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Entwicklung von Manövrier- und

Steuereinrichtungen für ein druckneutrales

Unterwasserfahrzeug

vorgelegt von

Dipl.-Ing.

Eugen Olenew

aus Maikain

von der Fakultät V - Verkehrs- und Maschinensysteme

der Technischen Universität Berlin

zur Erlangung des akademischen Grades

Doktor der Ingenieurwissenschaften

- Dr.-Ing. -

genehmigte Dissertation

Promotionsausschuss:

Vorsitzender: Prof. Dr.-Ing. Henning Meyer

1. Gutachter: Prof. Dr. rer. nat. Heinz Lehr

2. Gutachter: Dr. rer. nat. Rudolf Bannasch

Tag der wissenschaftlichen Aussprache: 03. Mai 2013

Berlin 2013

D 83

Vorwort

Die vorliegende Dissertation entstand während meiner Tätigkeit als wissenschaftlicher Mitar-

beiter am Fachgebiet Mikrotechnik der Technischen Universität Berlin im Verlauf des Pro-

jekts „Druckneutrale Systeme Tiefsee“, welches vom Bundesministerium für Wirtschaft und

Technologie gefördert wurde.

Herrn Prof. Dr. rer. nat. Heinz Lehr möchte ich herzlich für die engagierte Betreuung der Pro-

motion und die Begutachtung meiner Dissertation danken. Die von ihm geschaffenen hervor-

ragenden Arbeitsbedingungen am Fachgebiet bildeten eine wichtige Voraussetzung für den

erfolgreichen Abschluss meiner Forschungstätigkeit. Gleichermaßen gilt Frau Dr. Helena

Lehr mein Dank für die Beratung und Hilfe in allen organisatorischen Belangen sowie für die

sorgfältige Durchsicht des Manuskripts.

Bei Herrn Prof. Dr.-Ing. Henning J. Meyer bedanke ich mich für seine Bereitschaft, den Vor-

sitz im Prüfungsausschuss zu übernehmen.

Mein besonderer Dank gilt Herrn Dr. rer. nat. Rudolf Bannasch für die Begutachtung meiner

Arbeit und die vielen fruchtbaren Fachgespräche.

Weiterhin bedanke ich mich beim Leiter der Fachgebietswerkstatt, Herrn Detlef Schnee, für

Rat und Tat im Verlauf der Konstruktion und für die sorgfältige Fertigung vieler Komponen-

ten, trotz häufig zeitkritischer Bedingungen. Gleichermaßen gilt mein Dank dem sehr enga-

gierten Gesellen Herrn Kevin Ehling.

Meinen Projektkollegen David Mischnick, Oliver Preradović, Johannes Gelze und Tino

Schmidt danke ich für die stets konstruktive Zusammenarbeit.

Für die vielen Detailarbeiten am Forschungsprojekt möchte ich mich bei allen beteiligten stu-

dentischen Mitarbeitern bedanken.

Allen Mitarbeitern des Fachgebiets Mikrotechnik danke ich für die freundliche Atmosphäre

und die Möglichkeit, jederzeit auf das Wissen und die Erfahrung der sehr unterschiedlichen

fachlichen Schwerpunkte der Kollegen zurückgreifen zu können.

Lars Koopmann vom Fachgebiet Dynamik maritimer Systeme der TU Berlin danke ich für

die Ermöglichung der strömungstechnischen Experimente, die tatkräftige Unterstützung wäh-

rend dieser Versuche und die Fachgespräche auf dem Gebiet der Schiffshydrodynamik.

Ganz besonders möchte ich mich bei meinen Eltern bedanken, da sie die Grundsteine für mei-

nen Weg gelegt haben und für ihre fortwährende Unterstützung während meiner Promotions-

zeit. Meiner Schwester Julia danke ich für die Durchsicht vieler Textteile und ihre Zweitmei-

nung zur Diktion und Ausdrucksweise.

Mein größter Dank gilt meiner Frau Daria für ihre Kraft, Ausdauer und unerschöpfliche Ge-

duld, die sie mir in diesem Lebensabschnitt entgegengebracht hat.

Inhaltsverzeichnis

Einleitung ................................................................................................................ 3

1.1

Unterwasserfahrzeuge ..............................................................................................3

1.2

Druckneutrale Technik .............................................................................................5

1.3

Aufbau der Arbeit .....................................................................................................6

Stand der Technik ................................................................................................... 9

2.1

Hauptmanövriersysteme für Unterwasserfahrzeuge ................................................ 10

2.1.1

Aktive Hauptmanövriersysteme .............................................................................. 10

2.1.2

Passive Hauptmanövriersysteme ............................................................................. 12

2.1.3

Kombinationen passiver und aktiver Manövriersysteme ......................................... 16

2.2

Querstrahlsteuer ..................................................................................................... 17

2.2.1

Bauweisen von Querstrahlsystemen ........................................................................ 19

2.3

Propellerdüsen autonomer Unterwasserfahrzeuge ................................................... 25

Theoretische Grundlagen ..................................................................................... 28

3.1

Grundlagen zum Hauptmanövriersystem ................................................................ 28

3.1.1

Randumströmung ................................................................................................... 30

3.1.2

Profiltheorie ........................................................................................................... 32

3.1.3

Kennzahlen von Ruderprofilen ............................................................................... 34

3.1.4

Entwurfsprinzipien für Ruderprofile ....................................................................... 38

3.1.5

Hochleistungsruder ................................................................................................. 40

3.2

Grundlagen zum Querstrahlsteuer ........................................................................... 44

3.2.1

Laufradformen von Strömungsmaschinen ............................................................... 45

3.3

Grundlagen zur Propellerdüse ................................................................................. 47

3.4

Mathematische Verfahren in der Strömungstechnik ................................................ 48

3.4.1

CFD-Software ........................................................................................................ 49

Hauptmanövriersystem ........................................................................................ 51

4.1

Entwicklung des Ruders ......................................................................................... 51

4.1.1

Analyse und Festlegung der Auslegungsparameter ................................................. 51

4.1.2

Ruderdimensionierung............................................................................................ 54

4.1.3

Festlegung der Ruderhöhe ...................................................................................... 60

4.1.4

Anforderungen an das Ruderprofil .......................................................................... 63

4.1.5

Auswahl der Profilform .......................................................................................... 64

4.1.6

Experimentelle Untersuchungen zum Ruderprofil ................................................... 65

4.2

Konstruktion der Ruderanlage ................................................................................ 72

4.2.1

Anforderungen an die Ruderanlage ......................................................................... 72

4.2.2

Gestaltung der Rumpfform ..................................................................................... 72

4.2.3

Konstruktion des Grundgerüsts ............................................................................... 74

4.2.4

Ruderanlenkung ..................................................................................................... 78

4.2.5

Ruderwinkelmessung ............................................................................................. 82

4.3

Zusammenfassung und Ausblick ............................................................................ 85

Querstrahlsteuer ................................................................................................... 92

5.1

Konzeptentwicklung ............................................................................................... 93

5.2

Auslegung der Querstrahlpumpe........................................................................... 100

5.2.1

Abschätzung der notwendigen Schubkraft ............................................................ 100

5.2.2

Geometrische Vorgaben ....................................................................................... 101

5.2.3

Auslegungsdrehzahl der Querstrahlpumpe ............................................................ 102

5.2.4

Bestimmung des Saugdurchmessers ..................................................................... 103

5.2.5

Auslegung der Schubdüse ..................................................................................... 104

5.2.6

Entwicklung der Laufradgeometrie ....................................................................... 106

5.2.7

Entwicklung der Leitvorrichtung .......................................................................... 109

5.3

Numerische Überprüfung der Auslegung .............................................................. 113

5.3.1

Untersuchte Variationen ....................................................................................... 116

5.4

Konstruktion und Fertigung des Querstrahlsystems .............................................. 121

5.4.1

Montage des Querstrahlsystems ............................................................................ 123

5.4.2

Fertigung der Komponenten ................................................................................. 124

5.5

Experimentelle Validierung der Ergebnisse .......................................................... 126

5.6

Bewertung der Leistungsfähigkeit des Querstrahlsteuers....................................... 129

5.6.1

Erreichbare Drehgeschwindigkeiten des Fahrzeugs............................................... 131

5.6.2

Erreichbare Quergeschwindigkeiten des Fahrzeugs............................................... 134

5.6.3

Erreichbarer Neigungswinkel des Fahrzeugs......................................................... 136

5.7

Zusammenfassung und Ausblick .......................................................................... 137

Propellerdüse ...................................................................................................... 141

6.1

Auswahl eines Düsenprofils ................................................................................. 141

6.2

Ermittlung des optimalen Anstellwinkels .............................................................. 142

6.2.1

Modellierung der Propeller ................................................................................... 142

6.3

Entwicklung des Fertigungskonzepts .................................................................... 146

6.4

Fertigung des Düsenprofils ................................................................................... 150

6.5

Befestigung der Düse am Fahrzeug....................................................................... 154

6.6

Zusammenfassung und Ausblick .......................................................................... 155

Schlussbemerkung .............................................................................................. 158

Symbole und Abkürzungen ................................................................................ 159

Literaturverzeichnis ........................................................................................... 166

Anhang ................................................................................................................ 174

1 Einleitung

Die Tiefsee weckt den Forscherdrang und übt auf den Menschen eine ähnliche Anziehungs-

kraft aus wie der Weltraum. Etwa 80 Prozent der von Meeren bedeckten Erdoberfläche wei-

sen eine Tiefe von mindestens 1.000 Metern auf und gelten je nach Definition als Tiefsee.

Dieses riesige Areal von 318 Millionen km² bildet ca. 62 Prozent der gesamten Erdoberfläche.

Das Vordringen in die Tiefsee ist jedoch aufgrund der für Menschen lebensfeindlichen Be-

dingungen nur mit spezieller technischer Ausrüstung möglich. Dabei stellt die Tiefsee mit

dem hohen Umgebungsdruck, dem korrosiven Salzwasser, den niedrigen Temperaturen von

etwa -1 bis 4 Grad Celsius und der starken Absorption elektromagnetischer Wellen, welche

die Kommunikation mittels Licht und Funk unterbindet, hohe Anforderungen an tiefseetaug-

liche Geräte. Hinzu kommt, dass die Anwendung der für die Tiefsee konzipierten Geräte in

den meisten Fällen von einem Mutterschiff erfolgt. Ihre Einsatzfähigkeit hängt dadurch sehr

stark von den Wetterbedingungen an der Wasseroberfläche ab. Mitunter können, aufgrund

von starkem Seegang und Stürmen, geplante Operationen einer aufwendungs-, zeit- und orga-

nisationsintensiven Forschungsexpedition nicht durchgeführt werden. Vor allem diese Um-

stände sind verantwortlich dafür, dass die Tiefsee immer noch als sehr wenig erforscht gilt.

Jedoch erscheint aufgrund steigender Rohstoffpreise die Suche nach Energie- und Material-

ressourcen in der Tiefsee zunehmend wirtschaftlicher. Nicht zuletzt dadurch steigt in den letz-

ten Jahrzehnten das Interesse an der Erforschung der Tiefsee und sorgt für einen Entwick-

lungsschub der Technologien für tiefseetaugliche Geräte. Die Nutzung der Meere wird inten-

siver und stellt damit neue Herausforderungen an die Meereswissenschaften, denn eine nach-

haltige Nutzung der Tiefsee ist nur möglich, wenn dieser Lebensraum und die Folgen der

Eingriffe weitgehend erforscht sind. Als größter und ältester unverändert bestehender Lebens-

raum der Erde hat die Tiefsee direkten Einfluss auf viele auch das Leben an Land betreffende

Prozesse, wie beispielsweise das globale Klima. Angesichts dieser Zusammenhänge erlebt die

Grundlagenforschung der Vorgänge in den Meeren und in der Tiefsee gegenwärtig einen Hö-

henflug.

1.1 Unterwasserfahrzeuge

Für die Erforschung der Tiefsee kommen sehr unterschiedliche Geräte in Betracht, zum Bei-

spiel solche, die von der Wasseroberfläche aus agieren, vom fahrenden Schiff geschleppt oder

am Seil hängend eingesetzt werden und mit Sensoren Messungen vornehmen.

Eine besondere Gruppe bilden Unterwasserfahrzeuge, wobei hier zunächst eine Unterschei-

dung zwischen bemannten und unbemannten Fahrzeugen erfolgt. Bereits zwei bemannte

Tauchfahrzeuge erreichten den mutmaßlich tiefsten Punkt der Erde, das 10.994 Meter unter

der Wasseroberfläche liegende Challengertief. Jacques Piccard und Don Walsh, zwei Pioniere

der Tiefseeforschung, unternahmen diese Reise am 23. Januar 1960 mit dem Tiefseefahrzeug

Trieste.

Erst etwa 52 Jahre später tauchte am 26. März 2012 der Filmproduzent und Regisseur James

Cameron als dritter Mensch in dem neu entwickelten, bemannten Tauchfahrzeug Deepsea

Challenger zu der bis dahin von einem bemannten Fahrzeug nur einmal erreichten Rekord-

tauchtiefe der Trieste [Nat13].

Die bemannte Tauchfahrt ist jedoch immer mit einem Sicherheitsrisiko für die Besatzung der

Tauchfahrzeuge verbunden. Deshalb werden bemannte Tauchfahrzeuge mit aufwendigen Si-

cherheitssystemen ausgestattet, die hohe Kosten erzeugen. Weiterhin ist aufgrund des für die

Besatzung notwendigen Innenraums die Größe bemannter Unterwasserfahrzeuge ein Kosten-

faktor, der sich auch in der entsprechenden Größe und Ausrüstung eines Mutterschiffs äußert.

Aus diesem Grund besitzen nur wenige Nationen bemannte Tauchfahrzeuge mit Einsatztauch-

tiefen unterhalb von 3.000 Metern. Deutschlands einziges bemanntes Forschungs-Tauchfahr-

zeug JAGO ist beispielsweise für eine maximale Wassertiefe von 400 Metern ausgelegt

[Geo13].

Im Vergleich zu bemannten Unterwasserfahrzeugen ist der Einsatz unbemannter Fahrzeuge

mit weniger Risiko für Menschenleben verbunden und damit wesentlich wirtschaftlicher.

Ferngesteuerte Tauchroboter (englisch: remotely operated vehicle - ROV) sind günstiger in

den Anschaffungskosten, kleiner, leichter und können, versorgt und gesteuert über ein Kabel,

mehrtägige Operationen in der Tiefsee ohne Unterbrechungen durchführen.

Die Erkundungsmissionen mit einem kabelgebunden ROV leisten jedoch lediglich stichpro-

benartige Untersuchungen bei der Erforschung der riesigen Areale der Tiefsee. Zur Ergän-

zung dieser bestens für detaillierte Untersuchungen kleiner Gebiete geeigneten Geräte dienen

autonome Unterwasserfahrzeuge (englisch: autonomous underwater vehicle - AUV). AUVs

verfügen neben einer Vielfalt an Sensorsystemen über eine bordinterne Intelligenz, welche

diese Fahrzeuge befähigt, in unvorhersehbaren Situationen während einer vorprogrammierten

Mission Entscheidungen ohne Eingreifen eines Bedieners zu treffen. Aufgrund der eingangs

erwähnten hohen Absorption elektromagnetischer Wellen im Wasser ist über große Distanzen

eine kabellose Datenverbindung zwischen Mutterschiff und AUV nur über akustische Mo-

dems möglich. Diese nutzen Schallwellen im Ultraschallbereich, um Informationen zu über-

tragen und bieten nur vergleichsweise geringe Bandbreiten mit Verbindungsinstabilitäten.

Aus diesem Grund ist eine Steuerung aus der Ferne in einer Situation, die schnelle Reaktionen

erfordert, nicht möglich. Eine autonome Energieversorgung erlaubt dem Fahrzeug, vom Mut-

terschiff unabhängig zu navigieren. In den meisten Fällen sind AUVs dafür konzipiert, lange

Strecken zurückzulegen, und erlauben hierdurch die Untersuchung größerer Areale.

Im Rahmen des vom Bundesministerium für Wirtschaft und Technologie (BMWi) geförder-

ten Verbundprojekts „Druckneutrale Systeme Tiefsee“ (DNS Tiefsee, Kooperationspartner:

Energietechnik-Elektronik GmbH (ENITECH) in Bentwisch bei Rostock, EvoLogics GmbH

in Berlin, Abteilung Physikalische Ozeanographie und Messtechnik des Leibniz-Instituts für

Ostseeforschung Warnemünde (Leibniz-IOW), Fachgebiet Mikrotechnik der Technischen

Universität Berlin (FMT), Laufzeit: 2009 bis 2013) wird ein Beitrag zur Entwicklung innova-

tiver tiefseetauglicher Technologien am Standort Deutschland geleistet. Unter anderem wurde

ein AUV mit der maximalen Einsatztiefe von 6.000 Metern entwickelt und gebaut. Das aktu-

elle Projekt stützt sich dabei auf Grundlagen, die im Vorgängerprojekt „Druckneutrale Syste-

me“ (DNS, Kooperationspartner: ENITECH, Leibniz-IOW, FMT, Laufzeit: 2006 bis 2009)

erarbeitet wurden.

Das entwickelte Fahrzeug erhielt bei der ersten Erprobung in der Ostsee im September 2009

bei einer offiziellen Taufe den Namen PreToS (Pressure Tolerant Systems). Neben dem im

Vorgängerprojekt entwickelten AUV DNS-Pegel [Luk10], [Bus10], [Thi11] ist es das welt-

weit zweite in konsequenter druckneutraler Bauweise realisierte autonome Unterwasserfahr-

zeug. Während die Versuchsplattform DNS-Pegel teilweise Auftriebsmaterialen aufgrund der

deutlich kleineren Dichten nutzte, die nur bis zu maximalen Tauchtiefen von 50 Metern ge-

eignet sind (alle entwickelten Komponenten und Baugruppen des Fahrzeugs wurden jedoch

ebenfalls für Tiefen bis zu 6.000 Metern konstruiert und im Drucktank getestet), ist das AUV

PreToS vollständig für 6.000 Meter Tiefe ausgelegt und entsprechend aufgebaut. Der druck-

neutrale Aufbau von AUVs hat bereits außerhalb der erwähnten Verbundprojekte Anklang

gefunden. Fast zeitgleich zum Projekt DNS-Tiefsee wurde in einem von der Fraunhofer Ge-

sellschaft geförderten Projekt das AUV TIETEK (beteiligte Institute: AST, ISIT, IOSB,

IBMT, UMSICHT) ebenfalls in druckneutraler Bauweise entwickelt und gebaut [Fra12].

1.2 Druckneutrale Technik

Bei der konventionellen Bauweise von Unterwasserfahrzeugen werden die vor Wasser zu

schützenden Komponenten (Elektronik, Motoren, etc.) in wasserdichten Gehäusen verbaut.

Bei großen Tauchtiefen ergeben sich aufgrund der Druckunterschiede zwischen Druckgehäu-

seinnenraum und dem Umgebungsdruck der Wassersäule dicke Wandungen der Druckgehäu-

se, um eine ausreichende Festigkeit zu garantieren. Die Abbildung 1-1 zeigt drei aus Titan

angefertigte Druckkörpersegmente des für eine maximale Tauchtiefe von 3.000 Metern ausge-

legten AUVs Remus 3.000. Die Wandung der Druckkörper für Umgebungsrücke in 6.000

Metern Tiefe ist bei gleichen Dimensionen des Innenraums deutlich dicker. Daraus ergeben

sich hohe Herstellungskosten und sehr hohe Gewichte der Druckhüllen, trotz der Verwendung

des Leichtbaumaterials Titan. Die Gewichte müssen durch entsprechende Volumina des Auf-

triebsmaterials ausgeglichen werden, was die Fahrzeuggröße und das Fahrzeuggewicht weiter

vergrößert. Zudem weisen tiefseetaugliche Auftriebsmaterialien hohe Anschaffungskosten

auf. Ein weiteres Problem stellen die benötigten elektrischen und mechanischen Verbindun-

gen zwischen inneren und äußeren Komponenten dar. Penetratoren und Dichtungen erzeugen

das zusätzliche Risiko einer Leckage. Ein Wassereinbruch in den Druckkörper kann im Prob-

lemfall zum Ausfall wichtiger Systeme und zum Fahrzeugverlust führen.

Abb. 1-1 Titandruckhüllensegmente des Remus 3000 [WHO12]

Die druckneutrale Technik sieht hingegen die Verwendung von elektronischen Komponenten

vor, die keine Druckempfindlichkeit aufweisen (grundsätzlich alle Bauteile ohne eingeschlos-

sene Kavitäten). Zum Schutz vor dem korrosiven und elektrisch leitenden Seewasser wird die

Elektronik in einem Kunstoffverguss (meist Silikone oder Polyurethane) eingebettet. Mecha-

nische druckneutrale Komponenten sind aus korrosionsbeständigen und wenig kompressiblen

Materialien, die eine geringe Wasseraufnahme aufweisen, derart aufgebaut, dass keine Kavi-

täten in den Bauteilen entstehen. Für die Konstruktion unumgängliche korrosive Materialien,

wie zum Beispiel weichmagnetische Werkstoffe für Elektromotorteile, werden mit einem

Schutzverguss überzogen. Für bewegliche Teile bedeutet die druckneutrale Bauweise den

kompletten Verzicht auf Wälzlagerungen. Lager werden hauptsächlich durch Materialpaarun-

gen des nicht korrosiven Edelstahls (meist 1.4571) und spezieller Kunststoffe als Gleitlager

realisiert.

1.3 Aufbau der Arbeit

Das Themengebiet dieser Arbeit umfasst die hydrodynamische und konstruktive Auslegung

der Manövriersysteme des AUVs PreToS. Dabei war die vollständige Manövrierfähigkeit des

Fahrzeugs während der Langstreckenfahrt (größere Fahrzeuggeschwindigkeiten als 1 m / s,

Antriebspropeller im Betrieb) und während des Fahrzeugstillstands, in der Schwebe oder bei

sehr kleinen Fahrzeuggeschwindigkeiten (unter 0,3 m / s), die Zielsetzung der Entwicklung.

Während Manövriersysteme von Oberflächenfahrzeugen nur Lage- und Positionsänderungen

in der horizontalen Ebene bewirken, müssen Manövriereinrichtungen von Unterwasserfahr-

zeugen Bewegungen für alle sechs räumliche Freiheitsgrade des Fahrzeugs herbeiführen, sie-

he Abbildung 1-2. Das Hauptantriebssystem oder Propulsor erzeugt Schub in die zwei mögli-

chen Richtungen auf der Längsachse und bewirkt damit die Vorwärts- oder Rückwärtsfahrt

des Fahrzeugs.

Abb. 1-2 Benennung der Fahrzeugachsen und der Bewegungsfreiheitsgrade des Fahrzeugs

Während der Fahrt steuert das horizontale Rudersystem über den Gierwinkel den horizontalen

Kurs des Fahrzeugs. Zusätzlich kann das Fahrzeug über den Nickwinkel Abtauch- und Auf-

tauchfahrten bewerkstelligen. Das vertikale Rudersystem steuert dabei den Fahrzeug-Nick-

winkel. Bei Verwendung eines Antriebspropellers ergibt sich die Forderung, den aufgrund des

Motorreaktionsmoments und des Propellerdralls entstehenden Rollwinkel zu kompensieren.

Das Konzept zweier koaxialer kontrarotierender Propeller erlaubt jedoch einen Aufbau der

Rudersysteme ohne Rollwinkelkompensation. Das vertikale und horizontale Rudersystem

werden im Folgenden unter dem Begriff Hauptmanövriersystem zusammengefasst.

Für Langstreckenfahrten muss der Strömungswiderstand des Fahrzeugs möglichst gering sein,

da AUVs auf eine begrenzte autonome Energieversorgung zurückgreifen. Neben dem gerin-

gen Strömungswiderstand erfordert die energieeffiziente Langstreckenfahrt ein leistungsfähi-

ges Hauptmanövriersystem, denn das Kurs-Halten wird durch ständige Kurskorrekturen im-

mer wieder auftretender Driftwinkel des Fahrzeugs begleitet. Ein optimales Hauptmanövrier-

system bewirkt einerseits eine gute Kursstabilität des Fahrzeugs und damit weniger stark auf-

tretende Kursstörungen. Andererseits vermag es durch ausreichend hohe Steuerkräfte bei ge-

ringen Ruderausschlägen, den Kursstörungen aktiv entgegenzuwirken (aktive Kursstabilität).

Dadurch wird weniger Energie durch Bewegungen der Ruder während der Fahrt verbraucht.

Ferner vermindert ein leistungsstarkes Hauptmanövriersystem den Anteil der Fahrtstrecke,

der unter einem Driftwinkel zurückgelegt wurde, was einen kleineren effektiven Strömungs-

widerstand und damit weniger verbrauchte Energie für den Hauptantrieb zur Folge hat.

Die vorliegende Arbeit zielte daher darauf ab, ein Hauptmanövriersystem aufzubauen, wel-

ches eine maximale Leistungsfähigkeit innerhalb der vorgegebenen konstruktiven Randbe-

dingungen am Fahrzeug erreicht. Die Entwicklung des Hauptmanövriersystems, welches so-

vertikale Achse

Querachse

Längsachse

Rollen

Gieren

Nicken

vertikales

Traversieren

horizontales

Traversieren

Vor

und

Rückwärtsfahrt

wohl die vertikale als auch die horizontale Steuerung des AUVs PreToS bewirkt, wird im

Kapitel 4 dargestellt.

Die konventionelle Bauweise von AUVs sieht meistens nur einen Propulsor und das Haupt-

manövriersystem (vertikale und horizontale Steuerung) vor. Jedoch geht bei langsamer Fahrt

und bei Fahrzeugstillstand die Steuerfähigkeit solcher Systeme aufgrund ihrer Wirkungsweise

verloren. Wenn eine Manövrierbarkeit des Fahrzeugs bei Stillstand des Propulsors gefordert

ist, werden in Spezialfällen Unterwasserfahrzeuge mit Hilfsmanövriereinrichtungen ausgestat-

tet, die quer zur Fahrzeuglängsachse Schub erzeugen (Querstrahlsteuer). Zwei parallel zur

Querachse wirkende Systeme, im Heck und im Bug des Fahrzeugs, erlauben bei entgegenge-

setzter Wirkung das Gieren und bei Wirkung in gleicher Richtung das horizontale Traversie-

ren des Fahrzeugs. Jeweils eine Einrichtung im Heck und im Bug, die parallel zur vertikalen

Achse Schub erzeugen, erlauben das Nicken und das vertikale Traversieren des Fahrzeugs.

Die Entwicklung eines neuartigen Heck- und Bug-Querstrahlsteuers, welches nicht nur verti-

kal oder horizontal quer zur Fahrzeuglängsachse, sondern in jede beliebige um die Längsach-

se 360 Grad schwenkbare Richtung Schub erzeugt, wird im Kapitel 5 beschrieben. Dabei

wurden die Eintritts- und Austrittsöffnungen der Querstrahlsysteme so optimiert, dass einer-

seits der maximal mögliche Schub erzielbar ist, andererseits aber auch der Fahrtwiderstand

nur geringfügig erhöht wird. Anhand von Untersuchungen der komplizierten Strömungsvor-

gänge in den Pumpen der Querstrahlsteuer mit numerischen Modellrechnungen sowie intensi-

ver experimenteller Untersuchungen, gelang es trotz der engen Raumverhältnisse, einen Wir-

kungsgrad der Querstrahlsteuer zu erzielen, der andernorts noch nicht erreicht wurde.

Neben der Entwicklung der Haupt- und Hilfsmanövriereinrichtungen befasst sich die vorlie-

gende Arbeit weiterhin mit der Entwicklung einer Propellerdüse für das AUV, der als Um-

mantelung des Propellers eine sicherheitsrelevante Rolle zukommt. Ferner unterstützt die

Propellerdüse das Hauptmanövriersystem zur Stabilisierung des Fahrzeugs in Richtung der

Fahrzeuglängsachse bei der Vorwärtsfahrt, siehe Kursstabilität im Kapitel 4. Durch eine spe-

zielle Formgebung ist die Propellerummantelung in der Lage, die Effizienz der Propeller zu

verbessern und damit den Wirkungsgrad des Propulsionssystems zu erhöhen. Die spezielle

Form bewirkt dabei auch, dass die verhältnismäßig große Propellerdüse keinen zusätzlichen

Strömungswiderstand am Fahrzeug erzeugt. Die Beschreibung der Entwicklung der Propel-

lerdüse erfolgt im Kapitel 6.

Zu Beginn der Arbeit werden der Stand der Technik bei den beschriebenen Teilsystemen und

die theoretischen Grundlagen in den Kapiteln 2 und 3 dargestellt.

Für weitergehende Studien zu anderen als den hier behandelten Teilsystemen des Fahrzeugs

werden die ebenfalls am FMT entstehenden Dissertationen von Dipl. -Phys., Dipl. -Ing. Jo-

hannes Gelze, Dipl. -Ing. David Mischnick, Dipl. -Ing. Oliver Preradović und Dipl. -Ing. Tino

Schmidt empfohlen.

2 Stand der Technik

In diesem Kapitel wird ein Überblick über Manövriersysteme bei Unterwasserfahrzeugen

gegeben, die ohne physikalische Verbindung zum Mutterschiff eingesetzt werden und haupt-

sächlich als Langstreckenfahrzeuge ausgelegt sind. Ferner wird ein Überblick der bei AUVs

gebräuchlichen Propellerdüsen gegeben.

Um bei den begrenzten Energiespeichermöglichkeiten lange Strecken fahren zu können, be-

ziehungsweise eine lange Einsatzdauer zu gewährleisten, müssen alle an Bord des Fahrzeugs

befindlichen Systeme sehr energieeffizient arbeiten.

Für die Manövriersysteme heißt die Forderung nach Energieeffizienz nicht nur, dass sie selbst

einen möglichst niedrigen Energieverbrauch aufweisen, sondern auch, dass die Effektivität

des Hauptantriebs und die Strömungseigenschaften des Fahrzeugs nicht beeinträchtigt wer-

den.

Sowohl bei AUVs als auch bei bemannten, für Langstrecken konzipierten U-Booten hat sich

die längliche und annähernd rotationssymmetrische Rumpfform aufgrund ihrer guten hydro-

dynamischen Eigenschaften durchgesetzt. Hier sind der kleine Strömungswiderstand, die gute

Kursstabilität länglicher Rumpfformen mit heckseitig angeordneten Manövrier- und Propulsi-

onssystemen sowie die erreichbare Güte der Propelleranordnung wegen des rotationssymmet-

rischen Zuströmfelds als die wichtigsten Vorteile hervorzuheben. Die in diesem Kapitel auf-

gezeigte Zusammenstellung der Manövriersysteme bezieht sich, bedingt durch das Grundkon-

zept des im Rahmen des Forschungsprojekts entwickelten Fahrzeugs, auf gebräuchliche Sys-

teme bei Unterwasserfahrzeugen mit rotationssymmetrischen Rumpfformen und hauptsäch-

lich koaxialer Propelleranordnung.

Bei Manövriersystemen für Unterwasserfahrzeuge wird zwischen den aktiven (schuberzeu-

genden) und den passiven Einrichtungen, welche die Strömungsenergie der entstehenden Re-

lativströmung bei Fahrzeugbewegung in Steuerkräfte wandeln, unterschieden.

Als Hauptmanövriersystem werden Vorrichtungen bezeichnet, die zur Kurssteuerung des

Fahrzeugs während der Fahrt in Fahrzeuglängsrichtung dienen. In den meisten Fällen ist das

Hauptmanövriersystem jedoch bei Fahrzeugstillstand und auch schon bei kleinen Fahrzeugge-

schwindigkeiten (kleiner als 0,3 m / s) unwirksam. Konventionelle AUVs sind für den Einsatz

bei größeren Geschwindigkeiten (größer als 1 m / s) vorgesehen, so dass keine Maßnahmen

zur Behandlung des Manövrierfähigkeitsverlusts bei langsamer Fahrt vorgesehen werden.

Zunehmend werden jedoch für Langstreckeneinsätze optimierte Unterwasserfahrzeuge mit

schuberzeugenden Hilfsmanövriersystemen ausgestattet, die das Drehen auf der Stelle und

das Traversieren (Bewegung quer zur Längsachse des Fahrzeugs) ermöglichen. Dabei wird

der Schub vorzugsweise quer zur Fahrzeuglängsachse erzeugt, weshalb die Bezeichnung

Querstrahlsteuer für diese Hilfsmanövriersysteme üblich ist.

2.1 Hauptmanövriersysteme für Unterwasserfahrzeuge

Die Schubvektorsteuerung als Vertreter der aktiven Manövriersysteme und die Anordnung

von passiv wirkenden Leitflächenrudern sind zwei mögliche Bauweisen, welche die Kriterien

an das Hauptmanövriersystem eines AUV erfüllen.

Während die Leitflächenruder sowohl bei bemannten als auch bei unbemannten U-Booten

weit verbreitet sind, ist die reine Schubvektorsteuerung bislang nur bei einigen AUVs zu fin-

den. Beispielsweise verwenden die AUVs der Bluefin Robotics Corporation [Pan09] und die

Dorado AUV-Familie (MBARI) beide das im Kapitel 2.1.1 beschriebene Propulsions- und

Manövriersystem, das in einem Gemeinschaftsprojekt entwickelt wurde [Blu12].

Sowohl für die Leitflächenruder als auch für die Schubvektorsteuerung als Hauptmanövrier-

system ist die Anordnung im Heckbereich sinnvoll, um eine gute Wirksamkeit zu erreichen.

Das liegt daran, dass sich der Druckmittelpunkt des Rumpfs, der Punkt um den sich das Fahr-

zeug bei einem Manöver dreht, für gewöhnlich im vorderen Drittel des Rumpfs befindet

[Sch88]. Die Querkräfte der Manövriersysteme wirken mit dem Abstand zum Druckmittel-

punkt als Nick- oder Giermoment auf das Fahrzeug. Der Betrag des Moments ist bei gleich-

bleibender Ruderquerkraft umso größer, je größer dieser als Hebelarm anzusehende Abstand

wird. Dieser Zusammenhang ist in der Abbildung 3-1 im Abschnitt 3.1 anschaulich darge-

stellt.

2.1.1 Aktive Hauptmanövriersysteme

Bei der Schubvektorsteuerung wird die Richtung des von einem Propeller erzeugten Schubs

relativ zur Fahrzeuglängsachse um einen Winkel angestellt, was durch Schwenken des Pro-

pulsionsorgans geschieht. Bei einer guten Ausführung der Schubvektorsteuerung sind im

Vergleich zu Leitflächenrudern höhere Wirkungsgrade zu erwarten. Dies lässt sich durch die

vergleichsweise direktere Energieübertragung beim Manöver und durch den Verzicht auf

Strömungswiderstand erzeugende Ruderflächen erklären. Die Forderung nach der vertikalen

Tauchkurssteuerung bedeutet für den Schubvektorpropeller eines AUV, dass dieser in alle

drei Raumrichtungen schwenkbar sein muss. Die Abbildung 2-1 veranschaulicht jeweils den

vertikalen (blauer Pfeil) und den horizontalen (roter Pfeil) Schwenkvorgang, wobei jede be-

liebige Raumrichtung durch eine Kombination aus beiden Grundschwenkrichtungen ange-

steuert werden kann. Die Gestaltung einer Schubvektorsteuerung führt zu einem vergleichs-

weise mechanisch komplexen Aufbau, da entweder der ganze Hauptantrieb zusammen mit

dem Antriebsmotor schwenkbar zu gestalten ist oder nur der Propeller mit der Propellerwel-

lenlagerung, so dass eine flexible Welle oder Kupplung die Drehmomentübertragung zwi-

schen fahrzeugfestem Antriebsmotor und dem schwenkbaren Propeller gewährleistet.

Abb. 2-1 Schubvektorsteuerung des AUV Dorado, nach [Kir10]

Die einem US amerikanischen Patent [Kir03] entnommene Zeichnung (siehe Abbildung 2-2)

veranschaulicht den Aufbau einer Schubvektorsteuerung für ein AUV. Das Patent bezieht sich

auf das Propulsions- und Manövriersystem des am Monterey Bay Aquarium Research Institu-

te (MBARI) entwickelten AUV Dorado. In dieser Schubvektorsteuerung wird die komplette

Baugruppe des Hauptantriebs samt dem Antriebsmotor mittels zweier hydraulischer Linearak-

toren geschwenkt, wobei ein Aktor den vertikalen Schwenkvorgang realisiert und der andere

den horizontalen.

Abb. 2-2 Explosionszeichnungen eines Schubvektorantriebs [Kir03]

Der im Vergleich zu den einfachen Leitflächenrudern komplexere mechanische Aufbau eines

solchen hochintegrierten Systems steht jedoch im Widerspruch zu der einsatzbedingten For-

derung nach Robustheit und Wartungsfreundlichkeit eines für Forschungszwecke entwickel-

ten AUVs. Als schwierig erweist es sich auch bei der Gestaltung eines dreidimensionalen

Schubvektorpropellers, einen hydrodynamisch optimalen Übergang zwischen dem Fahrzeug-

rumpf und der äußeren Kontur des schwenkbaren Antriebs zu realisieren. Die Abbildung 2-3

veranschaulicht dieses Problem an dem Schubvektorantrieb des AUV Dorado.

Der Übergang wird hier durch zwei ineinander liegende Kugelschalenringe gebildet, wobei

ein Ring vertikal und der andere horizontal schwenkbar gelagert sind, so dass eine Art Kar-

dangelenk entsteht. Die Kugelschalenform erlaubt, dass bei Schwenkungen in allen drei

Antriebsmotor

Propeller

vertikal wirkender L

inearaktor

horizontal wirkender

Linearaktor

Antriebsmotor

Raumrichtungen die Ringe ungehindert ineinander gleiten können und bei jedem Schwenk-

winkel eine abgeschlossene Kontur gebildet wird.

Der so gestaltete Abschluss der Fahrzeugkontur in der Nähe des Hauptantriebs weist an zwei

Stellen stufenartige Übergänge auf, deren Höhe durch die aus Festigkeitsgründen vorgegebe-

ne Dicke der Kugelschalenringe und dem funktionsbedingten Zwischenspalt bestimmt wird.

Diese Stufen sorgen im Bereich vor dem Hauptantrieb für Verwirbelungen und Ablöseer-

scheinungen, die einen negativen Einfluss auf den Wirkungsgrad des Antriebs haben können.

Der Spalt zwischen den Kugelschalen kann unter Umständen durch Schmutzpartikel zugesetzt

werden, wodurch ein Klemmen der Steuerung zum Manövrierverlust führen würde.

Abb. 2-3 Übergang zwischen der Strömungshülle und der Schubvektorsteuerung [MBA12]

2.1.2 Passive Hauptmanövriersysteme

Bei AUVs sowie bei bemannten U-Booten sind Ruderanlagen mit Leitflächenrudern weitaus

verbreiteter als Vektorschubsteuerungen. Die Steuerwirkung entsteht bei dieser passiven Ma-

növriereinrichtung erst durch die Anströmung des Ruders infolge der Fahrzeugbewegung.

Das führt dazu, dass diese Systeme bei Fahrzeugstillstand unwirksam sind. Durch Anordnung

der Ruder direkt im Nachstromfeld des Propellers kann man diesem Nachteil jedoch entge-

genwirken, da der schuberzeugende Propellerstrom hier schon bei sehr niedrigen Fahrzeugge-

schwindigkeiten erhöhte Relativströmungsgeschwindigkeiten erzeugt und ein kurzzeitiges

Betätigen des Propellers auch bei Fahrzeugstillstand eine Anströmung des passiven Ruders

bewirkt.

Bei größeren Fahrzeuggeschwindigkeiten wird die Relativströmungsgeschwindigkeit am

Fahrzeug um die schuberzeugende Strömungsgeschwindigkeit hinter dem Hauptantrieb er-

höht. So erzeugen Leitflächenruder bei einer Anordnung im Propellerstrahl Querkräfte, die

mehr als doppelt so hoch wie der Propellerschub sind [Sch88].

Stufenübergänge in der

Fahrzeugkontur

Kugelschalenringe

Aufgrund dieser hohen Wirksamkeit und des einfachen Aufbaus nehmen Leitflächenruder

eine fast unangetastete Monopolstellung bei Manövriereinrichtungen ein und sind bei Schif-

fen und Booten seit Jahrtausenden üblich. Die anfangs zumeist als Rechteckplatten ausgeführ-

ten Ruder haben in den letzten 100 Jahren einen enormen Entwicklungsschub erfahren, so

dass moderne Ruder durch eine Reihe technischer Neuerungen inzwischen noch effektiver

und leistungsfähiger sind. Des Weiteren ist eine große Menge an Literatur zum Thema Ruder

generiert worden, die es erlaubt, diese Entwicklungen anzuwenden.

Abb. 2-4 Beispiele für Ruderanlagen von AUVs, oben: Remus 6000 von Hydroid [UVU12],

unten: Explorer 5000 von International Submarine Engineering [MAR12]

Für Unterwasserfahrzeuge werden aufgrund der erforderlichen Tauchkurssteuerung, zusätz-

lich zu den an Oberflächenfahrzeugen vorhandenen Seitenrudern, Tiefenruder am Fahrzeug

angeordnet. Häufig befinden sich je zwei Seiten- und Tiefenruder jeweils 90 Grad zueinander

versetzt rotationssymmetrisch um die Fahrzeuglängsachse, so dass diese ein Kreuz bilden.

Dabei gibt es die als Kreuzanordnung bezeichnete Ausführung mit Seitenrudern in der Verti-

kalebene und Tiefenrudern in der Horizontalebene des Fahrzeugs, siehe Abbildung 2-4, oben.

Eine andere Möglichkeit ist die X-Anordnung, ein um 45 Grad gedrehtes Ruderkreuz, (siehe

Abbildung 2-4, unten), bei der alle vier Ruder sowohl für Tiefen- als auch für Seitenmanöver

ausgelenkt werden, da jedes Ruder je eine vertikale und eine horizontale Kraftkomponente

erzeugt. Als eine Kombination der X- und der Kreuzanordnung ist auch die so genannte Y-

oder die umgedrehte Y- Anordnung möglich (siehe Abbildung 2-5), bei der die zwei seitli-

chen Ruder vertikale und horizontale Kraftkomponenten und das Seitenruder nur horizontale

Steuerkräfte erzeugen.

