selbstlauf des Motors nicht gewährleistet  ist.

Mit der Steigerung des Ladedruckes p_L wird die Innenarbeit W_i vergrößert, dieses würde sich in einer größeren Diagrammfläche beim Indizieren zeigen (s. a. ,,Bananendiagramm). Da dem 2-Takter bereits als Saugmotor die Spülluft mit dem Druck p_Sp zugeführt wird, hierbei liegt dieser über dem atmosphärischen Druck p₀, liegt, wie bereits erwähnt, eine Aufladung vor, wenn p_L>p_Sp ist. Der  Verbrennungshöchstdruck p_z steigt mit zunehmendem p_L. Seine zulässige Höchstgrenze wird durch die Festigkeit der Triebwerksteile bestimmt. Die Verbrennungsdauer vergrößert sich durch die größere Brennstoffmenge unter Einbehaltung von p_Z. Sie ist ein Maß für die thermische Belastung der den Brennraum umschließenden Teile. Wie man bei den aktuellen Motoren sehen kann, ist durch Verbesserung des Arbeitsverfahrens, bessere Kühlung und entsprechender Werkstoffauswahl ein enormer Leistungsschub möglich gewesen.

Der ATL nutzt die Abgasenergie zur Verdichtung der Spül-/Ladeluft. Bei  jedem Verbrennungsmotor wird die Expansion im Verbrennungsraum vorzeitig abgebrochen, denn eine Weiterführung bis zum thermodynamischen Gleichgewicht mit der Umgebung würde sehr große Kolbenhübe,  aber wenig zusätzliche Nutzleistung bringen. Die noch vorhandene Wärmeenergie wird der Gasturbine des Turboladers zugeführt. Hierbei strömen nach dem Öffnen der Auslaßschlitze die Verbrennungsgase zuerst nahe der kritischen Geschwindigkeit in die Abgasleitung. Dabei sinkt der Druck im Zylinder auf den Restgasdruck p_Rest ab, und das noch im Zylinder verbliebene Verbrennungsgas wird mit dem Druck p_Rest während des Ladungswechsels bei geöffneten Schlitzen in die Abgasleitung geschoben. Die kinetische Energie der Abgase läßt sich in der Gasturbine praktisch nicht voll ausnutzen, hierzu müßte sie unmittelbar hinter den Auslaßschlitzen angeordnet sein, und die Verbindungleitung müßte einen variablen Querschnitt haben, um die Volumenänderung der expandierenden Abgase zu berücksichtigen. Da die Abgasleitung ein größeres Volumen hat, wird ein Teil der kinetischen Energie in Wärme umgewandelt, was die die Abgastemperatur t_a,vT vor der Turbine gegenüber der Abgastemperatur t_a,nZ nach dem Zylinder erhöht. Mit der gewonnenen Nutzarbeit durch die Expansion der Abgase in der Turbine wird der Verdichter angetrieben. Ladeluft wird also mit der anfallenden Abgaswärmeenergie durchgeführt, ohne daß zusätzliche Energie notwendig  ist.  Das ist der grundsätzliche Vorteil des ATL. Allerdings gibt es diese Energie nicht ,,umsonst". So lag der Leistungsbedarf an der Verdichterwelle am Beginn der 2-Taktaufladung (Aufladegrad von 30 %) bei  etwa 10 % der Motorleistung. Aufladegrade von 100 – 150 % machen schon 40% der Motorleistung aus.

Die Weiterführung der Expansion in der Abgasturbine ist nach zwei Verfahren möglich, Aufladung nach dem Stoßverfahren oder nach dem Stauverfahren.

Fortsetzung soll folgen

[delcyros]

Sehr schöne Ausführungen.

Dazu noch ein paar graphische Anmerkungen (vgl. Anhang).
Abgasturbolader (im folgenden ATL) für Zweitaktdiesel sind seit den 20´ern untersucht worden. Eine der ersten Versuche in Winterthur fand 1926/27 statt. Die unterschiedliche Arbeitsweise zwischen Zweitakter und Viertakter bedingte aber erhebliche Änderungen.
FAUN hatte auf die Unterschiede oben ausführlich hingewiesen.
Der einfachtse ATL, wie er auch in Viertaktern verbaut werden konnte (Abb. unten Nr. I) und als direkt aufgeladener Diesel bekannt wurde, war beim Zweitakter nicht möglich, da der Zweitaktdieselmotor immer beatmet werden musste. Im niederen Lastbereich liefert die Turbine aber nicht genügend Leistung, um wenigstens die nötige Spülluft zu erzeugen.

