Der Kondensator in Modell-Dampfanlagen

Turbo-Georg · 19 Februar 2013, 19:56:54

Der Kondensator in Modell-Dampfanlagen

In den verschiedenen Beiträgen zur Dampf-Antriebstechnik von Schiffen oder Schiffsmodellen wurde mehr oder weniger umfassend das Thema Dampfkondensatoren behandelt.
Ich möchte mit diesem Beitrag das dabei Gesagte noch einmal zusammenfassen, auf die Besonderheiten von Modellkondensatoren eingehen und einige Tipps zu deren Berechnung anfügen.

Bei bestimmten Gegebenheiten kann der Einsatz eines Oberflächen-Kondensators in einer Modell-Dampfanlage von Vorteil sein. Besonders bei einem Schiffsmodell steht dabei neben einer Leistungssteigerung durch die Ausnutzung eines größeren Wärmegefälles, die Zurückhaltung des wertvollen Kondensats als Kesselspeisewasser im Vordergrund.
Bei Oberflächen-Kondensatoren findet die Kondensation des Dampfes an der Oberfläche von Kühlrohren statt. Hierzu wird eine hinreichende Menge Kühlwasser durch ein Rohr-System in einem geschlossenen Behälter geleitet. Der Abdampf tritt durch einen großen Stutzen von oben in den Behälter (Kondensator) ein, schlägt sich auf den Kühlrohren nieder und sammelt sich als Kondensat an der tiefsten Stelle des Kondensators. Kühlwasser und Kondensat bleiben dabei völlig von einander getrennt.
Im Gegensatz hierzu wird bei der Mischkondensation das Kühlwasser unmittelbar in den Abdampf eingespritzt, die Mischung aus Kühlwasser und Kondensat wird abgeführt, das Kondensat geht verloren. Mischkondensation kam daher weitgehend in Süßwasserrevieren bei Schiffen mit Kolbenmaschinen zur Anwendung. Im Modellbau bringt die Mischkondensation aber kaum Vorteile.

Die physikalischen Vorgänge im Oberflächenkondensator werden an Hand eines Beispiels kurz erläutert.

Wir leiten soviel Abdampf einer Maschine in einen geschlossenen Behälter, dass sein gesamter Raum ausgefüllt wird.
Der Dampf hat bei atmosphärischem Umgebungsdruck (etwa 1bar _absolut) eine Temperatur von 99,61⁰ C und ein spezifisches Volumen von 1,694 m³/kg.
Unser Behälter hätte Beispielweise ein Fassungs-Vermögen von 1m³.
Somit würde er 1 m³ : 1,694 m³/kg = 0,59 kg Dampf enthalten.

Diesem Dampf wird nun durch das Kühlwasser Wärme entzogen, dass er kondensiert, also verflüssigt wird. Die 0,59 kg Dampf nehmen nach der Kondensation als Kondensat nur noch einen Raum von 590 cm³ = 0,59 Liter ein. Der Behälter mit einem Fassungsvermögen von 1m³ = 1000 Liter ist praktisch leer, also auch luftleer. Es entsteht ein Unterdruck den man als Vakuum bezeichnet.
Würde nun weiterer Dampf nachströmen, trifft er im Behälter nicht mehr auf den Umgebungsdruck von 1 bar_a, sondern auf ein Vakuum von mehr als 99 %, also einen Kondensatordruck von weniger als 0,01 bar_a. Der Dampf könnte nun statt auf 1 bar_a auf ca. 0,01 bar_a expandieren.
Expandiert Wasserdampf bei einem niedrigeren Druck, als dem atmosphärischen Druck, ist auch seine Sättigungs-Temperatur niedriger. Sättigungstemperatur bzw. Siedetemperatur nennt man die, vom Druck abhängige Temperatur, bei der Dampf wieder zu Wasser oder Wasser zu Dampf wird (...siehe Wasserdampf-Tafel). Das verfügbare, in der Maschine in mechanische Arbeit umzuwandelnde Druck-, bzw. Temperatur- oder Wärmegefälle des Dampfes wird größer.
Oder vereinfacht gesagt:
Bei einem Kesseldruck von 3 bar wäre durch die Expansion im Vakuum das nutzbare Dampfdruck-Gefälle nahezu 4 bar. Der erzeugte Dampf würde also besser ausgenutzt. Es ergäbe sich bei gleichem Dampfverbrauch eine höhere Leistung.

kawa1705 · 19 Februar 2013, 21:35:09

Gruß

Rüdiger

Turbo-Georg · 20 Februar 2013, 13:43:09

Durch Undichtigkeiten des Kondensators und der unter Vakuum stehenden Maschinenteile, aber auch durch die im Speisewasser gelöste Luft, wird das Vakuum im Kondensator gestört.
Die eindringende Luft verschlechtert darüber hinaus den Wärmeübergang im Kondensator und somit seine Wirksamkeit. Die Luft muss deshalb durch eine Luftpumpe dauernd entfernt werden.