Abb. 2-5 Umgedrehte Y-Anordnung der Ruder beim Explorer 5000 [MAR10]

Bei der Kreuzanordnung können die klar getrennten Seiten- und Tiefenruder einzeln ange-

steuert werden. Dadurch lässt sich im Fall eines reinen Tiefenmanövers die Tiefenkursrege-

lung unabhängig von der horizontalen Kursregelung durchführen. Weiterhin ist es bei der

Kreuzanordnung üblich, die gegenüberliegenden Ruder starr miteinander zu koppeln, so dass

je ein Rudermotor die Ruderanstellung der Tiefen- und Seitenruder bewerkstelligt.

Da bei der X- und der Y- Anordnung sowohl für reine Tiefen- als auch für reine Seitenmanö-

ver alle Ruder gleichzeitig angestellt werden, gestalten sich der mechanische Aufbau sowie

die Auslegung der Reglerstruktur im Vergleich zur Kreuzanordnung komplizierter. Während

bei einer Kreuzanordnung zwei Rudermaschinen ausreichen, werden bei der X- Anordnung

vier und bei der Y- Anordnung zwangsläufig drei Ruderantriebe gebraucht.

Schaut man sich die Ruderanlagen bei U-Booten an, fällt auf, dass die Ruder üblicherweise

bugseitig vor dem Propeller angeordnet sind, während moderne Schiffsruder sich fast aus-

schließlich hinter dem Propeller im Propellerstrahl befinden. Die Abbildung 2-4 zeigt die Ru-

deranlagen zweier auf dem Weltmarkt etablierter wissenschaftlicher AUVs, die für eine

ähnliche Einsatztiefe konzipiert sind, wie das im Rahmen dieses Projekts entwickelte AUV

PreToS. Die Zahl hinter dem Namen gibt dabei üblicherweise die maximale Tauchtiefe des

Fahrzeugs in Metern an.

Die Strömung wird zwar auch vor dem Propeller durch dessen Sogwirkung beschleunigt, je-

doch entwickeln sich, verglichen mit dem Propeller-Nachstromfeld, wesentlich kleinere Ge-

schwindigkeiten, so dass das Potential der im Schraubenstrahl angeordneten Ruder nicht aus-

genutzt wird. Weiterhin beeinflussen vor dem Propeller angeordnete Ruder stärker das Zu-

strömfeld des Propellers, wodurch schon bei leicht angestellten Rudern große Schub- und

Wirkungsgradverluste des Antriebs hervorgerufen werden. Das liegt darin begründet, dass der

Propeller dann unsymmetrisch und mit verminderten Axialgeschwindigkeiten sowie Querge-

schwindigkeitsanteilen angeströmt wird, während die zu Reibungsverlusten führenden indu-

zierten Wirbelsysteme im Rudernachstromfeld ebenfalls vor dem Propeller entstehen. Im Ge-

gensatz dazu verbessert die Anordnung der Ruder im Propellerstrahl sogar den Propellerwir-

kungsgrad, da die Ruder einen Teil der im Drall des Propellerstrahls enthaltenen Energie

durch Umleiten der Tangentialgeschwindigkeitskomponenten in Schub umwandeln.

Die sowohl bei AUVs als auch bei bemannten U-Booten dennoch häufig zu findende Anord-

nung ist auf den Antrieb des Propellers mit einer Antriebswelle zurückzuführen. Wenn man

einen rotationssymmetrischen Fahrzeugrumpf und die koaxiale Propelleranordnung vor-

aussetzt, lassen sich keine weiteren Fahrzeugkomponenten hinter dem mittels einer Welle

angetriebenen Propeller anordnen, ohne zusätzliche über den Propeller hinausragende Kon-

struktionen zu verwenden, wie sie beispielsweise bei dem in der Abbildung 2-6 dargestellten

U-Boot zu finden sind.

Abb. 2-6 Ruderanlage der U-Boot-Klasse S 205 [Kni13]

Hierbei handelt es sich um die Ruderanlage der deutschen U-Boot-Klasse S 205. Der Aufbau

der Ruderanlage mittels eines durchgehenden Seitenruders und den darunter angeordneten

Tiefenrudern, wie es bei diesem U-Boot-Typ der Fall ist, wird als umgedrehte T-Anordnung

bezeichnet. Die tiefe Lage der Tiefenruder gewährleistet bei Oberflächenfahrt, dass diese sich

möglichst weit unter der Wasseroberfläche befinden.

Eine Sonderform der passiven Manövrierorgane bildet das Düsenruder, bei dem eine

schwenkbare Düse, die um den Propeller angeordnet ist, den Propellerstrahl teilweise in

Schwenkrichtung umlenkt. Ferner erzeugt die als gebogene Leitfläche wirkende Düse hydro-

dynamische Querkräfte in einer vom Schwenkwinkel abhängigen Schrägstellung der Relativ-

anströmung. Zum Vergleichszweck der Ruderwirkung kann die seitliche Projektionsfläche

der Düse mit der Ruderfläche eines üblichen Leitflächenruders gleichgesetzt werden [Sch88].

Beim Tiefsee-Rettungs-U-Boot (englisch: Deep Submergence Rescue Vehicle - DSRV) der

Mystic Klasse wurde das Düsenruder als Hauptmanövriersystem realisiert (siehe Abbildung

2-7), wobei die Düse sowohl vertikal als auch horizontal geschwenkt werden kann. Dieses

U-Boot lief zweimal in den Jahren 1970 und 1971 vom Stapel und wurde für die US-Navy

gebaut. Es sollte dazu dienen, die Mannschaft eines havarierten auf Grund liegenden U-

Bootes evakuieren zu können. Zum Einsatzort konnte es angedockt auf einem Träger-U-Boot

transportiert werden, wie es in der Abbildung 2-7 (links) gezeigt ist. Dieser 15 Meter lange U-

Boot-Typ hatte eine Einsatztiefe von bis zu 1.500 Meter und war bis zum Jahre 2008 im Be-

trieb. Tom Clancy erwähnte es in seinem Roman Jagd auf Roter Oktober gleich zweimal, wo-

bei beide Namen der realen Einheiten - Avalon und Mystic vorkommen.

Abb. 2-7 Düsenruder beim DSRV Mystic und Avalon [Mur12], [Sub12]

2.1.3 Kombinationen passiver und aktiver Manövriersysteme

Neben den reinen aktiven und passiven Hauptmanövriersystemen wurden bei Unterwasser-

fahrzeugen Kombinationen der beiden Grundformen realisiert, bei denen Leitflächenruder das

horizontale oder vertikale Manövriersystem und ein oder mehrere um eine Achse schwenkba-

re Propeller das ergänzende Manövriersystem bilden. Ein Beispiel hierfür ist das Antriebs-

und Manövriersystem beim ebenfalls druckneutralen AUV TIETEK, siehe Abbildung 2-8. In

diesem Fall wird keine koaxiale Anordnung des Propellers verwendet, da zwei kleinere verti-

kal schwenkbare Düsenpropeller den Antrieb bilden und durch das Schwenken in der Verti-

kalebene Tiefenmanöver ermöglichen. Die analog zur Kreuzanordnung aufgebauten Seitenru-

der können bei den horizontalen Manövern durch unterschiedlich schnelle Drehzahlen der

beiden Antriebe unterstützt werden. Eine entgegengesetzte Schuberzeugung der beiden An-

triebe ermöglicht sogar das Drehen auf engem Raum. Jedoch sind kleinere Wirkungsgrade

solcher Propeller und die höhere Komplexität durch zusätzliche bewegliche Teile bei

schwenkbaren Propellern als Nachteile dieser Systeme zu nennen.

Abb. 2-8 Fraunhofer AUV TIETEK [IOS12]

2.2 Querstrahlsteuer

Querstrahlsteuer sind Vorrichtungen zur Erzeugung von Schub, vorzugsweise in Querrichtung

des Fahrzeugs. Sie haben den Zweck, bei kleinen Fahrzeuggeschwindigkeiten das Manövrie-

ren auf engstem Raum oder das genaue Positionieren und Stabilisieren der Position bei dyna-

mischen Störungen (dynamisches Positionieren) zu ermöglichen. Da jedoch aus hydrodyna-

mischen Gründen die Querstrahlsteuer schon bei mittleren Fahrzeuggeschwindigkeiten in

Längsrichtung unwirksam sind, können diese Manövrierhilfen das Hauptmanövriersystem bei

der Langstreckenfahrtfahrt nur bedingt unterstützen.

Es gibt verschiedene Bauarten von Querstrahlanlagen. Die Funktionsweise ist jedoch in allen

Fällen ähnlich, wobei Wasser außerhalb des Fahrzeugrumpfs angesaugt, beschleunigt und

über eine Austrittsöffnung als schuberzeugender Strahl ausgestoßen wird. Die am häufigsten

anzutreffende Bauart, sowohl bei Oberflächen- als auch bei Unterwasserfahrzeugen, ist ein

Axialpropeller in einem den Fahrzeugrumpf von einer Seite zur anderen durchdringenden

Tunnel (Tunnelthruster).

Die meisten modernen Schiffe besitzen aus wirtschaftlichen Gründen mindestens ein als Bug-

strahlruder bezeichnetes Querstrahlsteuer in Form eines Tunnelthrusters im Bug und häufig

auch ein zweites Querstrahlsteuer im Heck. Diese erlauben das Manövrieren auf engstem

Raum, wie zum Beispiel bei Ab- und Anlegemanövern. Um den hohen Anforderungen an die

Positioniergenauigkeit in der Offshore-Industrie zu genügen, werden auf Spezialschiffen häu-

fig mehrere Querstrahlanlagen hintereinander aufgebaut, wie beispielsweise die drei im Bug

angeordneten Tunnelthruster in der Abbildung 2-9 bei einem im Jahre 2012 fertiggestellten

Schiff für den Aufbau von Offshore-Windkraftanlagen.

Abb. 2-9 Drei Tunnelthruster eines Errichterschiffs für Offshore-Windparks [Sch12a]

Während Querstrahlsteuer bereits zu Standardmanövriereinrichtungen auf Schiffen gehören,

werden langstreckenfähige Unterwasserfahrzeuge nur in Spezialfällen mit Querstrahlanlagen

ausgestattet, wobei hier neben den horizontalen Querstrahlsystemen ebenfalls wie beim

Hauptmanövriersystem vertikal wirkende Einrichtungen benötigt werden. Da die in Unter-

wasserfahrzeugen üblichen Lage- und Auftriebstrimmsysteme für diesen Zweck zu träge sind,

werden hierfür vertikale Querstrahlsysteme eingesetzt. Sie ermöglichen Auf- und Abtauch-

manöver sowie die Anstellung des Fahrzeug-Nickwinkels.

Beispielsweise besitzt das im Kapitel 2.1.2 erwähnte Rettungs-U-Boot horizontale und verti-

kale Tunnelthruster sowohl im Bug als auch im Heck. Die insgesamt vier Tunnelthruster wer-

den auf diesem Spezialfahrzeug benötigt, um das Andockmanöver an das havarierte U-Boot

zu steuern, welches ohne Fahrt in Längsrichtung des Fahrzeugs erfolgt. Die beiden hinteren

Tunnelthruster sind in der Abbildung 2-7 zu erkennen.

Die überwiegende Verwendungsweise der für Langstrecken konzipierten AUVs ist das Kar-

tographieren großer Meeresbodenflächen mittels hydroakustischer Seitensichtsonare (side-

scan-sonar), wobei in Vorausfahrt mit schnellen Dienstgeschwindigkeiten (größer als 1 m / s)

ein Mäanderkurs über dem Zielgebiet abgefahren wird. Für diesen Zweck werden zunächst

keine Querstrahlsysteme benötigt, weshalb die meisten AUVs ausschließlich mit einem

Hauptmanövriersystem ausgestattet sind, siehe Abbildungen 2-1, 2-4 und 2-8.

Die Fähigkeit eines AUVs, nicht nur bei ausreichender Längsfahrtgeschwindigkeit zu manöv-

rieren, sondern auch mittels Querstrahlsystemen Querbewegungen auszuführen und eine dy-

namische Positionierung und Ausrichtung zu gewährleisten, erweitert das Einsatzspektrum

eines AUVs. Dies erlaubt beispielsweise eine ortsfeste Stelle über Grund punktgenau anzu-

fahren und über einen längeren Zeitraum ortsfest zu schweben sowie dynamische und stati-

sche Störungen, beispielsweise durch Seitenströmungen, auszugleichen. Damit werden orts-

feste, zeitaufgelöste Messungen oder die automatisierte Detailuntersuchung einer markanten

Stelle möglich, die bei vorheriger Kartierung im Langstrecken-Modus bestimmt wurde.

2.2.1 Bauweisen von Querstrahlsystemen

Für große Reichweiten konzipierte Unterwasserfahrzeuge weisen aus Gründen der besseren

Energieeffizienz bei Vorausfahrt meist sowohl für die horizontale als auch für die vertikale

Richtung Querstrahlsysteme auf, die vollständig im Fahrzeugrumpf liegen. Die Strömungs-

hülle ist lediglich für die Ansaugzuleitung und die Austrittsöffnung durchbrochen. Verschie-

dene, im Fahrzeugrumpf integrierte Bauarten von Querstrahlanlagen, die für die Anwendung

in einem primär für Langstrecken ausgelegten AUV denkbar wären, werden im Folgenden

dargestellt.

Tunnelthruster - Bauweise

Bei der klassischen Bauweise von Tunnelthrustern (insbesondere bei größeren Fahrzeugen)

befinden sich die Lagerung der Propellerwelle und ein elektrischer Antriebsmotor bezie-

hungsweise ein Kegelradgetriebe in einer Gondel, die im Quertunnel des Tunnelthrusters be-

festigt wird. Die Gondel und die zur Befestigung der Gondel vorgesehenen Querverstrebun-

gen sorgen für eine Verblockung des Tunnelquerschnitts an der entsprechenden Stelle und

erzeugen zusätzliche Strömungsverluste im Tunnel des Querstrahlsteuers. Liegt, wie in der

Abbildung 2-10 gezeigt, der Antriebsmotor außerhalb des Tunnels, wird zusätzlicher Bau-

raum für den Motor benötigt.

Abb. 2-10 Übliche Bauweise größerer Tunnelthruster-Systeme [Vet12]

Die kleinen Dimensionen von AUV-Tunnelthrustern erlauben es, Ringmotoren mit innerem

Läufer für den direkten Antrieb des Querstrahlpropellers zu verwenden und auf die Gondeln

zu verzichten. Dadurch ergeben sich ein besserer hydrodynamischer Wirkungsgrad im Ver-

gleich zur klassischen Tunnelthruster-Bauweise und zusätzlich ein kleinerer Bauraumbedarf.

Weiterhin kann auf kommerziell verfügbare Baugruppen aus Ringmotor und innenliegendem

Propeller (Ringthruster) zurückgegriffen werden. Die Abbildung 2-11 zeigt zwei kommerziell

verfügbare Ringthruster mit innenliegendem Propeller gleicher Baugröße und ähnlichen

Schubleistungen [TSL12], [Eni12].

Der rechts in der Abbildung gezeigte Thruster wurde im Rahmen des Projekts „Druckneutrale

Systeme Tiefsee“ in der druckneutralen Bauweise von der Firma ENITECH entwickelt und

bis 6.000 Meter Tauchtiefe getestet.

Abb. 2-11 Kommerziell verfügbare Ringmotorpropeller mit 100 mm Propellerdurchmesser

links: TSL Technology Ltd. [TSL12], rechts: ENITECH GmbH [Eni12]

Die Abbildung 2-12 zeigt die Anordnung von je einem vertikalen und horizontalen Tun-

nelthruster im Bug und im Heck eines AUVs. Als Antriebe der Querstrahlsteuer dienen bei

diesem AUV Ringmotorpropeller der Firma TSL Technology Ltd. [Ste11].

Als Vorteil dieser Querstrahlsysteme ist der einfache und robuste Aufbau mit einem guten

Wirkungsgrad der Querstrahlsteueranlage zu nennen. Da jedoch für jede Wirkachse ein eige-

nes Querstrahlsystem benötigt wird, wobei jeweils ein komplett quer durch den Rumpf rei-

chender Tunnel das nutzbare Fahrzeugvolumen stark reduziert, geht die Anordnung von vier

Tunnelthrustern in einem Unterwasserfahrzeug mit einem hohen Bauraumbedarf einher.

Abb. 2-12 Tunnelthruster beim AUV Delphin 2, nach [Phi09], [Ste11]

Weiterhin erzeugen die acht relativ großen Tunnelqueröffnungen im Strömungskörper des

Fahrzeugrumpfs Wirbelsysteme, welche den Strömungswiderstand des Fahrzeugs bei der

Vorwärtsfahrt erhöhen. Versuche mit einem etwa 7,5 Meter langen Schiffsmodell haben ge-

zeigt, dass eine Tunnelöffnung mit einer Querschnittsfläche von 0,27 Prozent der Unterwas-

serprojektionsfläche den Strömungswiderstand des Schiffsrumpfs um bis zu 7,6 Prozent er-

höht [Bri78]. Dieser lässt sich beispielsweise durch Gitteranordnungen (siehe Abbildung 2-9)

vor den Öffnungen reduzieren, da die Gitterstreben viele kleine Wirbelsysteme erzeugen, de-

ren Energiegehalt kleiner ist, als bei einem Hauptwirbel ohne Gitteranordnung. Angesichts

der acht benötigten Tunnelöffnungen für ein vollständig quermanövrierfähiges Unterwasser-

fahrzeug bedeutet dies trotz solcher widerstandsverbessernden Maßnahmen eine starke Zu-

nahme des Energiebedarfs für die als vorrangig anzusehende Langstreckenfahrt.

Jet-Thruster-Bauweise

Die Firma Holland Marine Parts b.v. bietet für kleinere Schiffe und Boote ein Querstrahlsys-

tem unter dem Namen Jet-Thruster an, bei dem eine im Fahrzeug untergebrachte Kreiselpum-

pe über Rohrleitungen Wasser außerhalb des Schiffsrumpfs ansaugt und zu Schubdüsen im

Bug oder im Heck des Fahrzeugs fördert. Die Reaktionskraft des aus den Schubdüsen austre-

tenden Wasserstrahls erzeugt die Steuerwirkung auf das Fahrzeug.

Wie beim Tunnelthruster gibt es für jede der beiden Wirkrichtungen einen Antriebsmotor. Die

Wirkrichtung wird über ein Steuerventil gesteuert, welches die Leitung zur entsprechenden

Schubdüse öffnet.

vertikale Que

strahlsteuer

horizontale

Querstrahl-

steuer

Abb. 2-13 Querstrahlantriebe von Holland Marine Parts [HMP12]

Richtbare Querstrahlsteuer

Richtbare Strahlantriebe zeichnen sich dadurch aus, dass eine dreh- oder schwenkbare Ein-

richtung die Schubdüse und damit den Schubstrahl in die geforderte Richtung ausrichtet.

Der als Pump-Jet bezeichnete Querstrahlantrieb der Firma Schottel GmbH basiert auf der

Funktionsweise einer Kreiselpumpe. Ein halbaxiales Laufrad (siehe hierzu auch Kapitel 3.2)

saugt das Wasser durch eine Öffnung im Schiffsrumpf an und beschleunigt es in einen Ring-

raum. An einer Stelle besitzt der Ringraum eine radial austretende Öffnung, durch die der

geförderte Wasserstrom in einem radialen Strahl entweichen kann. Die Reaktionskraft des so

entstehenden Strahls wirkt als Schub auf das Fahrzeug. Die Funktionsweise dieses Quer-

strahlantriebs ist in der Abbildung 2-14 verdeutlicht.

Ansaugöffnung

Kreiselpumpe

Richtungssteuerventil

Schubdüse Backbord

Schubdüse Steuerbord

Abb. 2-14 Prinzipskizze des Schottel Pump-Jet-Antriebs, nach [Sch10]

Zusätzlich lässt sich der Ringraum und damit die Richtung der Austrittsöffnung 360 Grad um

die rotatorische Symmetrieachse der Manövriereinrichtung drehen, wodurch sich die Wirkung

des Schubs in jede beliebige Richtung in der entsprechenden Ebene ausrichten lässt.

Abb. 2-15 CAD-Modell des Schottel Pump-Jet-Antriebs [Sch10]

Schaufel

Ringraumgehäuse

Austrittsöffnung

Ansaugöffnung

Laufradnabe

Antriebswelle

Steuerwelle

Laufrad

ngraumgehäuse

Austrittsöffnung

Ansaugöffnung mit Gitter

Die Abbildung 2-15 zeigt anhand einer Schnittansicht des CAD-Modells dieses richtbaren

Strahlsteuers den mechanischen Aufbau des Systems. Eine Antriebswelle dient zum Antrieb

des Laufrads über ein Kegelradgetriebe. Ein Steuermotor bewirkt über die Steuerwelle mittels

eines Stirnradgetriebes die Drehung des Ringraumgehäuses und richtet damit die Schubrich-

tung des Systems aus.

Im Rahmen des Projekts „Druckneutrale Systeme“ wurde ein neuartiger Querstrahlantrieb für

autonome Unterwasserfahrzeuge entwickelt, welcher nach einem ähnlichen Prinzip funktio-

niert wie der Pump-Jet-Antrieb [Bus10]. Das Wasser wird bei diesem Querstrahlantrieb radial

über ein Ansauggehäuse von einem Radiallaufrad angesaugt, welches sich in einem Spiralge-

häuse dreht, siehe Abbildung 2-16. Das Spiralgehäuse verfügt über eine radiale Öffnung,

durch die das Wasser austritt und so ebenfalls radial zur rotatorischen Symmetrieachse Schub

erzeugt. Das Spiralgehäuse lässt sich ähnlich wie der Ringraum beim Pump-Jet-Antrieb um

die Symmetrieachse drehen. Dadurch lässt sich die Schubwirkung in jede beliebige Richtung

in der quer zur Längsachse des Fahrzeugs stehenden Ebene ausrichten. Somit können mit ei-

nem dieser richtbaren Querstrahlsteuer sowohl vertikale als auch horizontale Querschübe be-

werkstelligt werden.

Abb. 2-16 Richtbarer Querstrahlantrieb der DNS-Pegel, nach [Bus10]

Ein Unterwasserfahrzeug, welches mit je einem solchen System im Bug und im Heck ausge-

stattet wird, erhält eine vollständige Quermanövrierfähigkeit, wie mit vier separaten Tun-

nelthrustern. Dieses Querstrahlsystem benötigt weniger als 50 Prozent des Einbauvolumens

im Vergleich zu einem mit vier Tunnelthrustern mit jeweils einem Tunnelquerdurchmesser

radiale Ansaugöffnung

Austrittsöffnung

Spiralgehäuse

Laufrad

Antriebsmotor

Ringmotor Stator

Ringmotor Rotor

Befestigung am Fahrzeug

radiale Ansaugöffnung

drehbarer Teil

fester Teil

von 76 Millimetern ausgestattetem AUV [Bus10]. Aufgrund der sehr kleinen Ansaug- und

Austrittsöffnungen fällt die Zunahme des Fahrzeugströmungswiderstands um bis zu 25 Pro-

zent kleiner aus, als mit den ähnlich leistungsstarken Tunnelthrustern. Diese beiden Eigen-

schaften zeichnen die beschriebene Bauweise für die Verwendung in AUVs aus. Ein Nachteil

ist jedoch die durch die Bauart bedingte Anordnung in den hinteren und vorderen Fahrzeug-

spitzen, denn dadurch bleibt keine Möglichkeit, vor dem Bug- oder hinter dem Heckquer-

strahlsystem weitere Komponenten oder Geräte anzuordnen, siehe Abbildung 2-17. Weiterhin

erlaubt die Anordnung der Querstrahlsteuer in den Fahrzeugspitzen aufgrund des begrenzten

Bauraums keine hydrodynamisch optimale Gestaltung der Querstrahlsteuerpumpe.

Abb. 2-17 Anordnung der Querstrahlsteuer des AUV DNS-Pegel, nach [Bus10]

2.3 Propellerdüsen autonomer Unterwasserfahrzeuge

In den 1920er Jahren verpflichtete das Reichsverkehrsministerium Besitzer großer Binnen-

schlepper die Fahrzeuge mit einer Ummantelung um den Propeller auszurüsten, um die Erosi-

on des Flussbetts von Kanälen und Flüssen einzudämmen. Unerwarteterweise wurde als Folge

eine Verbesserung der Schiffsgeschwindigkeit und des Standschubs bei Schleppern beobach-

tet, die mit Propellerdüsen ausgerüstet waren. Der deutsche Schiffsbauingenieur Ludwig Kort

begann daraufhin, die Auswirkung von Propellerdüsen zu untersuchen und erarbeitete die

Grundlagen für die heute unter dem Namen Kortdüse bekannte Anordnung eines Propellerdü-

senrings.

Kortdüsen werden bei Schiffen eingesetzt, um den Wirkungsgrad des Propulsors zu erhöhen.

Die wirkungsgradverbessernden Eigenschaften sind auf die Erhöhung des Propellerzustroms

dank der nach vorne geöffneten Düsenform und die teilweise Unterbindung der Randumströ-

mung an den Propellerblattspitzen zurückzuführen. Im Betrieb wird weiterhin in der Nähe der

Düsenoberfläche aufgrund der tragflächenähnlichen Profilierung innerhalb des Düsenrings die

Strömung beschleunigt und außerhalb des Rings verzögert.

Heckquerstrahlsteuer

Ansaugöffnungen

Austrittsöffnung

Bugquerstrahlsteuer

Dadurch ergibt sich infolge der Schrägstellung des Düsenprofils in Bezug auf die Fahr-

zeuglängsachse am Düsenprofil eine in Bewegungsrichtung gerichtete hydrodynamische

Kraftkomponente, die als Düsenschub bezeichnet wird.

Aufgrund der Strömungsbeschleunigung innerhalb des Düsenrings werden solche Propeller-

düsen auch Beschleunigungsdüsen genannt. Diese zeichnen sich durch einen außenliegenden

konkaven oder geraden Düsenprofilverlauf und ein innenliegendes konvexes Profil aus.

Eine andere Form der Propellerdüsen ist die Verzögerungs- oder Reduktionsdüse. Diese weist

im Gegensatz zur Beschleunigungsdüse am innenliegenden Teil des Düsenprofils einen kon-

kaven oder geraden Verlauf auf, während das Profil außen konvex gewölbt ist. Dadurch wird

die Strömung außerhalb des Düsenrings beschleunigt und innerhalb des Rings verzögert. Der

Druck innerhalb der Düse wird im Vergleich zur nicht verzögerten Strömung erhöht. Dieser

Zusammenhang wird ausgenutzt, um an kavitationsgefährdeten Propellern im Bereich der

Propellerblattspitzen den Druck und damit die Druckdifferenz zum Siededruck des Wassers

zu erhöhen. Der Wirkungsgrad des Düse-Propeller-Propulsors bleibt mit Reduktionsdüsen im

Vergleich zum offenen Propeller weitgehend unverändert [Cel11].

Die Abbildung 2-18 zeigt zur besseren Veranschaulichung die beiden Düsenprofile der Be-

schleunigungs- und Verzögerungsdüse.

Abb. 2-18 Düsenprofil einer Beschleunigungsdüse (links) und einer Reduktionsdüse (rechts) [Cel11]

Aufgrund des Unterwasserbetriebs von AUVs ist die Verwendung von Reduktionsdüsen nicht

sinnvoll, da schon bei kleinen Tauchtiefen der Wassersäulendruck so hoch ist, dass keine Ge-

fahr der Kavitation gegeben ist. Bei AUVs erhält die Propellerdüse jedoch weiteren Nutzen.

Eine Ummantelung des Propellers verhindert, dass bei den häufig vorkommenden Zusam-

menstößen mit dem Mutterschiff oder einem Beiboot, der Stoß vom Propellerblatt aufge-

nommen wird. Ein solcher Zusammenstoß könnte sonst eine Beschädigung des Propellers, der

Lagerung der Propellernabe oder des Antriebsmotors bewirken, was eine ernsthafte Gefähr-

dung der Einsatzfähigkeit des Fahrzeugs darstellt. Weiterhin verhindert die Düse, dass Seile

oder Gegenstände radial in den Propeller geraten können und ebenfalls zum Ausfall bezie-

hungsweise zur Beschädigung des Propulsors führen. Schließlich erhöht die Propellerumman-

telung sowohl beim Manövrieren mit einem Beiboot in der Nähe des schwimmenden AUVs

als auch beim Arbeiten in der Nähe des Propellers auf dem Schiffsdeck die Arbeitssicherheit.

∞

Bei AUVs vorkommende Düsen weisen meistens ein Beschleunigungsdüsenprofil auf oder

haben aufgrund der einfacheren Fertigung keine Profilierung. Ein Beispiel für eine nicht pro-

filierte Düsenummantelung stellt die zylinderförmige Ummantelung der beiden schwenkbaren

Heckpropeller des AUVs TIETEK dar, siehe Abbildung 2-8 im Kapitel 2.1.3. In diesem Fall

erfüllt die Düse hauptsächlich eine Schutzfunktion und der hydrodynamische Aspekt wurde

aus Gründen der einfacheren Konstruktion und Fertigung vernachlässigt. Die Düsenpropeller

der Bluefin AUVs und der Dorado AUV-Klasse wurden hingegen aufwendig nach hydrody-

namischen Aspekten optimiert, um den bestmöglichen Wirkungsgrad des Antriebssystems zu

gewährleisten [Blu12].

Abb. 2-19 Profilierte Düse des Düsenpropellers eines Bluefin A12“ AUVs [Pan09]

3 Theoretische Grundlagen

Im Rahmen dieser Arbeit wurden sowohl ein Hauptmanövriersystem in Form einer Ruderan-

lage mit beweglichen Leitflächenrudern als auch ein neuartiges Querstrahlsystem als Hilfs-

manövriereinrichtung für das AUV entwickelt und aufgebaut. Weiterhin wurde eine Propel-

lerdüse entworfen und gefertigt. Die Grundlagen zur Funktionsweise der einzelnen Systeme

sowie zu deren Auslegung, werden in diesem Kapitel dargestellt.

3.1 Grundlagen zum Hauptmanövriersystem

Das Steuern des Fahrzeugs erfolgt durch die am Ruder entstehenden hydrodynamischen Kräf-

te. Ist das Ruder nicht angestellt, das heißt, die Symmetrieebene des Ruders ist parallel zur

Richtung der Anströmung, entsteht am Ruder durch den Strömungswiderstand eine Kraft in

Richtung der Strömung.

Wird das Ruder um einen Winkel δ

zur Strömungsrichtung angestellt (siehe Abbildungen

3-1 und 3-2), entsteht eine weitere Kraftkomponente am Ruder, die quer zur Anströmrichtung

wirkt und Kursänderungen des Fahrzeugs durch das Auslenken des Hecks in Richtung der

Kraft bewirkt. Da sich die Größe dieser Kraft in einem bestimmten Bereich annähernd pro-

portional zum Anstellwinkel des Ruders verhält, lässt sich damit die Intensität des Manövers

steuern.

Die kursstabilisierende Wirkung des sich in Nulllage befindlichen Ruders, bezogen auf die

Fahrzeuglängsachse, ist ebenfalls auf die Ruderquerkraft zurückzuführen. Diese entsteht,

wenn das Fahrzeug einen Driftwinkel zur Bewegungsrichtung einnimmt, so dass das Ruder

unter einem Winkel angeströmt wird. Die Ruderquerkraft erzeugt ein Giermoment auf das

Fahrzeug, welches dem Driftwinkel entgegenwirkt und sich betragsmäßig annähernd propor-

tional zu diesem verhält. Das hat den Vorteil, dass bei kleinen Driftwinkeln kleine Momente

auf das Fahrzeug wirken und bei eventuellem Überschwingen in die entgegengesetzte Rich-

tung ebenfalls ein entgegen der Kursstörung wirkendes Moment entsteht. Das Fahrzeug ver-

hält sich auf diese Weise selbststabilisierend in Bewegungsrichtung, was als Kurs- oder Gier-

stabilität bezeichnet wird.

Ein im Bug angeordnetes Ruder würde in umgekehrter Weise destabilisierend auf das Fahr-

zeug wirken, da dabei das Giermoment in Richtung des Driftwinkels wirkt und diesen damit

vergrößern würde. Zusätzlich würde das Giermoment mit größerem Driftwinkel zunehmen, so

dass bereits eine kleine Kursstörung das Fahrzeug zu einem schnellen und unkontrollierbaren

Wendemanöver zwingen würde.

Als aktive Kursstabilität wird die stabilisierende Wirkung des Ruders bezeichnet, welche

durch kurzzeitiges Anstellen des Ruders um kleine Winkel entsteht und so das Nachregeln

des Kurses ermöglicht. Bei modernen Schiffen und Unterwasserfahrzeugen sorgen vollauto-

matische Kursregler für einen konstanten Kurs. Je schlechter bei einem Fahrzeug die Kurssta-

bilität ist, desto mehr Bewegungen muss das Ruder ausführen, um ausreichend genau den

Kurs zu halten. Ein schnellerer Verschleiß der Ruderanlagenteile und ein erhöhter Energiebe-

darf sind in solchen Fällen die Folge.

Für die quer zur Strömungsrichtung wirkende hydrodynamische Kraftkomponente eines Ru-

ders ist der Begriff Auftrieb üblich. Das liegt darin begründet, dass die Grundlagen der Ruder-

forschung sich aus der Tragflächenforschung in der Aeronautik entwickelten und der gleiche

physikalische Effekt sowohl für die Steuerwirkung des Ruders als auch für den Auftrieb eines

Tragflügels verantwortlich ist. Bei herkömmlichen Schiffs- und Bootsrudern sowie bei Sei-

tenrudern von Unterwasserfahrzeugen ist die Bezeichnung Quertrieb (als F

in der Abbildung

3-1 dargestellt) treffender, so dass der Begriff Quertriebskörper in der Literatur für Schiffsru-

der anzutreffen ist. An heckseitigen Tiefenrudern erzeugt der eigentliche Auftrieb F

mit dem

Hebebelarm a

ein Nickmoment M

, wie es in der Abbildung 3-1 dargestellt ist und bewirkt

so eine Fahrzeugneigung zum Tauchen. Werden die Tiefenruder in die entgegengesetzte

Richtung angestellt, erzeugen sie Untertrieb und neigen das Fahrzeug zum Auftauchen.

Abb. 3-1 Auftrieb am Tiefenruder und Quertrieb am Seitenruder eines Unterwasserfahrzeugs

Da im Folgenden das Ruder unabhängig vom Gesamtsystem betrachtet wird, findet der all-

gemeingültige Begriff Auftriebskraft F

Verwendung für die quer zur Strömungsrichtung wir-

kende hydrodynamische Kraft.

Die Entstehung der Auftriebskraft ist auf die Wirkung einer Druckdifferenz zwischen den

beiden Ruderseiten zurückzuführen. Diese Druckdifferenz stellt sich aufgrund der Umströ-

mung der beiden Ruderseiten mit unterschiedlichen lokalen Geschwindigkeiten ein und lässt

sich durch den in der Bernoulli-Gleichung formulierten antiproportionalen Zusammenhang

zwischen der Strömungsgeschwindigkeit und dem wirkenden statischen Druck erklären, siehe

Formel (3-18).

Die Abbildung 3-2 veranschaulicht an einem Ruderquerschnitt qualitativ die auf die Ruder-

oberfläche wirkende Druckverteilung, wobei der Abstand der Druckkurve zur x-Achse die

Druckdifferenz ∆p zum umgebenden Normaldruck p

an der Stelle x des Ruders darstellt.

Die rote Kurve hat ein positives Vorzeichen, so dass diese den Überdruck auf der Druckseite

bezeichnet. Die blaue Kurve mit negativem Vorzeichen repräsentiert den Unterdruck auf der

Saugseite. Der entstehende Unterdruck auf der Saugseite des Ruders ist betragsmäßig größer

als der Überdruck auf der Druckseite, wodurch die Druckseite einen kleineren prozentualen

Anteil zum Auftrieb beiträgt.

Abb. 3-2 Druckverteilung am Querschnitt eines zur Strömungsrichtung angestellten Ruders

Ein Teil der Widerstandskraft am Ruder ist ebenfalls auf die Geschwindigkeitsunterschiede

vor und hinter dem umströmten Körper und auf die daraus resultierenden Druckdifferenzen

zurückzuführen. Dieser wird als Druckwiderstand bezeichnet, während der Reibungswider-

stand einen weiteren Anteil an der Widerstandskraft verursacht.

Der Reibungswiderstand entsteht durch die von der Adhäsion (intermolekulare Wechselwir-

kungen des Fluids zur benetzten Oberfläche eines Körpers oder eines weiteren Fluids) und der

Kohäsion (Wechselwirkung der Fluidteilchen untereinander) verursachten Reibungsverluste,

die als Schubspannungen auf der Körperoberfläche in Richtung der lokalen relativen Strö-

mung wirken.

Ferner bilden sich hinter dem Ruder Wirbelsysteme aus, die zu Energieverlusten führen und

dadurch ebenfalls einen Anteil der Widerstandskraft des Ruders bilden. Dieser wird als indu-

zierter Widerstand bezeichnet.

Eine detaillierte Erörterung zur Entstehung der hydrodynamischen Kräfte an Rudern und

Tragflächen ist beispielsweise in folgenden Büchern zu finden [Mar82], [Bös07], [Her08].

3.1.1 Randumströmung

Der für die auftriebserzeugende Wirkung des Ruders verantwortliche Druckunterschied zwi-

schen den beiden Ruderseiten erzeugt an den Ruderenden eine Ausgleichsströmung von der

Druckseite zur Saugseite des Ruders. Durch Überlagerung mit der Anströmung bildet sich

stromabwärts hinter dem Ruder ein dreidimensionales Wirbelsystem. Das hat durch den

Druckausgleich eine kleinere Druckdifferenz und dadurch einen Auftriebsverlust zur Folge.

Die Induzierung der Wirbelsysteme erfordert einen Energieaufwand, der sich als zusätzlicher

Widerstand äußert. Da die Effizienz von Rudern und Tragflächen als Verhältnis des Auftriebs

v∞

- ∆p

+ ∆p

zum Widerstand betrachtet werden kann, beeinträchtigt sowohl der zusätzliche induzierte Wi-

derstand als auch der Auftriebsverlust die Effizienz. Die Abbildung 3-3 veranschaulicht

schematisch die Entstehung dieser Wirbelsysteme.

Um eine gute Wirksamkeit zu gewährleisten, ist bei der Auslegung eines Ruders darauf zu

achten, dass das Streckungsverhältnis Λ von Ruderhöhe oder Spannweite b zur Profillänge

oder Ruderbreite c möglichst groß gewählt wird, da hierdurch das Verhältnis der wirksamen

Ruderfläche zu den Randumströmungseffekten bestimmt wird. In der Abbildung 3-6 sind die

beiden Größen aufgetragen, die das Streckungsverhältnis laut der Formel (3-1) bestimmen

[Thi62a], wobei nur im Fall eines rechteckigen Ruderumrisses das einfache Verhältnis von

Ruderhöhe zur Profillänge zutrifft.

Λ = b

c = b²

(3-1)

Anderenfalls ergibt die gemittelte Ruderhöhe b zum Quadrat im Verhältnis zur Ruderfläche

das Streckungsverhältnis. Für Schiffsruder werden Streckungsverhältnisse von 0,5 bis 3 ver-

wendet [Thi55], wobei 0,7 als minimales Verhältnis empfohlen wird [Thi62a].

Abb. 3-3 Entstehung der durch Randumströmung induzierten Wirbel

Seitenruder der oben beschriebenen umgedrehten T-Anordnung erfüllen dieses Kriterium bes-

ser im Vergleich zu den Kreuzanordnungen, da bei Kreuzanordnungen die gesamte Seitenru-

derfläche auf mehrere Einzelruder verteilt ist, die jeweils zwei Ruderenden aufweisen. Durch

geeignete konstruktive Maßnahmen, welche die Randumströmung an den Ruderenden ein-

dämmen, kann das effektive Streckungsverhältnis im Vergleich zum eigentlichen geometri-

schen Streckungsverhältnis vergrößert werden. Beispiele hierfür sind scharf ausgeführte Kan-

ten an stumpfen Ruderenden, das Anordnen des zum Fahrzeugrumpf zeigenden Ruderendes

(Ruderwurzel) mit nur kleinem Spalt zum Rumpf oder das Anbringen von Endscheiben an

dem freien Ruderende (Rudersohle) [Sch88]. Die Abbildung 3-4 zeigt ein Ruder von Becker

Marine Systems GmbH & CO. KG, welches sowohl an der Rudersohle als auch an der Ru-

derwurzel jeweils eine Endscheibe besitzt. Ein höheres effektives Streckungsverhältnis hat

größere Steuerkräfte der Ruder insbesondere bei kleineren Anstellwinkeln zur Folge.

Ausgleichsströmung

∞

Saug-

seite Druck-

seite ungestörte Anströmung

Abb. 3-4 Endscheiben an beiden Ruderenden zur Reduzierung der Randumströmung [BMS12b]

3.1.2 Profiltheorie

Sowohl für das Ruder als auch für den Tragflügel ist es von Vorteil, eine möglichst große

Auftriebskraft bei möglichst kleiner Widerstandskraft zu generieren. Speziell dafür entwickel-

te Körperformen erreichen mehr als zehnfach höhere Auftriebskräfte im Vergleich zum er-

zeugten Widerstand. Im einfachsten Fall haben Ruder und Tragflächen einen konstanten Quer-

schnitt, der in einer Richtung um eine endliche Länge ausgetragen ist. Die Querschnittsform

wird als Ruder- oder Tragflächenprofil bezeichnet. Neben vielen Faktoren, wie der Größe

oder dem Streckungsverhältnis der projizierten Ruderfläche, hat die Form des Ruderprofils

einen erheblichen Einfluss auf die Eigenschaften eines Ruders.

Um diesen Einfluss im Detail zu untersuchen, ist eine Vereinfachung des Systems Ruder auf

den zweidimensionalen Fall üblich, welcher die ebene Umströmung des Ruderprofils dar-

stellt. In diesem vereinfachten Modell des Ruders ist im Wesentlichen die Form des Ruder-

profils entscheidend für die Größe der hydrodynamischen Kraftkomponenten. Diese Betrach-

tungsweise wird unter dem Begriff Profiltheorie zusammengefasst.

Die Abbildung 3-5 veranschaulicht das ebene Modell, welches der Profiltheorie zugrunde

liegt. Darin ist v

∞

definitionsgemäß die Strömungsgeschwindigkeit der ungestörten Anströ-

mung. Da die lokalen Strömungsgeschwindigkeiten in Profilnähe bei unterschiedlichen Ru-

derprofilen und auch bei unterschiedlichen Anstellwinkeln gleicher Profile bei gleicher An-

strömgeschwindigkeit unterschiedlich groß sind, wird immer v

∞

als Bezugsgröße verwendet,

um die Vergleichbarkeit zu gewährleisten. Das Ruder wird dabei ortsfest betrachtet, so dass

∞

ebenfalls der Relativgeschwindigkeit zwischen dem Fluid und dem umströmten Körper

entspricht.