Deswegen ging die Entwicklung zunächst zu Schritt III (Abb.), in welchem ein Kompressor die nötige Spülluft für den Betrieb des Hauptdiesels entweder über ein mechnisches Getriebe mit einem Hilfsdieselaggregat oder durch elektrischen Antrieb versorgte. Bei mittleren und hohen Drehzahlen erzeugte der ATL genügend Energie, um einen Verdichter anzutreiben, der die Spülluft ersetzte, bzw. (bei hohen Drehzahlen) den Ladedruck durch Nachladung im Zylinder (Patent Sulzer 1915 für Zweitakter) weiter erhöhte. Die Lösung hatte den Vorteil, dass Kompressor und Hauptdiesel auch getrennt voneinander aufgestellt werden konnte.

Eine Variante dieser Lösung ist in Abb. IV erkennbar. Bei dieser Hochaufladung wird der Zweitaktdieselmotor mit direkt gekuppeltem Kolbenkompressor verbunden und wird von diesem angetrieben. Die Abgasturbine wird von den warmen Abgasen angetrieben und gibt ihre Leistung mechanisch über ein Getriebe zurück an die Kubelwelle, womit ein Teil der Leistung für den Betrieb des Kompressors kompensiert wird und bei hohen Drehzahlen auch Nutzleistung abfällt. Ein seperater Verdichter entfällt in diesem Fall. Diese Lösung war mechanisch anspruchsvoll

Eine etwas exotisch anmutende Lösung, die aber bereits vor Schritt III insbesondere bei stationären Anlagen mit Zweitaktdieseln versucht wurde, jedoch erst später anwendbar war ist Schritt II. In diesem Fall handelt es sich um das sog. "Treibgasverfrahren". Der Dieselmotor wirkt nicht mehr als Nutzeinheit sondern als Gaserzeuger für einen Axialverdichter (Turbine), der die Nutzleistung an die Welle abgibt. Zu diesem Zweck unterstützt die Kurbelwelle mechanisch den Verdichter zur Erzeugung größerer Gasmengen.
Eine Art Diesel-Gasturbinenantrieb.

lg,
Delc

[Smutje Peter]

Hallo zusammen.
@Gerd
Dieser Thread gehört für mich zu den Besten und Informativsten im ganzen Forum. Besonders die letzten Posts über die Aufladung und die Turbos waren lehrreich für mich.  Danke Gerd! 
@Delec
Gerade über die Abgasturbolader in Zusammenhang mit 2-taktern gibt es oft Missverständnisse. Deine Zeichnungen helfen da echt weiter! Auch Dir vielen Dank dafür. 

Vielleicht noch als Ergänzung der  24-zylinder Motor, an dem MAN die von Dirk beschriebenen Versuche mit der zusätzlichen Turboaufladung gemacht hat, kann eigentlich nur der V 12 Z 32/44 gewesen ein. Man beachte, mit den erreichten 15000 Ps(e) kam der dann schon in die Liga des 42/58 - 24-zylinder Motor des Schlachtschiff O. Dabei war der  V 12 Z 32/44 für die Dieselzerstörer vorgesehen. - Beachtlich finde ich - Leider kamen die Versuche zu keinem Ende mehr, da sie nach Kriegsende nicht fortgeführt werden konnten. 

[FAUN]

Fortsetzung:


15.   Stoßverfahren

Beim Stoßverfahren möchte man die beim Öffnungsbeginn in den Abgasen vorhandene Energie weitestgehend in der Turbine das ATL ausnutzen. Deshalb verwendet man enge Auspuffleitungen. Sie werden während der Vorauslaßperiode  aufgefüllt, so bildet sich ein verhältnismäßig hoher Druck, der in der Turbine verarbeitet wird.  Mit der Wahl enger Rohre würde ein Verlust an Energie vermieden, dem stehen allerdings die Reibungsverluste in diesen Rohren und eine verzögerte Zylinderentleerung entgegen. Man versucht deshalb durch geeignete Gestaltung und Zusammenfassung  der Rohrleitungen und eine Nähe zu den Zylindern die Rohrleitungen so kurz wie möglich zu halten.