Am besten eignen sich im Modellbau hierfür so genannte Edwards-Nass-Luftpumpen.
Sie zeichnen sich durch ihre vergleichsweise einfache Bauweise aus. Sie verdichten nicht nur die abzusaugende Luft auf etwas mehr als 1 bar_a, um sie an die Umgebungsluft abzuführen, sondern fördern gleichzeitig das Kondensat in den Speisewasser- bzw. Ölabsetztank.
Luftpumpen werden vorwiegend an Kolbenmaschinen angehangen und gemeinsam mit Speise- und Kühlwasserpumpe von einem Balancier angetrieben. Man findet sie aber nicht selten auch mit einem eigenen Dampf- oder Elektroantrieb.

Das Bild 1 zeigt einen Ausschnitt aus dem h-s-Diagramm und veranschaulicht, welcher Gewinn an Wärmegefälle durch Expansion auf einen tieferen als den atmosphärischen Außendruck erzielt werden kann.

Wenn wir z.B. von Sattdampf 4 bar_a = 3 bar Kesseldruck ausgehen, so ist der Wärmeinhalt
h₁ = 2738 kJ/kg = 654 kcal/kg,

nach Expansion auf 1 bar_a (Auspuffbetrieb)
h₂ = 2500 kJ/kg = 597 kcal/kg

und nach Expansion auf 0,15 bar_a (Kondensatorbetrieb)
h₃ = 2223 kJ/kg = 531 kcal/kg.

Das theoretische Wärmegefälle bei Auspuffbetrieb ist demnach
h_tA = h₁ - h₂ = 2738 – 2500 = 238 kJ/kg = 57 kcal/kg

und bei Kondensatorbetrieb
h_tK = h₁ – h₃ = 2738 – 2223 = 515 kJ/kg = 123 kcal/kg.

Wir können die Wärmegefälle in Leistung umrechnen denn:
3600 kJ/h = 860 kcal/h = 1 kWh.

Wegen der kleineren Zahlenwerte rechnen wir in kcal weiter.

Bei Auspuffbetrieb hat 1 kg dieses Dampfes also ein theoretisches Leistungsvermögen von
57 : 860 = 0,066 kWh = 66 Wh

und bei Kondensatorbetrieb von
123 : 860 = 0,143 kWh = 143 Wh.

Durch Multiplikation mit dem Maschinen-Wirkungsgrad würden wir ggf. die effektive, mechanische Leistung erhalten.

Turbo-Georg · 26 Februar 2013, 09:31:35

Wir sehen, dass trotz des Energiebedarfs der erforderlichen Pumpen, eine beachtliche, theoretische Leistungssteigerung durch das Nachschalten eines Kondensators möglich ist.

Durch die Kesselspeisung mit dem warmen Kondensat wird sich bei Schiffsmodellen nicht nur die Wirtschaftlichkeit, sondern auch die ansonsten durch das verfügbare Kesselwasser begrenzte Fahrzeit erhöhen.
Bei Kolbenmaschinen liegt das wirtschaftlichste Vakuum bei etwa 85%, also entsprechend einem Kondensatordruck von ca. 0,15 bar_a und einer Kondensattemperatur von etwa 45⁰C. Diese Werte sind zwar auch in einer gut dimensionierten und dichten Modell-Kondensationsanlage erreichbar, aber eine Ausnutzung des höheren Expansionsvermögens ist selbst bei erheblicher Vergrößerung des Zylinders, in einer einfachen Kolbenmaschine nicht möglich.
Bei einem Druck von 0,15 bar_a ist das spezifische Dampfvolumen etwa 10 m³/kg, also mehr als das Fünffache von Auspuffbetrieb.
Bei einfacher Expansion bringt zwar die Herabsetzung des Füllungsgrades bei gleicher Leistung eine Senkung des Dampfverbrauchs, aber erst bei klassischer Mehrfach-Expansion sind trotz hoher Receiver-Verluste bei Modelldampfmaschinen, Leistungssteigerungen erzielbar, die sich bei Doppel-Verbundmaschinen mit Woolf'scher Zylinderanordnung und entlastetem ND-Gleichstrom-Zylindern noch verdeutlichen.
http://www.forum-marinearchiv.de/smf/index.php/topic,12823.105.html Antwort #116

Erst beim Einsatz als Schiffsantrieb ergibt sich in Verbindung mit der Kondensatgewinnung ein Vorteil, der den Aufwand rechtfertigen würde.