Abb. 3-5 Hydrodynamische Kräfte am angestellten Ruder, nach [Kra88]

Die resultierende Kraft F

ist die als Folge der Anströmung auf das Ruder wirkende Kraft. Sie

wird in die quer zur Strömungsrichtung wirkende Kraftkomponente, die Auftriebskraft F

und

die in Strömungsrichtung wirkende Kraftkomponente, die Widerstandskraft F

zerlegt. Die

Kraftkomponenten F

und F

sind die entsprechenden Kraftkomponenten in einem ruderfesten

Koordinatensystem. Die Ruderwelle steht üblicherweise senkrecht zum Ruderprofil und die

Ruderwellenposition ist durch den Abstand a von der Rudervorderkante gegeben. Aufgrund

des Abstands e zwischen dem Kraftangriffspunkt und der Lage der Ruderwelle in dem Profil

entsteht ein Ruderwellenmoment M

, dessen Größe dem Produkt der Kraftkomponente F

und dem Hebelarm e entspricht. Meistens wird der Abstand a so gewählt, dass das Rudermo-

ment möglichst klein wird. Ein so aufgebautes Ruder wird als Balance-Ruder bezeichnet.

Ein Ruder mit unendlicher Ausdehnung der Ruderhöhe hätte in allen Querschnitten die glei-

che, dem zweidimensionalen Fall entsprechende Umströmung. Ein reales Ruder mit endlicher

aber ausreichend langer Ruderhöhe besitzt Querschnitte, in denen die Umströmung ebenfalls

dem ebenen Fall entspricht, sobald sich der Querschnitt so weit entfernt vom Ruderende be-

findet, dass die Strömung dort von den dreidimensionalen Randumströmungen nicht beein-

flusst wird.

In einem Versuchsaufbau lässt sich die zweidimensionale Ruderumströmung ausreichend

genau nachbilden, indem man die Ruderenden mit zwei parallelen Platten abschließt, so wie

es in der Abbildung 3-6 dargestellt ist. Auf diese Weise lassen sich die Eigenschaften von

Ruderprofilen experimentell bestimmen, da die Randumströmungen so weitestgehend unter-

drückt werden. Der für die Messungen der hydrodynamischen Kräfte benötigte Spalt zwi-

schen dem Ruder und den beiden begrenzenden Platten hat bei genügender Ruderhöhe und

geringer Spalthöhe einen vernachlässigbaren Einfluss auf die Eigenschaften des Ruders.

Durch solche Versuche werden seit vielen Jahrzehnten von verschiedensten Institutionen Un-

tersuchungen durchgeführt, bei denen die hydro- und aerodynamischen Eigenschaften von

Ruder- und Tragflächenprofilen ermittelt werden, mit dem Ziel, die Form der Profile immer

weiter zu verbessern und Entwurfsgrundlagen für den Anwender bereitzustellen.

δR

v∞ x

Abb. 3-6 Quasi-zweidimensionale Messanordnung für Ruder

3.1.3 Kennzahlen von Ruderprofilen

Die bei experimentellen Versuchen gemessenen Kräfte werden durch einheitslose Beiwerte

mit der Ruderfläche A

und dem Staudruck ½ · v

∞2

· ρ der Anströmgeschwindigkeit so nor-

miert, dass für beliebige Rudergrößen bei beliebigen Anströmgeschwindigkeiten die absolu-

ten hydrodynamischen Kräfte berechnet werden können [Sch88]. Diese Kräfte werden bei-

spielsweise bei der Festigkeitsberechnung von Ruderanlagenkomponenten oder zur Dimensi-

onierung der Rudermaschine benötigt.

= F

· 2

ρ · A

· v

∞2

(3-2)

= F

· 2

ρ · A

· v

∞2

(3-3)

M25

= M

· 2

c · ρ · A

· v

∞2

(3-4)

Der Beiwert für das Drehmoment c

M25

wird neben der Ruderfläche und dem Staudruck zu-

sätzlich mit der Profillänge c normiert. Die Zahl 25 im Index gibt die Position der Ruderwelle

a (siehe Abbildung 3-5) als prozentualen Anteil der Profillänge c an. In der Literatur lassen

sich meist Momentbeiwerte finden, die wie in dem dargestellten Beispiel auf ein Viertel der

Profillänge als Ruderwellenposition bezogen sind. Mit Hilfe von trigonometrischen Bezie-

hungen und Vektoroperationen lassen sich Formeln zur Ermittlung des Drehmomentbeiwerts

für jede beliebige Position bei einer Verschiebung der Ruderwelle herleiten. In den Gleichun-

∞

b c

Ruder

Ruderwelle

obere

Begrenzungsplatte

untere

Begrenzungsplatte

oberer Spalt

unterer Spalt

gen (3-5) bis (3-7) ist beispielhaft die Umrechnung des Momentbeiwerts bei einer Verschie-

bung der Ruderwellenposition um zehn Prozent der Profillänge in Richtung der Ruderhinter-

kante gezeigt.

= c

· cosδ

 + c

·sinδ

 (3-5)

e = c

M25

· c (3-6)

M35

= c

M25

· [1 - 0,35 - 0,25 · c

e] (3-7)

In etlichen Veröffentlichungen lassen sich Daten zu Ruder- und Tragflächenprofilen finden,

die neben der Profilform auch die hydrodynamischen Beiwerte enthalten. Diese werden über

dem der Messung zugrundeliegenden Anstellwinkel des Profils aufgetragen.

Das Diagramm in der Abbildung 3-7 zeigt einen Verlauf der Beiwerte über dem Anstellwin-

kel eines Ruderprofils. Es ist ein annähernd linearer Verlauf des Auftriebsbeiwerts mit Null-

durchgang zu erkennen, der für ein symmetrisches Profil typisch ist. Einsatzbedingt müssen

Ruder bei positiver und negativer Anstellung um den gleichen Winkel entgegengesetzte Auf-

triebskräfte gleicher Beträge erzeugen. Aus diesem Grund sind alle Ruderprofile bis auf Spe-

zialfälle symmetrisch.

Abb. 3-7 Hydrodynamische Beiwerte in Abhängigkeit vom Anstellwinkel des Ruders,

abgeleitet aus Messungen am Strömungskanal K 27, vgl. Kapitel 4.1.6

-0,12

-0,09

-0,06

-0,03

0,03

0,06

0,09

0,12

-1,2

-0,9

-0,6

-0,3

0,0

0,3

0,6

0,9

1,2

-24 -18 -12 -6 0 6 12 18 24

Cw, Ca [-]

CM25 [-]

Ruderwinkel δR[ °]

M25

Ab einem Winkel von ca. 18 Grad bricht der lineare Verlauf im gezeigten Diagramm sowohl

bei negativen als auch bei positiven Anstellwinkeln ein, was auf den einsetzenden Strö-

mungsabriss zurückzuführen ist. Der Strömungsabriss ist der plötzliche Übergang von einer

am Profil weitgehend anliegenden Umströmung mit Ablösung nahe der Ruderhinterkante zu

einer auf der Rudersaugseite stark verwirbelten Umströmung, wobei der Ablösepunkt am Ru-

derprofil sich weit stromaufwärts verlagert.

Abb. 3-8 Strömungsablösung an der Rudersaugseite bei zwei verschiedenen Anstellwinkeln

In der Abbildung 3-8 ist die Umströmung eines Ruderprofils bei zwei unterschiedlichen An-

stellwinkeln gezeigt. Bei dem um neun Grad angestellten Ruderprofil löst die Strömung hinter

den vorderen zwei Dritteln der Profillänge ab. Das sich dadurch ausbildende Wirbelsystem ist

bei diesem Anstellwinkel stationär und besitzt eine kleine Ausdehnung quer zur Anströmrich-

0 2 4

v [

m/s]

v∞

= 9°

= 18°

Ablösung

tung. Dadurch ergibt sich eine stabile Umströmung des Profils, bei der stromabwärts hinter

dem Wirbelsystem wieder eine Parallelströmung ausgebildet wird.

Eine weitere Erhöhung des Anstellwinkels verursacht noch stärkere Verwirbelungen auf der

Saugseite des Ruders, die ihrerseits einen Strömungsabriss verursachen. Die Ausdehnung des

Wirbelsystems quer zur Hauptströmungsrichtung steigt sprunghaft an und verhindert die Aus-

bildung einer Parallelströmung hinter dem Ruder, so dass ein Totwassergebiet entsteht. Die

Saugseitenwirkung fällt dabei vollständig weg, so dass nur noch die Druckseitenwirkung zum

Auftrieb beiträgt. Die Folge ist eine drastische Abnahme des Auftriebs und eine Zunahme des

Widerstands. Des Weiteren wandert der Kraftangriffspunkt in Richtung der Hinterkante ab,

was mit einem erhöhten Ruderwellenmoment einhergeht. Die Umströmung des gleichen Ru-

derprofils bei einem Anstellwinkel von 18 Grad ist ebenfalls in der Abbildung 3-8 gezeigt.

Hier erfolgt die Strömungsablösung bereits im vorderen Drittel des Ruderprofils. Stromab-

wärts ist das als Totwasser bezeichnete Wirbelsystem zu erkennen, dessen Ausdehnung in

Richtung der Profilhinterkante zunimmt, so dass die Ausbildung einer Parallelströmung hinter

dem Ruderprofil verhindert wird. Der Anstellwinkel, bei dem dieser Umschlag der Umströ-

mung eintritt, wird kritischer Winkel δ

genannt.

Die Anwendbarkeit der hydrodynamischen Beiwerte auf Strömungskörper mit anderem Maß-

stab ist nur unter der Berücksichtigung von Modell- und Ähnlichkeitsgesetzen gewährleistet.

So sind eine Reihe an Kennzahlen definiert, die abhängig von der Geometrie und der An-

strömparameter berechnet werden. Wird beispielsweise der geometrische Maßstab geändert,

müssen die Strömungsparameter so angepasst werden, dass die relevanten Kennzahlen in bei-

den Maßstäben übereinstimmen, damit man die Ergebnisse der Messungen von einem Maß-

stab auf den anderen übertagen kann.

Üblicherweise wird bei Ruderversuchen die Reynoldszahl verwendet, um Maßstabseffekte

auszuschließen oder abschätzen zu können. Die Reynoldszahl ist als das Verhältnis der Träg-

heitskräfte zu den Zähigkeitskräften definiert und beschreibt das Turbulenzverhalten geomet-

risch ähnlicher Strömungskörper.

Re =v · l

ν (3-8)

In der Formel (3-8) ist die Bildungsvorschrift für die Reynoldszahl aufgezeigt [Thi55]. Bei

Ruderuntersuchungen wird für die dort verwendete charakteristische Länge l die Profillänge c

des Ruders eingesetzt, während v die Anströmgeschwindigkeit und ν die kinematische Visko-

sität des Fluids ist. Die Reynoldszahl des Rudermodells im Versuch und die Reynoldszahl der

Großausführung des Ruders sollten nach Möglichkeit gleich groß sein. Bei der Auslegung

von Rudern für große und schnelle Schiffe ist es meistens jedoch nicht realisierbar, da sowohl

die hohe Anströmgeschwindigkeit am Ruder als auch die große Profillänge eine im Modell-

versuch nicht erreichbar hohe Reynoldszahl zur Folge haben.

Abb. 3-9 Auftriebsbeiwert-Kennlinien eines Profils bei verschiedenen Reynoldszahlen, nach [Bös07]

In der Literatur lässt sich für Ruderversuche die Empfehlung finden, dass die Reynoldszahl

von 2 · 10

nicht unterschritten werden sollte [Thi55], [Hei04a], da sich sonst eine teillamina-

re Umströmung am Versuchsruder ausbilden kann und somit eine Übertragbarkeit der Mess-

ergebnisse auf turbulente Umströmungen, wie sie im Anwendungsfall fast ausschließlich an-

zutreffen sind, nicht gewährleistet ist. Um die Maximalauftriebsbeiwerte zu ermitteln, sind

Reynoldszahlen im Bereich von 10

und höher notwendig.

Wie die Abbildung 3-9 zeigt, nimmt der Maximalwert des Auftriebsverlaufs mit steigender

Reynoldszahl zu. Das liegt daran, dass der Strömungsabriss bei größeren Reynoldszahlen erst

bei größeren Anstellwinkeln erfolgt.

3.1.4 Entwurfsprinzipien für Ruderprofile

Die bekannteste und umfassendste Datensammlung zu Tragflächenprofilen bildet das Werk

von zwei ehemaligen NASA-Mitarbeitern, welches im Gründungsjahr der Organisation im

Jahre 1958 in der zweiten überarbeiteten Auflage erschien [Abb59]. Die erste Auflage wurde

im Jahre 1949 von denselben Autoren als Ergebnis der seit den 1930er Jahren laufenden For-

schungen zu Tragflächenprofilen der Vorgängerorganisation NACA verfasst.

Obwohl die nach der Organisation benannten NACA-Profile für den Einsatz in der Luftfahrt

entwickelt wurden, werden sie häufig für Schiffsruder verwendet, sofern es sich um symmet-

rische Profile handelt. Die Tragflächenprofile wurden in Windkanälen vermessen, da Luft

auch das natürliche Medium für die Luftfahrt ist. Die Übertragung der so gemessenen Daten

auf Ruder ist mit einer etwa fünfzehnfach höheren kinematischen Viskosität und einer fast

tausendfach kleineren Dichte des Fluids Luft im Vergleich zum Wasser verbunden.

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

0 2 4 6 8 10 12

Auftriebsbeiwert ca [-]

Ruderwinkel δ

[ °]

Re = 6 · 10

Re = 2 · 10

Re = 10

Es gibt ferner Unterschiede in den Anforderungen an ein Schiffsruderprofil und an ein Trag-

flächenprofil. Beispielsweise ist die Forderung nach geringer Widerstandskraft einer Tragflä-

che bei einem Schiffsruder nicht so relevant, da diese gegenüber der Gesamtwiderstandskraft

des Schiffs vernachlässigbar klein ist. Des Weiteren werden Kavitationsprobleme bei Luft-

fahrtprofilen nicht behandelt. Bei der Entwicklung eines Schiffsruderprofils können also grö-

ßere Widerstandskräfte zu Gunsten höherer Auftriebswerte und geringerer Kavitationsnei-

gung hingenommen werden.

Aus diesem Grund wurden auch speziell für Schiffsruder Profile und Profilfamilien entwi-

ckelt. Dazu zählen die am ehemaligen Institut für Schiffbau der Universität Hamburg entwi-

ckelten IFS-Profile. Kenndaten zu einigen IFS-Profilen sind in den beiden Quellen [Thi62a]

und [Kwi70] aufgeführt. Ein wesentliches Unterscheidungsmerkmal dieser Profile sind die als

Hohlflanken bezeichneten negativen Krümmungen hinter der dicksten Stelle des Ruderprofils,

die größeren Nasenradien und die plattenartig auslaufenden Ruderenden, siehe Abbildung

3-10.

Abb. 3-10 Häufig verwendete Profile für Schiffsruder, nach [Bri93]

Auch der Großteil an Kenndaten zu speziell für Schiffsruder entwickelten Profile wurde an

den Schiffsbauinstituten aus Windkanalmessungen gewonnen, da mit Wasser betriebene

Strömungskanäle sehr viel aufwendiger, teurer und wartungsintensiver sind.

Weitere Schiffsruderprofile wurden an den Schiffsversuchsanstalten in Potsdam (SVA) und in

Hamburg entwickelt (HSVA). Hierzu zählen beispielsweise auch die Mischprofile (HSVA-

MP und MP SVA), deren Form im vorderen Bereich des Profils sich an die NACA-Profile

anlehnt und im hinteren Bereich den IFS-Profilen nachempfunden ist. Umfassende Versuche

mit Mischprofilen wurden unter der Leitung von A. Kracht durchgeführt [Kra88].

Die HSVA- und SVA-Mischprofile gelten als die modernsten und effektivsten Standard-

Ruderprofile in der Schifffahrt, wenngleich noch einige Sonderformen existieren, deren Ei-

genschaften noch besser sind. In der Abbildung 3-10 sind einige Beispielprofile aus den oben

erwähnten Ruderprofilfamilien zum Vergleich ihrer Formeigenschaften dargestellt.

NACA

018

NACA

0020

HSVA

MP 73-20

HSVA

MP 71-20

IFS

58-TR15

IFS

61-TR25

IFS

62-TR25

Die mathematische Beschreibung der Profilform erfolgt meist durch eine endliche Anzahl an

X-Y Koordinaten, die unter Zusatzangaben, wie Krümmungsradien an signifikanten Stellen,

die Dickenverteilung des Profils ergeben. In manchen Fällen ist auch eine stetige Funktion

y(x) gegeben.

Die meisten Profilfamilien haben eine Systematik bei der Benennung der einzelnen Profile, so

dass markante Profildaten in der Profilbezeichnung zu finden sind. Die maximale Profildicke

und die x- Koordinate dieser Stelle (Dickenrücklage) sind beispielsweise im Profilnamen von

vierstelligen NACA- Profilen als Prozentsatz der Profillänge c codiert.

Zur Systematik der mathematischen Beschreibung von Ruderprofilen sind folgende Veröf-

fentlichungen zu empfehlen [Thi52b], [Kwi62], [Kwi63] und [Kwi68].

3.1.5 Hochleistungsruder

Vergleicht man die Auftriebsbeiwerte von konventionellen Ruderprofilen mit den Werten von

Tragflächenprofilen, wird deutlich, dass Tragflächenprofile wesentlich höhere Maximalauf-

triebsbeiwerte erreichen. Insgesamt lassen sich mit Standard-Tragflächenprofilen Maximal-

auftriebsbeiwerte von 2 und höher erreichen, während Auftriebsbeiwerte von herkömmlichen

Ruderprofilen der Wert 1,2 selten überschreiten.

Dieser Unterschied zeigt, dass bei der Rudergestaltung ein hohes Verbesserungspotential vor-

handen ist. Als Konsequenz dieser Überlegungen wurden als Hochleistungsruder bezeichnete

Sonderformen entwickelt, die deutliche Verbesserungen der Ruderwirkung im Vergleich zu

konventionellen Rudern aufweisen.

Gewöhnliche Ruderprofile haben einen entscheidenden Nachteil gegenüber Tragflächenprofi-

len, denn Tragflächenprofile können so gestaltet werden, dass sie einen möglichst hohen Auf-

trieb in einer Richtung aufweisen, weil die Auftriebserzeugung in der entgegengesetzten

Richtung für die Anwendung einer Tragfläche unnötig ist.

Dadurch lassen sich die Form der Saugseite und der Druckseite unabhängig voneinander op-

timieren, um eine bestmögliche Druckwirkung auf der unteren Druckseite und bestmögliche

Saugwirkung auf der oberen Saugseite zu erreichen. Ferner bewirkt eine Wölbung des Profils

ebenfalls eine Vergrößerung der Auftriebsbeiwerte.

Die Abbildung 3-11 veranschaulicht die Auswirkung einer Wölbung des Profils und einer

asymmetrischen Dickenverteilung auf den Verlauf des Auftriebsbeiwerts über dem Ruder-

winkel. In beiden Fällen verschiebt sich die Kennlinie zu größeren Auftriebsbeiwerten gegen-

über dem symmetrischen nicht gewölbten Tragflächenprofil.

Dies bewirkt größere positive Maximalauftriebsbeiwerte, jedoch werden wegen der Kennlini-

enverschiebung deutlich kleinere negative Auftriebsbeiwerte erreicht.

Abb. 3-11 Auswirkung der Profilwölbung (links) und der asymmetrischen Dickenverteilung

(rechts) eines Tragflächenprofils auf die Auftriebskennlinie, nach [Bös07], [Abb59]

Zu den leistungsfähigsten Ruderprofilen gehören geteilte Profile, bei denen der hintere Teil in

Bezug zum vorderen Teil des Profils angestellt werden kann. Dies bewirkt eine veränderliche

Profilform, die eine scheinbare Wölbung nach dem Vorbild der gewölbten Tragflächenprofile

in beide Anstellrichtungen erzeugt. Die Wölbung ist im Gegensatz zu Tragflächenprofilen

nicht starr, sondern ändert sich weitgehend proportional mit dem Anstellwinkel des Ruders

und verschwindet aufgrund der Anforderung einer symmetrischen Ruderwirkung in der Null-

stellung.

Theoretisch ist so eine mehrfache Aufteilung des Ruderprofils möglich, jedoch führt jede

Aufteilung zu einem komplexeren Aufbau. Im einfachsten Fall ist der vordere Profilteil fest in

Bezug zum Schiff angeordnet, während der hintere Teil angestellt wird. Dieser Aufbau wird

als Leitkopfruder bezeichnet und erzeugt bei Kurskorrekturen und bei weitgehender Gerade-

ausfahrt des Schiffs deutlich größere Steuerkräfte im Vergleich zum einteiligen Ruder mit

starrem Profil. Bei Drehbewegungen entsteht durch den Driftwinkel des Schiffs jedoch am

festen Leitkopf eine Schräganströmung in entgegengesetzter Richtung, wodurch die Ruder-

wirkung stark reduziert wird [Kwi72].

Durch einen anderen Aufbau lässt sich ein zweigeteiltes Ruder realisieren, bei dem sowohl

der hintere Profilteil in Bezug zum vorderen als auch der vordere Teil in Bezug zur Schiffs-

längsachse angestellt werden kann. Die Anstellung des vorderen Profilteils erfolgt wie bei

gewöhnlichen Rudern über die Ruderwelle. Der Anstellwinkel der Ruderwelle wird zusätzlich

über ein Getriebe verstärkt und bewirkt eine größere Anstellung des hinteren Ruderprofils.

[-]

Anstellwinkel

[°]

stärker gewölbte Platte

leicht gewölbte Platte

ebene Platte

Verschiebung der

Auftriebskennlinie

NACA 63

615

NACA 63

015

[-]

symmetrisches

Profil

Anstellwinkel

[°]

asymmetrisches

Profil

Abb. 3-12 Skizze des als Flap-Ruder patentierten Flossenruders von Becker Marine Systems [BMS12a]

Diese Aufbauweise erzeugt sehr hohe Maximalauftriebsbeiwerte und erreicht schon bei klei-

nen Anstellwinkeln aufgrund der stärkeren Anstellung des hinteren Teils ebenfalls bessere

Ergebnisse als symmetrische, starre Ruderprofile. Auch bei einer Drehbewegung und einem

vorhandenen Driftwinkel des Fahrzeugs weist diese Ruderform bessere Eigenschaften auf, da

hier kein fester Leitkopf vorhanden ist.

Jedoch hat dieses als Flossenruder bezeichnete Prinzip auch Nachteile. Bei Rückwärtsanströ-

mung wirkt sich die erzeugte Wölbung des Profils stark negativ auf die Auftriebskrafterzeu-

gung sowie auf den Strömungswiderstand aus, so dass sich das Flossenruder bei Rückwärts-

fahrt problematischer erweist als starre Ruder. Die notwendige Anstellwinkel-Übersetzung

bildet durch einen mechanisch komplexeren Aufbau im Vergleich zum starren Ruderprofil

eine zusätzliche Schwachstelle, die das Ruder anfälliger macht. Weiterhin sind die Herstel-

lungskosten und der Wartungsaufwand deutlich höher im Vergleich zu starren Rudern.

Für das AUV wird ein robustes und mechanisch möglichst einfaches System gefordert. Aus

diesem Grund ist ein starr ausgeführtes Ruder ohne zusätzliche bewegliche Komponenten von

entscheidendem Vorteil.

Ein Hochleistungsruder mit starrem Profil ist das so genannte Schillingruder. Dabei handelt es

sich um Ruder, die im hinteren Profilbereich keine dünne Hinterkante aufweisen, sondern

einen Stauschwanz mit endlicher Ausdehnung. Die Anbringung eines Stauschwanzes wurde

schon vor dem zweiten Weltkrieg als Maßnahme verwendet, um eine Überbalancierung eines

Ruders auszugleichen, da sich die Strömung im hinteren Bereich staut und so den hydrody-

namischen Kraftangriffspunkt nach hinten auswandern lässt [Thi62a]. Dabei wurden rechts

und links an der Ruderhinterkante Keilprofile angeschweißt und bildeten so einen abrupten

Übergang vom Ruderprofil zum Staukeil, siehe Abbildung 3-13. Als Folge wurde festgestellt,

dass die Widerstandsbeiwerte des Ruderprofils zunehmen, jedoch verbunden mit deutlicher

Verbesserung der Auftriebsbeiwerte.

Nachdem sich das Anbringen der Staukeile in der Praxis bewährt hat, wurden wissenschaftli-

che Untersuchungen zum Einfluss von Staukeilen an Rudern durchgeführt [Thi62b]. Dabei

hat sich gezeigt, dass durch das Anbringen der Staukeile eine Verbesserung der Auftriebsbei-

werte für den gesamten Anstellwinkelbereich zu erreichen ist, jedoch insbesondere bei großen

Anstellwinkeln, da der Strömungsabriss erst bei größeren Anstellwinkeln erfolgt, als bei Ru-

derprofilen ohne Staukeile. Weiterhin konnte gezeigt werden, dass bei der Verwendung eines

guten Ausgangsprofils die Verbesserung durch das Anbringen von Staukeilen weniger stark

ist, als bei schlechteren Ausgangsprofilen.

Abb. 3-13 Staukeile am Ruder am Beispiel eines NACA 0015 Profils [Thi62b]

Als Weiterentwicklung der Staukeile ist die Entwicklung einer Profilform zu sehen, die von

vornherein einen Stauschwanz aufweist und einen stetigen Übergang vom vorderen Profilteil

zum Stauschwanz besitzt. Solch eine Ruderform wurde unter dem Namen Schilling-Ruder

nach seinem Erfinder Karl Schilling bei der Weserwerft patentiert und nach mehreren Paten-

tumschreibungen ist Becker Marine Systems ab 2006 Inhaber des Patents [DPM12].

Während die vorher benutzten Staukeile einen Flankenwinkel von 45 Grad aufweisen, wird

im Patent zum Schillingruder ein Flankenwinkel von 15 Grad angegeben. Aufgrund der ein-

facheren Fertigung hat die dort vorgeschlagene Form ebenfalls unstetige Übergänge zwischen

den Profilsegmenten, jedoch wird im Patent erwähnt, dass eine Ausrundung der so entstehen-

den Kanten bessere hydrodynamische Eigenschaften bewirkt.

Abb. 3-14 Grundform des als Schilling-Ruder patentierten Ruderprofils [DPA74]

Moderne Schilling-Ruder-Profile haben eine stromlinienförmige Form ohne unstetige Über-

gänge bis zur scharf ausgeprägten Ruderhinterkante.

Staukeil

Abb. 3-15 Modernes Schilling-Ruder von Becker Marine Systems [BMS12a]

In der Produktbroschüre von Becker Marine Systems wird das Profil eines Schilling-Ruders

abgebildet, siehe Abbildung 3-15. Es sind jedoch keine weiteren Daten zu diesen Profilen

veröffentlicht.

Gemäß der Broschüre von Becker Marine Systems weist das Schilling-Ruder bessere Auf-

triebsbeiwerte sowohl bei Vorwärts- als auch bei Rückwärtsfahrt auf als konventionelle Ru-

derprofile. Weiterhin hat es bei Geradeausfahrt einen vergleichsweise kleinen Widerstands-

beiwert und einen stärkeren positiven Einfluss auf das Kurshaltevermögen im Vergleich zu

anderen Ruderprofilen.

Im Rahmen der vorliegenden Arbeit wird aus Gründen der geforderten Robustheit der Ruder

und zur Sicherstellung einer ausreichenden Manövrierfähigkeit diese Art der Hochleistungs-

ruderprofile untersucht, anschließend ausgelegt und für den Aufbau der Ruderanlage verwen-

det.

3.2 Grundlagen zum Querstrahlsteuer

Die Wirkung aktiver, beziehungsweise schuberzeugender Manövriersysteme beruht auf der

Arbeitsweise von Strömungsarbeitsmaschinen. Diese übertragen mechanische Energie auf das

Wasser und erzeugen einen Volumenstrom, dessen Masseimpuls beim Austritt aus dem Fahr-

zeug eine Reaktionskraft herbeiführt, die in Form von Schub auf das Fahrzeug wirkt. Die

Formel (3-9) beschreibt den mathematischen Zusammenhang für den Standschub (keine Ein-

trömgeschwindigkeiten am Eintritt des Querstrahlsteuers aufgrund von Relativbewegungen

zum Wasser, nach [Bro08]) eines Querstrahlsteuers unter der vereinfachenden Annahme einer

stationären Strömung (zutreffend bei konstanter Drehzahl der Antriebsmaschine und vollstän-

dig ausgebildeter Strömung), wobei v

die mittlere Austrittsgeschwindigkeit des Wassers im

Schubstrahl und ṁ der Massenstrom durch die Austrittsöffnung sind. Zur Vereinfachung wer-

den die Größen skalar behandelt, wobei v

der zur gewünschten Schubrichtung entgegenge-

setzten Geschwindigkeitskomponente entspricht.

= m · v

(3-9)

3.2.1 Laufradformen von Strömungsmaschinen

Die Energieübertragung erfolgt in einer Strömungspumpe mithilfe eines rotierenden Laufrads,

welches über Schaufeln, beziehungsweise Propellerblätter verfügt. Durch die Rotation kommt

eine Relativgeschwindigkeit zwischen Laufradschaufel oder Propellerblatt und dem Wasser

zustande. Ähnlich wie bei der Umströmung eines Tragflächen- oder Ruderprofils entsteht

dabei eine Druckdifferenz zwischen der Vorderseite (Druckseite) und der Rückseite (Saugsei-

te) der Schaufel. Das Überdruckgebiet sorgt für das Abströmen des Fluids in Richtung des

Strömungsmaschinenaustritts, während das Unterdruckgebiet ein stetiges Nachströmen am

Strömungsmaschineneintritt bewirkt. Auf diese Weise verursacht die Strömungspumpe einen

konstanten Fluidstrom bei gleichbleibender Drehzahl des Laufrads und konstanten Ein- und

Austrittsbedingungen.

Während bei den im Folgenden vorgestellten Laufradformen immer eine axiale Ansaugung

des Fluids erfolgt, werden die Laufräder nach der Meridian-Austrittsrichtung des geförderten

Mediums in Bezug zur Rotationsachse unterschieden. In der Abbildung 3-16 sind die drei

Hauptformen von Laufrädern dargestellt und die Austrittsrichtung am Laufrad mit einem Pfeil

veranschaulicht.

Stromabwärts hinter dem Laufradaustritt befindet sich in den meisten Fällen eine Leitvorrich-

tung (in der Abbildung 3-16 in blauer Farbe verdeutlicht), welche die Aufgabe hat, kinetische

Energie in Druckenergie zu wandeln und den Fluidstrom zum als Druckstutzen bezeichneten

Strömungsmaschinenaustritt zu leiten.

Bei Radiallaufrädern strömt das geförderte Medium hauptsächlich radial ab (die aufgrund der

Rotation hervorgerufenen Umfangskomponenten der Strömung sind allen Bauformen gleich),

während Axiallaufräder, zu denen auch Antriebspropeller von Unterwasserfahrzeugen gehö-

ren, eine zur Rotationsache parallele Förderrichtung haben. Zwischenformen enthalten am

Laufradaustritt sowohl radiale als auch axiale Strömungsgeschwindigkeitskomponenten und

werden als Diagonal- oder Halbaxiallaufräder bezeichnet.

Bei gleichen radialen Abmaßen und gleicher Drehzahl befördern Radiallaufräder einen klei-

neren Volumenstrom durch die Strömungsmaschine als Axiallaufräder, können aber einen

wesentlich höheren Druck aufbauen, der notwendig wird, wenn hohe Druckunterschiede zwi-

schen Strömungsmaschineneintritt und -austritt, beispielsweise durch Wassersäulendruck oder

Druckverluste in Rohrleitungen, überwunden werden müssen.

Abb. 3-16 Verschiedene Bauformen von Pumpenlaufrädern, nach [KSB05]

Für die Auslegung einer Strömungsmaschine werden in Abhängigkeit von der spezifischen

Förderaufgabe am Auslegungsarbeitspunkt die Hauptabmessungen des Laufrads und der

Leitvorrichtung sowie die Winkel der Schaufeln berechnet.

Die spezifische Förderaufgabe wird charakterisiert über die Fördermenge Q, die als nutzbarer

Volumenstrom durch den Druckstutzen definiert ist sowie über die als spezifische Förderar-

beit Y bezeichnete, dem Fluid zugeführte, nutzbare Totalenergie und die Drehzahl des An-

triebsmotors am Auslegungspunkt n. Die spezifische Förderarbeit Y kann aus der Totaldruck-

differenz zwischen Pumpeneintritt (Saugstutzen) und dem Druckstutzen ∆p

tot

ermittelt wer-

den. In der Praxis wird jedoch die Förderhöhe H als Energieeinheit für die potentielle To-

talenergie bei der Strömungsmaschinenberechnung genutzt [Gül10], vgl. Formel (3-10).

Mithilfe dieser Hauptparameter der Förderaufgabe ergibt sich ebenfalls die Förderleistung der

Pumpe P

und die spezifische Drehzahl n

[Gül10], siehe Formeln (3-11) und (3-12).

Y = g · H = ∆p

tot

ρ (3-10)

= Q · g · ρ · H = Q · ρ · Y (3-11)

= n ·  Q / H

0,75

(3-12)

Die spezifische Drehzahl n

ist eine Kennzahl, welche die drei Förderparameter vereint und

im Pumpenauslegungsprozess eine wichtige Rolle spielt, da beispielsweise die Laufradform

in Abhängigkeit von n

bestimmt wird, siehe Abbildung 3-16. Ferner wird während der Pum-

Radiallaufräder

Halbaxial

laufrad

Axiallaufrad / Propellerrad

Fördermenge Q

Förderhöhe H

Hoch

druckrad

Mittel

druckrad

Nieder

druckrad

spezifische Drehzahl n

penberechnung die Mehrzahl von Auslegungsparametern mithilfe von empirisch generierten

Kennlinien in Abhängigkeit der spezifischen Drehzahl festgelegt, vgl. Kapitel 5.2.

Um die Güte der ausgelegten Strömungsarbeitsmaschine zu bewerten, wird das als Wirkungs-

grad bezeichnete Verhältnis der erzeugten Förderleistung zur benötigten mechanischen An-

triebs- oder Kupplungsleistung P am Laufrad verwendet, die sich aus der Drehzahl n und dem

Antriebsmoment M

am Laufrad ergibt [Gül10].

P = M

· ω = M

· 2π · n (3-13)

Weiterführende Grundlagen zur Auslegung von Kreiselpumpen werden bei der Darstellung

des Auslegungsprozesses der Querstrahlsteuer-Pumpe im Kapitel 5.2 beschrieben.

3.3 Grundlagen zur Propellerdüse

Für die Gestaltung der Düsengeometrie müssen die vom Fahrzeugrumpf und dem Antriebs-

propeller erzeugten hydrodynamischen Randbedingungen am Betriebspunkt (angestrebte

Fahrzeuggeschwindigkeit) bestimmt werden. In der Schiffshydrodynamik werden bei Be-

triebspunktabschätzungen für das Propulsionssystem Überschlagsrechnungen verwendet, die

auf der eindimensionalen Propellerstrahltheorie basieren [Car07], [Sch88], [Kor09a].

Ein ummantelter Propeller wird analog zum Kapitel 3.2.1 als eine Axiallaufradpumpe be-

trachtet, deren Schubkraft vom erzeugten Massenstrom und der Austrittgeschwindigkeit ab-

hängt. Anders als in der Standschubformel (3-9) muss der Massenstrom, der aufgrund der

Relativbewegung des Fahrzeugs zum Wasser durch das Propeller-Düse-System entsteht, be-

achtet werden. Die Schubkraft des Propulsors muss den Strömungswiderstand des Fahrzeugs

bei der angestrebten Fahrzeuggeschwindigkeit überwinden, woraus sich die Abschätzung des

benötigten Schubs errechnet.

Der Fahrzeugwiderstand ist jedoch mit laufendem Propeller höher als der reine Strömungswi-

derstand des Körpers, da der Propeller einen Sog auf das Fahrzeug ausübt. Der Sog entsteht

aufgrund der zur Schuberzeugung notwendigen Beschleunigung des Wassers und dem damit

verbundenen Unterdruck im Heckbereich des Fahrzeugs (bei heckseitiger Anordnung des

Propellers). Der vom Propulsor zu erzeugende Schub T ergibt sich somit aus der Summe des

Rumpfwiderstands R

ohne Propeller und dem als Sog bezeichneten Zusatzwiderstand. Der

Sog wird dabei üblicherweise in normierter Form über die Sogziffer t für die Berechnung des

Schubs unter Beachtung des Sogeffekts angegeben [Kor09a], vgl. Formel (3-14).

T = R

1 - t (3-14)

Der Propeller wird vereinfacht als eine Propellerscheibe betrachtet, die als Eintrittsbedingung

die zum fahrzeugfesten Bezugssystem relative Anströmgeschwindigkeit hinter dem Schiffs-

rumpf besitzt. Das Fahrzeug beschleunigt aufgrund von Reibungseffekten das durchströmte

Wasser in Fahrtrichtung, wodurch sich im Nachstrom in Rumpfnähe eine kleinere Relativ-

strömungsgeschwindigkeit ergibt, als die Fahrzeuggeschwindigkeit v

gegenüber dem ruhen-

den Fluid weiter weg vom Rumpf. Die Anströmgeschwindigkeit v

des Propellers wird mit

der Nachstromzahl w in Abhängigkeit von der Fahrzeuggeschwindigkeit abgeschätzt

[Kor09a], siehe Formel (3-15). Die Strömungsgeschwindigkeiten werden dabei im Propeller-

oder fahrzeugfesten Koordinatensystem betrachtet.

= v

·(1-w) (3-15)

Um den Schub zu erzeugen, wird das Wasser beim Durchfluss der Propellerscheibe um eine

axiale (entgegengesetzt der Schubwirkungsrichtung) Zusatzgeschwindigkeit erhöht. Die axia-

le Komponente der mittleren Zusatzgeschwindigkeit u

in der Propellerscheibe lässt sich da-

bei nach der Formel (3-16) bestimmen [Sch88].

= - v

2 +v

A2

4+T

2 · ρ · A

(3-16)

Stromabwärts erfolgt eine weitere Beschleunigung der Strömung, so dass in einigem Abstand

hinter dem Propeller eine um den doppelten Wert der mittleren Zusatzgeschwindigkeit erhöh-

te axiale Austrittsgeschwindigkeit im Propellerstrahl herrscht (v

+ 2 · u

). Während die Ge-

schwindigkeit stetig von der Anströmgeschwindigkeit vor dem Propeller auf die Austrittsge-

schwindigkeit anwächst, erfolgt der Druckanstieg des Unterdrucks auf der Saugseite zum

Überdruck auf der Druckseite des Propellers fast sprungartig über die axiale Ausdehnung des

Propellers. Die Druckdifferenz lässt sich mit der Formel (3-17) berechnen [Sch88].

∆p = ρ

2 · v

+ 2 · u



- ρ

2 · v

(3-17)

In der vorliegenden Arbeit wurde mit den in diesem Kapitel aufgezeigten Formeln der Be-

triebspunkt des Propellers bestimmt. Die Untersuchungen zur Gestaltung einer optimierten

Düsengeometrie erfolgten numerisch, siehe Kapitel 6.2.

3.4 Mathematische Verfahren in der Strömungstechnik

Obwohl mit den Navier-Stokes-Gleichungen seit Anfang des 19. Jahrhunderts Formeln be-

kannt sind, welche die Physik der Strömungen vollständig beschreiben, lassen sich die meis-

ten strömungstechnischen Probleme analytisch nicht lösen, da die Navier-Stokes-Gleichungen

ein analytisch nicht lösbares partielles Differentialgleichungssystem bilden. Den in der Praxis

verwendeten analytischen Formeln der Strömungslehre, so wie die Ausdrücke (3-2) bis (3-4),

liegen empirisch ermittelte Koeffizienten und eine Reihe von Modellvereinfachungen zu-

grunde, die bestimmte Terme der Navier-Stokes-Gleichungen eliminieren.

Meistens wird von einer reibungsfreien, inkompressiblen und stationären Strömung ausge-

gangen. Diese Vereinfachungen des strömungstechnischen Problems erlauben die Anwen-

dung der Bernoulli-Gleichung, die einen Ausdruck für die Energiezustände an zwei Stellen

der Strömung darstellt [Bös07], siehe Formel (3-18).

ρ · v

2 + p

= ρ · v

2 + p

+ ρ · g · ∆z = const. (3-18)

Die statischen Drücke p

und p

bezeichnen die potentielle Energie, die dynamischen Drücke

= v

² · ρ / 2 und q

= v

² · ρ / 2 die kinetische Energie pro Volumeneinheit des Fluids. Die

Komponente ρ · g · ∆z ist der hydrostatische Druckunterschied aufgrund einer möglichen

unterschiedlichen geodätischen Höhe der beiden Stellen. Die Gültigkeit dieser Gleichung ist

nur in einem so genannten Stromfaden des Stromfadenmodells gewährleistet. Das Stromfa-

denmodell fasst die Flüssigkeitsströmung als eine Anzahl von Teilchen auf, die sich in eine

Richtung bewegen. Die Bahn eines Strömungsteilchens wird dabei als Stromfaden bezeichnet

und kann als eine Kurve definiert werden, deren Richtung in jedem Punkt mit dem dort be-

findlichen Geschwindigkeitsvektor der Strömung übereinstimmt. Bei einer stationären Strö-

mung ist die Lage der Stromfäden zeitlich konstant.

Bei den Auslegungsverfahren von Kreiselpumpen oder der dargestellten Propellerstrahlme-

thode erfolgt beispielsweise die Berechnung nach der Stromfadentheorie. Dabei wird eine

idealisierte Hauptströmung angenommen, deren Geschwindigkeits- und Druckkomponenten

sich aus den lokalen Strömungsquerschnitten in der Strömungsmaschine und dem festen Vo-

lumenstrom ergeben. Reale Sekundärströmungen und ungleichförmige instationäre Strö-

mungsvorgänge werden dabei weitgehend ignoriert. Dank zahlreicher, auf Erfahrungen basie-

render empirischer Ansätze lassen sich trotz dieser Vereinfachungen brauchbare Ergebnisse

erzielen. Zur Überprüfung der Auslegungsziele werden weiterhin experimentelle Untersu-

chungen durchgeführt.