Um beim Ausströmen der Abgase die Drosselverluste klein zu halten, sollte der Auslaß möglichst schnell und gleichzeitig weit geöffnet werden. Diese Forderungen sind bei schlitzgesteuerten Motoren leichter als bei Ventilmotoren zu erfüllen. Gleichzeitig sollten aber die Einlaßschlitze erst öffnen, wenn der Abgasdruck auf die Höhe des Spülluftdruckes abgesunken ist, ansonsten besteht die Gefahr des Durchschlagens in den Spülluftkanal. Bei Ventilmotoren besteht auch die Möglichkeit durch vorverlegen des Auslaßzeitpunktes die Energie für den ATL zu erhöhen, allerdings geht dieses mit einer Verringerung der Kolbenarbeit einher. Vergleicht man die gewonnene Leistung durch den ATL mit der verlorenen der Kolbenarbeit, so zeigt sich, daß der Gewinn über den Mehrverbrauch relativ  teuer erkauft wird. Jedoch konnte der Wegfall von Spülluftpumpen ein Grund dafür sein es trotzdem anzuwenden  Diesen Weg ging man früher bei B&W, Stork und Mitsubishi und ihren Ventilmotoren bzw. bei Doxford mit dem Gegenkolbenmotor.

Der Wirkungsgrad der Turbine beim Stoßbetrieb hängt stark von der Zusammenfassung der Abgasleitungen ab. Hier kann gesagt werden, daß bei 2-Taktmotoren im Stoßbetrieb nur die Leitungen von solchen Zylindern zusammengefaßt, und somit einem gemeinsamen Turbineneintritt zugeführt  werden dürfen, deren Zündabstand nicht weniger als 120° Kurbelwinkel beträgt. Wäre der Zündabstand kleiner, z.B. nur 45° (bei 8-Zylinder-Motore) oder 60° (6-Zylinder-Motoren), würde durch die benachbarten Zylinder der Druck in der gemeinsamen Auspuffleitung ansteigen und in die, in der Spülphase befindlichen Zylinder zurückschlagen. Hierdurch würde die Spülung unterbrochen und der Ladungswechsel nicht vollständig ausgeführt werden. Beachtet man den Zündabstand von 120°, so können jeweils 3 nebeneinanderliegende Zylinder von 3-, 6-, 9-, 12- usw. Zylinder-Motoren zusammengefaßt werden. Solch eine 3er-Gruppe hat in der Turbine den größten Nutzen, bei 2er Anschlüssen oder gar nur einem je Turbinensegment sind deutliche Absenkungen des Turbinenwirkungsgrads in Kauf zu nehmen.  Während der Zeit, da die einzelnen Turbinensegmente nicht mit Abgasen beschickt werden, treten Ventilationsverluste auf. Sie sind umso größer, je kleiner der gesamte Beaufschlagungsgrad der Turbine ist. Durch die unterschiedliche Drücke zwischen den Turbinensegmenten kommt es zu Randverlusten, diese werden mit wachsendem Druckgefälle größer. Neben diesen Ventilations- und Randverlusten sinkt dadurch auch der Wirkungsgrad, so daß die Turbine nicht in ihrem besten Wirkungspunkt betrieben werden kann.

Der Effekt, daß sich Motoren in der 3er-Bündelung mit relativ geringen Verlusten betreiben ließen, die anderen Ausführen bringen bis zu 20 % Verlust, führte dazu, daß die Hersteller ihre Motorenreihen mit 3, 6, 9 usw. Zylinder im Stoßbetrieb ausführten, die Motoren mit Zylinderzahlen dazwischen im Staubetrieb. Oder das Bauprogramm sah nur durch 3 teilbare Zylinderzahlen vor.

16.   Stau- oder Gleichdruckbetrieb

Im Staubetrieb werden die Abgase in einer gemeinsamen Sammelleitung erfaßt, diese sollte in ihrem Volumen so gewählt werden, daß sich Druckschwankung, hervorgerufen durch die einzelnen Auspuffstöße der Zylinder, nicht auf die Spülvorgänge in den anderen Zylinder auswirken. Die Abgase werden auf den Druck in der Abgassammelleitung entspannt. Der hohe Druck und die hohe Temperatur werden hier also im Gegensatz zum Stoßbetrieb nicht ausgenutzt. Es stellt sich ein mittlerer Gasdruck ein, der wiederum die Turbine im Bestpunkt ihres Wirkungsgradbereiches arbeiten läßt. Der Umstand, daß die Abgasstöße in der Turbine nicht voll ausgenutzt werden können, zeichnet den Staubetrieb in 3 Punkten aus:

a.   Bei Teillast reicht die an der Turbine vorhandene Energie nicht aus, den Motor im vollen Umfang mit Spülluft zu versorgen. Hier muß auf jeden Fall eine zusätzliche Einrichtung zur Beschaffung dieser fehlenden Luftmenge vorhanden sein.

b.   Da beim Staubetrieb keine Möglichkeit besteht über Veränderungen der Auslaßsteuerzeiten Einfluß auf die Turbinenleistung zu nehmen, muß nur der Zylinderdruck bei Einlaßbeginn soweit abgesunken sein, daß die Spülluft rückschlagfrei einströmen kann.
c.   Während des Vorauslasses baut sich auch in dem Verbindungsstück Zylinder-Abgassammler kein nennenswerter Überdruck auf, deshalb können die Abgase den Zylinder schneller verlassen und der Vorauslaß kann kürzer gewählt werden, d.h. der Auslaß öffnet später.