Bei Modell-Dampfturbinen ist der Gewinn an Wärmegefälle ebenfalls nur bedingt nutzbar.
In den vorwiegend einfachen Düsen von Modell-Dampfturbinen sind nur Wärmegefälle von etwa 92 kJ/kg = 22 kcal/kg verarbeitbar. Und zwar aus folgendem, bekannten Grund:

In einer einfachen Düse lässt sich der Dampf nur bis zu einem bestimmten Druckverhältnis beschleunigen. An der Mündung der Düse, also an ihrem kleinsten Querschnitt stellt sich immer nur ein bestimmter Minnimal-Druck ein, kritischer Druck oder Laval-Druck genannt.
Wird das maximal verarbeitbare Wärmegefälle h und somit auch der kritische Druck überschritten, expandiert der Dampf erst hinter der Düsenmündung explosionsartig; er tritt in einem ungeordneten, Wirbel bildenden Strahl aus und ist zur wirkungsvollen Arbeitsleistung in den Schaufeln des Laufrades ungeeignet.
http://forum-marinearchiv.de/smf/index.php/topic,13029.0.html Antwort #5

Durch Mehrstufigkeit bietet sich zwar auch bei Modell-Dampfturbinen die Möglichkeit höhere Wärmegefälle zu verarbeiten, aber hier darauf einzugehen, würde den Rahmen sprengen.
Bei Modell-Dampfturbinen als Antrieb eines größeren Schiffsmodells wird daher der Kondensator mehrheitlich der Rückgewinnung von Kondensat dienen und weniger dem Leistungsgewinn durch ein höheres Wärmegefälle. Unter Verzicht auf den Aufbau eines Vakuums durch Belüften, fungiert der Kondensator hier als hocheffizienter Dampfkühler. Eine Luft- bzw. Kondensatpumpe ist damit entbehrlich.

Turbo-Georg · 03 März 2013, 09:56:16

Die Kondensatoren von Modell-Dampfanlagen werden schon wegen der einfacheren Herstellung und der leichteren Abdichtung vorwiegend rund ausgeführt. In besonderen Fällen sind jedoch auch andere Querschnittsformen denkbar. Bei Schiffsmodellen wird der begrenzte Raum in der Nähe der Maschine, besonders bei Montage unterhalb der Wasserlinie eine Anpassung der Querschnittsform an den Raum erforderlich machen. Wichtig bleibt jedoch, dass ein guter Wärmeübergang zum Kühlwasser erreicht wird.
Der Dampf sollte ungehindert, von oben oder unter einem Winkel von maximal 30⁰ in den Kondensator eintreten und dabei alle Kühlrohre über ihre volle Länge überstreichen. Der kurze, ggf. elastische Anschlussstutzen zum Abdampf-Ausgang der Maschine sollte daher einen möglichst großen Querschnitt besitzen.
Die äußeren Abmessungen des Kondensators hängen weitgehend von der erforderlichen Kühlfläche ab, das heißt von der Anzahl, dem Durchmesser und der Länge der Kühlrohre.
Die prinzipielle Darstellung eines so genannten zweiflutigen Kondensators in Bild 2, zeigt sowohl die Funktion als auch den Aufbau.

Durch die Fluß-Trennwand in der rechten Wasservorlage strömt das Kühlwasser durch einen Teil der Rohre hin und durch den zweiten Teil zurück, daher ,,zweiflutig". Hierdurch erhöhen sich die Strömungsgeschwindigkeit in den Rohren und die Wirksamkeit des Kondensators.
Es wird jedoch kein ausreichender Wärmeübergang erzielt, wenn zu dichte Rohrbündel den gesamten freien Querschnitt einnehmen, um möglichst viel Kühlfläche auf kleinsten Raum unterzubringen. Sinnvoller ist wie im Großbetrieb, die Rohrbündel etwas aufzulockern und Dampfgassen vorzusehen, damit der Dampf auch in das Innere des Rohrsystems gelangen kann. Sind die Rohrbündel zu dicht oder zu tief, wird ggf. das Vakuum geringer sein, denn die unteren Rohre haben keinen Anteil an der Kondensation bzw. am Wärmeübergang vom Dampf zum Kühlwasser und bewirken lediglich eine Unterkühlung des herab tropfenden Kondensats.
Im Großbetrieb packte man bei Kolbenmaschinen pro 1 m² Rohrplatte, je nach Anordnung bis zu 2000 Messing-Kühlrohre mit Durchmessern von 16 bis 20 mm und etwa 1,5 mm Wandstärke zu Kühlflächen von 70 bis 90 m² pro 1 m³ Rohrsystem. Vergleichbare Rohrdichten sind mit den Mitteln des Modellbaues nicht erzielbar.

Captain Hans · 03 März 2013, 14:24:02

Hallo Georg

deine Ausführungen und Erklärungen sind einfach unglaublich - reif für eine Diplomarbeit

liebe Grüße

Hans

Turbo-Georg · 03 März 2013, 19:02:10

Hallo Hans,
Du bist nach wie vor einer meiner treuesten Leser.
Vielen Dank!