3.4.1 CFD-Software

Neben experimentellen Untersuchungen lassen sich mithilfe numerischer Berechnungspro-

gramme realitätsnahe Berechnungen von Strömungsproblemen anstellen, wobei die Navier-

Stokes-Gleichungen durch räumliche und zeitliche Diskretisierung mit algebraischen Glei-

chungssystemen approximiert und auf diese Weise gelöst werden können. Es existieren diver-

se kommerzielle und nicht kommerzielle CFD-Codes (Computational Fluid Dynamics), die

durch eine große Vielfalt an Einstellmöglichkeiten zur Lösung beliebiger strömungstechni-

scher Problemstellungen geeignet sind. Um aus den universell anwendbaren Werkzeugpake-

ten der Programme ein auf das untersuchte Strömungsproblem angepasstes Rechenmodell

(Geometrie, Art der Diskretisierung, Netzformen, Zellgrößen, Turbulenzmodelle, Rand- und

Übergangsbedingungen, etc.) aufzustellen, wird vom Anwender dieser Softwarepakete um-

fassendes Expertenwissen zur Funktionsweise des Programms, der Numerik und der allge-

meinen Strömungslehre sowie praktische Erfahrung auf diesen Gebieten verlangt.

Im letzten Jahrzehnt wurde jedoch vermehrt auf neue als EFD (Engineering Fluid Dynamics)

bezeichnete Software zur numerischen Berechnung von Strömungsproblemen zurückgegrif-

fen. Diese Programmcodes sind zumeist in einem 3D-CAD-Softwarepaket implementiert und

sollen durch teilautomatisierte und assistentengeführte Benutzeroberflächen dem Entwick-

lungsingenieur mit vergleichsweise geringem Aufwand konstruktionsbegleitende Modell-

rechnungen der betrachteten Strömungsprobleme ermöglichen.

Für die Entwicklung der in dieser Arbeit beschriebenen Teilsysteme des AUVs wurde die am

FMT vorhandene Entwicklungs- und Konstruktionssoftware SolidWorks 2010 Premium ver-

wendet, welche den EFD-Code Flow Simulation 2010 beinhaltet. An einigen Stellen der Sys-

tementwicklung war aufgrund des engen Bezugs zur Strömungstechnik eine numerische Si-

mulation unumgänglich. Um lange Einarbeitungszeiten in komplexere CFD-Codes zu verhin-

dern und zusätzliche Kosten für kommerzielle CFD-Software zu sparen, wurden an notwen-

digen Stellen die Strömungseigenschaften der betreffenden Komponenten mithilfe dieses

EFD-Codes berechnet.

Die Eignung des verwendeten EFD-Programms und der dort genutzten Verfahren zur Strö-

mungsberechnung wurden, wie in einigen Berichten nachzulesen ist, für unterschiedliche

Anwendungsfälle untersucht und mittels anderer kommerzieller CFD-Codes, analytischer

Berechnungen oder zusätzlicher experimenteller Untersuchungen validiert [Fre01], [Bei07],

[Sul10], [Sol10c].

Die in der Software verwendeten Berechnungsmethoden (Gittererstellung, Turbulenzmodelle,

Behandlung wandnaher Bereiche, etc.) sind in [Wei11], [Lan09], [Men11a] und [Men11b]

beschrieben.

4 Hauptmanövriersystem

In diesem Kapitel wird die Entwicklung der Ruderanlage beschrieben, die als Hauptmanöv-

riersystem Kursänderungen des Fahrzeugs während der Fahrt herbeiführt beziehungsweise

das Halten des Kurses ermöglicht. Beide Fahrzeugeigenschaften, Drehfähigkeit oder Wendig-

keit und Kursstabilität oder Gierstabilität, werden unter dem Begriff Manövrierfähigkeit zu-

sammengefasst. Das Ziel der Ruderanlagenauslegung ist es, eine ausreichend gute Manövrier-

fähigkeit des Fahrzeugs zu erreichen.

Die Entwicklung der Ruderanlage erfolgt dabei von außen nach innen, das heißt, dass vor der

eigentlichen Konstruktion zunächst die Ruder nach hydrodynamischen Aspekten ausgelegt

werden. In diesem Schritt wird ebenfalls die Ruderanordnung gewählt. Ferner wird die

Rumpfform im Bereich der Ruderanlage gestaltet, um im nächsten Schritt das Grundgerüst

und die Anlenkmechanik für die Ruder zu konstruieren.

4.1 Entwicklung des Ruders

Die hydrodynamische Auslegung der Ruder erfordert zunächst eine Betrachtung der Randbe-

dingungen für den Aufbau des Ruders. Zum Entwicklungszeitpunkt der Ruderanlage befand

sich das gesamte Fahrzeug in der Auslegungsphase. Die im Folgenden beschriebenen Rand-

bedingungen haben sich in einem iterativen und an vielen Stellen überschneidenden Entwick-

lungsprozess des Gesamtfahrzeugs und des Teilsystems Ruderanlage ergeben und wurden als

Auslegungsparameter für ein auf das Fahrzeug abgestimmtes Hauptmanövriersystem genutzt.

4.1.1 Analyse und Festlegung der Auslegungsparameter

Einen sehr wichtigen Einfluss auf die Ruderauslegung hat die Anordnung der Ruder in Bezug

zum Antriebspropeller, wobei durch eine Anordnung im Propellerstrahl mehrere Vorteile er-

zielbar sind.

In dem entwickelten Fahrzeug werden die Propeller des Hauptantriebs mittels eines elektri-

schen Ringmotors mit äußerem Rotorring angetrieben. Daher ist die koaxiale Anordnung des

Propulsionsorgans in jeder Längsposition des rotationssymmetrischen Fahrzeughecks kon-

struktiv einfach zu realisieren. Das liegt daran, dass der als Ring ausgeführte Stator des Mo-

tors die Durchführung von Komponenten erlaubt. Aufgrund seiner Größe und Form lassen

sich die Fahrzeugteile vor und hinter dem Antrieb über den Statorring mit hoher Steifigkeit

sicher verbinden. Der Propeller wird nicht am heckseitigen Rumpfende angeordnet, wie bei

konventionellen Antriebssystemen, sondern etwas zum Bug verschoben, wie es in der Abbil-

dung 4-1 gezeigt ist.

Abb. 4-1 Aufbaukonzept des Fahrzeughecks im Vergleich zur konventionellen Bauweise

Weiterhin ermöglicht das Konzept der mit Ringmotoren angetriebenen Propeller ohne kon-

struktiven Mehraufwand die Anordnung von zwei koaxialen kontrarotierenden Propellern

hintereinander. Kontrarotierende koaxiale Propeller haben einen zehn bis zwölf Prozent bes-

seren Wirkungsgrad als Einzelpropeller [Kor09a], da die im Propellerstrahl enthaltene Dralle-

nergie des vorderen Propellers vom hinteren in Gegenrichtung drehenden Propeller größten-

teils in Schub umgesetzt wird.

Als weiterer Vorteil ist der Ausgleich der beiden entgegengesetzten Reaktionsmomente der

kontrarotierenden Propeller zu nennen. Das Antriebsmoment, welches sich auf das Fahrzeug

überträgt, erzeugt bei der Verwendung eines einzelnen Propellers ein Rollen des Fahrzeugs

entgegen der Propellerdrehrichtung, was sich beispielsweise negativ auf die Kursstabilität

auswirkt und verschieden große Wenderadien nach Backbord und nach Steuerbord verursacht.

Dieser Effekt ist auch bei großen Schiffen von Bedeutung. Hinzu kommt dass die rotations-

symmetrische Rumpfform des AUVs einer Rollbewegung noch weniger Widerstand entge-

genbringen kann. Tatsächlich erzeugen die verwendeten Ringmotorantriebe aufgrund ihrer

großen Abmessungen ein vergleichsweise großes Reaktionsmoment. Bei dem Fahrzeug DNS-

Pegel wurden eine schlanke rotationssymmetrische Rumpfform und ein Ringmotorantrieb für

den einzelnen Propeller verwendet. Bei Erprobungsfahrten konnten die beschriebenen Effekte

deutlich beobachtet werden [Thi11].

Während bei kontrarotierenden Propellern meist ein Antriebsstrang genutzt wird, bieten die

bei dem AUV PreToS verwendeten, unabhängig voneinander angetriebenen Propeller ferner

den Vorteil der Redundanz. Besonders im Fall eines autonom außerhalb der Reichweite des

Mutterschiffs arbeitenden Geräts ist dieser Aspekt von Bedeutung.

Beim Ausfall eines der Hauptantriebe kann das Fahrzeug sogar mit ausreichend gutem Wir-

kungsgrad weiterfahren, da der nicht angetriebene Propeller dann als drallreduzierender Stator

dient.

Ruder

konventionelle

Propelleranordnung

zum Bug versetzte

Propelleranordnung

Ringrotor

Ringstator

Befestigung des Fahrzeug

hecks über den Ringstator

Bauraum / Durc

führmöglichkeit im

Ringantrieb

Auch für das Ruder ist die Anordnung hinter zwei kontrarotierenden Propellern von Vorteil,

da so eine fast drallfreie Anströmung ermöglicht wird und der Nullwinkel des Ruders annä-

hernd dem auf die Längsachse des Fahrzeugs bezogenen Nullwinkel entspricht. Andernfalls

müssten durch eine Verdrehung zweier gegenüberliegender Ruder die durch den Drall indu-

zierte Schräganströmung der Ruder und das auf das Fahrzeug wirkende Rollmoment ausge-

glichen werden. Diese Verdrehung müsste manuell anpassbar sein (verstellbare Starrkupp-

lung) oder selbstanpassend wirken (zusätzlicher Aktor).

Hinter dem Ringmotor des Hauptantriebs befindet sich ein an den Außendurchmesser des

Rotors angepasster Rumpf. Da die Rumpfoberfläche des Hecks der beschleunigten Strömung

im Propellernachstrom ausgesetzt ist, wird in diesem Bereich der Reibungswiderstand erhöht.

Deshalb wurde die Rumpfform hinter dem Hauptantrieb möglichst kompakt gestaltet, um

keine unnötige Fahrzeuglänge und Rumpfoberfläche zu erzeugen, siehe Kapitel 4.2.2.

Dieser das Fahrzeugheck darstellende Teil des Rumpfs bildet den Bauraum für die Ruderan-

lage und ermöglicht die Anordnung der Ruder im Propellerstrahl. Aufgrund der einfacheren

Aufbauweise der Kreuzanordnung mit je einem Antrieb für die zwei starr gekoppelten Seiten-

und Tiefenruder wurde diese Ruderanordnung den anderen zwei Möglichkeiten (X- und Y-

Anordnungen) vorgezogen.

Um die Robustheit des Fahrzeugs zu steigern und dessen Störanfälligkeit zu minimieren,

werden die Antriebspropeller von einer als Düse wirkenden Ringkonstruktion ummantelt, die

verhindern soll, dass Propellerblätter gegen die Schiffswand oder Gegenstände beziehungs-

weise den Meeresboden schlagen können. Ferner verhindert die Propellerdüse, dass sich Pro-

pellerblätter in Seilen oder seilähnlichen Gegenständen verfangen. Eine Propellerdüse hat

aber auch positive Auswirkungen auf den Propulsionswirkungsgrad. Die Entwicklung der

Propellerdüse wird im Kapitel 6 beschrieben.

Ebenfalls aus Gründen der Robustheit sollen die Ruder nicht über den Außendurchmesser der

Düse ragen, damit die Gefahr von Kollisionen mit den Rudern in Fahrtrichtung und das Ver-

fangen der Ruder in Seilen minimiert wird. Dieser konstruktive Sachverhalt bedeutet eine

feste Vorgabe der maximalen Ruderhöhe und wird im Kapitel 4.1.3 genauer beleuchtet.

Nach der Festlegung der Ruderanordnung am Fahrzeug und in Bezug zum Propeller, werden

im nächsten Auslegungsschritt die bestimmenden Entwurfsparameter für das Ruder durch die

Abmessungen und die Form des Fahrzeugs gebildet.

Das Gesamtvolumen des AUVs in der Ausgangskonfiguration beträgt 1,3 m³. Diese Größe

hat sich aus den Gewichten und Volumina sowie dem sich daraus ergebenden Gesamtabtrieb

der Komponenten und dem erforderlichen Volumen des syntaktischen Auftriebsschaums er-

geben [Mis13], [Pre13].

Aus der Wahl einer speziellen, bionischen Strömungsform (Pinguin-Strömungskörper, die

Gestaltung der Fahrzeugströmungsform wird in einer parallel zu dieser Arbeit entstehenden

Dissertation beschrieben [Pre13], siehe auch [Ban98] und [Kan02]) und dem Gesamtvolumen

des Fahrzeugs konnten ebenfalls die Rumpfform, die Gesamtlänge sowie die maximale

Rumpfbreite und die Flächeninhalte der projizierten Rumpfflächen bestimmt werden.

Diese Parameter werden benötigt, um die Größe der projizierten Ruderfläche zu bestimmen.

Dieser Auslegungsschritt ist im folgenden Kapitel beschrieben.

4.1.2 Ruderdimensionierung

Das Ruder hat die Aufgabe, dem Fahrzeug durch ausreichende Steuerkräfte die notwendige

Drehfähigkeit zu verleihen. Dabei wirkt die Ruderquerkraft mit dem Abstand zum Druckmit-

telpunkt des fahrenden Fahrzeugs als Hebelarm in Form eines Drehmoments und bewirkt eine

Drehung des Fahrzeugs in die gewünschte Richtung. In der Abbildung 3-1 ist die Lage des

Druckmittelpunkts mit den Drehachsen dargestellt, um die sich das Fahrzeug bei angestellten

Rudern dreht. Die Hebelarmlängen a

für das Nickmoment (angestellte Tiefenruder) und a

für das Giermoment (angestellte Seitenruder) sind in der Abbildung ebenfalls aufgetragen.

Der Wendigkeit oder Drehfähigkeit steht die Forderung nach Gier- beziehungsweise Kurssta-

bilität des Fahrzeugs entgegen. Da das Ruder in der Nulllage ebenfalls zur Kurstabilität bei-

trägt, beeinflusst es damit beide sich eigentlich ausschließenden Forderungen nach Wendig-

keit und Kursstabilität. Beide Manövriereigenschaften werden durch eine größere Seitenpro-

jektionsfläche des Ruders (kurz: Ruderfläche) verbessert, so dass eine Mindestruderfläche

bestimmt werden muss, die ausreichende Manövriereigenschaften gewährleistet.

Für die Auslegung der Rudergröße gibt es auch für große Schiffe keine gesetzlichen Vor-

schriften, so dass die Dimensionierung auf Grundlage von Empfehlungen erfolgt [Kra12].

Stand der Technik ist heute noch immer die Auslegung der Ruderfläche nach empirischen

Formeln, die aus statistischen Untersuchungen von Ruderflächengrößen A

bezogen auf die

Schiffsunterwasserlateralfläche A

des Fahrzeugrumpfs und der daraus resultierenden Manöv-

riereigenschaften von Schiffen hergeleitet wurden.

Alle zu findenden Empfehlungen zur Dimensionierung der Ruderprojektionsfläche zielen auf

die Auslegung von Rudern für Oberflächenfahrzeuge ab, wie zum Beispiel Schiffsruder.

Um die allgemeinen Empfehlungen auf das AUV anwenden zu können, wurde eine Annahme

getroffen, durch die das AUV modellhaft für den Zweck der Ruderdimensionierung als Ober-

flächenfahrzeug angesehen werden kann. Dabei wird es bis zur horizontalen Mittelebene ge-

taucht betrachtet, wodurch genau die Hälfte des Fahrzeugs dem Unterwasserlateralplan eines

Oberflächenfahrzeugs gleichgesetzt werden kann. Mit dieser Annahme lässt sich das untere

Seitenruder des AUVs mit den Empfehlungen für ein herkömmliches Seeschiff auslegen, wo-

bei die ausreichende Manövrierfähigkeit der unteren Fahrzeughälfte erreicht wird.

Da die obere Fahrzeughälfte eine Spiegelung der unteren darstellt, ist diese Dimensionierung

auch für das obere Seitenruder gültig. Mit der Annahme einer jeweils ausreichenden Manöv-

rierfähigkeit der unteren und oberen Fahrzeughälfte kann man auf eine ausreichende Manöv-

rierfähigkeit des komplett getauchten Gesamtfahrzeugs schließen. Dieser Ansatz dient somit

der Auslegung der Seitenruder. Da bei Kreuzanordnungen zumeist alle vier Ruder die gleiche

Größe aufweisen, werden die Tiefenruder gleich groß dimensioniert. Die Tiefenruder werden

weiterhin von einem Lagetrimmsystem in ihrer Funktion unterstützt, welches ebenfalls den

Nickwinkel (Tauchwinkel) des Fahrzeugs verändern kann, um die langen Aufstiegs- oder

Abtauchphasen der Missionen energieeffizient zu bewältigen. Die Tiefenruder dienen dann

lediglich der dynamischen Nickwinkelkorrektur oder der Vergrößerung des maximal mit dem

Lagetrimmsystem erreichbaren Nickwinkels.

Das Fahrzeug manövriert hauptsächlich im vollständig getauchten Zustand und befindet sich

nur während der Aussetz- und Bergevorgänge an der Wasseroberfläche. Die fehlende freie

Wasseroberfläche beim getauchten Fahrzeug wirkt sich bei gleichem Ruderflächenverhältnis

positiv auf die Manövrierfähigkeiten gegenüber einem Oberflächenfahrzeug aus. Beispiels-

weise verursachen Wellenbewegungen Kursstörungen, die ein Schiffsruder fortwährend aus-

gleichen muss. Des Weiteren haben Schiffsruder in der Nähe der Wasseroberfläche Probleme

mit der Aviation, dem Ansaugen von Luft in die Unterdruckgebiete am Ruder und der Kavita-

tion. Beide Effekte verursachen Steuerfähigkeitsverluste, die in den verwendeten statistischen

Formeln zur Ruderdimensionierung berücksichtigt sind, jedoch beim getauchten AUV nicht

vorkommen. Dieser Sachverhalt bedeutet eine zusätzliche Sicherheit bei der dargestellten

Methode der Ruderflächendimensionierung für ein Unterwasserfahrzeug.

Während der Oberflächenfahrt ist das Fahrzeug so getrimmt, dass es einen positiven Auftrieb

von bis zu 150 N aufweist. Es ist dabei soweit getaucht, dass sich beide Ruder vollständig

unter der Wasseroberfläche befinden. Der obere Teil des Fahrzeugrumpfs ragt bei Oberflä-

chenfahrt etwas aus dem Wasser und damit ein Teil der Rumpfprojektionsfläche. Das Ver-

hältnis der Ruderfläche zur Unterwasserlateralfläche bei der Oberflächenfahrt ist aus diesem

Grund leicht erhöht gegenüber dem getauchten Fahrzeug. Dadurch ist auch bei der Oberflä-

chenfahrt eine zusätzliche Sicherheit der nach dem verwendeten Auslegungsprinzip dimensi-

onierten Ruder gegeben.

Abb. 4-2 Trimmversuch des AUVs in der Konfiguration ohne Nutzlastsektion im Becken

Die Abbildung 4-2 zeigt den erläuterten Fahrzeugtrimm bei einem Trimmversuch vor einer

Erprobung des Fahrzeugs in der Ausgangskonfiguration ohne Nutzlastsektion.

Die getroffenen Modellannahmen zur Ruderdimensionierung sind in der Abbildung 4-3 ver-

anschaulicht. Zusätzlich sind die in den Auslegungsrechnungen verwendeten Größen Tief-

gang T und Fahrzeuglänge L aufgetragen. In der Mitte des Rumpfs stellt eine schraffierte Flä-

che A

die im modularen Fahrzeugkonzept vorgesehene Nutzlastsektion dar, die eine Ver-

längerung des Fahrzeugs bewirkt und damit das Fahrzeugvolumen vergrößert. Die Nutzlast-

sektion weist eine zylindrische Außenform auf, deren Durchmesser dem Maximaldurchmes-

ser des Fahrzeugrumpfs entspricht. Sie wird an der Stelle mit maximalem Außendurchmesser

eingebaut [Pre13].

Abb. 4-3 Modell zur Auslegung der Rudergröße (mit einer Nutzlastsektion)

vollständig

getauchte

Seitenruder

nicht

getauchter

Rumpfteil

Dies ermöglicht den Einbau von zusätzlichen, in der Ausgangskonfiguration des Fahrzeugs

nicht vorhandenen Geräten. Bei kommerziellen AUVs wird diese Möglichkeit von Auftrag-

gebern genutzt, so dass sich die Bezeichnung Payload etabliert hat. Für die Ruder des Fahr-

zeugs bedeutet dieses modulare Fahrzeugkonzept, dass eine ausreichende Manövrierfähigkeit

aller Fahrzeugkonfigurationen sichergestellt werden muss.

Für das AUV PreToS sind eine Ausgangskonfiguration ohne Payload sowie zwei weitere

Konfigurationen mit jeweils einer und mit zwei Nutzlastsektionen vorgesehen. Jede Nutzlast-

sektion verlängert das Fahrzeug um L

= 353 mm und bewirkt eine Zunahme der Unterwas-

serlateralfläche um A

= 0,334 m².

Die sich daraus ergebenden Parameter für die Auslegung der Ruder sind in der Tabelle 4-1

aufgeführt, wobei es sich um Werte für die untere Fahrzeughälfte gemäß der beschriebenen

Modellannahme handelt.

Der Tiefgang des Fahrzeugs entspricht für alle Konfigurationen der Hälfte des maximalen

Durchmessers der Rumpfform oder des Durchmessers der zylindrischen Nutzlastsektion (T =

947 mm / 2 = 473,5 mm).

Anzahl der Nutzlasten ohne eine zwei

Gesamtlänge L [m] 3,758 4,111 4,464

verdrängtes Volumen

∀

[l] 643,24 767,58 891,92

Unterwasserlateralfläche

A [m²]

1,1266 1,2937 1,4609

Tabelle 4-1 Parameter für die Ruderdimensionierung für verschiedene Fahrzeugkonfigurationen

Bei der Ausgangskonfiguration ohne Payload beträgt die Gesamtlänge des Fahrzeugs 3,758 m

und weist mit einem Rumpfvolumen pro Fahrzeughälfte von 643,24 l und dem Maximal-

durchmesser von 947 mm eine Rumpfform auf, die als völlig zu bezeichnen ist. Dabei hat das

Fahrzeug den größten Rumpfdurchmesser in der Mitte und vergleichsweise kleine Rumpf-

durchmesser im Bug und im Heck. Solche Rumpfformen wirken sich zwar stark positiv auf

die Drehfähigkeit des Fahrzeugs aus, haben jedoch einen negativen Einfluss auf die Kurssta-

bilität. Um bei solchen Fahrzeugrumpfformen Kurstabilität zu erreichen, sind größere Ruder-

flächen notwendig, als sie für die Sicherstellung einer ausreichenden Wendigkeit notwendig

wären. Es ist jedoch auch die Anordnung eines Kiels oder fester Leitflächen zur Unterstüt-

zung der Kursstabilität denkbar.

Fahrzeuge mit einer länglichen und schlanken Rumpfform können schon mit sehr kleinen

Ruderflächen eine gute Kursstabilität aufweisen. Um zusätzlich eine ausreichende Wendigkeit

zu erreichen, wird bei solchen Fahrzeugformen jedoch eine umso größere Ruderfläche benö-

tigt.

Aus diesem Grund muss bei der Ruderdimensionierung die Abhängigkeit vom Völligkeits-

grad der Rumpfform beachtet werden. Bei manchen Dimensionierungsverfahren wird deshalb

als Grundlage für die Auslegungsrechnung ein Faktor für die Schiffsform verwendet, der bei-

spielsweise mit Hilfe der Rumpflänge, der Rumpfbreite (entspricht im Fall des rotationssym-

metrischen AUVs dem Maximaldurchmesser des Rumpfs), der Verdrängung und dem Tief-

gang gebildet wird. Andere Verfahren gehen von ähnlichen Rumpfformen bei gleichem

Schiffstyp aus und benutzen schiffstypabhängige Faktoren.

Ein Beispiel für die Ermittlung der Rudergröße als Funktion des Schiffstyps ist die in den

Klassifikations- und Bauvorschriften des Germanischen Lloyd zu findende Empfehlungsfor-

mel [Llo12], siehe Formel (4-1). Für die beiden Größen L und T werden die Länge und der

Tiefgang des Schiffsrumpfs eingesetzt, siehe auch Abbildung 4-3. Der Faktor c

ist dabei der

schiffstypabhängige Faktor, während c

bis c

Faktoren für die Ruderform, das Ruderprofil

und die Anordnung im- oder außerhalb des Schraubenstrahls repräsentieren.

A = c

∙c

· c

∙c

∙1,75 · L · T

100 (4-1)

Diese Formel ist in einer erweiterten Variante neben einigen weiteren Empfehlungen für die

Dimensionierung der Ruder in [Kra12] gegeben. Die Erweiterung äußert sich in einer größe-

ren Auswahlmöglichkeit zur Bestimmung der Faktoren c

bis c

und in der Einführung eines

zusätzlichen Multiplikationsfaktors c

, der aus dem Streckungsverhältnis Λ (siehe Kapitel

3.1.1) der Ruderprojektionsfläche nach der Formel (4-2) berechnet wird.

= 1,167 ·3

Λ+2 (4-2)

Der Faktor c

ist in beiden Quellen für übliche Schiffstypen wählbar. Für Spezialfahrzeuge,

Unterwasserfahrzeuge und für AUVs gibt es jedoch keine Angabe. Aus diesem Grund wurde

die oben beschriebene Berechnung zur Dimensionierung der Ruderfläche nur zu Vergleichs-

zwecken herangezogen, während die eigentliche Auslegung mit dem in [Thi52a] und in

[Thi62a] vorgestellten Verfahren geschah, bei dem die Ruderfläche als Funktion des mittleren

Breiten-Längen-Verhältnisses des Fahrzeugrumpfs erfolgt. Das mittlere Breiten-Längen-

Verhältnis ist dabei als Quotient der Lateralfläche A

mit der Wasserlinienlänge L

und der

Verdrängung ∀ des Fahrzeugrumpfs (L

· A

/ ∀) definiert und bildet damit einen schiffs-

typunabhängigen Formfaktor. Der Vorteil liegt darin, dass für jeden beliebigen Fahrzeugtyp

dieser Formfaktor ermittelt und speziell dafür eine minimal notwendige und maximal sinnvol-

le Ruderfläche bestimmt werden kann, wobei einige Kriterien, wie die Anordnung des Ruders

im Propellerstrahl und eine strömungsgünstige Rumpfform, vorausgesetzt werden.

Während die Verfahren in [Kra12] und [Llo12] die zwei beschriebenen Manövriereigenschaf-

ten (Wendigkeit und Kursstabilität) nicht unterscheiden, gibt das Verfahren in [Thi62a] die

Möglichkeit, das Ruder entweder so zu dimensionieren, dass ausreichende Kursstabilität er-

reicht, oder, dass ein bestimmter minimaler Drehkreisradius ermöglicht wird. Ersteres kann

speziell bei völligen Fahrzeugen angewendet werden (L

· A

/ ∀ < 7), da für die notwendige

Drehfähigkeit bereits kleinere Ruderflächen ausreichen. Bei länglichen und aufgrund ihrer

Rumpfform kursstabileren Fahrzeugen (L

· A

/ ∀ ≥ 9) macht die Auslegung mit einem

minimalen Drehkreisradius als Zielkriterium Sinn. Für die drei Konfigurationen des AUV

ergibt sich ein Formfaktor von ca. 6,6 bis 7,3, was für alle drei Konfigurationen die Ausle-

gung mit dem Zielkriterium der ausreichenden Kursstabilität erfordert.

Abb. 4-4 Obere und untere Grenze der Rudergröße als Funktion des Formfaktors, nach [Thi62a]

Die Abbildung 4-4 stellt den Auslegungsprozess graphisch dar. Es ist jeweils die minimale

und maximale Ruderfläche relativ zur Unterwasserlateralfläche als untere und obere Grenze

über dem mittleren Breiten-Längen-Verhältnis aufgetragen. Oberhalb der maximalen Ruder-

fläche bewirkt eine weitere Vergrößerung keine nennenswerte Verbesserung der Manövrier-

eigenschaften. Die Formfaktoren für die drei Konfigurationen des entwickelten Fahrzeugs

(vgl. Tabelle 4-1) sind als vertikale Geraden eingetragen. Die Schnittpunkte mit der unteren

Grenze ergeben die Mindestruderfläche. Keine der drei Konfigurationen weist eine übermäßig

schlanke Rumpfform auf (L

· A

/ ∀ ≥ 9), weshalb die mit der Forderung nach ausreichen-

der Kurstabilität ausgelegten Ruderflächen eine ausreichende Wendigkeit des Fahrzeugs er-

warten lassen. Die damit ermittelten Werte für die Ruderfläche als Prozentsatz der Unterwas-

serlateralfläche fallen mit steigender Anzahl der Nutzlastsektionen von 3,1 auf 2,17 Prozent,

während die Unterwasserlateralfläche steigt, weshalb die Streuung der so bestimmten absolu-

ten Ruderflächengrößen klein ausfällt, vgl. Tabelle 4-2. Zum Vergleich sind mit roten Punk-

ten die Ergebnisse der Auslegung nach [Kra12] für die drei Fahrzeugkonfigurationen aufge-

tragen. Die dort verwendeten Faktoren c

bis c

wurden zu 1 gesetzt, und für die Bestimmung

des Faktors c

wurde das Streckungsverhältnis von 0,92 der tatsächlich gebauten Ruder ge-

nutzt, welches sich in den weiter unten beschriebenen Schritten ergeben hat. Die ermittelten

Werte für die minimale Ruderprojektionsfläche beider Auslegungsverfahren sind in der Ta-

belle 4-2 aufgeführt.

0,010

0,015

0,020

0,025

0,030

0,035

0,040

0,045

6 7 8 9 10 11 12 13 14

AR/ AL [-]

obere

Grenze





∙





∀

[-]

untere

Grenze

Anzahl der Nutzlastsektionen ohne eine zwei

/ A

nach [Thi62a]

[-] 0,031 0,025 0,022

minimale A

nach [Thi62a]

[cm²] 349,39 323,43 317,30

/ A

nach [Kra12]

[-] 0,033 0,032 0,031

nach [Kra12]

[cm²] 375,96 411,28 446,59

Tabelle 4-2 Ermittelte Ruderflächengrößen für die drei Konfigurationen

Die Ergebnisse beider Verfahren schließen sich nicht aus, denn es ist nur die untere Grenze

der im Verfahren nach Thieme ermittelten Größen aufgezeigt, und die obere Grenze wird von

den größeren Werten des anderen Lösungswegs nicht überschritten. Es ist erkennbar, dass bei

der Auslegung nach Thieme der Völligkeitsgrad mit zunehmender Länge des Fahrzeugs ab-

nimmt, wodurch die für ausreichende Kurstabilität notwendige absolute Rudergröße trotz der

größer werdenden Unterwasserlateralfläche ebenfalls kleiner wird. Beim anderen Auslegungs-

verfahren wächst die absolute Rudergröße jedoch mit zunehmender Länge des Fahrzeugs an,

was aus dem vereinfachten Ansatz und der zugrundeliegenden Multiplikation des konstanten

Tiefgangs T und der ebenfalls konstanten Faktoren c

bis c

mit der Fahrzeuglänge resultiert.

4.1.3 Festlegung der Ruderhöhe

Die nach Thieme ermittelte minimale Ruderfläche von ca. 350 cm² der Ausgangskonfigurati-

on würde für ausreichende Manövriereigenschaften der zwei anderen Konfigurationen genü-

gen. Die erforderliche Wendigkeit des Fahrzeugs ist aufgrund der Rumpfform bereits mit

kleineren Ruderflächen erreichbar. Mit der als Minimum anzusehenden Fläche von 350 cm²

wurden zunächst die konstruktiven Randbedingungen für den Aufbau der Ruderanlage über-

prüft.

Bei ersten CAD-Entwürfen hat sich gezeigt, dass aufgrund der im Kapitel 4.1.1 erwähnten

konstruktiven Begrenzung der maximalen Ruderhöhe die ermittelte Ruderfläche ein Stre-

ckungsverhältnis von etwa 0,27 aufweist, während 0,7 als kritische untere Grenze gilt

[Thi62a]. Dieses war dem anfangs ausgearbeiteten Konzept des Hauptantriebs geschuldet, da

die konstruktiv maximale Ruderhöhe direkt vom Nabendurchmesser und dem Außendurch-

messer der Propeller abhängt. Die Propellerdüse stellt aus Sicherheitsgründen die äußere radi-

ale Begrenzung der Ruderhöhe dar.

Es wurde im Zuge dieser Auslegungen eine Änderung des Hauptantriebskonzepts herbeige-

führt. Der Außendurchmesser des Propellers wurde von den ursprünglich geplanten 500 mm

auf 650 mm vergrößert. Um das dadurch benötigte höhere Antriebsdrehmoment erreichen zu

können, mussten auch die Außendurchmesser der Ringmotoren vergrößert werden. Der

Durchmesser der Propellernabe ist deshalb ebenfalls von den ursprünglich geplanten 304 mm

auf 344 mm vergrößert worden. Damit konnte der radiale Abstand zwischen dem Rumpf und

der Propellerdüse, von dem die Ruderhöhe direkt abhängt, um etwa 50 Prozent von ursprüng-

lich 98 mm auf 153 mm erhöht werden.

Die Propellerfläche wurde durch diese Änderung von 12,38 dm² auf 23,89 dm² fast verdop-

pelt. Eine Vergrößerung der Propellerfläche bewirkt bei gleichbleibendem Schub eine lang-

samere Drehzahl der Propeller, eine kleinere Beschleunigung des Fluids und damit einen hö-

heren theoretisch erreichbaren Wirkungsgrad der Propeller, so dass mit dieser Änderung zu

Gunsten eines besseren Ruder-Streckungsverhältnisses ein ebenfalls positiver Effekt für die

Hauptantriebe erzielt wurde.

Abb. 4-5 Änderung des Ruder-Streckungsverhältnisses durch vergrößerten Hauptantrieb bei

annähernd gleichbleibender Ruderfläche, links: Ursprüngliches Konzept, rechts:

Verbessertes Streckungsverhältnis

Die Abbildung 4-5 zeigt die Änderung zur Vergrößerung der erreichbaren Ruderhöhe an einer

Geometriestudie zu Beginn des Entwicklungsprozesses mit dem anfänglichen Hauptantriebs-

konzept und einem CAD-Modell einer späteren Version der Ruderanlage mit eingearbeitetem

neuen Konzept des Hauptantriebs.

Die Ruderhöhe konnte durch die 20 mm über den hinteren Düsendurchmesser reichende Be-

festigungsleiste der Düse (siehe zusätzliche Ruderhöhe in der Abbildung 4-5) noch etwas ver-

größert werden. Dieser Teil der Ruderfläche liegt jedoch nicht im Propellerstrahl, so dass er

nicht gleichwertig zur restlichen Ruderfläche hinzuaddiert werden kann.

Die Umrissform wurde so gestaltet, dass das zum Rumpf zeigende Ruderende (Ruderwurzel)

der Rumpfform nachempfunden ist. In der Nullstellung wird so ein gleichmäßiger kleiner

Spalt von 2 mm zum Rumpf gebildet. Die dadurch vergrößerte Projektionsfläche trägt eben-

falls nur geringfügig zur Querkraftentstehung am Ruder bei, da der Auftrieb eines Profils

hauptsächlich in den vorderen zwei Dritteln der Profillänge entsteht [Sch88] und der Großteil

der dadurch zusätzlich gewonnenen Fläche sich im hinteren Teil des Ruders befindet. Deshalb

wird dieser Ruderflächenanteil nicht mit in die Gesamtruderfläche eingerechnet, was in der

Abbildung 4-5 durch die fehlende Schraffur in diesem Bereich angedeutet ist. Jedoch wird

durch den Übergang zum Rumpf an der Rudersohle die Seitenumströmung größtenteils ver-

Düsenbefestigungsleiste

350 cm²

Düsenbefestigungsprofil

nicht im Propellerstrahl:

40 cm²

zusätzliche

Ruderhöhe

Spalt

368 cm²

hindert, was zu einem höheren effektiven Streckungsverhältnis des Ruders führt. Da der Spalt

sich durch das Anstellen des Ruders vergrößert, ist dieser Effekt bei der Nullstellung des Ru-

ders maximal und kommt hauptsächlich bei kleinen Anstellwinkeln zum Tragen. Dadurch

wirkt sich diese Maßnahme besonders positiv auf die Kursstabilität aus und unterstützt das

aktive Korrigieren des Kurses durch kleine Ruderausschläge (aktive Kursstabilisierung).

An den äußeren Ruderenden (Rudersohle) wurden Ruder-Endscheiben angeordnet, die eben-

falls den Druckausgleich zwischen Druck- und Saugseite durch Seitenumströmung eindäm-

men und das effektive Streckungsverhältnis weiter erhöhen. Die Endscheiben sind dabei

zweiteilig aufgebaut, so dass der als Abstreifleiste bezeichnete Teil an der Düsenbefestigungs-

leiste verschraubt wird und der zweite Teil direkt auf der Rudersohle. Die Abstreifleiste be-

wegt sich im Gegensatz zur ruderfesten Endscheibe bei Anstellung der Ruder nicht mit und

hat die zusätzliche Aufgabe, zu verhindern, dass Seile oder Gegenstände zwischen die Ruder

und die Propellerdüse geraten, siehe Abbildung 4-6.

Abb. 4-6 Zweigeteilte Endscheibe an der Rudersohle bei angestelltem Ruder

Die gewählte Ruderhöhe der rechteckigen Grundform (schraffierte Fläche in der Abbildung

4-5) des Ruders beträgt 184 mm und die Profillänge 200 mm. Insgesamt ergibt sich ein Flä-

cheninhalt des so ausgelegten Ruders von 389,32 cm², wobei etwa 328 cm² als vollständig im

Propellerstrahl befindliche Fläche angesehen werden kann. Als Streckungsverhältnis ergibt

sich ein Wert von 0,92 und liegt damit über der von [Thi62a] angegebenen kritischen unteren

Grenze von 0,7.

Düsen

befestigungsleiste

Abstreifleiste /

fahrzeugfeste

Ruderendscheibe

angestelltes

Ruder

Propellerdüse

ruderfeste

Endscheibe

4.1.4 Anforderungen an das Ruderprofil

Die im Propellerstrahl liegende Ruderfläche von 328 cm² liegt aus konstruktiven Gründen

unter dem nach Thieme ermittelten Minimum von 350 cm². Die mit dem zweiten angewand-

ten Verfahren (nach [Kra12]) ermittelten Werte werden für alle betrachteten Fahrzeugkonfi-

gurationen auch mit Hinzurechnung der nicht im Propellerstrahl liegenden Ruderfläche (ins-

gesamt 368 cm²) nicht erreicht.

Vergleicht man weiterhin visuell die Proportionen der Ruder von bekannten AUVs (siehe

zum Beispiel Abbildung 2-4) zum Gesamtfahrzeug mit dem ausgelegten Ruder, wird deutlich,

dass dort die Ruderflächen größer erscheinen. Hinzu kommt, dass die meisten Langstrecken-

AUVs eine länglichere Rumpfform aufweisen als das entwickelte Fahrzeug, wodurch eine

bessere Kurstabilität aufgrund der Rumpfform als Randbedingung für dort verwendete Ruder

gegeben ist. Aufgrund der völligen Rumpfform des AUVs PreToS müssten demzufolge noch

größere Ruderflächen verwendet werden.

Die kleine Ruderfläche ist in Bezug auf die Kursstabilität dadurch gerechtfertigt, dass unter-

stützende, als feste Leitflächen wirkende Komponenten am Fahrzeug vorhanden sind. Hierzu

zählen die Propellerdüse und die vier Befestigungsprofile (siehe Abbildung 4-5) der Düse, die

symmetrische Profile (NACA 16-021) aufweisen, siehe Kapitel 6.5. Weiterhin verbessert der

verhältnismäßig große Außendurchmesser des Hauptantriebs die Kursstabilität des Fahrzeugs

[Sch88].

Für weitere Manövriereigenschaften, wie die aktive Kursstabilität, die Fähigkeit, Kursstörun-

gen durch kurzzeitiges Anstellen der Ruder auszugleichen und für das Stützen, die Fähigkeit,

aus einem Drehmanöver durch kurzzeitiges Anstellen der Ruder entgegen der Drehrichtung

einen Geradeauskurs einzustellen, ist jedoch die bewegliche Leitflächengröße ausschlagge-

bend.

Die Größe der seitlichen Ruderprojektionsfläche bildet zwar das Hauptauslegungskriterium,

ist jedoch, wie im hier aufgezeigten Fall, meistens durch konstruktive Parameter nach oben

begrenzt. Bei fester Ruderfläche erlaubt die Gestaltung des Ruderprofils als weitere Einfluss-

größe, die Leistungsfähigkeit des Ruders zu erhöhen. Da die ausgelegte Ruderfläche mit ei-

nem außerhalb des Propellerstrahls liegenden Teil nur knapp die berechnete minimale Fläche

erreicht, ist keine zusätzliche Sicherheit durch Überdimensionierung gegeben. Diese Zusam-

menhänge erfordern die Verwendung eines Hochleistung-Profils für den Aufbau der Ruder.

Für die geforderte Erhöhung der aktiven Kursstabilität und für präzises Stützen muss das zu

wählende Ruderprofil möglichst hohe Auftriebswerte schon bei kleinen Anstellwinkeln auf-

weisen. Das heißt, dass eine hohe Steigung der Auftriebskennlinie um den Nullwinkel gefor-

dert ist.

Der Maximalauftrieb bestimmt den kleinsten Drehradius und damit die Wendigkeit des Fahr-

zeugs. Als weitere Anforderung ist der kritische Winkel zu nennen, bei dem der Strömungs-

abriss einsetzt. Je größer dieser ist, desto geringer ist die Wahrscheinlichkeit, dass das Ruder

während des Betriebs Abrisserscheinungen erfährt, die zu einem plötzlichen Abfallen der

Steuerkräfte und zum Anstieg des Rudermoments und Widerstands führen.