Bei der Entwicklung der Großdieselmotoren ging man immer mehr zum Gleichdruckverfahren über. Wie unter a.) beschrieben müssen im Staubetrieb zusätzliche Einrichtungen vorhanden sein, um den Betrieb des Motors, in besondere im Teillastbereich, sicherzustellen. Zusätzliche Einrichtungen können allerdings auch im Stoßverfahren verwendet werden. In beiden Fällen unterscheidet man bei dem Betrieb der Zusatzeinrichtungen zwischen dem Serien- und dem Parallelbetrieb.

17.   Der Serien- und der Parallelbetrieb

Der Serienbetrieb wurde wiederum in 3 Verfahren unterteilt,

dem Curtis-, dem Duplex-Verfahren sowie der Sulzerschaltung.

Beim Curtis-Verfahren wird der ATL als 1. Stufe benutzt, er verdichtet die Luft vom Atmosphärendruck auf 70 – 95 % des Spülluftdrucks und fördert sie über einen Ladeluftkühler in eine erste Sammelleitung. Hier saugen Spülpumpen die Luft an und verdichten sie auf den Spüldruck in der Spülluftleitung. Frühere Hersteller von Großdieselmotoren, wie z.B. Götaverken oder FIAT, setzten hier noch die direkt vom Motor angetriebenen Kolbenpumpen ein. Hier war die Fördermenge in erster Linie von der Drehzahl, aber auch vom Zustand der Luft vor den Pumpen abhängig. Durch die Ladeluftkühlung konnte das Volumen der Luft und damit auch die Abmessungen der  Pumpen reduziert werden.

Das Duplex-Verfahren arbeitet umgekehrt zum Curtis-Verfahren. Hier wird der Zusatzverdichter vor den ATL gesetzt. Da das anzusaugende Luftvolumen hier größer ist, werden keine Kolbenpumpen sondern fremdangetriebene Turboverdichter verwendet. Die heutigen Großdiesel arbeiten nach diesem Verfahren, hier wird der Zusatzverdichter lediglich zum Anlassen und im Teillastbreich gebraucht, denn eine relativ geringe Druckerhöhung zum Atmosphärischen Druck von 30 – 50 mbar reicht dazu aus.

Beim Sulzerverfahren wird die vom  ATL verdichtete Luft durch die Kolbenunterseiten in den Zylinder gedrückt. Der ATL fördert die Spül-/Ladeluft über den Ladeluftkühler in den Spülluftkanal, von hier saugen die Kolbenunterseiten im Aufwärtshub über federnde Klappenventile die Luft in den Raum über den Zwischenboden. Bei der Abwärtsbewegung des Kolbens wird die Luft weiter verdichtet und dann über einem 2. Satz Klappenventile den Einlaßschlitzen zugeführt. Bei den heutigen Motoren wird dieses Verfahren nicht mehr angewandt.

Beim Parallelverfahren arbeiten ATL und eine Spüllufthilfe parallel. MAN hatte dies bei seiner KZ-Baureihe durch die Kolbenunterseiten realisiert. Hierbei liegt deren Anteil bei Vollast zwischen 15 und 30 %. Von Vorteil war hierbei die Möglichkeit zur Wahl der eingesetzten Kolbenunterseiten um  einen hohen Luftüberschuß zu erreichen. Nachteilig ist der sich vergrößernde Druckunterschied zwischen Spülhilfe und ATL  im Teillastbereich. Während die Spülhilfe weiter mit hohem Druck arbeitete, ging dieser beim ATL zurück. Dieses ging soweit, daß die Spülluft durch den ATL zurückschlug und damit zum sogenannten Pumpen führte. Bereits in den 70/80er Jahren wurde der Parallelbetrieb nicht weiter verfolgt.