Liebe Grüße von der Ruhr.

Turbo-Georg · 12 März 2013, 16:57:52

Bei der Dimensionierung eines Oberflächenkondensators ist neben der Größe der Kühlfläche F_K, das so genannte Wasserverhältnis m ein weiterer wichtiger Faktor.
Das Wasserverhältnis besagt, welche Kühlwassermenge für die Kondensation einer bestimmten Menge Dampf erforderlich ist.
Wir bezeichnen die Kühlwassermenge mit G_W und die Dampfmenge mit G_D.
Somit ist: m = G_W : G_D

Einer früheren Schiffsmaschinenpraxis folgend, treffen wir in der älteren Fachliteratur häufig auf einfache Gleichungen zur Dimensionierung von Kondensatoren.
Hiernach hat man bei Kolben-Dampfmaschinen häufig mit dem Erfahrungswert m = 50 bis 60 gerechnet.
Das heißt: 50 bis 60 kg Kühlwasser pro kg zu kondensierendem Dampf.

Auch für die Festlegung der erforderlichen Kühlfläche gab es einen solchen ,,Erfahrungswert".
Man multiplizierte die indizierte Leistung der Dampfmaschine mit einem Koeffizienten, den man nach Gutdüngen mal etwas höher, mal etwas niedriger ansetzte.
Für den ,,Normalfall" verwendete man für diesen, oft mit c bezeichneten Koeffizienten einen Wert von 0,12 bis 0,16.
Also: F_K (m²) = N_i (PS) • c.

Gelegentlich werden diese, auch im Großbetrieb recht fragwürdigen Koeffizienten in der einschlägigen Fachliteratur zur Anwendung im Dampfmodellbau empfohlen.
Den Gegebenheiten des Modellbaus werden die, auf diesem Wege ermittelten Werte aber nicht gerecht; sie sind im Allgemeinen zu niedrig; sie sind demnach nicht ausreichend, um eine konstante Kondensattemperatur zu erzielen.
Wird mehr Wärme durch den Abdampf zugeführt, als an das Kühlwasser übertragen und somit abgeführt wird, überhitzt der Kondensator nach mehr oder weniger kurzer Betriebszeit auf die ursprüngliche Dampftemperatur und seine Funktion geht verloren.

Die physikalischen Vorgänge im Oberflächenkondensator wurden an Hand eines Beispiels bereits erläutert. Das Bild 3 zeigt uns zur Ergänzung die Darstellung der dabei vorherrschenden Temperaturen.
Wir sehen, dass durch den Wärmübergang vom Dampf zum Kühlwasser der Dampf kondensiert.
Bei genügend großer Kühlfläche (F_K) nähern sich die Dampftemperatur (t_D) und die Kondensattemperatur (t_K) immer mehr der Kühlwasser-Austrittstemperatur (t_WA); somit fällt der Sättigungsdruck des Dampfes. Es entsteht ein Unterdruck bzw. Vakuum, welches wiederum umso niedriger ist, je mehr Kühlwasser verwendet wird (Kühlwasserverhältnis m) oder je niedriger die Kühlwasser-Eintrittstemperatur (t_WE) ist.

Entsprechend den Saison-Temperaturen in unseren Flüssen und Seen, setzen wir bei Schiffsmodellen für die Kühlwasser-Temperatur (t_WE) etwa 15 - 20⁰ C ein.
Die Austrittstemperatur (t_WA) liegt bei einem ausreichend dimensionierten Modell-Kondensator 15 - 20⁰ C über der Eintrittstemperatur (t_WE). Die Kondensat-Temperatur (t_K), welche auch dem Wärmeinhalt des Kondensats in kcal/kg entspricht, sollte etwa 10 bis 15% unter der entsprechenden Dampftemperatur (t_D) liegen.

Turbo-Georg · 17 März 2013, 11:50:54

Mit der Einführung der Dampf-Turbinen erfolgte eine sorgfältigere Durcharbeitung der Kondensationsanlagen.
Zur Ermittlung der erforderlichen Kühlfläche werden zuerst die jeweiligen Einflussgrößen, wie die Wärmeleitzahl λ (Lambda) des verwendeten Rohrmaterials, die Rohrwandstärke δ (Delta), sowie die Wärmeübergangszahlen vom Dampf zur Rohrwand ά₁ (Alpha) und von der Rohrwand zum Wasser ά₂ zum so genannten Wärmedurchgangs-Koeffizient k zusammengefasst.
Er besagt, welche Wärmemenge pro m² Kühlfläche, bei einer Temperaturdifferenz von 1⁰ C stündlich vom Dampf auf das Kühlwasser übergeht.