Neben den Beiwerten der hydrodynamischen Kräfte wird bei Schiffen üblicherweise die Ka-

vitationsgefährdung der Ruderprofile analysiert, da diese neben Wirkungsverlusten und er-

höhter Lärmentwicklung auch eine Schwingungsbelastung sowie einen schnellen Verschleiß

der Ruder bewirkt. Im Gegensatz zu Rudern von schnellen Schiffen, wo sehr hohe Strö-

mungsgeschwindigkeiten auftreten und das Ruder sich immer nahe der Wasseroberfläche

befindet, sind die Ruder des AUVs nicht kavitationsgefährdet, da hier nur kleine Anströmge-

schwindigkeiten vorkommen und die Unterwasserfahrt die überwiegende Einsatzweise dar-

stellt. Schon ab vergleichsweise kleinen Tauchtiefen ist der hydrostatische Druck so hoch,

dass die Dampfdrücke des Wassers weder von der Propellerblatt- noch von der Ruderum-

strömung unterschritten werden. Aus diesem Grund wird der Aspekt der Kavitation bei der

Ruderprofilwahl nicht betrachtet.

4.1.5 Auswahl der Profilform

Da eine hohe Robustheit und ein geringer Wartungsaufwand gefordert sind, wurde aus den

beschriebenen Aufbauweisen der Hochleistungsruder ein starres Ruderprofil mit einem Stau-

schwanz gewählt, siehe Kapitel 3.1.5.

Die einzigen bekannten Entwurfsgrundlagen zu Ruderprofilen mit einem modern ausgeführ-

ten Stauschwanz sind in einem Forschungsbericht der SVA-Potsdam zu finden [Hei04a],

[Hei04b]. Darin wird, ausgehend von HSVA-Mischprofilen durch Optimierung der Profilgeo-

metrie, zunächst ein optimiertes Mischprofil entwickelt. Dabei wurden Geometriemodifikati-

onen durch potentialtheoretische Berechnungen auf ihre hydrodynamischen Auswirkungen

untersucht. Das Ergebnis der Geometrieoptimierung ist das MP SVA-22 Profil, welches ähn-

liche Auftriebs- und Widerstandsbeiwerte wie die ursprünglichen HSVA-Mischprofile auf-

weist, dafür aber weniger kavitationsgefährdet ist. Als Ergebnis dieses Optimierungsvorgangs

wird in der genannten Quelle festgehalten, dass mit den Mischprofilen bereits sehr gute Profi-

le für Ruder vorhanden sind und eine weitere Optimierung der konventionellen Ruderprofil-

form nur unter großen Anstrengungen möglich ist.

Es werden deshalb im selben Forschungsvorhaben neben der konventionellen Methode der

Geometrieoptimierung zwei weitere Möglichkeiten zur Verbesserung der Rudereigenschaften

untersucht. Einerseits wurde mit der entwickelten MP SVA-22 Profilgeometrie ein geteiltes

Ruderprofil als Flossenruder aufgebaut. Andererseits wurde das MP SVA-22 mit einem

Stauschwanz versehen, um ein Ruderprofil nach dem Vorbild des Schillingruders zu erhalten.

Die so modifizierten MP SVA-22 Profile wurden ebenfalls auf ihre hydrodynamischen Eigen-

schaften untersucht. Die Auftriebsbeiwerte des Flossenruders erreichten die besten Ergebnis-

se im ganzen Winkelbereich bei einer Anströmung von vorn, jedoch zeigte die vergleichswei-

se einfache Modifikation des am Ausgangsprofil angebrachten Stauschwanzes ebenfalls deut-

liche Verbesserungen. Dabei wurden höhere Auftriebsbeiwerte erreicht, wobei die Wider-

standsbeiwerte ebenfalls angestiegen sind. Aus diesem Grund wurde das MP SVA-22-FT

Ruderprofil aus [Hei05] als Grundform für die Ruder des AUVs gewählt. Die Abbildung 4-7

stellt das Ruderprofil mit einigen aufgetragenen charakteristischen Größen dar. Die Zahl 22 in

der Benennung des Profils bezieht sich auf die dickste Stelle von 22 Prozent bei 35 Prozent

Dickenrücklage. Ferner befindet sich die Ruderwelle bei 35 Prozent der Profillänge.

Abb. 4-7 MP-SVA22-FT Ruderprofil mit charakteristischen Größen, nach [Hei05]

Im Forschungsbericht existieren jedoch nur mit der CFD-Software CFX-5 ermittelte Ruder-

profilkennwerte (zweidimensionaler Fall), so dass im Rahmen der vorliegenden Arbeit zu-

nächst eine experimentelle Untersuchung zur Validierung der numerisch ermittelten Werte

erfolgte. Während der Versuche konnte ferner der Einfluss der zweigeteilten Endscheibe auf

die Kennwerte des Ruders in dreidimensionaler Versuchsanordnung nachgewiesen werden.

4.1.6 Experimentelle Untersuchungen zum Ruderprofil

Die experimentellen Untersuchungen zur Ermittlung der Ruderkräfte und Momente erfolgten

im großen Umlauf- und Kavitationstank K27 des Instituts für Land- und Seeverkehr der

Technischen Universität Berlin mit Unterstützung des Fachgebiets Dynamik Maritimer Sys-

teme. Es wurde die kleinere der beiden vorhandenen Messstrecken genutzt, die einen maxi-

malen Strömungsquerschnitt von 0,6 mal 0,6 Meter aufweist [ILS13a]. Für die Versuche

wurde jedoch die Querschnittshöhe der Messstrecke durch Zwischenböden, wie im Folgenden

beschrieben, begrenzt.

Quasi-zweidimensionale Messanordnung

Als erstes wurden die Kraft- und Momentbeiwerte für das Ruderprofil in einer quasi-zwei-

dimensionalen Messanordnung, wie sie im Kapitel 3.1.2 beschrieben ist, ermittelt. Dazu wur-

de ein Rudermodell mit einer Profillänge von 130 mm (1 zu 1,54 Maßstab im Vergleich zum

Fahrzeugruder) und einer Ruderhöhe von 250 mm aus Hartholz angefertigt. Das Ruder wurde

an der Sechs-Komponenten-Waage der Messstrecke über eine Stahlwelle befestigt. Die Mess-

strecke wurde mit geschlossener Oberfläche betrieben, die durch einen Zwischenboden mit

einer Bohrung für die Ruderwelle realisiert wurde, so dass ein Spalt von 1,8 mm zwischen der

Ruderwurzel und dem oberen Zwischenboden eingestellt werden konnte. Die Messstrecke

100 %

22 %

35 %

5,4 %

weist einen weiteren, in der Höhe verstellbaren Zwischenboden auf, der als untere Begren-

zung genutzt werden kann. Für die quasi-zweidimensionale Messanordnung wurde dieser an

die Rudersohle soweit gehoben, bis ein Spalt von etwa 2,4 mm zwischen Ruder und dem un-

teren Zwischenboden bestehen blieb, siehe Abbildung 4-8.

Es wurden für die Versuche verschiedene Strömungsgeschwindigkeiten in der Messstrecke

erzeugt und dabei die Ruderkräfte gemessen. Jedoch konnte nur eine Reynoldszahl von ma-

ximal 4,6 · 10

erreicht werden, da aufgrund der Messstreckenversperrung durch das Ruder

bei höheren Geschwindigkeiten und Anstellwinkeln Luft unter dem unteren Zwischenboden

einbrach und eine Verfälschung der Messwerte nicht ausgeschlossen werden konnte.

Abb. 4-8 Quasi-zweidimensionale Messanordnung für die Ermittlung der Ruderprofilbeiwerte

Im Diagramm in der Abbildung 4-9 sind die aus den gemessenen Kräften der quasi-zwei-

dimensionalen Versuchsanordnung berechneten Widerstands- und Auftriebsbeiwerte des Ru-

derprofils MP SVA-22-FT aufgezeigt. Zum Vergleich sind ebenfalls die mit dem Programm

CFX-5 numerisch ermittelten Beiwerte [Hei05] und die experimentell ermittelten Beiwerte

des ursprünglichen Mischprofils aus [Hei05] aufgetragen. Es sind gut überdeckende Kennli-

Bohrung für

Die Ruderwelle

oberer

Zwischen-

boden

unterer

Zwischen-

boden

2,4 mm

Spalt

1,8 mm

Spalt

nien der experimentell und numerisch ermittelten Auftriebsbeiwerte des MP SVA-22-FT Pro-

fils erkennbar. Die etwas kleineren Auftriebsbeiwerte beim Experiment sind auf das Vorhan-

densein eines oberen und unteren Spalts in der Versuchsanordnung, Fertigungsungenauigkei-

ten bei der Herstellung des Rudermodells und den im Vergleich zur Kernströmung in der

Messstrecke langsameren Grenzschichtströmungen am oberen und unteren Ruderende auf-

grund der Zwischenböden zurückzuführen. Eine Abnahme des Auftriebsbeiwerts aufgrund

von einsetzendem Strömungsabriss ist bei beiden Kennlinien ab etwa 16 Grad erkennbar, je-

doch ist dieser Effekt bei den im K27 ermittelten Werten stärker ausgeprägt. Ferner sind die

Widerstandsbeiwerte bis zu einem Anstellwinkel von acht Grad fast gleich, bei größeren An-

stellwinkeln sind jedoch die numerisch ermittelten Werte um bis zu 14 Prozent kleiner.

Die zwei zuletzt genannten Abweichungen können durch die fast halb so große Reynoldszahl

(4,6 · 10

) des Versuchs im Vergleich zur numerischen Berechnung (7,5 · 10

) erklärt werden.

Abb. 4-9 Vergleich der Auftriebs- und Widerstandsbeiwerte MP SVA-22-FT, grün: im

K27 ermittelte Beiwerte, rot: mit CFX-5 ermittelte Beiwerte [Hei05], blau:

experimentell ermittelte Beiwerte des SVA-22 Mischprofils [Hei05]

Im Vergleich zum Mischprofil SVA-22 hat das mit einem Stauschwanz versehene Ruderpro-

fil SVA-22-FT deutlich höhere Auftriebsbeiwerte im ganzen Anstellwinkelbereich (bis zu 34

Prozent). Die Widerstandsbeiwerte des MP SVA-22 sind bei Anstellwinkeln bis sechs Grad

etwas kleiner und zwischen sechs und 15 Grad größer als beim MP SVA-22-FT Profil.

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20

Anstellwinkel δR[°]

Ca, Cw [-]

SVA 22 FT

experimentell

SVA 22 FT

CFX-5

SVA 22

experimentell

Bei noch größeren Anstellwinkeln sind wieder die Widerstandsbeiwerte des MP SVA-22-FT

höher. Die Werte des MP SVA-22 Profils wurden im Versuch bei einer Reynoldszahl von

etwa 4,7 · 10

ermittelt [Hei05] und erlauben aufgrund der fast gleich großen Reynoldszahl

des durchgeführten Versuchs mit dem Ruderprofil MP SVA-22-FT einen guten Vergleich der

Profilleistungen. Jedoch wurden in [Hei05] bei der Versuchsdurchführung der quasi-

zweidimensionalen Anordnung oberhalb und unterhalb des an Kraftmessgeräten aufgehängten

Ruders feste Ruderattrappen angeordnet, wodurch der beschriebene Einfluss der Zwischenbö-

den wegfällt. Bei der gleichen Messanordnung, wie sie in der Abbildung 4-8 dargestellt ist,

sind deshalb minimal kleinere Auftriebs- und Widerstandsbeiwerte zu erwarten.

Dreidimensionale Messanordnung

Um den Einfluss der Ruder-Endscheiben (vgl. Abbildung 4-6) auf die Eigenschaften des Ru-

ders zu bestimmen, wurden Versuche ohne Begrenzung des Messstreckenkanals an der Ru-

dersohle durchgeführt. Dazu wurde der untere Zwischenboden abgesenkt und ein Sichtfenster

im Zwischenboden gegen eine passend angefertigte Kunststoffplatte ausgetauscht, die es er-

möglichte, über Gewindebohrungen ein Aluminiumprofil unterhalb des Modellruders zu be-

festigen, siehe Abbildung 4-10. Dieses strömungsgünstig geformte Profil erlaubt die Befesti-

gung einer Abstreifleiste, die im Modellmaßstab der für das Fahrzeug konstruierten Form

entspricht und somit den fahrzeugfesten Teil der Ruderendscheibe im Versuch simuliert. Der

ruderfeste Teil der Endscheibe wurde ebenfalls durch ein im gleichen Maßstab angefertigtes

Modell simuliert. Damit ein minimaler Spalt (etwa 0,8 mm) zwischen dem festen Endschei-

benteil und dem Ruderende entsteht, wurde der Zwischenboden samt Aluminiumprofil soweit

angehoben, bis sich eine Messstreckenhöhe von etwa 407 mm ergeben hat.

Zur Durchführung der Referenzmessung wurde die Messstreckenhöhe bei 407 mm belassen,

beide Endscheibenteile abmontiert und Messungen mit freiem Ruderende durchgeführt. Auf-

grund eines eventuellen Einflusses des Aluminiumprofils auf die gemessenen Ruderkräfte

wurden die Versuche ebenfalls mit stehendem Aluminiumprofil durchgeführt. Beide Versu-

che erfolgten bei einer Reynoldszahl von 4,6 · 10

. Die Ruderwurzel wurde unverändert mit

einem Spalt von 1,8 mm zum oberen Zwischenboden begrenzt.

In der Abbildung 4-11 sind die Ergebnisse der Messungen mit den zwei beschriebenen drei-

dimensionalen Messanordnungen anhand der Kennlinien der Widerstands- und Auftriebsbei-

werte dargestellt.

1: Simulation der fahrzeugfesten Endscheibe 2: Simulation der ruderfesten Endscheibe

3: Aluminiumprofil 4: Sichtfensterersatz zur Aluminiumprofilbefestigung

Abb. 4-10 Dreidimensionale Messanordnung zur Ermittlung der Ruderkräfte mit zweigeteilter

Ruderendscheibe, links: Versuchsvorbereitung mit geöffneter Messstrecke, rechts:

laufender Versuch mit angestelltem Ruder

Abb. 4-11 Auftriebs- und Widerstandsbeiwerte des Ruders mit und ohne Endscheiben

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

0 2 4 6 8 10 12 14 16 18 20

Anstellwinkel δR[°]

Ca, Cw [-]

prozentuale Abweichung [%]

SVA 22 FT

mit Endscheibe

SVA 22 FT

ohne Endscheibe

prozentualer Einfluss

der Endscheiben

Wie erwartet sind die Auftriebsbeiwerte aufgrund des freien Ruderendes und der daraus resul-

tierenden Randumströmung etwas kleiner als die in der quasi-zwei-dimensionalen Anordnung

ermittelten Werte, vgl. Abbildung 4-9. Die Widerstandsbeiwerte zeigen annähernd den glei-

chen Verlauf für alle drei Messanordnungen. Das Ruder mit zweigeteilter Endscheibe erzielt

im ganzen Anstellwinkelbereich (außer bei 20 Grad) höhere Auftriebsbeiwerte, jedoch fällt

die Kennlinie über dem kritischen Winkel (ca. 18 bis 19 Grad) stärker ab als die Kennlinie

des Ruders ohne Endscheibe. Insbesondere bei kleinen Winkeln wurde eine Vergrößerung der

Auftriebsbeiwerte von bis zu fast 37 Prozent gemessen. Dieser ungewöhnlich hohe Wert lässt

einen möglichen Messfehler deuten, der bei kleineren Anstellwinkeln auftrat. Als Erklärung

können die bei kleinen Anstellwinkeln viel kleineren Ruderkräfte im Vergleich zum Messbe-

reich der Kraftaufnehmer herangezogen werden. Ferner bewirkt ein minimaler Offsetwert in

diesem Messbereich starke prozentuale Unterschiede. Bei größeren Winkeln sind die Werte

jedoch repräsentativ. Die Zunahme des Auftriebsbeiwerts liegt bis zum Winkel von 14 Grad

bei etwa 10 Prozent. Aufgrund der stärkeren Abrisseffekte der Anordnung mit der Endscheibe

fällt der prozentuale Unterschied zwischen 14 und 20 Grad bis auf null Prozent ab.

Bewertung der Versuchsergebnisse

Im Vergleich zu einem guten konventionellen Ruderprofil (MP-SVA-22) konnten wesentlich

bessere Auftriebsbeiwerte (bis zu 34 Prozent) des Profils mit Stauschwanz (MP SVA-22-FT)

experimentell nachgewiesen werden. Eine steilere Kennlinie sorgt schon bei sehr kleinen An-

stellwinkeln für deutlich höhere Steuerkräfte eines Ruders mit dieser Profilierung, aber auch

für höhere erreichbare Maximalkräfte. Weiterhin konnte der positive Einfluss der Ruderend-

scheiben auf die Auftriebsbeiwerte des Ruders nachgewiesen werden, wobei bei kleinen An-

stellwinkeln die Verbesserung besonders hoch ist. Dies lässt sich mit dem Aufbau der zweige-

teilten Endscheibe erklären, da bis zu einem Anstellwinkel von etwa acht Grad die über das

Profil ragende Fläche des fahrzeugfesten Endscheibenteils auf der Druckseite größer wird.

Bei größeren Anstellwinkeln befindet sich der vordere Teil des Ruders außerhalb des Überde-

ckungsbereichs der fahrzeugfesten Endscheibe, vgl. Abbildung 4-6 (dort ist ein Anstellwinkel

von etwa 15 Grad abgebildet).

Eine Endscheibe am Ruder bewirkt eine Erhöhung des effektiven Seitenverhältnisses, da die

Randumströmung eingedämmt wird. Dies konnte durch die höheren Auftriebsbeiwerte und

den bei kleineren Anstellwinkeln einsetzenden Strömungsabriss nachgewiesen werden.

Die Auswirkung eines größeren Streckungsverhältnisses Λ auf die Kennlinie des Auftriebs-

beiwerts kann zum Vergleich der Abbildung 4-12 entnommen werden.

Der Einfluss der Endscheiben auf die Erhöhung der Steuerkräfte ist umso höher, je kleiner das

Streckungsverhältnis des ursprünglichen Ruders ist [Sch88]. Da das Modellruder ein Stre-

ckungsverhältnis von 1,92 aufweist und das Fahrzeugruder hingegen ein Streckungsverhältnis

von 0,92, ist zu erwarten, dass der positive Einfluss am Fahrzeugruder noch größer ausfällt.

Abb. 4-12 Kennlinienverschiebung des Auftriebsbeiwerts infolge eines größeren

Streckungsverhältnisses der Ruderfläche, nach [Kra12]

Das Ruder wird im Fahrzeug um maximal 30 Grad in beide Richtungen angestellt. Der in den

Versuchen unterhalb von 20 Grad liegende kritische Winkel wird im Betrieb am Fahrzeug

jedoch nicht erreicht, da das Fahrzeug immer einen Driftwinkel aufweist, wenn das Ruder

sich im Maximalausschlag befindet. Der relative Anströmwinkel des Ruders wird durch die

Schräganströmung während des Driftens im Vergleich zum Anstellwinkel in Bezug zur Fahr-

zeuglängsachse reduziert. Ferner ist durch das kleinere Streckungsverhältnis eine weitere Ver-

schiebung des kritischen Winkels zu größeren Anstellwinkeln zu erwarten. Eine Widerstands-

zunahme durch das Anbringen der zweigeteilten Endscheibe konnte in den Versuchen nicht

nachgewiesen werden.

Als einziger Nachteil sind jedoch die größeren Widerstandsbeiwerte bei kleinen Anstellwin-

keln gegenüber dem zum Vergleich verwendeten konventionellen Ruderprofil zu nennen. Der

Widerstandsbeiwert des MP SVA-22-FT Profils ist beim Nullwinkel fast doppelt so hoch. Da

Ruder jedoch nur wenige Prozent zum Fahrzeugwiderstand beitragen, wird im Anwendungs-

fall die Erhöhung des Gesamtfahrzeugwiderstands nur gering ausfallen.

Mit den gewonnen Kraft- und Momentbeiwerten ließen sich weiterhin die hydrodynamischen

Belastungen auf die Ruder abschätzen und bei der Konstruktion der festigkeitsrelevanten

Bauteile, wie Ruderwellen, Ruder und Rudergrundgerüst berücksichtigen. Ebenfalls ließ sich

mit den Werten eine Abschätzung der benötigten Antriebsleistung der Ruderanlenkmotoren

vornehmen.

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

0 2 4 6 8 10 12

Auftriebsbeiwert ca [-]

Ruderwinkel δ

[ °]

größeres Streckungsverhältnis

4.2 Konstruktion der Ruderanlage

In diesem Kapitel werden die konstruktive Ausgestaltung sowie der Aufbau der Ruderanlage

beschrieben. Die Ruderanlage umfasst den kompletten Fahrzeugteil, der sich hinter dem

Hauptantrieb befindet. Neben den Rudermotoren, Ruderwellen und Ruderlagern befindet sich

ebenfalls das heckseitige Querstrahlsystem (siehe Kapitel 5) in der Ruderanlage.

4.2.1 Anforderungen an die Ruderanlage

Wie für alle Komponenten des AUVs gilt auch für die Ruderanlage die Forderung nach Ro-

bustheit und einer guten Zugänglichkeit der einzelnen Komponenten, da im Problemfall die

Wartung mit begrenzten Mitteln in kurzer Zeit (z.B. auf einem Schiff während einer Expedi-

tion) erfolgen muss. Weiterhin ist ein einfacher Austausch von defekten Komponenten und

Baugruppen zu gewährleisten.

Um einen stabilen horizontalen Lagetrimm des Fahrzeugs zu erreichen, ist es notwendig, alle

hydrostatischen Auf- und Abtrieb erzeugenden Komponenten des Fahrzeugs so anzuordnen,

dass der Gesamtauftriebsschwerpunkt sich oberhalb des Gesamtgewichtsschwerpunkts befin-

det. Dabei haben Komponenten im Bug und im Heck, bedingt durch den längeren Hebelarm

zum Fahrzeuggesamtschwerpunkt, bei gleichbleibendem Gewicht und Auftrieb einen größe-

ren Einfluss auf den Lagetrimm.

Daher besteht für alle im Heck befindlichen Komponenten der Ruderanlage die Forderung

nach Leichtbau, da insbesondere beide vergleichsweise schweren Hauptantriebsmotoren mit

Propellern ebenfalls im Heck des Fahrzeugs untergebracht sind. Es sind keine weiteren Kom-

ponenten im Bug des Fahrzeugs mit vergleichbarem Gewicht vorhanden, um der Hecklastig-

keit durch die Hauptantriebe entgegenzuwirken [Pre13].

Für die Ruderanlage bedeutet dies, dass eine stabile und möglichst leichte tragende Konstruk-

tion zu entwickeln ist, die alle Ruderanlagenkomponenten aufnimmt. Kritische Komponenten

wie Ruderwellen und Rudermotoren, müssen jedoch robust aufgebaut werden und weisen

zwangsweise ein hohes Gewicht auf. Um dem Abtrieb im Heck entgegenzuwirken, sind auf-

triebserzeugende Materialien in der Ruderanlage anzuordnen. So wie für alle im Projekt ent-

wickelten Komponenten des Fahrzeugs, gilt auch für die Ruderanlage die Forderung nach

einem druckneutralen Aufbau.

4.2.2 Gestaltung der Rumpfform

Die Außenform der Ruderanlage wurde durch Bauraumabschätzungen festgelegt und weitge-

hend an strömungstechnische Anforderungen angepasst. Das heißt, dass eine möglichst kurze

rotationssymmetrische Form gewählt wurde, deren Umrisslinie tangential an den Durchmes-

ser des Ringmotorrotors vom Hauptantrieb anschließt.

Abb. 4-13 Rumpfform der Ruderanlage im Vergleich zur üblichen Form von Propellernaben [MAN12]

Der Verlauf der Umrisslinie ist den strömungstechnisch günstig geformten Fortsätzen von

Propellernaben bei Schiffspropellern nachempfunden, siehe Abbildung 4-13.

Die geforderte Unterbringung des Querstrahlsteuers bildet neben dem benötigten Bauraum für

die Ruderanlenkung der Tiefen- und Seitenruder eine weitere Randbedingung bei der Gestal-

tung der Rumpfform.

Das Querstrahlsteuer (vgl. Kapitel 5.2.2) ist im Bug und im Heck des Fahrzeugs verbaut, wo-

bei beide baugleich aufgebaut sind. Nachdem die Position des bugseitigen Querstrahlsystems

bestimmt wurde (siehe Abbildung 5-6), musste die Umrissform des Fahrzeugrumpfs an dieser

Stelle im Bug auf die Ruderanlagenrumpfform übertragen werden, was in der Abbildung 4-13

durch den schraffierten Bereich dargestellt ist. Numerische Untersuchungen zur Ermittlung

der Auswirkung dieser Heckform auf den Strömungswiderstand ergaben lediglich eine Zu-

nahme von etwa 3,2 Prozent im Vergleich zur bionischen Optimal-Strömungsform [Pre13].

Die Rumpfform wird wie bei dem vorderen Rumpfteil des Fahrzeugs ebenfalls durch eine aus

Acrylnitril-Butadien-Styrol (ABS) vakuumgezogene Strömungshülle gebildet, die ein Grund-

gerüst mit darin integrierten Komponenten umschließt. Im Bedarfsfall kann sie leicht demon-

tiert werden und erlaubt die geforderte gute Zugänglichkeit der innen liegenden Komponen-

ten. Zur Befestigung der Strömungshülle dienen vier an die Strömungshüllenform angepasste

Hüllenbefestigungsspante, siehe Abbildung 4-14. Diese wurden aus syntaktischem Auftriebs-

schaum hergestellt und gewährleisten einen Teilausgleich des Abtriebs der Ruderanlagen-

komponenten.

Düsenpropeller

Propellernabe

Bauraum für

Querstrahlsteuer

übliche Bauform

von Schiffpropellern

Abb. 4-14 Befestigung der Strömungshülle am Ruderanlagengrundgerüst

Die der Strömungshülle abgewandte Seite der Hüllenbefestigungsspante bildet eine gerade

Oberfläche, was die Herstellung dieser Blöcke auf der CNC-Fräse begünstigt und einen geo-

metrisch einfachen Aufbau des Grundgerüsts erlaubt (keine Steigungen und 3D-Flächen). Die

Hüllenbefestigungsspante werden an den Längsspanten des Grundgerüsts verschraubt und

verfügen über Gewindeeinsätze aus Edelstahl zur Verschraubung der Hülle.

4.2.3 Konstruktion des Grundgerüsts

Während das Fahrzeuggerüst aus Titanblechen besteht, ist das Grundgerüst der Ruderanlage

aus Kunststoff aufgebaut. Kunststoff ist ein günstiger und leicht verfügbarer Werkstoff mit

vergleichsweise geringer Dichte. Polyoxymethylen (POM) bildet aufgrund seiner guten me-

chanischen Eigenschaften (auch bei niedrigen Temperaturen), der geringen Wasseraufnahme

sowie der guten Korrosionsbeständigkeit neben Edelstahl und Titan einen Hauptkonstrukti-

onswerkstoff des Fahrzeugs. Im Fahrzeug DNS-Pegel des Vorgängerprojekts wurde dieser

Kunststoff erfolgreich über einen längeren Zeitraum getestet, wobei immer das Polyoxyme-

thylen-Copolymer (POM-C) verwendet wurde. Eine andere Sorte dieser Kunststoffgruppe

bildet das Polyoxymethylen-Homopolymer (POM-H). Dieser Werkstoff weist bei ähnlichen

Preisen ein um 16,5 Prozent höheres E-Modul, höhere Härte- und Zähigkeitswerte und eine

bessere Formhaltigkeit auf, was insbesondere bei der spanenden Bearbeitung vorteilhaft ist.

Hüllenbefestigungs

spant

obere Strömungshülle

untere Strömungshülle

Gewindeeinsätze

zur Befestigung der

Hülle

Grundgerüst der

Ruderanlage

Aus diesen Gründen wurde POM-H als Werkstoff für die Bauteile des Ruderanlagengrundge-

rüsts verwendet.

Eine möglichst kompakte und kurze Grundform des Gerüsts hat nicht nur eine wirtschaftli-

chere Herstellung zur Folge, sondern begünstigt aufgrund der so entstehenden kürzeren He-

belarme die Festigkeitseigenschaften der Ruderanlage. Ausgehend von der rotationssymmet-

rischen Form des Fahrzeugs, wurde ebenfalls ein weitgehend rotationssymmetrischer Aufbau

für das Grundgerüst gewählt, siehe Abbildung 4-15. Dabei werden zwei Ringe mit vier um 90

Grad rotatorisch versetzten Längsspanten derart miteinander verbunden, dass ein Ring den

vorderen Flansch zur Befestigung am Innenring des Hauptantriebs und der zweite Ring den

hinteren Flansch des Gerüsts bildet, an dem das hintere Querstrahlsteuer verschraubt wird.

Um eine gute Verbindungsstelle von den Ringflanschen auf die Längsspante zu schaffen,

wurden die Ringe an vier Seiten abgeflacht. Die genaue Positionierung und Ausrichtung ist

durch Stufen an den Verbindungsstellen der Längsspante und durch Passstifte gewährleistet.

Die Verbindung aller Ruderanlagenteile erfolgt über Verschraubungen, wobei immer ein zu

verbindendes Bauteil ein Aufnahmegewinde aufweist. Dieses ermöglicht eine viel bessere

Handhabung bei Wartungs- und Montagearbeiten, als die Verwendung von Muttern. Da Ge-

winde der verwendeten Größe M5 im POM dazu neigen, beim Anziehen der Schrauben aus-

zureißen, wurden spezielle Gewindehülsen aus Edelstahl gebaut und in die zu befestigenden

Bauteile aus POM eingesetzt.

Die vier Längsspanten bilden gleichzeitig die Aufnahmen der Gleitlager für die Ruderwellen.

Als Gleitlager wurden speziell für den Unterwassereinsatz entwickelte Kunststoffgleitlager

der Firma igus GmbH verwendet, die mit dem Edelstahl der Ruderwellen eine besonders

günstige Reibpaarung bilden.

Wie in der Abbildung 4-15 zu sehen ist, wurden die Ruderwellen der Seiten- und der Tiefen-

ruder in Richtung der Fahrzeuglängsachse versetzt zueinander angeordnet. Eine andere Mög-

lichkeit wäre, über Verbindungshebel zwei der gegenüberliegenden Ruderwellen so zu kop-

peln, dass die Ruderwellen in einer Ebene liegen. Diese Möglichkeit erlaubt aber nicht die

Verwendung der angedachten Ruderanlenk-Einheit, siehe Kapitel 4.2.4.

Damit sich aufgrund der unterschiedlichen Ebenen der Ruderwellen keine differierenden Ab-

stände zum Hauptantrieb und damit andere Ruderumrisse ergeben, unterscheidet sich die

Größe der Balancefläche der Seiten- und Tiefenruder. Der Abstand der Ruderwelle von der

Vorderkante der Tiefenruder beträgt 84 mm (42 Prozent der Profillänge). Bei den Seitenru-

dern beträgt der Abstand der Welle von der Vorderkante 70 mm, was 35 Prozent der Profil-

länge entspricht.

Abb. 4-15 Aufbau des Ruderanlagengrundgerüsts

Zur Sicherstellung der Ruderwellenfestigkeit wurden die Wellendurchmesser mit Hilfe von

maximal angenommenen hydrodynamischen Belastungen dimensioniert. Dabei wurden die

experimentell ermittelten maximalen Auftriebs-, Widerstands- und Momentbeiwerte, vgl.

Kapitel 4.1.6, mit der Ruderfläche und einer angenommenen maximalen Anströmgeschwin-

digkeit von vier Metern pro Sekunde nach den Formeln (3-2) bis (3-4) in Lasten für das me-

chanische Ersatzmodell umgerechnet. Die angenommene Anströmgeschwindigkeit wird bei

der Auslegungsgeschwindigkeit des Fahrzeugs von vier Knoten am Ruder nicht erreicht (sie-

he Kapitel 6.2.1) und stellt daher für den Fall, dass das Fahrzeug auch mit höheren Fahrge-

schwindigkeiten betrieben wird, einen Sicherheitsfaktor dar.

Aufgrund der unterschiedlichen Ruderwellenpositionen der Tiefenruder im Vergleich zum im

Versuch genutzten Rudermodell wurden die Momentbeiwerte nach der Formel (3-7) für die

Ruderwellenposition bei 42 Prozent Profillänge umgerechnet.

Befestigung des Heck-Querstrahlsteuers

Die Komponenten des in der Ruderanlage integrierten Heck-Querstrahlsystems werden auf

dem aus POM gefertigten Motorflansch zusammengebaut, siehe Kapitel 5.4.1. Damit kann

Längsspant

Backbord

vorderer Ring

Gleitlager

Aufnahme für

Gewindehülsen

Befestigungs

absatz für den

Hauptantrieb

hinterer

Ring

Abflachung

Passstift

bohrung

das Querstrahlsystem als Modul an den heckseitigen Ring des Ruderanlagengerüsts montiert

werden. Dazu wird am Motorflansch des Querstrahlsteuers ein 1,5 mm dünnes Edelstahlblech

verschraubt, siehe Abbildung 4-16. Auf dem Blech werden zusätzlich zwei ebenfalls aus

POM gefertigte Ringsegmente mit jeweils zwei Schraubverbindungen befestigt. Die Ring-

segmente und die Form des Motorflanschs sind an die Form des hinteren Rings angepasst, so

dass diese axial auf die Ruderanlage gesetzt werden können, bis das Blech auf dem hinteren

Ring des Gerüsts aufliegt, siehe blauer Pfeil in der Abbildung 4-16. Die axiale Befestigung

erfolgt über vier Schrauben, die radial durch den hinteren Ring des Gerüsts mit Quergewin-

debolzen verschraubt werden, siehe rote Pfeile in der Abbildung 4-16. Die Quergewindebol-

zen sind zur Veranschaulichung in der Abbildung 4-16 in grüner Farbe hervorgehoben. Diese

bilden im Kunststoffbauteil an den notwendigen Stellen ein Innengewinde aus robustem Edel-

stahl. In der Strömungshülle befinden sich gegenüber den vier Schraubenköpfen Bohrungen

(in der Abbildung 4-16 dargestellt), so dass die vier Befestigungsschrauben durch die Hülle

gelöst werden können. Somit kann der Einbau oder die Demontage des modular aufgebauten

Querstrahlsystems erfolgen, ohne die Notwendigkeit, Strömungshüllen der Ruderanlage zu

entfernen, was dem schnellen Austausch eines defekten Querstrahlsteuers dienen kann.

Abb. 4-16 Befestigung des Heck-Querstrahlsteuers

Es wurden zwei Sätze der Strömungshüllen für die Ruderanlage angefertigt, wobei sich ein

Hüllensatz für die reine Ruderanlage ohne Querstrahlantrieb und ein Satz für die Anwendung

mit integriertem Querstrahlsteuer verwenden lassen. Die ursprüngliche Form der Strömungs-

hülle ist dafür an der Stelle abgeschnitten, wo das Querstrahlsteuer anschließt, vgl. Abbildun-

gen 4-14 und 4-16. Die Form des Querstrahlsystems entspricht ab dieser Stelle der Ursprungs-

form der Strömungshülle, siehe Abbildung 5-33 im Kapitel 5.7.

kleiner Teilkreis

Quergewindebolzen

Verschraubung

Motorflansch mit Blech

großer Teilkreis

Befestigungsblech

Motorflansch

Befestigungsringsegment

Einsteckhülsen

4.2.4 Ruderanlenkung

Für das Anstellen der Ruder wurde ein Ruderanlenkmodul konstruiert, basierend auf dem

Ruderstellmodul, welches bereits im Vorprojekt einige Entwicklungsstufen durchlaufen hat

[Thi11]. Da sich die dort verwendete Getriebetechnik bereits in einer Reihe von Erprobungen

bewähren konnte, wurde das Grundprinzip der Drehmomentübersetzung und Übertragung auf

die Ruderwelle beibehalten. Der für die Ruderanlenkung von der Firma ENITECH entwickel-

te druckneutrale Antriebsmotor bildet den Antrieb der Ruderanlenkung. Der Motor ist druck-

neutral aufgebaut. Das heißt, er ist komplett geflutet und alle Bauteile, die vor Wasser ge-

schützt werden müssen, sind mit einem flexiblen Schutzverguss aus Silikon umschlossen. Es

handelt sich dabei um einen zweisträngigen elektronisch kommutierten Synchronmotor, der

freilaufend oder als Schrittmotor betrieben werden kann. Der Motorbetrieb erfolgt in einem

geschlossenen Regelkreislauf, der samt Sensor zur Detektion des Ruderwinkels aus dem Vor-

projekt übernommen wurde.

Die Untersetzung erfolgt über ein Spindelgetriebe, da diese Getriebeform bei Verwendung

geeigneter Materialien am besten den Anforderungen nach einem druckneutralen, dauerfesten

und vollständig gefluteten Aufbau für den Seewassereinsatz genügt. Die Motorwelle des An-

triebsmotors bildet mit einem Außengewinde gleichzeitig die Spindelwelle, auf der eine dreh-

gesicherte Spindelmutter sitzt.

Abb. 4-17 Prinzip der Ruderanlenkung im AUV DNS-Pegel

Die Abbildung 4-17 zeigt den prinzipiellen Aufbau der Ruderanlenkung im Vorgängermodell

DNS-Pegel. Eine Rotation der Spindelwelle bewirkt die axiale Verschiebung der Spindelmut-

ter und damit eine Auslenkung des Hebels a. An der Spindelmutter ist eine Schubstange über

ein Kugelgelenk befestigt, die einen zweiten Hebel b betätigt. Der Hebel b ist direkt mit der

Ruderwelle verbunden, so dass auf diese Weise das Ruder angestellt wird.

Die Gelenke an der Schubstange und die zusätzliche, außerhalb des Ruderstellmoduls liegen-

de Lagerung der Ruderwelle wurden für die Konstruktion der neuen Ruderanlenkung einge-

spart, indem der Hebel a direkt die Ruderwelle antreibt. Dadurch, dass weniger Lager, Gelen-

ke und bewegliche Teile verwendet werden, ergeben sich weniger Reibflächen und zusätzlich

Antriebsmotor

mit Spindelwelle

Spindelmutter

Schubstange

Drehmomentübertragung auf Ruderwelle

Hebel a

Hebel b

wird mechanisches Spiel reduziert. Die gesamte Ruderanlenkung lässt sich dadurch innerhalb

eines Titanrahmens zu einem Modul zusammenfassen, so dass die modulare Bauweise dieser

Baugruppe gegeben ist.

Die Lagerung des Hebels a bildet gleichzeitig die Lagerung der Ruderwellen, wodurch je-

weils ein Ruderwellenende im festen, steif ausgeführten Titanrahmen des Ruderanlenkmoduls

gelagert wird. Während das verwendete Titan ähnliche Festigkeitswerte aufweist wie rostfrei-

er Edelstahl, hat es eine um 43 Prozent kleinere Dichte und erlaubt so an relevanten Stellen

unter Einhaltung von geforderten kleinen Gewichten der Baugruppen die Verwendung von

Metall. Titan bietet durch die Ausbildung einer schützenden stabilen Oxidschicht ebenfalls

eine sehr gute Korrosionsbeständigkeit. Für den Aufbau einer Gleitlagerpaarung ist Titan je-

doch ungeeignet, da die Oxidschicht nicht abriebfest ist. Aus diesem Grund wurden die La-

gerbolzen der Gleitlagerungen und die Spindelwelle aus Edelstahl 1.4571 gefertigt. Um die

für die Untersetzung notwendige Hebelarmlänge von 55 mm zu realisieren, musste die Motor-

längsachse in der Nullstellung des Ruders um 15 Grad gekippt werden, damit zwei Ruderan-

lenkmodule im Ruderanlagengerüst Platz finden, siehe Abbildungen 4-18 und 4-20. Die Ab-

bildung 4-19 veranschaulicht anhand einer Explosionsdarstellung den Aufbau eines Ruderan-

lenkmoduls. Die Vierkantprofilenden der Ruderwellen werden im Ruderhebel mit jeweils

einer Klemmverschraubung befestigt. Als Lagerelemente werden im Anlenkmodul ebenfalls

Gleitlager der Firma igus GmbH verwendet. Die Lagerung des Motors und des Spindelmut-

terhalters erfolgt über Edelstahlbolzen in den Gleitlagern, die ebenfalls wie die Gleitlager für

die Ruderwellen in den Seitenteilen des Modulrahmens eingepresst sind.

Abb. 4-18 Prinzip der Ruderanlenkung im AUV PreToS

Die Spindelmutter wurde aus einem Gleitlagerkunstoff der Firma igus GmbH gefertigt. Mit

der Steigung von 0,75 mm erfolgt eine Untersetzung von 450, was bei einer Schrittweite des

Motors von 45 Grad einen minimalen Ruderausschlag von 0,1 Grad erzeugt (in der Nähe der

Maximalruderwinkel beträgt die Schrittweite 0,11 Grad). Dieser wird für die stabile Funktion

des geschlossenen Regelkreises gefordert. Die Ruderanlenkmodule erzeugen ein Maximal-

moment von fast 15 Nm (experimentell nachgewiesen [Thi11]) und gewährleisten aufgrund

einer deutlichen Überdimensionierung im Vergleich zu den maximal auftretenden Rudermo-

menten (unter 3 Nm, abgeschätzt mit Werten der Ruderprofilversuche) einen sicheren Betrieb.

Spindelmutter

Hebel a

Drehmomentübertragung auf die Ruderwelle

Antriebsmotor

mit Spindelwelle

15 °

Abb. 4-19 Explosionsdarstellung des Ruderanlenkmoduls

Spindelwelle

Motorlagerbolzen

Ruderwelle kurz

eingegossener

Diametralmagnet

Motorlager

Spindelmutter

Lagerbolzen

aufnahme

Ruderwelle lang

Seitenteil

Modulrahmen

Spindelmutterlager

bolzen

Ruderwellenlager

Ruderhebel

Ruderwellen

klemmen

Antriebsmotor

Spindel

mutterlager

Spindelmutterhalter

Frontteil

Modulrahmen

Aufnahmebohrungen

Winkelgeber

(Kapitel 4.2.5)

Rückteil

Modulrahmen

Gewindebohrungen

Modulbefestigung

Die Befestigung der Ruderanlenkmodule erfolgt über jeweils vier Gewindebohrungen in den

Frontteilen der Modulrahmen an Befestigungsteilen, die wie das ganze Ruderanlagengerüst

aus POM-H-Kunstsoff gefertigt wurden und über entsprechende Aufnahmebohrungen verfü-

gen. Die Befestigungsteile ihrerseits werden an dem Ruderanlagengerüst verschraubt, siehe

Abbildung 4-20. Zur Erleichterung der Montagearbeit befinden sich für die Verschraubung

am Gerüst in den Befestigungsteilen ebenfalls Gewindehülsen aus Edelstahl.