18.   Treibgasverfahren und andere

Bei der Beaufschlagung von ATL gab es noch weitere Verfahren, die aber hier nur am Rande erwähnt werden sollen. So versuchte man mit dem Luftantriebsverfahren durch das Einleiten von, durch die Kolbenunterseiten vorverdichtete Luft, dem ATL auf der Abgasseite zusätzliche Energie zuzuführen. Der Vorteil liegt bei diesem Verfahren in der Gewährleistung eines stabilen Teillastbetriebes, in einem guten Beschleunigungsverhalten des ATL und damit in einem guten Manövrierverhaltens des Motors. Man rückt im Verdichterkennfeld näher an die Pumpgrenze, ohne diese jedoch zu überschreiten. Einen ähnlichen Zweck versuchte man mit dem Injektorverfahren zu erreichen. Hier wurde bei niedrigen Last- und Drehzahlstufen durch eine Injektordüse die von den parallel arbeitenden Kolbenunterseiten verdichtete Luft hinter dem ATL-Verdichter eingeblasen.

Delcyros erwähnt in seiner Antwort ,,#23" u.a. das Treibgasverfahren. Es ist im klassischen Sinn kein ATL-Problem, wurde aber unter diesem Gesichtspunkt entwickelt und gebaut. Hierbei erfolgt eine Abgabe der Nutzleistung durch die Abgasturbine. Die in den Zylindern des Motors erzeugte Leistung dient ausschließlich zum Antrieb des Verdichters, dieser wird zusammen mit dem Motor ,,Treibgaserzeuger" genannt. Sie arbeitetenn meist im 2-Takt-Verfahren, weil sich hier das Leistungsgleichgewicht zwischen Motor und Verdichter bei niedrigeren Drücken als beim 4-Takter erreichen läßt. Sind die Arbeitskolben direkt mit dem Kompressor verbunden und fehlt die Kurbelwelle, so spricht man von Freikolben-Treibgaserzeuger. Von Bedeutung waren eigentlich nur die Motoren vom Typ GS 34 von S.E.M.E., Paris-Malmaison. Diese wurden mit Pescara-Patenten entwickelt. Die von einer Einheit erzeugte Gasmenge brachte nach der Turbine eine Nutzleistung von 1.000 PS/736 kW. Nachdem S.I.G.M.A, Lyon, die Firma S.E.M.E. sowie die Bau- und Lizenzrechte übernommen hatte, wurde der Motor weiterentwickelt und bis ca. 1960 auch durch zahlreiche Lizenzen breiter gestreut. Der Typ GS 34 wurde von diesen Lizenznehmern etwa bis 1962 gebaut.

Der Einsatz geschah hauptsächlich in ortsfesten Anlagen, aber er kam auch auf Schiffen zum Einsatz. Wurden sie im Verbund eingesetzt, wurde durch die doch längeren Zuführleitungen zwischen Motor und Turbine der stoßweise Gasanfall vergleichmäßigt. Bei Zwillingsanlagen konnte durch extra entwickelte Steuerungen die Phasenlage der Kolben um 180° gedreht werden.

Obwohl Kraftwerke mit 34 einzelnen Treibgaserzeugern vom TYP GS 34 und einer Gesamtleistung von 25.000 kW gebaut wurden, verschwanden diese Anlagen vom Markt.


Fortsetzung soll folgen

[FAUN]

Fortsetzung:

19.   Ladeluftkühlung

Die Ladelufttemperatur  erhöht sich durch die Verdichtung im ATL, die Höhe ist abhängig vom Druckverhältnis, vom Verdichterwirkungsgrad und vom Wärmeaustausch mit den Wänden, also von der Verdichterbauart. Die Eintrittstemperatur in den Motor kann bei großen Druckverhältnissen ohne Ladeluftkühlung schnell hohe Werte annehmen. Dieses kann in zweierlei Hinsicht nachteilig für den Motor sein.

a.   Für die Ladungsmenge im Zylinder ist die Dichte vor dem Einlaß maßgeblich:

ϙ2/ϙ1 = (p2/p1)^1/n

Die Dichte Steigerung ist also u. U. beträchtlich kleiner als die Drucksteigerung, nur bei isothermer Verdichtung, n = 1, ist das Dichteverhältnis gleich dem Druckverhältnis.

b.   Mit der höheren Ladelufttemperatur steigt die thermische Belastung stark an, da das gesamte Temperaturniveau des Kreisprozesses von der Kompressions-Anfangstemperatur im Zylinder, d.h., in erster Linie von der Lufteintrittstemperatur in den Zylinder abhängig ist.

Bei aufgeladenen Motoren ist also die Ladeluftkühlung, die bereits von Rudolf Diesel vorgeschlagen wurde, das wichtigste und einfachste Mittel zur Leistungssteigerung, das um so wirksamer wird, je höher das Druckverhältnis im Verdichter ist. Über die Verminderung des Wärmeverlustes und über die Verbesserung des mechanischen Wirkungsgrades, höhere Leistung ohne Erhöhung des Druckniveaus, ist die Ladeluftkühlung auch ein Mittel zur Senkung des Brennstoffverbrauchs.