k = 1 : [(1 : ά₁) + (δ : λ) + (1 : ά₂)] [1]

Die erforderliche Kühlfläche F_K berechnet man nach Festlegung des Koeffizienten k mit der Gleichung:

F_K = [G_D • (h_DA – t_K)] : [k • (t_D – t_w)] [2]

Hierbei sind:

F_K = Kühlwasserfläche in m²,
G_D = Dampfmenge in kg/h,
t_K = Kondensattemperatur in ⁰C
h_DA = Wärmeinhalt des Abdampfes in kcal/kg,
t_D = Dampftemperatur in ⁰C,
t_w = mittlere Kühlwasser-Temperatur in ⁰C = (t_WA + t_WE) : 2.
k = Wärmedurchgangs-Koeffizient,

Durch sorgfältige Auswahl der verwendeten Materialien und besondere konstruktive Maßnahmen wurden im Großbetrieb Werte von k = 3000 bis 3500 kcal/m²; h; ⁰C, z.B. für Messingrohren von etwa 20 mm Durchmesser, einer Wandstärke von 1 mm und Strömungsgeschwindigkeiten von 1 bis 2 m/s erzielt.
Es handelt sich um Maximalwerte, die man auch nur in wenigen Fällen, z.B. bei Kriegsschiffen anstrebte. Bei kleinen Frachtern legte man dagegen nur Werte um k = 1200 zu Grunde.

Die obige Gleichung [2] gilt auch im Dampfmodellbau.
Für den Dampf-Modellbau gibt es keine allgemein gültigen Wärmedurchgangs-Koeffizienten und den meisten Modellbauern dürfte es einige Mühen bereiten, den richtigen Wert zu ermitteln.

Ich habe deshalb versucht die wenigen, brauchbaren Erfahrungswerte hoch zurechnen und die Ergebnisse als Richtwerte in Kurven zusammengefasst (Bild 4).
Hierin wird der Einfluss der Strömungsgeschwindigkeit c des Kühlwassers auf den Wärmedurchgangs-Koeffizienten k, bei Modellbau üblichen Messingrohren mit einer Wandstärke von 0,5 mm dargestellt.
Diese Kühlwasserrohre werden jeweils diagonal zu einander, in einem Raster d • d
(d = Rohr-Außendurchmesser) angeordnet.

Turbo-Georg · 25 März 2013, 12:22:24

Kühlwasserrohre mit zu kleinem Durchmesser neigen zur schnelleren Verschmutzung bzw. verstopfen gar; bei größeren Durchmessern wird bei gegebenen Rohrplattengröße die wirksame Kühlfläche kleiner.
Auch der Wärmeübergang wird bei größerem Rohrdurchmesser geringer, da immer weniger Anteile des Kühlwasserstroms Kontakt zur inneren Rohrwand erhalten. Rohrdurchmesser unter 3 mm sind daher für den Modellbau ebenso wenig zu empfehlen, wie Durchmesser deutlich über 4 mm.
Versuche, die Nachteile zu großer oder zu kleiner Kühlrohr-Durchmesser durch Erhöhung der Strömungsgeschwindigkeit des Kühlwassers zu kompensieren, bewirkten in erster Linie höhere Strömungsverluste und brachten keine wesentlichen Verbesserungen des Wärmeübergangs.
Bei einem gut dimensionierten Kondensator lässt sich aber durch das Regeln der Fördermenge der Kühlwasser-Pumpe, besonders die Kondensattemperatur in gewissen Grenzen einstellen.

Gute Ergebnissen wurden bei Modell-Kondensatoren mit einer optimalen Anordnung von Messingrohren mit 3 mm-Außendurchmesser und 0,5 mm Wandstärke erzielt. Bei der Berechnung ihrer Kühlfläche wurde eine Strömungsgeschwindigkeit von 0,5 m/s und ein Wärmedurchgangs-Koeffizienten k = 400 zu Grunde gelegt.
Aber auch bei diesem Rohr-Durchmesser ist es ratsam den Kondensator vor längeren Betriebspausen mit sauberem Wasser durchzuspülen und mit Druckluft auszublasen.

Fungiert der Kondensator lediglich als Dampfkühler, das heißt unter Verzicht auf den Aufbau eines Vakuums, sinkt durch den hohen Luftanteil der Wärmedurchgang und die Kühlfläche sollte mindestens um 25% größer bemessen werden.
Man kann aber auch diese Luft entfernen, ohne dass es zur Bildung eines ausgeprägten Vakuums kommt.
Gut eignen sich hierzu z.B. kleine, piezo-elektrisch betriebene Membran-Luftpumpen aus der Medizin-Technik (Blutdruckmesser). Ein Kondensatordruck von -300 bis -500 Pa ist dabei völlig ausreichend. Ein kleiner Rohr-Siphon am Kondensatablauf des Kondensators dient der Erhaltung dieses Mini-Vakuums. Diese Membran-Pumpen sind allerdings nicht für Temperaturen über 60⁰ C geeignet und die abzusaugende Luft sollte deshalb in einer kleinen Kühlschlange abgekühlt werden, bevor sie durch die Pumpe über Deck abgeführt wird.