Die Antriebsmotoren der Ruderanlenkung zeigen in Bugrichtung, so dass das gesamte Ruder-

anlenkmodul vor den Ruderwellen angeordnet ist. Dadurch liegt ein Teil der Anlenkmodule

außerhalb des Ruderanlagengerüsts und innerhalb der Hauptantriebsmotoren. Dies verkleinert

die Länge des Ruderanlagengerüsts und die Schwerpunkte der Komponenten mit dem höchs-

ten Gewicht der Ruderanlage (Ruderanlenkmodule) haben einen kleineren Hebel zum Ge-

samtfahrzeugschwerpunkt, was der Vermeidung von Fahrzeug-Hecklastigkeit dient.

Abb. 4-20 Ansicht zur Darstellung der Ruderanlenkmodul-Befestigung am Grundgerüst

Damit im Nullwinkel des um 15 Grad gekippten Ruderanlenkmoduls eine Nullstellung der

Ruder in Bezug auf die Fahrzeuglängsachse erreicht wird, erfolgt die Befestigung der Ruder

auf dem Vierkant-Ruderwellenabsatz über Befestigungselemente, die einen um 15 Grad ver-

drehten Innenvierkant zur rechteckigen Außenkontur aufweisen. Diese wurden aus Titan ge-

Anlenkmodul

Seitenruder

Modulbefestigung

Seitenrudermodul

Anlenkmodul

Tiefenruder

unteres Seitenruder

Modulbefestigung

Tiefenrudermodul

Ruderbefestigung

außen

Ruderbefestigung

innen

fertigt und erlauben durch die Vergrößerung der Anpressflächen eine sichere Kraft- und

Drehmomentübertragung auf die aus Kunststoff gefertigten Ruder. Eines der zwei für die Be-

festigung eines Ruders benötigten Befestigungselemente ist dabei aus Gründen der besseren

Montierbarkeit zweiteilig aufgebaut, siehe Ruderbefestigung innen in der Abbildung 4-20.

Die Ruder wurden aus POM-Kunststoff gefertigt. Da POM mit einer Dichte von 1,4 g / cm³

Abtrieb im Wasser erzeugt und die insgesamt vier Ruder ein Volumen von über vier Litern

aufweisen, wurden die Ruder aus Leichtbaugründen mit jeweils fünf großen Durchgangsboh-

rungen versehen (Bohrung für die Ruderwelle nicht eingerechnet). Auf diese Weise konnte

pro Ruder ein Gewicht von 400 Gramm eingespart werden (1,6 kg weniger Gewicht der Ru-

deranlage). Bei Bedarf lassen sich die entstandenen Freiräume durch Auftriebsmaterialien

auffüllen, wodurch ein auftriebsneutrales Ruder mit guten Festigkeitseigenschaften entsteht.

Die Durchgangsbohrungen sind in der Abbildung 4-20 mittels einer Schnittansicht des unte-

ren Seitenruders dargestellt.

4.2.5 Ruderwinkelmessung

Zur Winkelmessung mit einem Magnetfeldsensor, wird ein Diametralmagnet in eine Kunst-

stoff-Aufnahme im Ruderhebel verbaut, siehe Abbildung 4-19. Die Aufnahme weist eine

Vierkantform mit kleinem Übermaß im Vergleich zum Vierkant des Ruderwellenendes auf

und wird im Ruderhebel mit dem Wellenende zusammen eingeklemmt. Da das Kunststoffteil

weicher als das Edelstahlwellenende ist, gibt es so lange nach, bis das Wellenende eine aus-

reichend feste Verbindung zum Ruderhebel aufweist.

Der Vorteil der Aufteilung von Ruderwelle und Diametralmagnet auf zwei Teile (man könnte

den Magneten direkt in der Ruderwelle vergießen) liegt im schnellen Austausch der Ruder-

welle, falls diese beschädigt wird. Der Diametralmagnet wird mit der neuen Welle problemlos

in der ursprünglichen Ausrichtung eingesetzt und erlaubt dadurch den weiteren Betrieb, ohne

dass eine Neujustierung des Anstellwinkels notwendig ist.

Um den Ruderwinkel zu detektieren, wird der magnetoresistive Winkelsensor KMA 200 der

Firma NXP Semiconductors Netherlands B.V. verwendet. Der Sensor detektiert den Winkel

eines äußeren magnetischen Feldes in Bezug zur Nullachse des Sensors und gibt ihn in Form

einer zum Winkel proportionalen elektrischen Spannung aus.

Dieser Sensor wurde ebenfalls im Vorprojekt genutzt und im geschlossenen Regelkreis er-

probt. Zur Wahl der magnetoresistiven Winkelmessung hat eine detaillierte Analyse anderer

in Frage kommender Messverfahren geführt [Thi11]. Dabei zeigt die robuste, schmutzunemp-

findliche und berührungslose Arbeitsweise der magnetischen Winkelmessung klare Vorteile

gegenüber anderen Messverfahren, wie die Winkelmessung mittels eines Drehpotentiometers

oder die optische Winkelmessung mit inkrementell codierter Drehscheibe. Weiterhin bietet

die Magnetfeldmessung mittels anisotroper magnetoresistiver Sensoren eine höhere Empfind-

lichkeit und Genauigkeit, verglichen mit Hall-Sensoren.

Die verwendeten Sensorelemente sind in einem Kunststoffgehäuse eingebaut und wurden

ohne Lufteinschlüsse umspritzt, so dass ein druckneutrales Winkelmesssystem vorliegt. Wie

beim Aufbau aller druckneutralen elektronischen Komponenten im Fahrzeug, müssen der

Sensor und alle elektrischen Anschlüsse mit einem Schutzverguss aus Silikon umschlossen

werden, um sie vor Wasser zu schützen. Der Außendruck wird auf alle Oberflächen des Sen-

sorelements vom flexiblen Vergussmaterial übertragen.

Zur Aufnahme des Schutzvergusses aus Silikon und zur Positionierung des Sensorelements

wurde ein als Ruderwinkelgeber bezeichneter Aufbau entwickelt. Dieser wird am Frontteil

des Modulrahmens über Positionierstifte und Schrauben befestigt (vgl. Abbildung 4-19) und

positioniert den Sensor so, dass die Nullachse des Sensors koaxial zur Rotationsachse der

Ruderwellen im Anlenkmodul ausgerichtet wird. Weiterhin erlaubt ein speziell geformtes

Sensorvergussgehäuse eine mechanische Justierung des Nullwinkeloffsets in Bezug zum fest

vergossenen Diametralmagnet um bis zu 20 Grad. Eine Klemmverschraubung in einem Lang-

loch ermöglicht die Festsetzung des Justierfreiheitsgrads. Zur Verdeutlichung ist der Aufbau

des Ruderwinkelgebers in der Abbildung 4-21 in einer Vorder- und Rückansicht dargestellt.

Abb. 4-21 Aufbau des Ruderwinkelgebers, links: Frontansicht, rechts: Rückansicht

Ein von der Firma ENITECH entwickeltes Vergusssystem erlaubt den druckneutralen Aufbau

von elektronischen Komponenten für Unterwasseranwendungen. Die Langzeitfunktion dieser

vergossenen Komponenten für Tiefseeanwendungen ist jedoch nur gegeben, wenn die zu um-

schließenden Komponenten keinen mechanischen Kontakt zu Oberflächen des Vergussgehäu-

ses aufweisen und von allen Seiten mit dem Schutzverguss umschlossen sind, da sonst Was-

ser, bedingt durch die hohen Umgebungsdrücke und durch die Kapillarwirkung, an den Kon-

taktflächen entlang bis an die elektrischen leitenden Flächen schon bei Flachwasseranwen-

dungen eindringt. Der vollständige Einschluss mit Vergussmaterial wurde dadurch realisiert,

dass ein aus PTFE-Kunststoff gefertigter runder Absatz mit Positionierstufen im ersten Ver-

gussschritt den Sensor (mit angelötetem Anschlusskabel) schwebend im Vergussgehäuse an

der für die Funktion der Messung notwendigen Stelle positioniert. Dies erfolgt über das Rund-

loch in dem Sensorvergussgehäuse, siehe Abbildungen 4-21 und 4-22.

Klemmverschraubung zur

Festsetzung der Ausrichtung

Sensorvergussgehäuse

20 °

KMA 200 Sensor

mit angedeuteter Nullachse

Passstift zur Positionierung

Befestigungsschraube

Vergussgehäusehalterung

Der PTFE-Absatz kann nach dem Aushärten der Vergussmasse entfernt werden und erlaubt

das Auffüllen der Rückseite mit dem Schutzverguss. Wenn das Auffüllen in einer kurzen

Zeitspanne nach dem ersten Vergussschritt geschieht, bindet sich die neue Vergussmasse mit

dem restlichen Verguss und bildet dadurch den geforderten Schutzverguss von allen Seiten.

Abb. 4-22 Vorrichtung zum positionsgenauem Vergießen des Winkelsensors im Vergussgehäuse

Da POM-Kunststoff unpolar ist, geht er mit den wenigsten Klebstoffen eine Verbindung ein,

weshalb sich der Silikonverguss von einem aus POM gefertigten Vergussgehäuse ablösen

würde. Aus diesem Grund wurde Polysulfon (PSU) als Werkstoff für die Fertigung der Win-

kelgeberbauteile verwendet, da es sehr ähnliche mechanische Eigenschaften wie POM und

eine kleinere Wasseraufnahme aufweist. Dieser Kunststoff geht nach der Vorbehandlung mit

Lösungsmitteln eine Klebeverbindung mit dem ausgehärteten Silikon ein und sorgt so für die

feste Position des Sensors. Spezielle, in die Form des Vergussgehäuses eingearbeitete Hinter-

schnitte verstärken die Positionsfestigkeit des Schutzvergusses und damit des Sensors. Ein

weiterer Vorteil des Polysulfons bildet seine optische Transparenz, da dies eine Überprüfung

des Schutzvergusses auf eingeschlossene Luftbläschen und andere Fehlerquellen von allen

Seiten erlaubt. Die Abbildung 4-23 zeigt die fertigen und integrierten Ruderwinkelgeber in

den Ruderanlenk-Modulen der Tiefen- und Seitenruder.

Sensorverguss

gehäuse

PTFE

Absatz

Positionierstufe

für den Sensor

Abb. 4-23 Eingebaute Ruderwinkelgeber der Seiten- und Tiefenruder

4.3 Zusammenfassung und Ausblick

In der vorliegenden Arbeit wurde eine Ruderanlage für ein druckneutrales autonomes Unter-

wasserfahrzeug entwickelt. Zur Auslegung der Rudergröße wurden Modellannahmen getrof-

fen, die es erlauben, ein auf Schiffsruder abzielendes Dimensionierungsverfahren für Unter-

wasserfahrzeuge und speziell für AUVs zu nutzen.

Aufgrund einer konstruktiv bedingten, oberen Begrenzung der möglichen Rudergröße wurde

erstmals in einem AUV ein Hochleistungsruder mit einem Stauschwanz-Ruderprofil verwen-

det. Die Wahl eines Stauschwanzprofils ergibt sich aus der Forderung nach einem robusten

Aufbau des AUVs, was beispielsweise mit geteilten Hochleistungs-Ruderprofilen nicht ge-

währleistet wäre. Ferner wurde die Leistungsfähigkeit der Ruder durch die Anbringung von

Endscheiben weiter verbessert. Dabei wurde eine abgewandelte Form der Endscheibe kon-

struiert, bei der ein fahrzeugfester Teil und ein ruderfester Teil vorhanden sind. Der fahrzeug-

feste Teil erfüllt bei dieser Konstruktion einen weiteren sicherheitsrelevanten Aspekt an der

Ruderanlage, da dieser als Abstreifleiste verhindert, dass Seile oder ähnliche Gegenstände

zwischen Ruder und Propellerdüse geraten und sich das Ruder darin verfängt. Im vorderen

Bereich des Ruders vergrößert sich auf der Druckseite bei kleinen Ruderanstellwinkeln (bis

etwa acht Grad) die über das Ruderprofil ragende Fläche der Ruderendscheibe. Deshalb hat

die so aufgebaute Ruderendscheibe insbesondere bei kleinen Anstellwinkeln eine Zunahme

der Steuerkräfte zur Folge. Hohe Steuerkräfte bei kleinen Anstellwinkeln erhöhen die Reakti-

onsdynamik der Manövriereinrichtung bei gleichbleibender Stellgeschwindigkeit des Ruders.

Dies ist insbesondere für kleine Kurskorrekturen entscheidend und erhöht die Kursstabilität

des Fahrzeugs. Die Leistungsfähigkeit des Ruderprofils und der angebrachten zweiteiligen

Endscheibe wurde experimentell nachgewiesen.

Ruderwel

lenlager

Ruderwellen

klemme

Ruderanlenk

motor

Winkelgeber

Frontteil

Modulrahmen

Spindelwelle

Abb. 4-24 Ruderanlagengerüst mit montiertem Motorflansch des Querstrahlsystems und zwei

Sätze der Strömungshülle für unterschiedliche Konfigurationen der Ruderanlage

Das Propulsionskonzept des Fahrzeugs erlaubt die Anordnung der Ruder im Nachstromfeld

des Propellers und bildet neben der Verwendung voneinander unabhängig angetriebener, koa-

xialer, kontrarotierender Propeller ein hydrodynamisches Alleinstellungsmerkmal des AUVs

PreToS im Vergleich zu Konkurrenzfahrzeugen. Da die kontrarotierenden Propeller bezüglich

der Rollwinkel des Fahrzeug und der Ruderanströmwinkel optimale Bedingungen für die Ru-

deranlage bieten, konnten die Tiefen- und Seitenruder der Kreuzanordnung jeweils starr mit-

einander gekoppelt werden.

Es wurde eine kompakte Ruderanlage mit einer strömungsgünstigen Rumpfform aufgebaut,

welche es erlaubt, die für die Anlenkung der Ruder notwendigen Komponenten unterzubrin-

gen und zusätzlich ein ebenfalls in dieser Arbeit entwickeltes Querstrahlsteuer zu integrieren.

Bei der Konstruktionsweise wurden Leichtbauaspekte beachtet sowie auftriebserzeugende

Materialien verwendet, ohne jedoch die Robustheit des sicherheitsrelevanten Hauptmanöv-

riersystems zu vernachlässigen. Weiterhin handelt es sich um einen druckneutralen Aufbau,

bei dem alle Bauteile vom Wasser umspült werden und keine Druckhüllen vorhanden sind.

Die Ruderanlage kann dabei dank des modularen Aufbaus je nach Anwendungsfall mit oder

ohne das integrierte Heck-Querstrahlsystem genutzt werden. Es stehen zwei Sätze der Ruder-

anlagen-Strömungshülle zu Verfügung, die das ermöglichen, siehe Abbildung 4-24.

Die Anlenkmechanik des Ruders konnte samt des für die Regelung notwendigen Win-

kelsensors vollständig in einem kompakten und leicht austauschbaren Ruderanlenkmodul in-

tegriert werden. Drei dieser Ruderanlenkmodule wurden aufgebaut, so dass ein Ersatzmodul

zur Sicherstellung der Fahrzeugeinsatzfähigkeit bei einem Ausfall der zwei im Fahrzeug inte-

grierten Module zur Verfügung steht, siehe Abbildung 4-25.

Abb. 4-25 Ruderanlage mit integrierten Anlenkmodulen der Seiten- und Tiefenruder

Während einiger Erprobungen in der Ostsee konnten die Funktionsfähigkeit und Robustheit

sowie die einfache Handhabung aller Ruderanlagenteile an Bord eines Forschungsschiffes

nachgewiesen werden. Die Abbildung 4-26 zeigt PreToS auf dem Deck des Forschungsschiffs

Elisabeth Mann Borgese während der ersten Expedition in der Ostsee im September 2011.

Das Fahrzeug wurde in der Ausgangskonfiguration ohne zusätzliche Nutzlastsektion erprobt.

Die Ruderanlage wurde dabei ohne das Querstrahlsystem genutzt. Die Abbildung 5-33 im

Kapitel 5.7 zeigt die vollständig aufgebaute Ruderanlage mit integriertem Querstrahlsystem.

Abb. 4-26 AUV PreToS auf dem Arbeitsdeck des Forschungsschiffs Elisabeth Mann Borgese

Die Fahrversuche mit dem AUV PreToS zeigten, dass die Ruderanlage dem Fahrzeug sowohl

an der Wasserfläche als auch für Unterwassermissionen eine gute Manövrierfähigkeit verleiht.

Die Leistungsfähigkeit der Tiefenruder kann am Diagramm in der Abbildung 4-27 nachge-

wiesen werden. Es wird der zeitliche Verlauf der im Fahrzeug gemessenen Daten einer

Tauchfahrt während der Ostseeerprobung im September 2011 gezeigt. Dabei sind die vorge-

gebene Solltiefe, die über einen Drucksensor gemessene Tauchtiefe, der Anstellwinkel der

Tiefenruder und der Neigungswinkel (Nickwinkel) des Fahrzeugs dargestellt. Es ist erkenn-

bar, dass zu Beginn der Tauchfahrt die Tiefenruder kurzzeitig auf -20 Grad eingestellt wer-

den. Die negative Tiefenruderanstellung bewirkt einen negativen Nickwinkel des Fahrzeugs

und ermöglicht damit das Abtauchen. Der Neigungswinkel des Fahrzeugs folgt dem Ruder-

winkel und nimmt kurzzeitig einen Wert von -30 Grad an (grüne Kurve, außerhalb des Dar-

stellungsbereichs). Daraufhin wird der Ruderwinkel sofort auf etwa -7 Grad geregelt, so dass

das Fahrzeug mit einem konstanten Neigungswinkel von etwa 20 Grad die vorgegebene Soll-

tiefe 90 Sekunden nach Beginn der Tauchfahrt erreicht. Hiernach erfolgt nach Überschwingen

um ca. zwei Meter das Einpendeln, welches durch das Regeln des Anstellwinkels der Tiefen-

ruder bewirkt wird und etwa 100 Sekunden dauert. Nach dem Einpendeln hält das Fahrzeug

die Tauchtiefe von 20 Metern mit einer maximalen Abweichung von einem halben Meter für

fast fünf Minuten. Das Auftauchen erfolgt aufgrund des positiven Fahrzeugtrimms nach dem

Abschalten der Hauptantriebe, ohne dass eine andere Solltiefe vorgegeben wird. Um dies zu

verdeutlichen, ist der Verlauf des Strangstroms eines Hauptantriebsmotors ebenfalls darge-

stellt.

Abb. 4-27 Fahrzeug-Messdaten während einer Tauchfahrt bei 20 m Tauchtiefe

-25

-20

-15

-10

-5

250

60 120 180 240 300 360 420 480 540 600

Solltiefe Tiefe Strom HA Ruderwinkel Fahrzeugneigung

Zeit[s]

Tauchtiefe [m], Antriebsstrom [A]

Neigungswinkel, Ruderwinkel [ °]

285 Sekunden

Obwohl der Stellbereich für die Tiefenruder auf maximal 20 Grad je Richtung begrenzt wurde

(softwaretechnische Begrenzung, die mechanische Begrenzung liegt bei 36 Grad in jeder

Richtung), können Neigungswinkel während des Abtauchens von etwa -30 Grad erreicht wer-

den. Ein Neigungswinkel von -20 Grad wird mit einem vergleichsweise kleinen Ruderaus-

schlag von -7 Grad konstant gehalten. Weiterhin ist zu erkennen, dass einige Sekunden (etwa

4 s) nach dem Einstellen eines konstanten Strangstroms am Hauptantrieb das Abtauchen er-

folgt. Diese Werte verdeutlichen, dass die Tiefenruder gut geeignet sind, das Abtauchen des

mit positivem Auftrieb getrimmten Fahrzeugs zu bewirken und konstante Tauchtiefen zu hal-

ten. Das Überschwingen beträgt anfangs etwa zwei Meter, nimmt jedoch nach kurzer Zeit

Werte von unter 0,2 Meter an. Eine feinere Einstellung der Regler-Parameter könnte das

Überschwingen nach Erreichen der Solltiefe weiter verkleinern. Eine weitere Verbesserung

der Taucheigenschaften ist durch den Einsatz eines Auftriebs- und Lagetrimmsystems im

Fahrzeug zu erwarten.

Bei der Betrachtung des Fahrzeug-Rollwinkels (dieser wurde aus Übersichtlichkeitsgründen

nicht im Diagramm aufgetragen) fällt auf, dass das Fahrzeug, sobald es vollständig unter der

Wasseroberfläche ist, während der ganzen Tauchfahrt nur kurzzeitige Ausschläge des Roll-

winkels aufzeigt, die unter zwei Grad betragen und maximal etwa zwei Sekunden dauern. Die

meiste Zeit befindet sich das Fahrzeug jedoch stabil in der geraden Ausrichtung. Diese Tatsa-

che zeigt, dass die Verwendung der starr gekoppelten Seiten- und Tiefenruder gerechtfertigt

ist. An der Wasseroberfläche wurden während der analysierten Messfahrt mittlere Rollwinkel

von etwa fünf Grad (maximal 15 Grad) gemessen, die eine Periodizität mit einer Perioden-

dauer von etwa vier Sekunden aufweisen. Dieses ist auf die Wirkung von Wellenbewegungen

zurückzuführen.

Abb. 4-28 Oberflächenfahrt des AUVs PreToS bei der Ostseeerprobung im September 2011

Während der Oberflächenfahrt ist die Ruderanlage samt dem oberen Seitenruder unter der

Wasseroberfläche, siehe Abbildung 4-28. Dadurch tragen beide Seitenruder zur Steuerfähig-

keit des Fahrzeugs bei Oberflächenfahrt bei. Oberflächenfahrten erfolgen hauptsächlich vor

dem Bergen oder nach dem Aussetzen und werden mittels einer Handfahrkonsole manuell

gesteuert. Aufgrund der dabei genutzten Art der Datenübertragung (Funkmodem, WLAN)

ergibt sich jedoch eine zeitliche Verzögerung von wenigen Sekunden (Latenzzeit) bei der

Weitergabe eines Steuerbefehls an die Ruder (Stand der Steuerungssoftware von September

2011). Trotz dieser langen Reaktionszeit ließ sich das Fahrzeug steuern und es wurde bei-

spielsweise häufig ein gerader Kurs parallel zur Bordwand in wenigen Metern (etwa ein bis

vier Meter) Abstand zum Schiff angefahren, um auf diese Weise das Bergen über den Seiten-

kran des Schiffs einzuleiten. Die trotz der langen Reaktionszeit mögliche Steuerfähigkeit lässt

auf eine gute Kursstabilität des Fahrzeugs schließen.

Um die Leistungsfähigkeit der Seitenruder des getauchten AUVs darzustellen, wird ebenfalls

ein Diagramm mit Messdaten, die während einer Tauchfahrt von den Fahrzeugsensoren auf-

genommen wurden, verwendet, siehe Abbildung 4-29. Während des dargestellten Ausschnitts

wurde eine Tauchtiefe von zehn Metern angefahren und über einen längeren Zeitraum gehal-

ten, was an dem Einpendelvorgang der gemessenen Tiefe (grüne gestrichelte Kurve) erkenn-

bar ist. Nach Erreichen der Solltiefe wurden dem horizontalen Kursregler verschiedene Soll-

kurse als Stufensignal vorgegeben (zwischen 206 und 300 Grad), die durch das Anstellen der

Seitenruder vom Fahrzeug angefahren wurden. Es ist nach jeder geänderten Vorgabe des Kur-

ses ein Überschwingen des mittels eines elektronischen Kompasses gemessenen Fahrzeugkur-

ses und ein folgender Einpendelvorgang erkennbar. Beispielhaft ist die Zeitspanne von 30

Sekunden dargestellt, die das Fahrzeug braucht, um von einem festen Kurs nach einer Kurs-

änderungsvorgabe von 20 Grad den neuen Kurs ausreichend genau einzunehmen. Das Seiten-

ruder wird anfangs um 22 Grad und nach dem Überschwingen zum Stützen in entgegenge-

setzter Richtung um sieben Grad angestellt. Nach Erreichen des vorgegebenen Kurses wird

dieser mit geringen Abweichungen unter kleinen Ruderausschlägen (unter zwei Grad) fast

vier Minuten lang gehalten. In den letzten 55 Sekunden vor der nächsten Kursänderung be-

trägt der maximal gemessene Ruderausschlag nur etwa 0,15 Grad, wobei die Nulllage des

Seitenruders bei ca. 0,7 Grad gemessen wurde. Dieser Zustand des stabilen Fahrzeugkurses

bei einer fast konstanten Ruderlage ist auf eine sehr gute Kursstabilität zurückzuführen und

wird auch bei dem nächsten vorgegebenen Kurs ab etwa der Sekunde 4.400 erreicht. Das

Überschwingen und das Einpendeln können durch eine bessere Einstellung der Regler-

Parameter verbessert werden. Die Leistungsfähigkeit der Seitenruder und die horizontale Ma-

növrierfähigkeit ließen sich anhand dieser Messdaten erfolgreich nachweisen.

Abb. 4-29 Fahrzeugmessdaten bei der Vorgabe verschiedener Horizontalkurse

während einer Tauchfahrt in etwa zehn Metern Tiefe

110

135

160

185

210

235

260

285

310

-30

-25

-20

-15

-10

-5

3.800 3.860 3.920 3.980 4.040 4.100 4.160 4.220 4.280 4.340 4.400 4.460 4.520

Tiefe Ist Tiefe Soll Seitenruderwinkel Kurs soll Kurs Ist

Zeit[s]

Kurs [ °]

Ruderwinkel [ °], Tauchtiefe [m]

SolltiefeTiefe Sollkurs Kurs

56 Sekunden

55 Sekunden

5 Querstrahlsteuer

Die künstliche Intelligenz an Bord von autonomen Fahrzeugen, welche durch die rasante

Entwicklung der Computertechnologie vorangetrieben wird, erlaubt autonomen Fahrzeugen,

komplexe Missionen ohne Eingreifen eines Bedieners zu absolvieren. In Zukunft führt diese

Entwicklung dazu, dass auch in der Tiefsee immer mehr Operationen, die im Moment ein

Mensch aus der Ferne über eine Datenverbindung steuert (ROV), von autonomen Fahrzeugen

geleistet werden können. Zu den Aufgaben eines autonomen Unterwasserfahrzeugs werden

Operationen wie das Aufnehmen und Bewegen von Gegenständen mittels Greifern oder Ma-

nipulatoren sowie automatisierte lokale Messungen und Untersuchungen von Objekten gehö-

ren. Dies wird jedoch nur möglich sein, wenn das Fahrzeug in der Lage ist, eine feste Position

und Ausrichtung über dem Meeresboden oder in Bezug zu dem zu untersuchenden Objekt

einzunehmen und diese zu halten. Konventionelle, für große Reichweiten ausgelegte AUVs

besitzen nur ein Hauptmanövriersystem und können diesen Anforderungen nicht gerecht wer-

den.

Um die oben genannten Aufgaben auszuführen, benötigen AUVs beide Eigenschaften: die

Möglichkeit, lange Strecken energieeffizient bei größeren Fahrzeuggeschwindigkeiten zu-

rückzulegen sowie eine vollständige Manövrierfähigkeit in der horizontalen und vertikalen

Ebene ohne Vorwärtsfahrt des Fahrzeugs, wie sie standardmäßig bei ROVs vorhanden ist.

Dies lässt sich durch die Anordnung von vertikalen und horizontalen Querstrahlantrieben im

Bug- und Heckbereich des Fahrzeugs gewährleisten.

Das in diesem Projekt entwickelte AUV soll die Rahmenbedingungen für neue Entwicklun-

gen bieten, woraus die Vorgabe resultiert, das Fahrzeug neben einer Hauptmanövriereinheit

mit leistungsfähigen Querstrahlsystemen auszustatten. Dabei ist darauf zu achten, dass die

Querstrahlantriebe möglichst wenig den Strömungswiderstand des Fahrzeugs erhöhen und

einen geringen Bauraumbedarf aufweisen. Weiterhin müssen die Querstrahlsysteme robust

aufgebaut sein, so dass die Anfälligkeit für Störungen minimiert wird und im Problemfall eine

einfache Wartung möglich ist.

Hinsichtlich des Einbauorts des Querstrahlsystems ist zu beachten, dass in der vorderen und

hinteren Fahrzeugspitze weitere Funktionseinheiten integriert werden müssen. Dies gilt für

die vordere Fahrzeugspitze, welche als Schwimmkörper an einer Fangleine abgeworfen wird,

um das Fahrzeug über diese Einrichtung zu bergen. Die Baugruppe mit der Aufnahme und

Befestigung der Fangleine befindet sich samt dem Abwurfmechanismus vor dem bugseitigen

Querstrahlsystem [Mis13]. Für die Funktion dieser fahrzeugseitigen Bergevorrichtung ist es

notwendig, dass es eine feste Ausrichtung in Bezug zum Fahrzeug besitzt. Die hintere Fahr-

zeugspitze war ursprünglich als abwerfbarer Anker während der Entwicklungsphase des

Querstrahlantriebs vorgesehen, wofür ebenfalls eine fahrzeugfeste Aufnahme notwendig wä-

re. Dieses Konzept wurde jedoch aufgrund des damit verbundenen hohen Ankergewichts im

Heck verworfen.

5.1 Konzeptentwicklung

Im Kapitel 2.2.1 werden einige Bauweisen von Querstrahlsystemen beschrieben. Jedoch sind

außer den Tunnelthrustern und dem neuartigen Querstrahlsystem der DNS-Pegel keine weite-

ren Bauweisen bekannt, die für die Verwendung in einem AUV realisiert wurden. Die am

häufigsten angewandte Bauart ist der Tunnelthruster. Dieses Konzept wird jedoch wegen der

starken Beeinflussung des Fahrzeugströmungswiderstands und dem großen Bauraumbedarf

für den Aufbau des Querstrahlsystems ausgeschlossen. Das sehr kompakte und robuste Quer-

strahlsystem der DNS-Pegel erfüllt die Anforderungen an einen geringen Bauraumbedarf und

kleine Ansaug- und Austrittsöffnungen, jedoch erlaubt diese Bauweise aufgrund der sich mit-

drehenden Fahrzeugspitzen keine Anordnung von fahrzeugfesten Komponenten vor dem

Bug- und hinter dem Heckquerstrahlsystem.

Zur Erfüllung aller genannten Kriterien, wurde eine Neuentwicklung des Querstrahlsystems

notwendig, wobei der bugseitige und der heckseitige Querstrahlantrieb als baugleiche Syste-

me ausgelegt wurden, um den Entwicklungs-, Konstruktions- und Fertigungsaufwand zu ver-

mindern.

Es werden zunächst drei Konzeptvarianten vorgestellt, die einen Aufbau der Querstrahlsyste-

me unter Einhaltung aller beschriebenen Vorgaben ermöglichen. Um der Anforderung nach

bauraumsparenden Systemen gerecht zu werden, wurden Konzepte entwickelt, bei denen ein

Antriebssystem durch Umlenkeinrichtungen Schub in mehrere Richtungen erzeugt. Die auf-

grund des kleinen Fahrzeugwiderstands geforderten geringen Querschnittsflächen der An-

saug- und Austrittsöffnungen erzeugen Druckverluste in den Zuleitungen zum Förderlaufrad

(Saugleitungen) und zur Schubdüse (Druckleitungen). Dieser Sachverhalt schließt eine ener-

gieeffiziente Verwendung von Axiallaufrädern aus, wie sie in Tunnelthrustern zum Einsatz

kommen, da sie einen hohen Volumenstrom erzeugen und dabei nur wenig Druck aufbauen

können, vgl. Kapitel 3.2. Aus diesem Grund wurden für die Auswahl des Querstrahlsystems

verschiedene Konzepte betrachtet, bei denen eine Kreiselpumpe mit einem Radiallaufrad den

schuberzeugenden Förderstrom erzeugt.

Konzept 1

Das erste Konzept ist dem im Kapitel 2.2.1 vorgestellten Jet-Thruster-Querstrahlsteuer ähn-

lich. Dieser Querstrahlantrieb sieht eine Kreiselpumpe mit einer nach außen geführten An-

saugzuleitung und vier Austrittsleitungen vor, die als Schubdüsen dienen und über eine ent-

sprechende Mehrwegeventilbaugruppe zur Richtungssteuerung mit der Druckleitung der

Kreiselpumpe verbunden werden. Abhängig davon, welche Austrittsleitung durch das Ventil

geöffnet ist, wird im Kreiselpumpenbetrieb in eine der vier möglichen Richtungen quer zur

Fahrzeuglängsachse (Backbord, Steuerbord, oben und unten) Schub erzeugt.

Im Vergleich zur Tunnelthruster-Bauweise sind die Öffnungen, die im Strömungskörper des

Fahrzeugrumpfs benötigt werden, sehr klein und erzeugen somit einen kleineren Zusatzströ-

mungswiderstand. Vorteilhaft bei diesem Prinzip sind der vergleichsweise kleine Bauraumbe-

darf und die Möglichkeit, aufgrund von beliebig gestaltbaren Leitungen, die Kreiselpumpe

und ebenso das Richtungssteuerventil unabhängig von der Position der Schubdüsen an jeder

Stelle im Fahrzeug anzuordnen. Der prinzipielle Aufbau des beschriebenen Querstrahlsystems

ist in der Abbildung 5-1 dargestellt.

Abb. 5-1 Erste Konzeptvariante des Querstrahlsystems (bugseitig)

Das Richtungssteuerventil bildet eine zusätzliche Baugruppe, welche eine Steuer- und Leis-

tungselektronik benötigt. Eine mögliche Bauweise des Richtungssteuerventils, die insbeson-

dere für den druckneutralen Aufbau geeignet ist, kann der Abbildung 5-2 entnommen werden.

Das Mehrwegeventil enthält ein drehbares, als Umlenkrotor bezeichnetes Zylinderstück, wel-

ches einen durchgehenden Kanal aufweist. Die Kanal-Eintrittsöffnung befindet sich axial zen-

triert und verlängert die Druckleitung der Kreiselpumpe. Die Austrittsöffnung liegt exzent-

risch auf der gegenüberliegenden Stirnfläche des Bauteils. Der Umlenkrotor wird von einem

druckneutralen Ringmotor angetrieben und kann mehrere Rotationsstellungen einnehmen. An

den beiden Stirnflächen des Umlenkrotors befinden sich Deckel mit Leitungsanschlüssen.

Dabei ist die Druckleitung der Kreiselpumpe auf einer Seite angebracht. Die vier Schubdü-

senleitungen liegen auf der gegenüberliegenden Seite auf einem Teilkreis. Je nach Stellung

des Umlenkrotors wird die Druckleitung der Kreiselpumpe mit einer der Schubdüsenleitungen

verbunden, wodurch die Schubrichtung des Querstrahlsystems gesteuert wird.

Austrittsöffnung

unten

Austrittsöffnung

oben

Austrittsöffnung

Steuerbord

Austrittsöffnung

Backbord

Fahrzeugspitze

Richtungssteuerventil

Ansaug

öffnung

Kreiselpumpe

mit Antriebsmotor

Abb. 5-2 Schematischer Aufbau des druckneutralen Richtungssteuerventils

Möchte man Schub in eine Richtung erzeugen, die aus vertikalen und horizontalen Rich-

tungskomponenten besteht, kann mit den vier verfügbaren Hauptrichtungsstellungen durch

schnelles Wechseln zwischen zwei entsprechenden Ventilstellungen mit gleicher oder unter-

schiedlicher Verweildauer jede gewünschte Schubrichtung erreicht werden.

Eine andere Möglichkeit besteht darin, mit dem Umlenkrotor Zwischenstellungen zwischen

zwei Schubdüsenleitungen herzustellen und damit eine Aufteilung des von der Kreiselpumpe

erzeugten Förderstroms zu erzeugen. Dazu müssten die Anbindungen an die Schubdüsen im

Deckel und die Austrittsöffnung des Kanals im Umlenkrotor eine Querschnittsform aufwei-

sen, wie sie in der Abbildung 5-3 dargestellt ist. Dadurch bleiben nur kleine Stege zwischen

den verschiedenen Schubdüsenleitungen, die bei Zwischenstellungen des Umlenkrotors den

Leitungsquerschnitt geringfügig verblocken.

Druckleitung der

Kreiselpumpe

Leitung zur

Schubdüse

Backbord

Leit

ung zur

Schubdüse

oben

Ringmotor

Stator

Ringmotor Rotor

tor

Umlenkrotor

Leitungs

anschluss-

deckel

Abb. 5-3 Optimierte Gestaltung der Anschlussquerschnitte für Zwischenstellungen des Umlenkrotors

Beide Lösungsvarianten sind mit hydrodynamischen Problemen verbunden, die aus den

sprungartigen Leitungsquerschnittsänderungen resultieren. Ferner steigen mit der Umschalt-

geschwindigkeit auch die zu überwindenden Kräfte, die vom Motor überwunden werden müs-

sen. Um schnelle Reaktionszyklen zu ermöglichen, wird jedoch eine kurze Schaltdauer zwi-

schen den verschiedenen Richtungsstellungen benötigt. Bei der ersten Lösungsvariante ent-

stehen zwischen den Hauptstellungen durch die kurzzeitige Verblockung der Druckleitung

Druckstöße, die eine schädigende Rückwirkung auf die Kreiselpumpe verursachen können.

Die Beträge der resultierenden Schubkräfte bei Richtungskombinationen sind bei beiden vor-

gestellten Lösungen aufgrund der beschriebenen Verluste kleiner als bei den vier Hauptrich-

tungen, so dass eine Richtungsabhängigkeit des erzeugten Schubs bei konstanter Pumpleis-

tung vorherrscht. Weiterhin besteht bei der weitgehend abgeschlossenen Baugruppe des Rich-

tungssteuerventils die Gefahr, dass im Wasser mitgeführte Schmutzpartikel oder organischer

Bewuchs die Spalte zwischen festen und beweglichen Teilen zusetzten und den Umschaltvor-

gang behindern.

Konzept 2

Eine Alternative zu dem Steuerventil als Richtungssteuereinheit bildet eine um die Fahrzeug-

längsachse drehbare Austrittsdüse, die über eine sich mitdrehende Leitung mit der fahrzeug-

festen Druckleitung der Kreiselpumpe verbunden wird. Eine mögliche konstruktive Lösung

ist die Anordnung eines drehbaren Ringraums mit einer radialen Austrittsöffnung, an dem

sich der Anschluss der Druckleitung befindet. Der Ringraum besitzt dabei eine axiale ring-

förmige Öffnung, die das Einströmen des Wassers aus der fahrzeugfesten Druckleitung in

jeder Rotationsstellung des Ringraums ermöglicht. Eine fahrzeugfeste Aufnahme (in der Ab-

Leitungsanschlussdeckel

(umlenkrotorseitig)

Umlenkrotor

Anschluss

Schubdüsenleitung

Kanalaustritt

Umlenkrotor

Zwischensteg

bildung 5-4 rot dargestellt) enthält den Anschluss für die Druckleitung und deckt die ringför-

mige Öffnung des Ringraums außerhalb des Leitungsanschlusses ab. Weiterhin ist an der

Aufnahme eine Gleitlagerung vorgesehen, welche die Rotation des Ringraums ermöglicht.

Der Ringraum lässt sich mit einem als Ringmotor ausgeführten druckneutralen Schrittmotor

antreiben. Die Abbildung 5-4 stellt einen möglichen Aufbau des zweiten Lösungskonzepts

schematisch dar.

Abb. 5-4 Zweite Konzeptvariante des Querstrahlsystems

Als Nachteil dieses Konzepts sind die hydrodynamischen Verluste im Ringraum zu nennen,

die aufgrund von Strömungsumlenkungen bei der Einströmung in den Ringraum und bei der

Strömungsbildung in Richtung der Austrittsdüse entstehen. Aufgrund der unterschiedlichen

Strömungswege vom Ringraumeintritt zur Austrittsöffnung bei unterschiedlichen Düsenstel-

lungen könnte sich unter Umständen eine Rückwirkung der Schubdüsenstellung auf den Be-

trag des Schubs bei gleicher Antriebsleistung der Pumpe ergeben.

Der bei dieser Konzeptlösung verwendete Ringraum wird üblicherweise in Kreiselpumpen in

der Funktion einer Leitvorrichtung genutzt, um die kinetische Strömungsenergie am Laufrad-

austritt in Druckenergie umzuwandeln. Die eigentliche Leitvorrichtung befindet sich bei die-

sem Konzept jedoch direkt im Kreiselpumpengehäuse.

Ringmotor Rotor

rad

iale

Austrittsöffnung

drehbarer Ringraum

Ringmotor Stator

Fahrzeugspitze

Anschluss Druckleitung

Ansaug

öffnung

Kreiselpumpe

Mit Antriebsmotor

festes Lager

Eine zweite Leitvorrichtung hinter der Druckleitung hat einen negativen Einfluss auf den hyd-

rodynamischen Energiefluss von der Kreiselpumpe zur Schubdüse. Aus diesem Grund wurde

ein drittes Lösungskonzept für das Querstrahlsystem aufgestellt, bei dem dieser Nachteil um-

gangen wird.

Konzept 3

Das dritte Konzept vereint die Funktion der Leitvorrichtung der Kreiselpumpe und der richt-

baren Schubdüse in einem Bauteil, indem das Kreiselpumpenlaufrad koaxial direkt innerhalb

der drehbaren Leitvorrichtung sitzt. Der Aufbau und die Funktionsweise der Konzeptvariante

sind in der Abbildung 5-5 dargestellt. Der radial austretende Druckstutzen der als Spiralge-

häuse ausgeführten Leitvorrichtung bildet dabei gleichzeitig die Austrittsöffnung und damit

die Schubdüse des richtbaren Querstrahlsystems. Damit ist sowohl die Funktion der Kreisel-

pumpe als auch die Funktion der richtbaren Schubdüse in einer kompakten Baugruppe inte-

griert und muss dadurch nicht mit zusätzlichen, durch den Fahrzeugrumpf verlaufenden Lei-

tungen verbunden werden. Damit fahrzeugfeste Komponenten (die fahrzeugfesten Bauteile

sind in der Abbildung 5-5 rot dargestellt) vor dem Bug-Querstrahlantrieb eingebaut werden

können, wird das Laufrad mit einem Ringmotor angetrieben, wodurch sich eine Welle-Nabe-

Verbindung am Laufrad erübrigt. Anstelle der konventionell antreibenden Welle kann ein

feststehendes Rohr, welches durch das Laufrad axial durchreicht, angeordnet werden. Dieses

ermöglicht die geforderte feststehende Fahrzeugspitze vor der drehbaren Leitvorrichtung und

die Durchführung von elektrischen, optischen und hydraulischen Leitungen zur Versorgung

der Komponenten in der Fahrzeugspitze.