Folgende Beispiele für die Temperaturerhöhung ΔT = T2 – T1 der Ladeluft bei polytroper Verdichtung (pVⁿ = konst) zeigen die Einflüsse (η_sL = innerer isentroper Verdichterwirkungsgrad):
 
η_sL = 0,86     T1 = 293K    p2/p1 = 1,5     ΔT = 42,5K

η_sL = 0,86     T1 = 313K    p2/p1 = 1,5     ΔT = 45,0K

η_sL = 0,86     T1 = 293K    p2/p1 = 4,0     ΔT = 167K

η_sL = 0,86     T1 = 313K    p2/p1 = 4,0     ΔT = 179K


η_sL = 0,765     T1 = 293K    p2/p1 = 1,5     ΔT = 46,5K

η_sL = 0,765     T1 =313K    p2/p1 = 1,5     ΔT = 50,0K

η_sL = 0,765     T1 = 293K    p2/p1 = 4,0     ΔT = 187K

η_sL = 0,765     T1 = 313K    p2/p1 = 4,0     ΔT = 200K

Diese Beispiele zeigen, daß bereits bei einem Druckverhältnis von p2/p1 = 1,5 sich eine Ladeluftkühlung durch Wasser lohnen würde. Bei dem Druckverhältnis von p2/p1 = 4,0 ist sie unumgänglich. Bei einer Kühlung mit Wasser ist es möglich ohne großen Aufwand die Ladelufttemperatur auf ein Niveau herunter zu kühlen, das nur wenige Grad über der mittleren Kühlmitteltemperatur liegt. Hierzu wird das Wasser im Kreuzstrom zur Luft geführt. Überschlägig kann man sagen, daß bei einer Senkung der Ladelufttemperatur um 10°C die Dichte um ~3 % steigt. Damit könnte man bei gleichem spez. Treibstoffeinsatz und gleichen Luftverhältnissen die Leistung um 3 % steigern.

Für das Abschätzen der erforderlichen Kühlleistung im Ladeluftkühler (LLK) kurz einige Verhältniszahlen in Prozent, sie sind jeweils auf die eingebrachte Treibstoffwärme bezogen:

Mittelschnellaufender 4-Takter normal:  Kühlwärme LLK = 12,2 %,  Kühlwärme Zyl., Kolben = 10,6 %

Mittelschnellaufender 4-Takter Tropen:  Kühlwärme LLK = 11,55 %,  Kühlwärme Zyl., Kolben = 11,0 %

Langsamlaufender 2-Takter normal:  Kühlwärme LLK = 8,06 %,  Kühlwärme Zyl., Kolben = 13,6 %

Allerdings ist bei der Ladeluftkühlung die Luftfeuchtigkeit zu beachten. Insbesondere unter tropischen Bedingungen ist mit einem erheblichen Anfall von Kondenswasser bei Unterschreitung der Taupunkttemperatur zu rechnen. Hier ist auf eine verstärkte Entwässerung zu achten bzw. mit einer Erhöhung der Ladelufttemperatur zu reagieren.

[FAUN]

Fortsetzung:

20.   Ölschmierung

Die Ölschmierung wurde in den vorstehenden Kapiteln bereits angesprochen. So unterscheiden wir die Ölumlaufschmierung und die Zylinderschmierung. Letztere wurde bereits eingehender beschrieben. Bei der Ölumlaufschmierung sind noch einige Punkte von Interesse.  Bei den Hauptmaschinen ist generell von einer Trockensumpfschmierung auszugehen, d.h., das Öl läuft aus der Motorgrundplatte in einen Tank ab. Die Abläufe sind in der Zahl und in ihrer Anordnung so vorzusehen, daß in jeder Gati- oder Schräglage des Schiffes das Öl ablaufen kann. Bei aufstauendem Öl würde ein Eintauchen der Kurbelwelle während des Betriebes zu größeren Zerstörungen, insbesondere der Grundplatte, führen.  Die benötigte Ölmenge ist mit 1 l/PS bzw 1,36 l/kW anzusetzen. Der Öltank sollte so ausgelegt sein, daß diese Menge ~80 % des Volumens entspricht. Die erforderlichen Öldrücke können je nach Ausführung der Lager zwischen 2,5 bar bei Weißmetallagern und 3,5 bar bei Bronzelagern variieren. Die Öltemperatur liegt zwischen 45 – 50°C. Die Schmierölpumpen-Förderung beträgt bei Weißmetallagern 8 -12 l/PSh und bei Bronzelagern 18 – 20 l/PSh.