Turbo-Georg · 29 März 2013, 20:02:33

Betrachten wir die schematische Darstellung des Turbinenantriebs eines größeren Schiffsmodells (Bild 5), so erkennen wir, dass die Speisewasserhaltung einschließlich des Kondensators durch eine sinnvolle Anordnung der Bau-Komponenten ohne zusätzliche Pumpen, also ausschließlich mit Schwerkraft arbeitet.
Hier wird aus den oben genannten Gründen auf den Aufbau eines Vakuums verzichtet.
Der Kondensator (5) hat zur Belüftung eine tief angesetzte, über Deck führende Leitung mit nicht zu kleinem Querschnitt. Er ist ausreichend dimensioniert unterhalb der Wasserlinie montiert; so ist eine geringere Leistung der Kühlwasserpumpe erforderlich, da sie von der natürlichen Konvektion und der Fahrt durch das Wasser unterstützt wird. Seewasserkästen an beiden Seiten unterhalb der Wasserlinie, ausreichend dimensioniert, dienen der Kühlwasser-Entnahme bzw. dem Kühlwasserausguss.
Die Kühlwasserpumpe (4) ist als elektrisch betriebene Kreiselpumpe nicht selbst ansaugend und liegt ebenfalls unterhalb der Wasserlinie. Bei mäßigem Druck (ca. 500 mm WS) liegt ihre Aufgabe in einer möglichst großen Fördermenge (hier 5 Liter/min). Die Kühlwasserleitungen und ihre Anschlüsse an der Pumpe sollten daher mindestens 10 mm Innendurchmesser haben.
Die unvermeidlichen Verluste im Speisewasser-Kreislauf werden durch Wasser aus dem Zusatzwasser-Tank (7) über einen Schwimmerregler (24) im Speisewassertank (6) automatisch ergänzt. Die Ansaugleitung der Speisepumpe (3) liegt unterhalb des tiefsten Wasserspiegels des Speisewassertanks, damit beim Ansaugen kein Unterdruck (Vakuum) entsteht.
Das ggf. bis 90⁰ C warme Speisewasser würde bei Unterdruck wieder in den gasförmigen Zustand übergehen und die Funktion der Pumpe beeinträchtigen (siehe Wasserdampf-Tafel). Diese Pumpe ist ohne umlaufende Schwungmassen, als direkt angetriebene, doppelt wirkende Dampfpumpe ausgelegt. Ihre Förderleistung soll mindestens dem 1,5fachen der maximalen Verdampfungsleistung des Kessels entsprechen. Gut eignen sich für Heiß-Wasser auch so genannte Plungerpumpen (Verdrängerkolben), denn sie benötigen keine Kolben-Dichtringe.
Die Speisepumpe (3) sollte nicht mit Heißdampf betrieben werden, daher der Hilfsdampf-Anschluss (23) vor dem Überhitzer; das gilt auch für den Brenner-Regler (20).
Der Abdampf der Speisepumpe kann zur Heizung der Gas-Kartusche (10) verwendet werden.
Der Trichter über dem Speisewassertank (6) dient der Aufnahme des Kondensatrücklaufs der Kartuschen-Heizung sowie des Speisewasserrücklaufs, zur optischen Kontrolle der Funktion der Speisepumpe. Den Abdampf der Speisepumpe kann man, bei entsprechender Dimensionierung, ebenfalls dem Kondensator zuführen (...gestrichelt) oder ggf. über den Schornstein abblasen.
Eine Piezo-Luftpumpe (29) mit Luftkühler (28) dient ggf. dem Absaugen der Luft aus dem Kondensator.

Turbo-Georg · 04 April 2013, 11:02:43

Berechnungsbeispiel 1
Wir berechnen den Kondensator für den Turbinenantrieb des Modellschiffs nach Bild 5.

Der Turbinenberechnung können wir diese Ausgangswerte entnehmen:
Wärmeinhalt h_DA des Abdampfes laut h-s-Diagramm = 650 kcal/kg,
Dampfmenge G_D = 0,82 g/s ≈ 3,0 kg/h,

Im Weiteren legen wir fest:
Kondensattemperatur t_K = 80 ⁰C,
Dampftemperatur t_D = 95 ⁰C, (Kondensatordruck -500 Pa)
Kühlwassertemperatur t_WE = 15 ⁰C,
Kühlwassertemperatur t_WA = 35 ⁰C.