Als Vorteil gegenüber den zwei anderen Konzepten sind die fehlenden Leitungen zur Führung

des Förderstroms von der Kreiselpumpe zur Schubdüse mit den damit verbundenen Druckver-

lusten zu nennen. Aus diesem Grund wird bei diesem Konzept die höchste Energieeffizienz

erwartet.

Weiterhin stellt sich bei diesem Aufbau für jede mögliche Strahlrichtung der gleiche Volu-

menstrom ein, so dass die erzeugte Schubkraft konzeptbedingt richtungsunabhängig ist. Solch

eine Bauweise ermöglicht den Aufbau einer zusammenhängenden Baugruppe, so dass ein

komplett vormontiertes Querstrahlsystem im Fahrzeug eingebaut wird. Diese modulare Bau-

weise ermöglicht einen einfachen und zeitsparenden Austausch im Problemfall, so dass die

Fehlersuche am ausgebauten defekten System stattfinden kann, während das Fahrzeug mit

einem Austauschquerstrahlsystem wieder einsatzbereit ist. Die Unterteilung des Querstrahl-

systems auf mehrere im Fahrzeug verteilte Baugruppen bei den zwei anderen Konzepten steht

dem modularen Aufbau entgegen. Aus diesen Gründen wird das dritte Konzept präferiert.

Abb. 5-5 Dritte Konzeptvariante des Querstrahlsystems

Ansaugzulauf

Antriebsmotor Rotor

drehbares Spiralgehäuse

Austrittsdüse

Antriebsmotor Stat

Fahrzeugspitze

Befestigungsrohr für

fahrzeugfeste Spitze

Laufraddrehrichtung

Laufrad

Spiralkanal

Richtungssteuer

motor Rotor

Richtungssteuer

motor Stator

100

5.2 Auslegung der Querstrahlpumpe

Die Auslegung des Querstrahlsystems richtet sich nach Verfahren zur Auslegung von Krei-

selpumpen. Als Zielsetzung bei der herkömmlichen Auslegung von Kreiselpumpen ist in den

meisten Fällen eine feste Fördermenge Q gefordert und die Förderhöhe H ergibt sich aus den

Druckverlusten der Anlage und den statischen Druck- und Höhenunterschieden. Im Fall vom

Querstrahlsteuer wird die feste Auslegungsvorgabe durch die notwendige Schubkraft gebildet,

welche zunächst im Kapitel 5.2.1 ermittelt wird. Mit vorgegebener Schubkraft F

lässt sich,

abhängig von der Ansaugfläche der Pumpe A

und der Austrittsfläche der Düse A

die gefor-

derte Fördermenge und Förderhöhe der Antriebspumpe bestimmen. Zur Optimierung des Er-

gebnisses erfolgte die beschriebene Berechnung der einzelnen Größen iterativ, da viele Aus-

legungsparameter variabel und größtenteils voneinander abhängig sind. Der Auslegungspro-

zess wird chronologisch dargestellt. Dies ist jedoch mit wiederholtem Vorgreifen auf Parame-

ter und Größen verbunden, deren Auslegung in späteren Unterkapiteln beschrieben wird.

5.2.1 Abschätzung der notwendigen Schubkraft

Zur Abschätzung der notwendigen Schubkraft eines Querstrahlsystems werden zwei Einsatz-

szenarien betrachtet: Zum einen das dynamische Positionieren in einer vorhandenen Strö-

mung, andererseits das Drehen um die vertikale Achse des Fahrzeugs zum Einnehmen einer

bestimmten Ausrichtung.

Der Betriebsmodus der dynamischen Positionierung kann sinnvoll zur Positionierung an einer

festen Stelle in der Nähe des Meeresbodens, beispielsweise zur Detailuntersuchung eines auf-

gefundenen Objekts, angewandt werden. Bei vorhandener Meeresbodenströmung muss dazu

die Fahrzeugdrift durch die schuberzeugenden Systeme kompensiert werden. Ist die Fahr-

zeuglängsachse zur Strömungsrichtung um einen Winkel angestellt, teilt sich die Wider-

standskraft des Fahrzeugs in eine Längskomponente des fahrzeugfesten Koordinatensystems,

die mit dem Schub des Hauptantriebs ausgeglichen werden kann und eine Querkomponente,

die von den schuberzeugenden Querstrahlsteuern kompensiert werden muss. Die Querkom-

ponente wird bei seitlicher Queranströmung des Fahrzeugs maximal, so dass dieser Fall sich

am besten eignet, die minimale benötigte Schubkraft der Querstrahlsysteme abzuschätzen.

Über dem Meeresboden der Tiefsee herrschen in der Regel relativ kleine Strömungsge-

schwindigkeiten von bis zu einem Zentimeter pro Sekunde, während in Flachmeeren Boden-

strömungsgeschwindigkeiten von bis zu 10 Zentimetern pro Sekunde gemessen wurden. In

Ausnahmefällen kommen, angeregt durch geophysikalische und ozeanographische Prozesse,

so genannte benthische Stürme in der Tiefsee vor und bewirken Strömungsgeschwindigkeiten

am Meeresboden zwischen 0,2 und 0,5 Metern pro Sekunde [Ger94].

Im Zusammenhang mit den zu erwartenden Strömungsgeschwindigkeiten wurde festgelegt,

dass bis zu einer Strömungsgeschwindigkeit von 0,2 m / s das Fahrzeug sich frei manövrier-

101

fähig über dem Meeresboden positionieren soll, während bei höheren Strömungsgeschwin-

digkeiten eine Verankerungsfunktion meeresbodenfeste Operationen ermöglicht [Pre13].

Wenn man die verschiedenen Fahrzeugkonfigurationen betrachtet, wirkt die maximale Sei-

tenwiderstandskraft bei der Konfiguration des Fahrzeugs mit zwei Nutzlastsektionen, weshalb

diese Ausführungsform ausschlaggebend für die Bemessung des minimalen Schubs ist. In

einer dreidimensionalen numerischen Berechnung mit Flow Simulation 2010 wurde ermittelt,

dass bei einer Seitenanströmung von 0,2 m / s etwa 60 N auf das Fahrzeug mit zwei eingebau-

ten Nutzlastsektionen als Widerstandskraft wirken. Demnach muss eines der zwei Querstrahl-

systeme mindestens 30 N Schubkraft erzeugen, damit das Fahrzeug in der Seitenanströmung

eine feste Position halten kann. Der Auslegungsschub wurde auf diese Weise auf 30 N festge-

legt (eine genauere Betrachtung der erreichbaren Seitwärtsgeschwindigkeit erfolgt im Kapitel

5.6.2).

Die Schubdüsen des heckseitigen und des bugseitigen Querstrahlsystems sind in der Fahr-

zeugkonfiguration mit einer Nutzlastsektion etwa 3,6 m voneinander entfernt, so dass beide

entgegengesetzt gerichtete Querstrahlsysteme mit der Schubkraft von jeweils 30 N ein Dreh-

moment von 108 Nm auf das Fahrzeug erzeugen. Mit Hilfe von numerischen Berechnungen

konnte ermittelt werden, dass dieses Drehmoment ausreicht, um eine komplette Fahrzeugdre-

hung um 360 Grad in weniger als 30 Sekunden zu bewirken (bei Vernachlässigung der Be-

schleunigungszeit bis zur statischen Drehgeschwindigkeit). Diese Drehgeschwindigkeit wird

als ausreichend erachtet, kann jedoch durch einen möglichen Betrieb oberhalb des Ausle-

gungsschubs von 30 N noch erhöht werden. Eine detaillierte Analyse der mit den entwickel-

ten Querstrahlsystemen realisierbaren Fahrzeugbewegungen erfolgt im Kapitel 5.6.1.

5.2.2 Geometrische Vorgaben

Das Einbauvolumen für die beiden Querstrahlsysteme wurde in der Anfangsphase der Fahr-

zeugentwicklung zugeteilt. Damit ist der äußere Gesamtdurchmesser des Querstrahlsystems

fest vorgegeben. Da die Außenkontur des Querstrahlsystems an die Rumpfform des Fahr-

zeugs angepasst ist, besitzt das Querstrahlsystem eine konische Grundform, so dass der zur

Fahrzeugmitte zeigende Teil den größeren Außendurchmesser von 279 mm aufweist. Die

axiale Ausdehnung beträgt 100 mm und der kleinere Durchmesser der konischen Grundform

beträgt 212 mm.

Weiterhin wurde ein Edelstahlrohr zur Befestigung der Fahrzeugspitze mit integriertem Ab-

wurfmechanismus ausgelegt. Um einen robusten Aufbau zu gewährleisten, beträgt der äußere

Durchmesser des Befestigungsrohrs 35 mm [Mis13] und bildet damit die innere radiale Bau-

raumbegrenzung für das Querstrahlsystem. Das Laufrad muss somit einen axialen Durch-

bruch mit dem Durchmesser von 37 mm aufweisen, damit ein umlaufender Spalt zwischen

Laufrad und dem Befestigungsrohr der Fahrzeugspitze von 1 mm entsteht. Der innere Saug-

munddurchmesser, der bei Pumpenlaufrädern üblicherweise als Nabendurchmesser d

be-

zeichnet wird, ergibt sich daraus zu 40 mm, damit eine Materialdicke an der Laufradnabe von

102

1,5 mm nicht unterschritten wird. Die Bauraumaufteilung für die einzelnen Komponenten des

Querstrahlsystems und die auszulegenden geometrischen Größen des Laufrads sind in der

Abbildung 5-6 anhand einer Meridianschnittansicht schematisch dargestellt.

Abb. 5-6 Bauraumabgrenzung und Anordnung der Komponenten des Querstrahlsystems

Radial an das Laufrad schließt der Bauraum für das Spiralgehäuse an, dessen Eintrittsdurch-

messer d

direkt von dem Laufraddurchmesser d

abhängt. Aufgrund der radial an das Spiral-

gehäuse anschließenden Schubdüse wird für das Spiralgehäuse ein möglichst großer Außen-

durchmesser benötigt (siehe Kapitel 5.2.7), weshalb das Laufrad und das Spiralgehäuse mög-

lichst weit zur Fahrzeugmitte innerhalb der axialen Bauraumbegrenzung angeordnet werden.

Die Auslegung der einzelnen Parameter wird in den folgenden Abschnitten beschrieben.

5.2.3 Auslegungsdrehzahl der Querstrahlpumpe

Als Antriebsmotor für das Pumpenlaufrad wird ein von der Firma ENITECH entwickelter

druckneutraler Ringthruster verwendet (vgl. Abschnitt 2.2.1). Der Innendurchmesser des Ro-

torrings des antreibenden Ringmotors beträgt 100 mm und wird für den Aufbau eines

Ringthrusters mit innenliegenden Propellerblättern bestückt. Für die Anwendung im Quer-

strahlsystem wird am Rotor der Antriebsmotoren statt der Propellerblätter ein Anschluss-

flansch angeschweißt, der die Verbindung zum Laufrad ermöglicht.

Um die Auslegungsdrehzahl für das Querstrahlsystem zu bestimmen, dienten Messdaten, die

bei einer Schubmessung des Ringthrusters bei der Fa. ENITECH ermittelt wurden. Der An-

triebsmotor erreichte dabei Maximaldrehzahlen von mehr als 1.600 U / min.

axiale Bauraumbegrenzung

Fahrzeughülle

Bauraum für das

Spiralgehäuse

Bauraum für den

Pumpenzulauf

Bauraum für

Ringmotoren

Befestigungs

rohr

Fahrzeugspitze

Schaufeleintrittskante

ksa · dS

Deckscheibe

Tragscheibe

Saugmund

100 mm

Ø 279 mm

Ø 212 mm

103

Erwartungsgemäß wird das Kreiselpumpenlaufrad aufgrund seiner Form einen höheren Rota-

tionswiderstand im Wasser erfahren als der nabenlose Axialpropeller des Ringthrusters. Dar-

aus resultieren für die Anwendung im Querstrahlsystem ein höheres Motormoment und damit

eine höhere Antriebsleistung über den gesamten Drehzahlbereich. Die Auslegungsdrehzahl

wurde aus dieser Überlegung heraus zu 1.200 Umdrehungen pro Minute gewählt, damit eine

Reserve zu höheren Drehzahlen bei Bedarf den Betrieb auch oberhalb des Auslegungspunkts

gewährleistet.

5.2.4 Bestimmung des Saugdurchmessers

Als erste variable Geometriegröße bei der Auslegung der Querstrahlpumpe wurde der Saug-

durchmesser d

nach einem Verfahren bestimmt, welches häufig für die Auslegung von Pum-

pen genutzt wird. Bei festgelegtem Nabendurchmesser d

von 40 mm des Laufrads bestimmt

diese Größe die Ansaugfläche A

nach der Formel (5-2) und damit, bei festgelegter Förder-

menge Q, die Einströmgeschwindigkeit am Saugmund des Laufrads. Das Verfahren bestimmt

den minimal zulässigen Saugmunddurchmesser, so dass die Beschleunigung in diesem Be-

reich keinen zu großen Druckabfall bewirkt.

Der äußere Durchmesser des Laufradsaugmunds d

lässt sich nach der Formel (5-1) berech-

nen [Tha10]. Die Fördermenge am Auslegungspunkt Q

opt

hängt vom Saugdurchmesser ab,

während der Saugdurchmesser ebenfalls abhängig von der Fördermenge bestimmt wird. In

einem iterativen Prozess wurden beide Größen soweit angepasst, dass eine Übereinstimmung

von Q

opt

und d

in den Berechnungen nach der Formel (5-1) und dem im Kapitel 5.2.5 genutz-

ten Verfahren erreicht wurde.

= d

² + Q

opt

· n² · 32

· λ

+ λ

(5-1)

= d

² - d

4 · π (5-2)

Die Konstante k

berücksichtigt den etwas größeren Durchmesser der Schaufeleintrittskante

im Vergleich zum Saugdurchmesser der Pumpe (siehe Abbildung 5-6) und beträgt in diesem

Fall 1,02. Der empirische Beiwert λ

erfasst die Beschleunigung und Verluste am Pumpenein-

tritt und wird für Pumpen mit radialen Einlaufgehäusen zu 1,1 gesetzt [Gül10]. Der zweite

Saugkoeffizient λ

erfasst die Druckabsenkung an den Schaufeln und wird hier für Standard-

laufräder zu 0,2 gesetzt. Auf diese Weise wurde der Saugdurchmesser zu 83,5 Millimetern

bestimmt. Somit beträgt die Eintrittsfläche A

am Saugstutzen 41,55 cm².

104

5.2.5 Auslegung der Schubdüse

Dieser Abschnitt beschreibt den Einfluss der Austrittsfläche A

der Schubdüse auf die benö-

tigte Förderleistung und die spezifische Drehzahl des Kreiselpumpensystems.

Mit dem benötigten Schub F

von 30 N und der Schubgleichung, vgl. Formel (3-9), lässt sich,

wie es in den Gleichungen (5-3) und (5-4) dargestellt ist, ein Zusammenhang des Förder-

stroms Q in Abhängigkeit von der Querschnittsfläche der Schubdüse A

formulieren. Dabei

ist v

die mittlere Austrittsgeschwindigkeit des Förderstroms im erzeugten Schubstrahl.

= m · v

= Q · ρ · v

= Q

· ρ

(5-3)

Q =A

· F

ρ (5-4)

Mit der Fördermenge lässt sich weiterhin ein Zusammenhang für die mittlere Eintrittsge-

schwindigkeit am Saugstutzen der Kreiselpumpe v

formulieren, wobei eine Abhängigkeit

von der Eintrittsfläche A

besteht, vgl. Kapitel 5.2.4. Analog dazu berechnet sich die Aus-

trittsgeschwindigkeit v

an der Düse. Die Austrittsgeschwindigkeit v

entspricht im Folgenden

der Schubstrahlgeschwindigkeit v

= Q / A

(5-5)

= Q / A

(5-6)

Aus den beiden Geschwindigkeiten lässt sich die Geschwindigkeitshöhendifferenz H

be-

rechnen, die einen Teil der Pumpen-Förderhöhe bildet [Gül10].

= (v

² - v

²)

2 · g (5-7)

Neben der Geschwindigkeitshöhendifferenz müssen die Saugverlusthöhe im Pumpenzulauf

und die Druckverlusthöhe am Druckstutzen als dynamische Anteile der Förderhöhe ermittelt

werden. Die Verlusthöhen H

lassen sich mit Hilfe von Verlustbeiwerten nach der Formel

(5-8) abschätzen [Gül10]. Die Verlustbeiwerte ζ können für verschiedene Anlagenelemente

Katalogen entnommen werden. Die Summe aller einzelnen Verlusthöhen der auf der Saugsei-

te enthaltenen Elemente der Anlage ergibt die Saugverlusthöhe und analog dazu ergibt sich

die Druckverlusthöhe.

105

= ζ · v² / 2g (5-8)

Den Druckstutzen bildet in diesem Fall die als Schubdüse wirkende Austrittsöffnung ins freie

Wasser. Dieses als Freistrahl bezeichnete Übergangselement in einer Pumpenanlage bewirkt

einen Austrittsverlust, wobei der Verlustbeiwert zur Berechnung der Verlusthöhe an dieser

Stelle 1 beträgt. Eine als Diffusor wirkende Aufweitung des Leitungsquerschnitts vor dem

Austritt ins freie Wasser bewirkt eine Abnahme des Druckverlustbeiwerts an dieser Stelle

[Sch11]. Da die Schubdüse radial aus dem konisch geformten Spiralgehäuseteil austritt, ergibt

sich aufgrund der Durchstoßung der äußeren Oberfläche unter einem Winkel ein verzögerter

Übergang des Strömungsquerschnitts und daraus resultiert eine Diffusorwirkung. Der Ver-

lustbeiwert wurde deshalb etwas kleiner als 1 zu 0,9 für die analytische Auslegungsberech-

nung abgeschätzt.

Den Zulauf zum Saugmund des Laufrads bildet eine strömungstechnisch günstig ausgeformte

Einlaufkante, siehe Abbildung 5-5. Für dieses Element liegt der Verlustbeiwert zwischen 0,04

und 0,1 [Sch11]. Für den Verlustbeiwert auf der Saugseite des Querstrahlsystems wurde für

die Auslegungsberechnungen der Wert 0,1 angenommen.

Die statischen Anteile der Förderhöhe können im Fall des Querstrahlsystems vernachlässigt

werden, da zwischen Ein- und Austritt der Pumpe keine geodätischen Höhen- und Umge-

bungsdruckunterschiede herrschen. Die Gesamtförderhöhe der Querstrahlpumpe im Betrieb

am Auslegungspunkt kann somit wie folgt berechnet werden.

ges

= H

+ H

= (v

² - v

²)

2 · g + 0,1 · v

² + 0,9 · v

2 · g (5-9)

Aus der Förderhöhe und dem Förderstrom lässt sich weiter die Förderleistung P

der Pumpe

nach der im Kapitel 3.2 aufgezeigten Formel (3-11) berechnen. Mit der Förderhöhe, der För-

dermenge und der im Kapitel 5.2.3 bestimmten Auslegungsdrehzahl kann ferner die spezifi-

sche Drehzahl n

für das Laufrad ermittelt werden, siehe Formel (3-12).

Mit den in den Gleichungen (3-11) und (3-12) sowie (5-3) bis (5-9), formulierten Zusammen-

hängen ergibt sich eine Kennlinie der benötigten Förderleistung und der spezifischen Dreh-

zahl der Querstrahlsteuer-Pumpe in Abhängigkeit von der Düsenquerschnittsfläche A

, siehe

Abbildung 5-7. Diese Kennlinie wurde unter Verwendung der im Abschnitt 5.2.4 bestimmten

Eintrittsfläche A

von 41,55 cm² am Laufrad erstellt.

Aus dem Verlauf der Förderleistung wird erkennbar, dass die Wahl einer möglichst großen

Austrittsfläche der Düse A

den Leistungsbedarf senkt. Weiterhin bestimmt die so ermittelte

spezifische Drehzahl die optimale Laufradform für die Anwendung im Querstrahlantrieb. Es

wurde ein Hochdruck- oder Mitteldruckrad angestrebt, da diese Bauformen eine kleinere axia-

le Ausdehnung aufweisen und die Spiralgehäuse dieser Laufradformen einen kleineren Radi-

106

albauraum benötigen. Als Auslegungspunkt wurde die Düsenaustrittsfläche von 1.000 mm²

gewählt. An diesem Punkt wird eine Förderleistung von etwa 152 Watt benötigt. Die spezifi-

sche Drehzahl von ca. 40 erlaubt es, das Laufrad in der angestrebten Mitteldruckradbauform

aufzubauen.

Abb. 5-7 Förderleistung und spezifische Drehzahl der Querstrahlpumpe

in Abhängigkeit von der Austrittsfläche

Die Daten, die für das Pumpensystem am gewählten Auslegungspunkt resultieren, sind in der

Tabelle 5-1 enthalten.

opt

ges

n P

1.000 mm² 4.155 mm² 5,48 l / s

2,82 m 40,75 1.200 U / min 151,8 W

Tabelle 5-1 Kenndaten der Querstrahlpumpe am angestrebten Auslegungspunkt

5.2.6 Entwicklung der Laufradgeometrie

Ausgehend von den so ermittelten Hauptkenndaten für das Pumpsystem, besteht der nächste

Schritt darin, die Geometrie des Laufrads zu entwickeln. Dazu werden zunächst neben dem

vorher bestimmten Saugdurchmesser d

und dem Nabendurchmesser des Laufrads d

der Au-

ßendurchmesser d

und die Austrittsbreite b

als geometrische Hauptgrößen des Laufrads be-

stimmt. Diese geometrischen Größen des Laufrads sind zur Anschauung in der Abbildung 5-6

dargestellt.

100

150

200

250

300

300 500 700 900 1.100 1.300 1.500 1.700 1.900

Düsenquerschnittsfläche A

[mm²]

Leistung

P [W]

spezifische

Drehzahl n

[-]

Nieder

druckrad

Mittel

druckrad

Hoch

druckrad

1.000 mm²

107

Aus der sich ergebenden Eintrittsfläche und der Austrittsfläche am Laufrad können mit dem

Förderstrom Q die Einströmgeschwindigkeit am Saugmund und die Abströmgeschwindigkeit

am Laufradaustritt ermittelt werden und mit der Drehzahl des Laufrads der relative Anström-

winkel der Schaufeleintritts- und Austrittskante. Abhängig von diesen Winkeln wird die An-

stellung der Eintritts- und Austrittskante der Schaufeln ermittelt. Der Schaufelkanteneintritts-

winkel ändert sich jedoch aufgrund der unterschiedlichen Umfangsgeschwindigkeiten in Ab-

hängigkeit von dem lokalen Radius der Eintrittskante. Zusätzlich muss die Strömung im

Schaufelkanal vom Saugmund zum Laufradaustritt um 90 Grad umgelenkt werden, so dass

für eine gute Schaufelauslegung eine komplexe räumlich verwundene Schaufelgeometrie

entwickelt werden muss, die den kinematischen Verhältnissen am Laufradeintritt, -Austritt

und im Schaufelkanal des Laufrads genügt. Entwickler von Pumpenlaufrädern benutzen ei-

genständige Programme oder Programmmakros, die ausgehend von den Vorgaben eine Lauf-

radgeometrie in Form von dreidimensionalen Koordinaten oder direkt als Volumen- oder

Oberflächenmodell für die Integration im CAD-System generieren und damit die Berechnung

und Gestaltung des Kreiselpumpenlaufrads in einer computergestützten Entwicklungsumge-

bung verknüpfen.

Die Laufradgeometrie des Querstrahlsystems wurde mittels des kommerziellen Softwarepa-

kets CFturbo erstellt, welches freundlicherweise von der CFturbo Software & Engineering

GmbH für den Entwicklungszeitraum zur Verfügung gestellt wurde [CFt12]. Das Software-

paket ermöglicht es dem Anwender, in einem schrittweise geführten Entwurfsprozess Einga-

ben der vorher bestimmten Kenndaten der auszulegenden Strömungs- oder Arbeitsmaschine

vorzunehmen. Unbekannte Daten lassen sich direkt im Entwurfsprozess von der Software

generieren. Für die Ermittlung der gesuchten Daten steht eine Reihe an Berechnungsverfahren

zur Verfügung. Dazu gehören allgemeine Entwurfsverfahren für Strömungsmaschinen sowie

eingebundenes Expertenwissen in Form von empirischen und auf der Auswertung von vielen

experimentellen Untersuchungen basierenden Kennlinien. Die Nutzung dieser Daten erlaubt

eine bessere Abschätzung der realen Eigenschaften der Strömungsmaschinen und damit eine

qualitativ hochwertige Auslegung.

Der Entwicklungshergang zur Berechnung und Gestaltung der Laufradgeometrie mit der

CFturbo-Software wird im Anhang dargestellt, siehe Kapitel 10. Dabei wurden die geometri-

schen Hauptdaten des Laufrads in vom Programm vorgegebenen Optimal-Bereichen berech-

net. Ausgehend von diesen Daten wurde eine zweidimensionale Meridiangeometrie des Lauf-

rads und unter Auswahl von Parametern, wie Schaufelanzahl, Schaufeldicke Schaufelform,

etc. eine dreidimensionale Geometrie der Schaufeln, einer Trag- und einer Deckscheibe er-

stellt.

Die Abbildung 5-8 stellt die Laufradgeometrie anhand von Umrisslinien der sechs Laufrad-

schaufeln des entwickelten Laufrads in der Frontalansicht dar. Dabei wird eine Schaufel durch

fünf gleichmäßig auf der Meridianbreite verteilte Umrisslinien erzeugt. Die grüne Umrisslinie

zeigt die Schaufelgeometrie an der Deckscheibe, während der Schaufelumriss an der Rad-

scheibe violett dargestellt ist.

108

Zur besseren Veranschaulichung ist die entwickelte Laufradgeometrie in einer isometrischen

Ansicht dargestellt, wobei nur die Geometrie einer der sechs Schaufeln gezeigt ist, siehe Ab-

bildung 5-9. Die Schaufelgeometrie sowie die Deck- und Radscheibengeometrie wurden nach

der erfolgten Laufradentwicklung als Oberflächenmodell exportiert und konnten damit weiter

im verwendeten CAD-System bearbeitet werden.

Abb. 5-8 Umrisslinien der sechs Laufradschaufeln, Frontansicht

109

Abb. 5-9 Isometrische Darstellung der mit CFturbo entwickelten Laufradgeometrie

5.2.7 Entwicklung der Leitvorrichtung

Aufgrund der hohen Umfangs- und Meridiangeschwindigkeiten am Laufradaustritt besitzt das

Fluid dort einen hohen Anteil an kinetischer Energie, deren Wirkung sich radial über der

Laufradaustrittsfläche verteilt und ungerichtet ist. Um einen gerichteten Fluidstrom zu errei-

chen, ist es notwendig, eine Leitvorrichtung am Laufradaustritt anzuordnen, wodurch die

Strömung verzögert und der Großteil der kinetischen Energie in statischen Druck umgewan-

delt wird. Hierzu werden bei Kreiselpumpen häufig Spiralgehäuse verwendet, die einen spi-

ralförmigen Kanal um den Laufradaustritt bilden. Den Spiralgehäuseaustritt bildet ein tangen-

tial oder radial anschließender Diffusor, der als Druckstutzen dient, siehe Abbildung 5-10. Bei

der tangentialen Bauform schließt der Diffusor und damit der Druckstutzen seitlich an das

Spiralgehäuse an und führt den Förderstrom geradlinig tangential zum Gehäuseaustritt. Die

resultierende Reaktionskraft (Schubkraft) wirkt dabei nicht, wie gefordert, radial und erzeugt

mit dem radialen Abstand a der Diffusor-Mittellinie zur Rotationsachse des Laufrads ein

Drehmoment auf das Spiralgehäuse, welches als Rollmoment auf das Fahrzeug wirken würde.

Aus diesem Grund wird ein Spiralgehäuse mit einem radial anschließenden Druckstutzen als

Bauform für die Leitvorrichtung benötigt. Bei dieser Bauform wird der Förderstrom derart

umgeleitet, dass er das Spiralgehäuse annähernd radial zur Laufradrotationsachse verlässt,

wodurch die gewünschte radiale Wirkrichtung des Schubs erreicht wird.

Eintrittsfläche

Austrittsfläche

Schaufelgeometrie

mit Umrisslinien

Meridiankontur

110

Ein Teil des vom Laufrad hervorgerufenen Dralls bleibt erhalten und sorgt so für eine Ablen-

kung vom ideal radialen Austrittsstrahl, was in der Abbildung 5-10 durch eine leichte Schräg-

stellung des Schubkraftvektors angedeutet ist. Je länger der Austrittskanal ausgeführt wird,

desto kleiner wird diese Ablenkung. Die Länge des Austrittskanals ist jedoch maßgebend für

den radialen Bauraumbedarf des Spiralgehäuses (angedeutet durch die Fahrzeughülle in der

Abbildung 5-10), so dass hier ein Kompromiss gefunden werden muss.

Abb. 5-10 Tangentialer und radialer Druckstutzen-Anschluss an das Spiralgehäuse, nach [Gül10]

Für die Auslegung eines wirkungsgradoptimierten Spiralgehäuses existieren zwei bekannte

Verfahren, wobei in beiden Fällen der Verlauf der Querschnittsfläche im Spiralkanal abhän-

gig vom Umschlingungswinkel φ berechnet wird. Das Ziel dieser Auslegung ist es, über den

gesamten Umschlingungswinkelverlauf der Spirale einen konstanten Druck zu erreichen. Da-

durch erfährt die Schaufelaustrittskante keine Druckänderungen während der Rotationsbewe-

gung und es werden Druckpulsationen vermieden.

Die Methode nach Pfleiderer sieht die Erhaltung des Dralls über den Umfang als Auslegungs-

kriterium vor [Pfl05], während die Methode nach Stepanoff die Erhaltung der kinetischen

Energie über den Umfang fordert [Ste59]. Beide Verfahren führen zu ähnlichen Wirkungs-

graden, wobei die nach dem Prinzip der Erhaltung der kinetischen Energie ausgelegten Spi-

ralquerschnitte etwas größer bemessen sind [Gül10]. Die sich ergebende Endquerschnittsflä-

che ist jedoch bei beiden Verfahren gleich groß. Da der Rechenweg der Methode nach Ste-

panoff einfacher anzuwenden ist und die Größen der Spiralquerschnittsflächen keine Auswir-

kung auf den resultierenden Bauraumbedarf haben (die Größe des Endquerschnitts und die

Länge des radialen Austrittskanals sind hier maßgebend, vgl. Abbildung 5-10), wurde das

Spiralgehäuse nach der Stepanoff-Methode ausgelegt.

Fahrzeughülle

tangentialer

Druckstutzen

radialer

Druckstutzen

0°

90°

180°

270°

Ungenutzter

radialer Bauraum

111

= Q

· 2 ·g ·H (5-10)

Die Endquerschnittsfläche wird nach der Formel (5-10) berechnet, wobei die Stepanoff-

Kennzahl k

eine Erfahrungskennzahl ist, die abhängig von der spezifischen Drehzahl der

Pumpe bestimmt wird (im Fall des Querstrahlsystems für n

= 40,75 beträgt diese 0,34). Dar-

aus berechnet sich eine Querschnittsfläche von etwa 21,5 cm² für den Endquerschnitt der Spi-

rale. Die Größe der Querschnittsflächen verhält sich bei der Forderung nach konstanter kineti-

scher Energie und damit nach konstanter Umfangsgeschwindigkeit proportional zum Um-

schlingungswinkel.

Zwischen dem Spiralgehäuse und der Austrittsfläche des Laufrads wird vor dem eigentlichen

Spiralgehäuse ein Ringraum als Übergang angeordnet. Der Eintrittsdurchmesser der Spirale

und damit der Berührungskreis des Sporns sind größer zu wählen als der nach der Formel

(5-11) berechnete Mindestdurchmesser d

3,min

[Gül10], siehe Abbildungen 5-10 und 5-11.

3,min

= d

· (1,03 + 0,001 · n

40 +0,07 · H

1.000 ) (5-11)

Als Mindestdurchmesser ergibt sich für die Werte der Querstrahlpumpe ein Durchmesser von

etwa 132 mm. Für die Konstruktion wurde der Durchmesser d

zu 138 mm festgesetzt.

Konstruktion des Spiralgehäuses

Die Gestalt der Querschnittsform eines Spiralgehäuses kann relativ frei gewählt werden, ohne

wesentliche Wirkungsgradeinbußen zu erwarten [Gül10]. Dieser Umstand wird bei der Kon-

struktion der Spirale ausgenutzt, indem ein einfaches quaderförmiges Querschnittsprofil ver-

wendet wird, welches beim Anfangs-Umschlingungswinkel (φ = 0°) eine Breite von 20 mm

aufweist. Aus konstruktiven Gründen wurde die Spirale bis zu einem Umschlingungswinkel

von 356 Grad ausgeführt, siehe Abbildung 5-11. In einer Kalkulationstabelle wurden die Hö-

hen und die Breiten der Querschnittsflächen für zwölf Umschlingungswinkel in 30-Grad-

Abständen abhängig vom ermittelten Endquerschnitt berechnet. Die resultierenden Quer-

schnittsflächen und die Querschnittsbreiten verhalten sich proportional zum Umschlingungs-

winkel. Die Tabelle steuerte gleichzeitig das parametrisierte Konstruktionsmodell im CAD-

System, so dass eine einfache und schnelle Anpassung der Werte bei der Entwicklung erfol-

gen konnte. Die Abbildung 5-11 veranschaulicht die so erstellte Grundform des Spiralgehäu-

ses, wobei der vorgeordnete Ringraum und die einzelnen Querschnittsformen ebenfalls abge-

bildet sind.

112

Abb. 5-11 Grundform des Spiralgehäuses mit vorgeordnetem Ringraum

Im nächsten Schritt wurde anschließend an den Endquerschnitt ein Druckstutzen gestaltet, der

entgegengesetzt zur Krümmung der Spirale gebogen ist, bis eine radiale Richtung erreicht

wird. Damit die Austrittsfläche A

dem im Kapitel 5.2.5 berechneten Wert von 1.000 mm²

entspricht, verengt sich der Querschnitt in diesem Bereich des Strömungskanals, so dass eine

Schubdüse gebildet wird und kein Diffusor wie bei üblichen Spiralgehäusen. Die Verengung

des Kanals wurde durch eine Abnahme der Querschnittshöhe bewirkt, während die Quer-

schnittsbreite ab dem Endquerschnitt der Spirale konstant bleibt. Mit einer so ausgeführten

Schubdüse wird aufgrund der Querschnittsverengung in Umlenkrichtung von tangential nach

radial und der dadurch bedingten Beschleunigung der Strömung in diesem Bereich eine besse-

re Umlenkung der Strömung erreicht, als es bei einem als Diffusor ausgeführten Druckstutzen

zu erwarten ist. Weiterhin kann nur mit dieser Art der Querschnittsverengung innerhalb des

radialen Bauraums eine Umlenkung des tangential endenden Spiralkanals zu einer radialen

Austrittsöffnung unter Einhaltung von sinnvollen Krümmungsradien erzielt werden. In der

Abbildung 5-12 ist das Hohlvolumen des entwickelten Spiralgehäuses dargestellt und die Be-

grenzung durch die Fahrzeughülle sowie die Form der entstandenen Austrittsöffnung zusätz-

lich abgebildet.

Querschnitt

φ = 180°

Querschnitt

φ = 360°

Eintrittsdurchmesser

= 138 mm

Laufraddurchmesser

= 128 mm

Endquerschnitt

φ = 356°

Querschnittshöhe

Querschnittsbreite

vorgeordneter

Ringraum

113

Abb. 5-12 Spiralgehäuse mit Druckstutzen und Austrittsdüse

Alle scharf ausgeführten Kanten der Spiralgehäuse-Grundform wurden verrundet, wodurch

bessere Übergänge zwischen dem blau dargestellten vorgeordneten Ringraum und dem ei-

gentlichen Spiralgehäuse sowie strömungstechnisch günstigere Querschnittsformen entstehen.

Anzumerken ist, dass sich scharf ausgeführte Kanten mit einer Dreiachsfräse nicht fertigen

lassen, siehe Kapitel 5.4.2.

5.3 Numerische Überprüfung der Auslegung

Um die Leistungsfähigkeit der mit dem Laufrad und dem Spiralgehäuse ausgelegten Strö-

mungsmaschine zu überprüfen, wurde ein vorläufiges, vereinfachtes CAD-Modell des Quer-

strahlsteuers erstellt, mit dessen Hilfe eine numerische Berechnung der Strömungsparameter

am Auslegungs-Betriebspunkt erfolgte.

Austrittsfläche

= 997 mm²

Fahrzeughülle

Kantenverrundungen

114

Abb. 5-13 CAD-Geometrie des Flow Simulation 2010 CFD-Modells vom Querstrahlsystem

Für die Berechnungen wurde das EFD-System SolidWorks Flow Simulation 2010 genutzt.

Die der EFD-Rechnung zugrundeliegende Geometrie ist in der Abbildung 5-13 gezeigt. Der

rot dargestellte Pumpenzulauf wurde so gestaltet, dass acht radial angeordnete Eintrittsöff-

nungen die Eintrittsfläche zum Zulauf bilden. Im dahinterliegenden ringförmigen Hohlraum

des Zulaufs vereinen sich die einzelnen durch die acht Eintrittsöffnungen entstehenden Fluid-

ströme und werden um 90 Grad in die axiale Richtung zum Saugmund des Laufrads umge-

lenkt. Im Pumpenzulauf und im Spiralgehäuse simuliert eine zylinderförmige Austragung das

Befestigungsrohr, welches durch das Querstrahlsystem durchreicht und eine Befestigung der

Fahrzeugspitze erlaubt.

Als Berechnungsgebiet wurde der um die Pumpe liegende Bereich weiträumig mit in die

Rechnung einbezogen, um die Ausbreitung des Schubstrahls und die Einlaufströmung im

Pumpenzulauf auflösen zu können.

Das Laufrad wird von einem für die Modellierung der Laufradrotation erforderlichen rotati-

onssymmetrischen Volumenteil umschlossen, welches eine Begrenzung in einem Abstand

von drei Millimetern zur äußeren Laufradoberfläche aufweist. Da die Spaltweiten zwischen

Laufrad und dem Spiralgehäuse kleiner als drei Millimeter sind, überlappt der so definierte

Bereich mit den Innenwänden des Spiralgehäuses, siehe Abbildung 5-14. Als Randbedingung

für das Rechenmodell wurde dieses rotationssymmetrische Gebiet als lokale Rotationsregion

cht radial verteilte

Eintrittsöffnungen

Pumpenzulauf

im Halbschnitt

Spiralgehäuse

im Halbschnitt

Austrittsöffnung /

Schubdüse

Laufrad

im Viertelschnitt

rotierende Region

(blau transparent)

115

mit der Drehzahl von 1.200 U / min in entsprechender Richtung um die Symmetrieachse defi-

niert. Diese Modellierungsmethode wird in der Softwaredokumentation als Multiple-

Rotating-Reference Frame [Sol10a] bezeichnet. Das Programm teilt dabei das Rechengebiet

in zwei Bereiche auf (innerhalb und außerhalb der Rotationsregion), die es unabhängig vonei-

nander mit Übergabe von Übergangsbedingungen berechnet. Innerhalb der Rotationsregion

rotieren alle Festkörper mit der bestimmten Winkelgeschwindigkeit. Die Berechnung erfolgt

hier in einem Relativkoordinatensystem, welches sich gegenüber dem äußeren Absolut-

Koordinatensystem mit der festgelegten Winkelgeschwindigkeit dreht. Oberflächen von Tei-

len, die innerhalb der Rotationsregion keine Drehbewegung ausführen, wie das Spiralgehäuse

im Fall der Querstrahlpumpe, werden mit einer zusätzlichen Randbedingung als Stator oder

feststehende Wand definiert, so dass eine Relativbewegung zwischen den rotierenden und

festen Festkörpern modelliert wird. Bei der im verwendeten EFD-System implementierten, als

Mischungsebenen-Methode bezeichneten Bildung von Übergangsbedingungen zwischen den

zwei Fluidregionen, wird eine stationäre Lösung in beiden Rechengebieten berechnet und

über den Umfang der vom Programm automatisch erstellten Trennoberflächen gemittelt je-

weils an das andere Rechengebiet als Randbedingung übergeben. In einem iterativen Rechen-

prozess werden beide Rechengebiete so oft berechnet, bis eine Konvergenz der Übergangsbe-

dingungen erreicht ist [Sol10b]. Bei der Übergabe der Strömungsparameter erfolgt eine Koor-

dinatensystemtransformation zwischen rotierendem Relativ- und festem Absolutsystem. Die

zwei Trennflächen sind hierbei die axiale Eintrittsfläche in der Nähe des Laufradsaugmunds

und die Umfangs-Austrittsfläche in der Nähe des Laufradaustritts, siehe Abbildung 5-14. Bei

diesem vereinfachten quasistatischen Berechnungsmodell wird durch die Umfangsmittelung

der Einfluss der lokalen Druck- und Geschwindigkeitsunterschiede, die bei der Umströmung

der Laufradschaufeln entstehen, bei der Berechnung der Spiralgehäuseströmung vernachläs-

sigt. Ferner wurde der Einfluss der Wandrauigkeit in den Berechnungen unter Annahme ideal

glatter Oberflächen nicht betrachtet.

Der Vorteil dieser für die Berechnungen genutzten Modellvereinfachungen liegt in der ver-

gleichsweise schnellen und stabilen Rechenmethode, die zur Überprüfung der von der Ausle-

gung erwarteten Hauptkenndaten der Pumpe, wie der Fördermenge und der damit erreichba-

ren Schubkraft genutzt wurde. Zur Berechnung der Kenndaten wurden zunächst die Eintritts-

und Austrittsöffnungen als Oberflächen modelliert, die vom Fluid durchströmt werden kön-

nen. Diese in der Abbildung 5-13 in hellblauer Farbe dargestellten Oberflächen erlauben es

nach durchgeführter Berechnung, die lokalen Strömungsparameter an diesen Stellen zu be-

stimmen.

Als Fördermenge Q wird der Volumenstrom durch die Oberfläche an der Schubdüsenöffnung

betrachtet. Mit Hilfe der Formel (5-3) kann daraus der Schub berechnet werden. Weiterhin

wird mit den mittleren Druckwerten an den Eintritts- und Austrittsöffnungen die resultierende

Druckdifferenz ermittelt und erlaubt unter Nutzung der Formel (3-10) die Bestimmung der

Pumpenförderhöhe H. Diese wurde einmal für das Gesamtsystem (Druckdifferenz zwischen

Druckstutzen und den radialen Eintrittsöffnungen am Pumpenzulauf) und zusätzlich für die

116

einzelne Pumpe ohne Pumpenzulauf betrachtet (Druckdifferenz zwischen Druckstutzen und

der Eintrittsfläche der Rotationsregion, die den Saugstutzen der Pumpe bildet).