Bei doppeltwirkenden 2-Takt-Motoren wurde auch statt Wasser Kühlöl für die Innenkühlung der Kolben und, falls die Versorgung durch sie erfolgte, der Kolbenstange verwendet. Hier wurde das Öl anstelle des Seewassers benutzt, damit es nicht im Falle von Leckagen zur Verunreinigung des Schmieröls kommt.

Die abzuführenden Wärmemengen summieren sich bei den Motoren, so sind es bei den Lagerstellen 10 – 20 kcal/PSeh und aus den (ölgekühlten) Kolben 80 – 100 kcal/PSeh.

Bei angehängten Schmierölpumpen ist natürlich bei stehender Hauptmaschine kein Öldruck vorhanden, bei externen Pumpen können diese auch im Stillstand der HM die Ölversorgung aufrecht erhalten. Dieses führte mitunter zu einigen Diskussionen, so waren einige Chiefs strikt gegen das Weiterlaufenlassen im Hafen, da das Öl die Lagerschalen auswaschen könnte, andere senkten nur den Pumpendruck ab, die 3. Gruppe ließ die Pumpen einfach durchlaufen.

[FAUN]

Fortsetzung:

21.   Kühlung

Wie in einigen Abschnitten bereits angedeutet, ist das Thema ,,Kühlung" nicht zu unterschätzen. Neben der Kühlung der Hauptmaschine sind ist es das Schmieröl und die Ladeluft. Letztere allerdings nur bei aufgeladenen Motoren. Bis in die 50er Jahre hatte eine Faustformel Gültigkeit , die besagte, daß 1/3 der zugeführten Wärme in Arbeit verwandelt wird, 1/3 in die Abgase geht und 1/3 über das Kühlwasser/Schmieröl abzuführen ist. Danach stiegen die Wirkungsgrade, so daß bereits um 1960 herum nur noch 22 – 30 % durch das Kühlwasser/Schmieröl  entsorgt wurden.

Neben diesen Verbesserungen im Wirkungsgrad trat auch der Wechsel von der direkten Seewasserkühlung (Durchflußkühlung) zur indirekten Frischwasserkühlung (Umlaufkühlung) ein. Bei der Umlaufkühlung gelangt nur reines Frischwasser, von einer Pumpe umgewälzt, in den Motor. Dieses Wasser wird dann im Rückkühler durch Seewasser gekühlt.  Der Vorteil liegt hier darin, daß die Frischkühlwassertemperatur im Zu- und Ablauf aus dem Rückkühler beliebig hoch gewählt werden kann. Es braucht nicht auf Ausscheidungen von Kalk oder Salz geachtet werden. Dem Wasser können bei Bedarf korrosionsschützende Mittel zugesetzt werden.

Die älteren Anlagen, hierzu gehören natürlich auch die doppeltwirkenden 2-Takt-Motoren, hatten eine Durchflußkühlung und waren im Prinzip so aufgebaut, daß das Kühlwasser durch ein Bodenventil und ein Sieb angesaugt wurde. Danach durchströmte es den Schmieröl- und Kühlölkühler, dann, von unten eintretend, den Zylinderkühlmantel, die Zylinderdeckel und die Abgassammler. Gleichzeitig diente ein Teil des Kühlwassers zu Kühlung der (Anlaß-)Luftverdichteranlage.

Über Regler wird die Kühlwasseraustrittstemperatur auf 50 – 60 °C gehalten. Bei einer mittleren Kühlwassereintrittstemperatur von 15 °C, einem mittleren Brennstoffverbrauch von 180 g/PSih, entspricht ~1.800 kcal/PSih, und einem 30 %igem Anteil an der Gesamtwärme ergibt sich ein Kühlwasserverbrauch von 15 – 20 kg/PSh. Zu große Kühlwassermengen, also zu geringe Zylindertemperaturen, bewirken u.a. auch eine unvollkommene Verbrennung und Koksbildung, zu hohe Kühlwassertemperaturen verstärken die Ausscheidungen von Härtebildnern.  Letztere müssen auf jeden fall vermieden werden. Ablagerungen verhindern den Wärmeübergang von den hocherhitzten Innenteilen (Kolben und Zylinderlaufflächen) an das Kühlwasser, und verursachen so durch den fehlenden Temperatur- und Spannungsausgleich Risse und Brüche. Hieraus ergeben sich aber auch Begrenzungen in den Materialabmessungen von Zylindern und Kolben der Dieselmotoren. So baute man damals keine Langsamläufer mit Durchmesser >900 mm. Bei den doppeltwirkenden 2-Takter  lag die Begrenzung der Zylinderleistung bei 3.000 PSi. Dementsprechend erhöhte sich bei den Motoren die Zylinderzahl, insbesondere auch bei den Mittelschnell- und Schnelläufern.