Mittlere Kühlwassertemperatur t_W = (t_WE + t_WA) : 2 = 25 ⁰C

Die erforderliche Kühlfläche ist nach Gleichung [2]:

F_K = [G_D • (h_DA – t_K)] : [k • (t_D – t_W)],

F_K = [3,0 • (650 – 80)] : [400 • (95 - 25)] = 1710 : 28000 = 0,061 ≈ 610 cm².

Bei Rohren von 3 mm Außen-Durchmesser und 85 mm Länge ist die Kühlfläche F_r pro Rohr:

F_r = d_A • π • l = 3,0 • 3,14 • 85 = 801 mm² = 8,0 cm².

Unter Berücksichtigung entsprechender Zuschläge, sowie der baulichen Gegebenheiten empfiehlt sich eine Rohranordnung gemäß Bauskizze (Bild 6).
Die Anzahl der Kühlrohre ist hiernach 96.
Das untere Rohrbündel (1. Flutung) besteht aus 55 Rohren und das obere Rohrbündel (2. Flutung) aus 41 Rohren. Die tatsächliche Kühlfläche ist somit:

F_K = 96 • 8 = 768 cm².

Nun wird rechnerisch die Querschnitts-Fläche F_R der Kühlrohre und die Kühlwassermenge G_W bei einer vorgegebenen Strömungsgeschwindigkeit c des Kühlwassers ermittelt.
Bei einem zweiflutigen Kondensator wird nur die Hälfte der Kühlrohre (...hier die 1. Flutung) zu Grunde gelegt. Nach dem Kontinuitäts-Gesetz ergibt sich:

G_W = F_R • c • p [3]

Hierbei sind:
GW = Kühlwasser-Menge in kg/s,
FR = (Strömungs-)Querschnitt der Kühlrohre in m² (!),
c = Strömungsgeschwindigkeit in m/s,
p = Dichte in kg/m³, (bei Wasser p = 1000)

Der Strömungsquerschnitt pro Rohr beträgt:

F_R = (d_i² • π) : 4 = (2² • 3,14) : 4 = 3,14 mm² = 0,0314 cm².

Der Gesamt-Strömungsquerschnitt des unteren Rohrbündels ist demnach:

F_Ru = 0,0314 • 55 = 1,72 = 1,72 • 10^-4 m².

Bei einer Strömungsgeschwindigkeit c = 0,5 m/s ergibt sich hieraus die Kühlwassermenge:

G_W = F_Ru • c • p = 1,72 • 10 m² • 0,5 m/s • 1000 kg/m³ = 0,086 kg/s → 5,16 l/min.

Der Gesamt-Strömungsquerschnitt des oberen Rohrbündels ist nur:

F_Ro = 0,0314 • 41 = 1,28 = 1,28 • 10^-4 m².

Die Strömungsgeschwindigkeit in den Rohren des oberen Rohrbündels ist somit:

c_Ro = G_W : (F_Ro • p) = 0,086 : (1,28 • 10^-4 • 1000) = 0,67 m/s.

Die etwas höhere Strömungsgeschwindigkeit c_Ro kommt dem Wärmeübergang des wärmeren Kühlwassers im oberen Rohrbündel entgegen.

Wasserverhältnis m = G_W : G_D = (5,16 • 60) : 3,0 = 309 : 3,0 = 103

Der Innen-Durchmesser der Kühlwasser-Leitungen sollte mindestens 10 mm betragen.
Die Strömungsgeschwindigkeit in den Kühlwasser-Leitungen ist dann:

c_K = 0,086 : (0,78 • 10^-4 • 1000) = 1,1 m/s.

Turbo-Georg · 13 April 2013, 11:39:00

Modell-Dampfturbinen werden mit Hilfe des h-s-Diagramms berechnet. Es stellt sich somit nicht das Problem, an eine aussagekräftige Angabe über den Wärmeinhalten des Abdampfes zu gelangen. Das gilt ggf. auch für den inneren Wirkungsgrad η_i. Die Dampfmenge (G_D) gehört ebenfalls zu den Ergebnissen der Berechnungen.
Bei Modell-Kolbenmaschinen kommt das h-s-Diagramm selten zur Anwendung. In der Regel wird deshalb der Wärmeinhalt ihres Abdampfes h_DA aus dem Wärmeinhalt h₁ des Frischdampfes, dem theoretischen Wärmegefälle h_t und dem Wirkungsgrad η_i der Maschine errechnet. Hierzu muss der Wirkungsgrad η_i häufig geschätzt werden, denn er ist für die meisten von ihnen ebenso wenig bekannt, wie die indizierte Maschinenleistung.

h_DA = h₁ – (h_t • η_i) [4]

Die Dampfmenge G_D, lässt sich nach einigen Minuten unter Volllast recht einfach durch Messen des Wasser-Verbrauchs im Kessel ermitteln.