Dieses änderte sich mit der Einführung der Frischwasserumlaufkühlung. Die Umlauftemperaturen werden konstant gehalten, die Menge des benötigten Seekühlwassers entsprechend ,,zu dosiert". Dieses kann, wenn die Seewassertemperatur nicht mitspielt, zu unliebsamen Erscheinungen führen. Um hier einmal ins Anekdotische abzugleiten, etwas selbst erlebtes.

Wenn die Zylinderkühlwassertemperatur, sie sollte 70 °C haben, nach oben hin auswanderte, reagierte die HM-Überwachung mit einem Alarm, ging die Temperatur nicht zurück, so wurde die HM (6 Zylinder Mitsubishi 2-Takter, gebaut in Sulzer-Lizenz) automatisch reduziert, d.h. sie ging auf 80 U/min zurück. Position Nordatlantik, Überfahrt Le Havre – Boston, im Winter. Etwa 2 Tage vor Boston überfährt man die Grenze zwischen Labrador-und Golfstrom. Dieses zeigt sich in einem Abfall der Wassertemperatur von teilweise >10 °C. Dieses geschieht, je nach Kurs, innerhalb von 1-3 Std. An sich wäre es kein Problem, der Regler an dem 3-Wegeventil in der Seewasserleitung (zum Kühler oder in den Bypass) reagiert entsprechend. Aber der Übergang ist nicht langsam oder wie ein Schnitt, er ist wechselnd, als würde man durch streifenförmige Strömungen fahren. Mit anderen Worten, die Temperatur ging rauf und runter. Es blieb nur, um die Regelgeschwindigkeit des Reglers nicht total zu verstellen, es  mußte von Hand eingegriffen werden. Solche Vorgänge konnten schon einige Leute beschäftigen.

22.   Literatur und vorläufiger Schluß

Hiermit komme ich in der Betrachtung des Dieselmotors zu einem (vorläufigen) Ende. Es sollte eine Art Zusammenfassung des hier vorhandenen Wissens sein, sicherlich von meinem persönlichen Geschmack eingefärbt, und natürlich auch Spaß machen. Abschließend noch die verwendete Literatur, vielleicht möchte der eine oder die andere etwas nachschlagen oder vertiefen.

Gerhards, Max Wilh.; ,,Ölmaschinen", Verlag Julius Springer, Berlin, 1921, (ISBN 978-3-642-98648-2 des Nachdrucks)

Grote, Karl-Heinrich (Hrsg.); ,,Dubbel- Taschenbruch für den Maschinenbau", Springer-Verlag, Berlin, 2011, 23. Auflage, ISBN 978-3-642-17305-9

Leder, Wilhelm; ,,Schiffsmaschinenkunde Band IV: Otto-, Glühkopf- und Dieselmotoren", Fachbuchverlag, Leipzig, 1957

Mau, Günter; ,,Handbuch Dieselmotoren im Kraftwerks- und Schiffsbetrieb", Friedr. Vieweg, Braunschweig/Wiesbaden, 1984, ISBN 978-3-528-14889-8 (Nachdruck)

Mayr, F.; ,,Ortsfeste Dieselmotoren und Schiffsdieselmotoren", Springer-Verlag, Wien, 3. Auflage 1960 (Nachdruck)

Meier-Peter, Hansheinrich (Hrsg.); ,,Handbuch Schiffsbetriebstechnik", Seehafen Verlag, Hamburg, 2. Auflage, 2012, ISBN 978-3-87743-829-9

Roloff, Hermann, ,,Maschinenelemente", Fried. Vieweg, Braunschweig, 1972, 5. Auflage,ISBN 3-528-14013-5

Spausta, Franz; ,,Treibstoffe für Verbrennungsmotoren", Springer-Verlag, Wien, 1939, (ISBN 978-3-7091-5161-7 des Nachdrucks)

Théremin, Hans (Hrsg.); ,,Schiffsmaschinenbetrieb", VEB Verlag Technik, Berlin, 1978

Zinner, Karl; ,,Aufladung von Verbrennungsmotoren", Springer-Verlag, Berlin, 2. Auflage, 1980, ISBN 3-540-10088-1

[delcyros]

DANKE FAUN!