Berechnungsbeispiel 2
Wir berechnen die erforderliche Kühlfläche F_K des zweiflutigen Kondensators einer Kolben-Dampfmaschine.

Betriebsdruck p₁ = 3 bar = 4 bar_a,
Kondensator-Druck p₀ = 0,15 bar_a,
Wirkungsgrad η_i = 0,5 (angenommen).

Dampftemperatur sowie Wärmeinhalte von Frisch- und Abdampf entnehmen wir der Wasserdampf-Tafel bzw. dem h-s-Diagramm.
Durch Messung des Kessel-Inhaltes nach 10 Minuten Voll-Last ermitteln wir einen Verbrauch von 0,25 Liter, also:
Dampfmenge G_D = 25 g/min = 1,5 kg/h.

Weitere Werte:
Dampftemperatur t_D = 54⁰ C,
Kondensattemperatur t_K = 45⁰ C,
Wassertemperatur t_W = (35⁰ C + 15⁰ C) : 2 = 25 ⁰C.

Der Wärmeinhalt des Abdampfes ist [4]:

h_DA = h₁ – (h_t • η_i) = 654 – (123 • 0,5) = 592,5 ≈ 593 kcal/kg.

Die Kühlfläche ist nach Gleichung [2]:

F_K = [G_D • (h_DA – t_K)] : [k • (t_D – t_W)]

F_K = [1,5 • (593 – 45)] : [400 • (54 – 25)] = 822 : 11600 = 0,071 m² = 701 cm².

Bei Kühlrohren von 3 mm Außen-Durchmesser und 120 mm Länge ist die Fläche F_r pro Rohr:

F_r = d_A • π • l = 3,0 • 3,14 • 120 = 1130 mm² = 11,3 cm²,

Anzahl der Kühlrohre:

F_K : F_r = 701 : 11,3 = 62.

Wir ermitteln den Gesamt-Strömungsquerschnitt F_R von 31 Kühlrohren (... zweiflutig!)

F_R = [(d_i² • π) : 4] • 31 = [(22 • 3,14) : 4] • 31 = 3,14 • 31 = 97 mm² = 0,97 • 10 ^-4 m²

Bei einer Strömungs-Geschwindigkeit c = 0,5 m/s ist die Kühlwasser-Menge G_W nach Gleichung [3]:

G_W = F_R • c • p = 0,97 • 10 ^-4 m² • 0,5 m/s • 1000 kg/m³ = 0,048 kg/s • 60 ≈ 3 kg/min.

Wasserverhältnis m = G_W : G_D = (3,0 • 60) : 1,5 = 180 : 1,5 = 120

Turbo-Georg · 18 April 2013, 10:09:07

Zum Abschluss einige Bilder.

Bild 7 zeigt einen, in die Zylinderstützen eingebauten Kondensator einer Doppel-Verbund-Modell-Schiffsdampfmaschine.
Die Wasserrohre sind zur Strömungsverbesserung an den Enden aufgeweitet und in die Rohrplatten ,,eingewalzt"; sie werden nach der Montage mit Zinn dicht gelötet.
Die obere Erweiterung des Kondensator-Gehäuses gestattet, einen Teil des Dampfes um das obere Rohrbündel herum zum unteren Rohrbündel zu führen.
Eine Prallplatte aus gelochtem Blech sorgt im oberen, glockenförmigen Teil der Gehäuseerweiterung für eine gleichmäßige Dampf-Verteilung über die gesamte Rohrlänge.

In Bild 8 sehen wir den Kondensator einer Modelldampfturbine. Auch hier sind die Wasserrohre zur Strömungsverbesserung an den Enden aufgeweitet und in die Rohrplatten ,,eingewalzt" und wurden nach der Montage mit Zinn dicht gelötet. Deutlich erkennbar sind auch die Dampfgasse, sowie das Dampfleitblech im Anschluss-Stutzen, des unter einem Winkel von 30⁰ eintretenden Dampfes.
Wir sehen die, durch Flansche verschlossenen Luft-Absaugrohre, sowie das Siphon- Rohr des Kondensatablaufs.

Mit diesem Bericht habe ich den Versuch unternommen, dem ambitionierten Modellbauer bei der Dimensionierung von Modell-Kondensatoren Hilfestellung zu leisten. Hierzu wurden die wenigen, verwertbaren Erfahrungswerte aus der Modellbau-Praxis erfasst und einbezogen.

Einen wesentlichen Anteil am Ergebnis hat aber auch die konstruktive Gestaltung des Kondensators. Nur wenn der Dampf mit einer ausreichenden Geschwindigkeit in den Kondensator eintritt und sichergestellt ist, dass er alle Rohre über ihre volle Länge überstreicht, wird das Ergebnis den Erwartungen entsprechen.

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