Mit der Förderhöhe und der Fördermenge kann die Förderleistung der Pumpe mit dem in der

Formel (3-11) formulierten Zusammenhang kalkuliert werden. Als weitere Berechnungsgröße

wird das auf die Oberflächen des Laufrads wirkende Reaktionsmoment um die Rotationsach-

se ermittelt und erlaubt mit Hilfe der Drehzahl sowie der Formel (3-13) die Berechnung der

mechanischen Antriebsleistung. Aus dem Verhältnis der mechanischen Antriebsleistung zur

Förderleistung ergibt sich der Förderwirkungsgrad des Querstrahlsteuers.

5.3.1 Untersuchte Variationen

Neben der reinen Überprüfungsrechnung der Auslegung wurden drei Varianten des Über-

gangs vom Laufradaustritt zum Spiralgehäuseeintritt modelliert, um daraus eine optimale Va-

riante zu ermitteln und diese für die Konstruktion des Querstrahlsystems zu verwenden.

Bei der ersten Variation ist weder um die Deckscheibe, noch um die Tragscheibe des Laufrads

ein Absatz am Spiralgehäuse vorhanden, so dass der Strömungskanal hinter dem Laufradaus-

tritt sprungartig größer wird. Die zweite Konfiguration enthält einen Absatz um die Deck-

scheibe des Laufrads, so dass sich der Strömungskanal am Übergang von Laufrad zum Spiral-

eintritt sich nur einseitig aufweitet. Bei der dritten Konfiguration sind beide Absätze vorhan-

den, so dass die Austrittsbreite b

der Eintrittsbreite im dem Spiralkanal vorgeordneten Ring-

raum entspricht. Die Abbildung 5-14 veranschaulicht die beschriebenen Variationen im Meri-

dianschnitt des Modells, wobei die Absätze mit einer schraffierten Fläche angedeutet sind.

Wie dort erkennbar ist, wurde ein Spalt im Radseitenraum zwischen Laufrad-Deckscheibe

und Spiralgehäuse modelliert, während im Radscheiben-Seitenraum kein Spalt vorhanden ist.

Das wurde aus dem Grund so gestaltet, da im Querstrahlsystem das Laufrad mittels eines

Ringmotors über einen Ringflansch angetrieben wird, weshalb an dieser Stelle kein Radsei-

tenraumspalt entsteht.

Die Berechnungsgitter wurden unter Nutzung der automatischen adaptiven Netzverfeine-

rungsfunktion mit mindestens fünf Verfeinerungsschritten pro Modellrechnung erstellt, wobei

die maximale Anzahl der Zellen auf 2,1 Millionen begrenzt wurde. Die Netzelementdichte

wurde dabei vorher in den Radseitenräumen durch die manuelle lokale Verfeinerungsfunktion

gegenüber dem restlichen Rechengebiet erhöht. Vorhergehende Netzanalyserechnungen am

Modell haben gezeigt, dass sich die berechneten Werte ab einer Anzahl von mehr als 1,6 Mil-

lionen Zellen bei weiteren Verfeinerungen unwesentlich ändern. Als Ergebnis der Berechnun-

gen sind ermittelte Werte in der Tabelle 4-1 dargestellt.

117

Abb. 5-14 Meridianschnitt der simulierten Pumpengeometrie

Beim Vergleich der Ergebnisse ist zu erkennen, dass beide untersuchten Absätze um die Trag-

und Deckscheibe des Laufrads eine geringe positive Auswirkung auf den Volumenstrom, die

Förderleistung und den Wirkungsgrad des Pumpensystems haben. Ebenfalls steigen die För-

derhöhe, das Laufradmoment und damit die benötigte Antriebsleistung leicht an, was jedoch

aufgrund des ermittelten Wirkungsgradanstiegs zu keiner Verschlechterung der Güte des Sys-

tems führt. Aus diesem Grund wird die Variation mit beiden Absätzen für den Aufbau des

Querstrahlsystems präferiert und im Folgenden weiter analysiert.

Vergleicht man die den Auslegungsberechnungen im Kapitel 5.2.5 zugrunde gelegten Daten

in der Tabelle 5-1 mit den numerisch ermittelten Werten, ist beispielsweise die veranschlagte

Fördermenge von etwa 5,48 l / s mit einer Abweichung von nur 0,3 Prozent erreicht worden.

Diese Größe ist maßgebend für den zu erreichenden Schub des Querstrahlsystems.

Die berechnete Förderhöhe der Pumpe von 2,12 m ist jedoch deutlich kleiner (etwa 25 Pro-

zent) als der veranschlagte Wert von 2,82 m. Dieser Unterschied ist auf die Berechnung der

Druckverlusthöhe mit einem Austritt-Verlustbeiwert bei der Auslegungsrechnung zurückzu-

führen. Dieser muss laut Literatur bei einem sprungartigen Austritt des Strömungskanals in

freies Wasser zu 1 gesetzt werden, wurde aber aufgrund der verzögerten Querschnittsflächen-

Aufweitung etwas kleiner (zu 0,9) angesetzt. Nach erfolgter numerischer Berechnung kann

der Austrittsverlustbeiwert unter Beachtung der im Kapitel 5.2.5 gemachten Annahmen zu

0,44 korrigiert werden.

Begrenzung der

Rotationsregion

Absatz Radscheibe

Absatz Deckscheibe

Trennoberfläche

Austritt

Trennoberfläche

Eintritt

118

ohne

Absatz

Absatz an

Deckscheibe

beide

Absätze

Volumenstrom Q [l / s]

5,41 5,44 5,46

Förderhöhe der Pumpe

[m] 2,06 2,1 2,12

Gesamtförderhöhe des Systems

[m] 1,86 1,89 1,90

Förderleistung der Pumpe

[W] 109,4 112 113,4

Gesamtförderleistung

[W] 98,62 100,83 101,91

Laufradmoment M

[Nm]

1,17 1,18 1,19

mechanische Antriebsleistung

P [W] 147,22 148,07 149,36

Wirkungsgrad der Pumpe

% 74,3 75,6 75,9

Wirkungsgrad mit Pumpenzulauf η

% 67 68,1 68,2

Tabelle 5-2 Ergebnisse der numerischen Berechnung

Zur Ermittlung der erreichten Schubkraft wurden die Strömungsverhältnisse an der Austritts-

fläche genauer untersucht. Bei der modellierten Austrittsfläche von 997 mm² und den berech-

neten 5,46 l / s wäre eine mittlere Austrittsgeschwindigkeit von ca. 5,48 m / s zu erwarten.

Die Geschwindigkeitsverteilung an der Schubdüse ist dreidimensional, wobei Radial-, Tan-

gential- und Axialkomponenten der Geschwindigkeit vorhanden sind. Für den entstehenden

Radialschub und die Durchflussmenge ist die Radialkomponente der Austrittsgeschwindigkeit

maßgebend, deren mittlerer Wert 5,66 m / s beträgt.

Die Differenz kann mit einer kleineren effektiven Querschnittsfläche der Schubdüse erklärt

werden, da die Strömungsrichtung am Austritt nicht senkrecht zur Austrittsöffnung steht. Aus

den Strömungsparametern kann somit eine effektive Austrittsfläche von 965 mm² ermittelt

werden.

Die Abbildung 5-15 veranschaulicht die Verteilung der berechneten Austrittsgeschwindigkeit

in radialer Richtung auf der modellierten Austrittsfläche der Schubdüse.

119

Abb. 5-15 Numerisch berechnete Verteilung der radialen Austrittsgeschwindigkeit

Für die Darstellung wurde eine Farbskala gewählt, bei der alle Geschwindigkeitswerte unter

5,5 m / s blau dargestellt sind, so dass Bereiche erkennbar werden, deren Wert unterhalb der

mittleren Geschwindigkeit liegt. Dies sind insbesondere durch Grenzschichtströmungen im

Spiralkanal beeinflusste Bereiche an den Rändern der Austrittsfläche.

In der Kernströmung wächst tendenziell der Anteil der blauen Bereiche in Richtung der

wachsenden Querschnittshöhe, während im Bereich der kleinsten Querschnittshöhe fast die

gesamte Kernströmung rot eingefärbt ist, was Strömungsgeschwindigkeiten von 6 m / s und

höher entspricht. Die nicht konstante Querschnittshöhe ergibt sich aufgrund der Krümmung

der Schubdüse, ausgehend vom Spiralkanal und aufgrund der konischen Rumpfoberfläche in

dem Bereich, wo die Schubdüse diese durchstößt, siehe Abbildung 5-12.

Nach der Formel (5-3) errechnet sich mit der gemittelten radialen Austrittsgeschwindigkeit

von 5,66 m / s eine Schubkraft von 30,9 N und erfüllt damit die gestellten Anforderungen an

das Querstrahlsystem.

Neben der Schubkraft in der gewünschten radialen Austrittsrichtung ist weiterhin die Rich-

tung der resultierenden Schubkraft in der Fahrzeugquerebene für die Bewertung des Quer-

strahlsystems interessant, weshalb ebenfalls die Verteilung der Austrittsgeschwindigkeit in

tangentialer Richtung v

betrachtet wurde. Diese ist in der Abbildung 5-16 dargestellt. Die als

radial und tangential bezeichneten Richtungen sind in der Abbildung 5-17 gezeigt.

Es ist erkennbar, dass im Bereich maximaler Querschnittshöhe eine Region maximaler Tan-

gentialgeschwindigkeiten vorhanden ist (bis zu 2 m / s). Die Tangentialgeschwindigkeiten

werden mit abnehmender Querschnittshöhe deutlich kleiner. Über die gesamte Austrittsfläche

ergibt sich für die mittlere Austrittsgeschwindigkeit in tangentialer Richtung ein Wert von

etwa 1,1 m / s und damit eine tangentiale Schubkraft von 6 N. Daraus resultiert eine Abwei-

chung des Austrittswinkels vom ideal radialen Austritt um elf Grad in der Querebene des

Fahrzeugs.

5,5

[m/s]

Querschnittshöhe

120

Abb. 5-16 Numerisch berechnete Verteilung der tangentialen Austrittsgeschwindigkeit

Die Abbildung 5-17 verdeutlicht die beschriebenen Strömungsverhältnisse anhand der Strom-

liniendarstellung der numerisch ermittelten Werte. Es werden jeweils die Stromlinien darge-

stellt, die den Schubstrahl an der Querschnittsbreite der Austrittsöffnung begrenzen. Zu er-

kennen ist, dass die Strahlen im Bereich der größeren Querschnittshöhe stärker abgelenkt

werden, als in Bereichen kleinerer Querschnittshöhen.

Abb. 5-17 Darstellung der Randstromlinien des Schubstrahls

[m/s]

Querschnittshöhe

Spiralgehäuse

radiale

Austrittsrichtung

tangentiale

Austrittsrichtung

minimale

Querschnittshöhe

maximale

Querschnittshöhe

121

Sowohl die größeren Tangentialkomponenten in diesem Bereich als auch die kleineren Radi-

alkomponenten der Austrittsgeschwindigkeit sind auf die Durchstoßung des Schubdüsen-

Strömungskanals durch die konische Rumpfoberfläche zurückzuführen. An der Stelle, wo die

Rumpfoberfläche einen kleineren Durchmesser aufweist, ergibt sich eine größere Quer-

schnittshöhe der Austrittsöffnung. Dies ist gerade der Bereich, wo die Krümmung vom tan-

gentialen Spiralkanal des Spiralgehäuses zur radialen Austrittsrichtung noch nicht vollständig

abgeschlossen ist, siehe hierzu auch die Abbildungen 5-6 und 5-12. In Bereichen kleinerer

Querschnittshöhen ist die Krümmung besser ausgebildet und ferner wird aufgrund der kleine-

ren Querschnittshöhe die Strömung stärker in die radiale Richtung beschleunigt, als im Be-

reich der maximalen Querschnittshöhe. Aufgrund des begrenzten radialen Bauraums ließ sich

diese Formgebung jedoch nicht vermeiden.

Da die notwendige Fördermenge und damit auch die geforderte Schubkraft in radialer Rich-

tung gemäß der numerischen Überprüfungsrechnung mit der entwickelten Pumpengeometrie

erreicht wurde und sich aufgrund der kleineren Förderhöhe ein positiv zu bewertender, kleine-

rer Antriebsleistungsbedarf (149,4 W anstatt den veranschlagten 151,8 W) zur Erreichung des

erforderlichen Schubs von 30 N ergibt, wurde die Geometrie beibehalten, wobei für die Kon-

struktion die Variation mit beiden beschriebenen Absätzen über den Laufradscheiben gewählt

wurde. Die Abweichung von etwa elf Grad vom ideal radialen Austritt wird an dieser Stelle

toleriert.

5.4 Konstruktion und Fertigung des Querstrahlsystems

Basierend auf der für numerische Untersuchungen erstellten Geometrie wurde das Querstrahl-

system auskonstruiert. Dabei musste eine Befestigung am Fahrzeug realisiert werden und die

Fertigung der gestalteten Bauteile gewährleistet sein. Unter anderem wurden das Spiralgehäu-

se und das Pumpenzulaufgehäuse mittels der am FMT verfügbaren drei-Achsen-CNC-Fräse

gefertigt. Dazu mussten das Spiral- und das Zulaufgehäuse quer zur Rotationsachse aufge-

trennt werden. Durch die Auftrennung sind jeweils zwei Gehäusehälften entstanden, die sich

durch zweiseitiges Bearbeiten auf der Fräse herstellen ließen. In der Abbildung 5-18 ist die

Gesamtkonstruktion anhand einer Explosionsdarstellung der einzelnen Komponenten darge-

stellt (bugseitiges Querstrahlsystem). Der Aufbau und die Funktionsweise der Konstruktion

sollen anhand der folgenden kurzen Montageanleitung deutlich werden.

122

Abb. 5-18 Explosionsdarstellung der Querstrahlsteuer-Baugruppe

Spiralgehäusehälfte 1

Spiralgehäusehälfte 2

Zulaufgehäusehälfte 1

Zulaufgehäusehälfte 2

Richtungssteuermotor

Antriebsmotor

Hüllenabdeckung

Fahrzeugspitzenaufbau

Gleitlagereinsatzring

Pumpenlaufrad

Abstandsring

Motorbefestigungs

flansch

vorderster Titan

gerüstspant

Befestigungswinkel

Rohrbefestigungssockel

Befestigungsring mit

Fahrzeughüllenauflage

Fahrzeughüllenhälfte

Hüllenbefestigungsleiste

Spiralgehäuse

befestigung

Spiralgehäuse

Verschraubung

Befestigung des

Laufrads

Pumpenzulauf

befestigung und

Verschraubung

Schweißkonstruktion:

Fahrzeugspitzenaufbau

mit Befestigungsrohr

Rohrbefestigungs

mutter

Abtriebsflansch

Kontermutter

Befestigungsrohr

123

5.4.1 Montage des Querstrahlsystems

Die Befestigung des Querstrahlsystems erfolgt über einen Befestigungsring, der über zwei als

Hüllenbefestigungsleisten bezeichnete Bauteile am vordersten Titangrundgerüst-Spant des

Fahrzeugs befestigt wird. Im Befestigungsring und in den Hüllenbefestigungsleisten (beide

aus POM-Kunststoff gefertigt) sind Quergewindebolzen und Gewindehülsen aus Edelstahl

eingesetzt, so dass darin die Verschraubung der Fahrzeughüllen erfolgt. Um die Steifigkeit

und Belastbarkeit des Befestigungssystems zu erhöhen, wurde der Befestigungsring zusätzlich

über drei Befestigungswinkelbleche aus Edelstahl ebenfalls am vordersten Titanspant ver-

schraubt. Bei der Montage des Querstrahlsystems werden zunächst alle Komponenten am

Befestigungsring montiert, wonach das zusammengebaute Bug-Querstrahlsteuer über die

oben beschriebene Verschraubung des Befestigungsrings im Fahrzeug eingebaut wird.

Am Befestigungsring wird ebenfalls über eingesetzte Quergewindebolzen der Motorbefesti-

gungsflansch verschraubt, auf welchem sowohl der Laufradantriebsmotor als auch der Rich-

tungsstellmotor stirnseitig angeflanscht werden. Als erstes wird der Richtungssteuermotor, ein

ebenfalls von der Firma ENITECH entwickelter druckneutraler Ringantrieb mit äußerem Läu-

fer, angeflanscht. Auf dem aus Edelstahl gefertigten Läuferring wurde ein Flanschring mit

Gewindelöchern verschweißt und erlaubt so die Befestigung der Spiralgehäusehälfte 1. Als

nächstes wird der Antriebsmotor mit montiertem Laufrad koaxial in den Richtungssteuermo-

tor gesetzt und ebenfalls stirnseitig am Motorbefestigungsflansch angeschraubt. Der Abstand

zwischen dem am Rotor angeschweißten Abtriebsflansch und dem Laufrad wird über einen,

aus POM-Kunststoff gefertigten, Abstandsring überbrückt. Über das Laufrad wird die zweite

Spiralgehäusehälfte gesetzt und über Quergewindebolzen, die in der ersten Spiralgehäusehälf-

te eingepresst sind, mit dieser verschraubt.

Um die feststehende Fahrzeugspitze vor dem Bug-Querstrahlsystem anzufertigen, wurde eine

Edelstahl-Schweißkonstruktion als Gerüst für die in der Fahrzeugspitze integrierten Kompo-

nenten entwickelt, die an einem Edelstahlrohr mit Versteifungsrippen angeschweißt wird

[Mis13]. Das Rohr wird durch den vorgesehenen Freiraum im Querstrahlsystem in den am

Titanspant verschraubten Rohrbefestigungssockel geschoben. An den entsprechenden Stellen

weist das Rohr ein Außengewinde auf, über welches eine Kontermutter vor dem Befesti-

gungssockel sowie eine Rohrbefestigungsmutter hinter dem Sockel, die Befestigung der Fahr-

zeugspitzenkonstruktion und eine axiale Justierung der Position erlaubt. Der Einbau der Fahr-

zeugspitze erfolgt, nachdem das ganze Querstrahlsystem vollständig am Fahrzeug montiert

wurde. Dabei wird das Pumpenzulaufgehäuse direkt auf der Schweißkonstruktion über die

dort vorgesehenen Gewindelöcher verschraubt. Damit die Relativbewegung des vom Rich-

tungssteuermotor angetriebenen Spiralgehäuses und des fahrzeugfesten Pumpenzulaufgehäu-

ses möglich ist, wird ein Edelstahl-Gleitlagerring auf einen entsprechenden Absatz zwischen

den beiden Kunststoffgehäusen gesetzt.

124

5.4.2 Fertigung der Komponenten

Die beiden Gehäuse (Pumpenzulauf- und Spiralgehäuse) nehmen mit insgesamt 2,8 Litern

etwa 60 Prozent vom Gesamtvolumen des Querstrahlsystems ein (Motoren und Befestigungs-

elemente eingerechnet). Um einen möglichst kleinen Abtrieb des Querstrahlsystems zu erzeu-

gen, wurden diese Teile aus dem leichten Polyethylen-Kunststoff (PE) gefertigt, der mit einer

Dichte von etwa 0,95 g / cm³ Auftrieb im Wasser generiert. Im Vergleich zum ebenfalls mög-

lichen Aufbau aus POM-Kunststoff mit einer Dichte von 1,4 g / cm³ ist das Querstrahlsystem

1,26 kg leichter. Alle Gehäusehälften wurden mittels einer drei-Achs-CNC-Fräse hergestellt,

wobei aufgrund der Bauteilform eine zweiseitige Bearbeitung notwendig war. Die Positio-

niergenauigkeit beim Umdrehen der Teile wurde, ähnlich wie bei der im Kapitel 6.4 beschrie-

benen Fertigung des Propellerdüsenprofils, über Bohrungen und Passstifte auf einer Aufnah-

meplatte gewährleistet. Nach der Fertigung ließen sich diese Positionierlöcher teilweise zur

Positionierung der Gehäusehälften untereinander nutzen, siehe Abbildung 5-19. Der Motor-

flansch wurde ebenfalls an der CNC-Fräse gefertigt, jedoch wurde POM als Konstruktions-

werkstoff wegen der geforderten höheren Festigkeit an dieser Stelle genutzt.

Abb. 5-19 Gefertigte PE-Spiralgehäusehälften mit Edelstahl-Passstiften zur genauen Positionierung

Aufgrund der komplexen Form des Laufrads wurde ein Stereo-Lithographie-Verfahren zur

Fertigung des Laufrads gewählt. Als Werkstoff wurde dabei das RenShape SL 7810 Harzsys-

tem verwendet, welches sich durch eine besonders hohe Festigkeit und eine hohe Oberflä-

chengüte des fertigen Bauteils gegenüber anderen bekannten Rapid-Prototyping-Verfahren

[Hun07] auszeichnet. Jedoch neigt das so hergestellte Kunststoffmodell zu einer erhöhten

Wasseraufnahme, weshalb eine Nachbehandlung der Oberflächen notwendig wurde.

125

Abb. 5-20 Stereolithographisch hergestellte Laufräder mit eingesetzten Edelstahl-

plättchen mit Gewindebohrungen zur Befestigung des Laufrads

Zur Verbindung des Laufrads mit dem Antriebsmotor wurden sechs Bohrungen vorgesehen,

mit dahinter liegenden Hohlräumen, in denen Edelstahlplättchen mit Gewindebohrungen als

Befestigungselemente eingesetzt werden. Weitere sechs radial symmetrisch verteilte Bohrun-

gen sind zum genauen Ausrichten des Laufrads in Bezug zum Abtriebsflansch des An-

triebsmotors über Passstifte und zur besseren Drehmomentübertragung vorgesehen, siehe Ab-

bildung 5-20.

Die Nachbehandlung und Versiegelung der Oberflächen erfolgte in drei Arbeitsschritten. Als

erstes wurde das Laufrad auf einer mit einem Motor angetriebenen Scheibe befestigt und in

Rotation versetzt. Während der Rotation wurde ein zwei-Komponenten Epoxid-Sprühlack

aufgetragen, wobei durch die Zentrifugalkräfte ein gleichmäßiger Auftrag erfolgte. Der als

Grundierfüller bezeichnete Lack weist im Verarbeitungszustand eine hohe Viskosität auf und

füllt offene Poren sowie Rillen an behandelten Oberflächen auf und versiegelt diese im aus-

gehärteten Zustand gegen das Eindringen von Wasser [Kwa09]. Im zweiten Schritt wurde die

so entstandene Epoxidschicht mit feinem Sandpapier und weichen Metallbürsten an notwen-

digen Stellen nachbearbeitet und geglättet. Die Abbildung 5-21 zeigt ein Laufrad nach diesem

Bearbeitungsschritt.

Passstiftlöcher

Edelstahl

plättchen

mit Innengewinde

126

Ferner wurde im dritten Arbeitsschritt ein Sprüh-Klarlack in einer dünnen Schicht aufgetra-

gen, der speziell für Leichtmetall-KFZ-Felgen entwickelt wurde und optimalen Schutz gegen

Wasser und Sprühsalz bei einer hohen Abriebs-Festigkeit verleiht [Kwa12]. Das aus wasser-

festem Grundierfüller und dem Schutz-Klarlack bestehende, aufgetragene Lacksystem bietet

dem im Rapid-Prototyping-Verfahren gefertigten Laufrad einen ausreichenden Schutz gegen

Salzwasser und verhindert somit die beschriebene Wasseraufnahme des Materials.

Abb. 5-21 Laufrad mit aufgetragenem Epoxid-Grundierfüller

5.5 Experimentelle Validierung der Ergebnisse

Um die numerisch ermittelten Kenndaten des Querstrahlsystems zu validieren, wurde im

Rahmen einer Bachelorarbeit zur experimentellen Vermessung der Leistungsdaten ein Prüf-

stand entwickelt. Dabei wurde ein komplett aufgebautes Querstrahlsystem in ein ausreichend

großes Wasserbecken getaucht (Tiefwassertank des Instituts für Land- und Seeverkehr mit

einer Länge von 12 m und einer Breite von 1,5 m [ILS13b]) und dort an einer Sechs-

Komponenten-Waage befestigt, die es erlaubte, während des Betriebs alle vom Querstrahl-

steuer erzeugten räumlichen Kraft- und Drehmomentkomponenten zu erfassen. Als weitere

Größen wurden die Antriebsmotor-Drehzahl und das Motormoment während der Versuche

aufgezeichnet. Die Abbildung 5-22 zeigt den halb getauchten Versuchsaufbau für das Quer-

strahlsystem mit unter Wasser befindlichem Spiral- und Pumpenzulaufgehäuse. Der Aufbau

und die Funktionsweise des Prüfstands sowie die detaillierte Beschreibung der Versuchs-

durchführung sind in der Dokumentation zu der Bachelorarbeit [Sch12b] beschrieben. In die-

sem Kapitel werden lediglich die für die Validierung und Bewertung notwendigen Ergebnisse

dargestellt und diskutiert.

127

Abb. 5-22 Versuchsaufbau zur experimentellen Untersuchung des Querstrahlsystems

Das für den Versuch aufgebaute Querstrahlsystem enthielt ein durchgehendes, feststehendes

Rohr, welches das Befestigungsrohr zum Aufbau einer feststehenden Fahrzeugspitze bei der

Verwendung im Fahrzeug ersetzt.

In der Nähe des Auslegungspunkts der Querstrahlpumpe bei 1.197,5 U / min wurde ein An-

triebsdrehmoment von 1,13 Nm ermittelt, womit sich eine mechanische Antriebsleistung von

142,1 W ergibt. Als Schubkraft in radialer Austrittsrichtung wurde ein Wert von 27,7 N auf-

genommen. Ferner wurde eine Tangentialkomponente der Schubkraft gemessen, wobei sich

ein Winkel von 10,16 Grad für die resultierende Schubkraft ergibt.

Anders als bei den numerischen Untersuchungen wurde nicht nur der Auslegungspunkt des

Antriebssystems, sondern durch punktweise Messungen ein Drehzahlbereich untersucht. Aus

den so gewonnen Kennlinien konnte für den genauen Auslegungspunkt von 1.200 U / min ein

Schub von 28,3 N bei einer mechanischen Antriebsleistung von 143,6 W interpoliert werden.

Im Vergleich zu den numerisch berechneten Werten ist die gemessene Schubkraft um 8,4

Prozent kleiner, während eine um 3,8 Prozent kleinere Antriebsleistung gemessen wurde. Die

vergleichsweise kleinen Abweichungen zwischen der numerischen Berechnung und dem Ex-

periment können mit den Vereinfachungen (siehe Kapitel 5.3) des numerischen Rechenmo-

dells gegenüber dem real aufgebauten System erklärt werden, wie beispielsweise die fehlende

sechs

Komponenten-

Waage

Spiral

Gehäuse

Zulauf

Gehäuse

Antriebs

einheit

Verbindung

flansch mit

Drehzahlsenor

128

Wandrauheit und die Mischungsebenen-Methode zur Mittelung der am Laufrad berechneten

Strömungsparameter am Übergang zum Spiralgehäuse.

Der aus der Messung gewonnene Wert des Schubs bei 1.200 U / min ist um 5,67 Prozent

kleiner als die angestrebten 30 N, jedoch kann dieser Wert durch eine etwas höhere Drehzahl

(bei 1.240 U / min) erreicht werden.

Die Abbildung 5-23 zeigt die ermittelte Kennlinie der Schubkraft über der Drehzahl, wobei

die zur Schuberzeugung erforderliche mechanische Antriebsleistung zusätzlich aufgetragen

ist. Die Messungen erfolgten im Drehzahlbereich von etwa 950 bis 1.600 U / min. Zusätzlich

wurde der maximal erreichbare Schub mit dem im Prüfstand verbauten Antriebsmotor bei der

maximalen Drehzahl von 1.816 U / min gemessen. Die Leistung konnte aus Gründen der Ver-

suchsdurchführung für diesen Messpunkt nicht ermittelt werden, weshalb im Diagramm die

Leistungskennlinie bei ca. 1.600 U / min aufhört. Da die Druckunterschiede während der Ver-

suche nicht gemessen wurden, lässt sich nicht die reale Förderhöhe der Pumpe und damit

auch nicht der Förderwirkungsgrad am Auslegungspunkt bestimmen. Aufgrund der sich gut

überdeckenden Daten vom Versuch und der numerischen Berechnung kann angenommen

werden, dass dieser ähnlich hoch ist. Benutzt man die im Kapitel 5.2.5 zur Auslegung der

Pumpengeometrie getroffenen Annahmen, jedoch mit dem im Kapitel 5.3.1 korrigierten Aus-

trittsbeiwert von 0,44, ergibt sich für die erreichte Schubkraft von 28,3 N eine Förderleistung

von etwa 104,5 W und mit der Antriebsleistung ein Förderwirkungsgrad von 0,72.

Abb. 5-23 Experimentell ermittelte Schub- und Leistungskennlinie des Querstrahlsystems

114

168

222

276

330

950 1.050 1.150 1.250 1.350 1.450 1.550 1.650 1.750 1.850

Antriebsleistung [W]

Schubkraft [N]

Drehzahl [U / min]

129

Der ermittelte Austrittswinkel liegt im gesamten Drehzahlbereich zwischen 9,8 und 10,36

Grad und ist damit als konstant anzusehen. Dieser Wert befindet sich etwa ein Grad unter dem

numerisch ermittelten Wert. Die Tangentialkomponente der Schubkraft erzeugt am Quer-

strahlsystem ein Drehmoment um die Rotationsachse, welches dem Motorreaktionsmoment

entgegengesetzt wirkt. Dieser Zusammenhang minimiert das resultierende Gesamtdreh-

moment M

ges

am Querstrahlsystem und damit im Anwendungsfall das resultierende Rollmo-

ment auf das Fahrzeug. Dieser Effekt ist als Vorteil der eigentlich unerwünschten Abwei-

chung des Schubstrahls vom ideal radialen Austritt anzusehen.

Abb. 5-24 Experimentell ermittelte Drehmomentverläufe am Querstrahlsystem,

rot: Gesamtdrehmoment, schwarz: Motorreaktionsmoment

In der Abbildung 5-24 sind die gemessenen Werte des Motorreaktionsmoments und des Ge-

samtdrehmoments am Querstrahlsystem über der Drehzahl aufgetragen. Bei den dargestellten

resultierenden Drehmomentwerten, die auf das Fahrzeug wirken (maximal 1 Nm), ist auf-

grund der Fahrzeuggröße nicht zu erwarten, dass sich der einstellende Rollwinkel störend auf

den Betrieb des Fahrzeugs auswirkt.

5.6 Bewertung der Leistungsfähigkeit des Querstrahlsteuers

Der im Fahrzeug für den Antrieb des Querstrahlsystems verwendete Antriebsmotor erzeugt

eine maximale mechanische Antriebsleistung von etwa 300 W. Damit wird eine Drehzahl von

1.553 U / min erreicht. Da die Versuche mit einem leistungsstärkeren Antriebsmotor ausge-

führt wurden [Sch12b], ließ sich für wenige Minuten die Drehzahl von 1.816 U / min einstel-

0,25

0,5

0,75

1,25

1,5

1,75

950 1.050 1.150 1.250 1.350 1.450 1.550 1.650

Drehmoment [Nm]

Drehzahl [U / min]

Mges

130

len. Das Querstrahlsystem wies dabei keine Auffälligkeiten auf und die gemessenen Kräfte

sowie Momente mit der sechs-Komponenten-Waage lagen in einem zu erwartenden Bereich.

Somit ist ein sicherer Dauerbetrieb bei der kleineren Drehzahl von 1.553 U / min nachgewie-

sen worden, wobei das Querstrahlsystem einen Schub von 46,73 N bei dieser Drehzahl er-

reicht.

Um einen Vergleich mit anderen Querstrahlsystemen anzustellen, werden die ermittelten

Leistungsdaten mit veröffentlichten Daten anderer Querstrahlsteuer verglichen. Da es sich um

unterschiedliche Fahrzeuggrößen und deshalb auch Querstrahlsteuerdimensionen handelt,

wird zum Vergleich der spezifische Schub der Systeme als maßstabsunabhängige Größe ge-

genübergestellt. Dieser ist definiert als das Verhältnis der erzeugten Schubkraft zur benötigten

Förderleistung des Querstrahlsteuers [Bro08]. Schiffs-Querstrahlsteuer in der Tunnelthruster-

Bauweise erreichen mittlere spezifische Schübe in der Größenordnung von 0,15 N / W

[Bro08]. Der spezifische Schub für das aufgebaute und vermessene Querstrahlsteuer beträgt

am Auslegungspunkt 0,195 N / W und steigt unterhalb der Auslegungsdrehzahl weiter an.

Die Abbildung 5-25 zeigt den Verlauf des gemessenen spezifischen Schubs (radiale Schub-

kraft / mechanische Antriebsleistung) über der Drehzahl. Es ist erkennbar, dass sich bei klei-

neren Drehzahlen ein höheres Verhältnis von erzeugtem Schub zur verbrauchten Antriebsleis-

tung ergibt. Der mit zunehmender Drehzahl kleiner werdende spezifische Schub ist auf die

steigenden Reibungsverluste bedingt durch die höhere Durchflussgeschwindigkeit und das

quadratisch mit der Drehzahl ansteigende Reaktionsmoment des Laufrads zurückzuführen.

Abb. 5-25 Gemessener spezifischer Schub des aufgebauten Querstrahlsystems

0,15

0,17

0,19

0,21

0,23

0,25

950 1.050 1.150 1.250 1.350 1.450 1.550 1.650

spezifischer Schub [N / W]

Drehzahl [1 / min]

131

Das Querstrahlsystem des im Vorgängerprojekt entwickelten AUVs DNS-Pegel erreichte zum

Vergleich spezifische Schübe von 0,07 bis 0,15 N / W jedoch mit eingerechnetem Wirkungs-

grad des Antriebsmotors und des Motorstellers.

Ein in AUVs zum Aufbau von Tunnelthrustern häufig verwendeter Axial-Ringthruster (siehe

Abbildung 2-11) ist der 70 mm-Thruster der Firma TSL Technology Ltd. Er wurde beispiels-

weise in den AUVs Delphin 2 [Ste11] und Odyssey IV [Chr04] zum Aufbau von Querstrahl-

steuern genutzt, siehe Kapitel 2.2.1. Laut Produktdatenblatt erzeugt dieser Thruster ähnlich

hohe Standschübe (bis maximal 43 N) [TSL12], wie das hier entwickelte Querstrahlsystem.

Der spezifische Schub des TSL-Ringthrusters liegt bei 0,193 N / W am gemessenen Betriebs-

punkt zur Erzeugung von 30 N (0,16 N / W bei 0,85 Wirkungsgrad, Angabe im Datenblatt

[TSL12]). Während bei einem Axiallaufrad-angetriebenen Querstrahlsystem mit deutlich grö-

ßerem Strömungskanal eine höhere Energieeffizienz zu erwarten wäre, ist das Ringthruster-

System sogar minimal schlechter beim Vergleich des spezifischen Schubs am Auslegungs-

punkt. Hinzu kommen die hier noch nicht betrachteten Verluste der Tunnelwände im einge-

bauten Zustand im AUV, die den spezifischen Schub noch weiter herabsetzen.

Bei der Anwendung als Tunnelthruster weist das so aufgebaute Querstrahlsteuer eine Ein-

trittsfläche von über 3.800 mm² und eine ebenfalls so große Austrittsfläche auf, welche die

Rumpfoberfläche durchstößt. Eine Steuereinrichtung für vertikale und horizontale Manöver

erzeugt insgesamt vier Durchbrüche der Strömungshülle mit je 3.800 mm², während das ent-

wickelte richtbare Manövriersystem eine, auf acht in ihrer Längsausdehnung quer zur Längs-

richtung des Fahrzeugs liegende Eintrittsöffnungen verteilte Gesamteintrittsfläche von 4.568

mm² und eine Austrittsöffnungsfläche von nur 997 mm² aufweist.

Ein Nachteil der Tunnelthruster sind die entstehenden Rumpfhüllendurchbrüche, die den Wi-

derstand des Fahrzeugs während der Langstreckenfahrt erhöhen (je größer die einzelne

Durchbruchfläche, desto größer wird der Zusatzwiderstand am Fahrzeug). Beim entwickelten

richtbaren Querstrahlsystem fällt aufgrund der Aufteilung der im Vergleich nur 36,6 Prozent

betragenden Durchbruchfläche auf neun Öffnungen die Widerstandserhöhung wesentlich ge-

ringer aus als beim Aufbau von Tunnelthrustern ähnlicher Leistung.

5.6.1 Erreichbare Drehgeschwindigkeiten des Fahrzeugs

Die mit den bekannten Schubwerten der Querstrahlsysteme erreichbare Drehgeschwindigkeit

des Fahrzeugs in der horizontalen Ebene wurde mit Hilfe von numerischen Berechnungen

untersucht. Die Abschätzung erfolgte dabei in zwei Schritten. Als erstes wurde die Längsposi-

tion der Fahrzeugrotationsachse ermittelt, da aufgrund der viel größeren Seitenprojektionsflä-

che im Heck (bedingt durch die Seitenfläche der Ruder und der Propellerdüse im Vergleich

zur spitz auslaufenden Seitenflächenform in Bug) dieser nicht genau mittig zwischen den

Querstrahlantrieben liegt, sondern etwas zum Heck versetzt. Dies ist dadurch begründet, dass

das in Rotation versetzte Fahrzeug um den Punkt rotieren wird, an dem es das minimale Re-

aktionsmoment aufgrund des Strömungswiderstands erfährt. Zusätzlich gleicht sich die auf-

132

grund der Rotationsbewegung und der dadurch bedingten Relativgeschwindigkeiten auf das

Fahrzeug wirkende Querwiderstandskraft vor und hinter der Drehachse betragsmäßig aus. Der

Einfluss der Massenträgheit wird vernachlässigt, da der Massenschwerpunkt nahe dem auf-

grund der Strömungskräfte bestimmten Rotationspunkt liegt und der Einfluss der durch be-

wegte Fluidmassen entstehenden Kräfte wesentlich größer angenommen wird.

Zur Bestimmung der axialen Drehpunktlage wurde eine Rotation in der horizontalen Ebene

des Fahrzeugs mit der gleichen Drehgeschwindigkeit (jeweils 2,5 U / min) um verschiedene

Drehpunkte auf der Fahrzeuglängsachse mit Flow Simulation 2010 modelliert und das auf die

Fahrzeugoberfläche wirkende Drehmoment um die Rotationsachse sowie die resultierende

Gesamtquerkraft im fahrzeugfesten Koordinatensystem berechnet. Als erster Berechnungs-

punkt wurde der Mittelpunkt zwischen den beiden Querstrahlsystemen gewählt, der 2.097

mm von der vorderen Fahrzeugspitze auf der Längsachse entfernt ist. Für die weiteren Punkte

wurde die Rotationsachse bei gleichbleibendem Modell in 100-mm-Schritten zum Heck ver-

setzt. Gemäß den oben genannten Annahmen musste die Rotationsachse gefunden werden,

bei welcher die Querkraftwirkung am Fahrzeug zu Null und das Drehmoment minimal wer-

den. Die Berechnungen erfolgten mit einer maximalen Zellenanzahl von 1,2 Millionen Zellen

unter der Verwendung der als globale Rotationsregion bezeichneten Rotationsmodellierungs-

methode. Dabei rotiert das Absolut-Koordinatensystem mit dem darin festen Fahrzeugmodell

in einem Fluid [Sol10b]. Das Diagramm in der Abbildung 5-26 zeigt die berechneten Quer-

kräfte und Drehmomente am Fahrzeug infolge der Drehbewegung um eine Rotationsachse in

Abhängigkeit von der Drehpunktposition.

Abb. 5-26 Numerisch bestimmte Querkräfte und Drehmomente um die Rotationsachse

in Abhängigkeit von der Drehpunktlage auf der Fahrzeuglängsachse

100

120

0 50 100 150 200 250 300 350 400

axialer Abstand in Richtung des Hecks vom Mittelpunkt x [mm]

Querwiderstandskraft FWQ [N]

Widerstandsdrehmoment MW[Nm]

Gesamt

querkraft

Widerstands

Drehmoment

133

Bei der Rotation um die Achse 400 mm hinter dem Mittelpunkt zwischen den Querstahlsys-

temen (2.497 mm von der vorderen Spitze) ist das Drehmoment minimal und die Querkraft

beträgt hier lediglich 2,8 N, so dass diese Rotationsachse als der gesuchte Gleichgewichts-

drehpunkt betrachtet wird.

Die Abbildung 5-27 zeigt als Ergebnis der Berechnung am Gleichgewichtsdrehpunkt die

Stromfäden und die Geschwindigkeitsverteilung in der mittleren Horizontalebene um das ro-

tierende Fahrzeug in der fahrzeugfesten Darstellung. Die Verwirbelung der Stromfäden im

Heck des Fahrzeugs entsteht durch die wesentlich höhere Anströmfläche in diesem Bereich,

während der Bug mit anliegenden Stromlinien fast wirbelfrei umströmt wird. Anhand der

Stromfäden lässt sich auch die Lage der Drehachse erkennen, die zur besseren Veranschauli-

chung mit einem Pfeil verdeutlicht ist.

Abb. 5-27 Verwendetes Fahrzeugmodell mit dargestellten numerisch bestimmten Stromfäden und der

Geschwindigkeitsverteilung in der mittleren Horizontalebene um das rotierende Fahrzeug

Zusätzlich ist in der Abbildung 5-28

die Druckverteilung auf der Oberfläche des Fahrzeugs in

Ansichten von Backbord und Steuerbord dargestellt. Es ist erkennbar, dass das aufgrund der

Rotation angeströmte Steuerbord-Heck im Bereich der Ruder, der Propellerdüse und der Dü-

senbefestigungsprofile große Gebiete mit hohen lokalen Druckwerten (roter Bereich der Farb-

skala) aufweist. Auf der Backbordseite ergibt sich in diesem Bereich jedoch ein Totwasserge-

biet, welches die in der Abbildung 5-27 gezeigten Wirbelsysteme verursacht. Dieses erzeugt

einen großen Bereich im Backbord-Heck mit relativ kleinen lokalen Druckwerten. Aufgrund

des größeren Abstands der Fahrzeugspitze zur Drehachse im Vergleich zum Abstand des

v [m / s]

0,6

134

Hecks ergeben sich im Bug zwar größere durch die Rotation bedingte Anströmgeschwindig-

keiten, jedoch bietet der Bug eine wesentlich kleinere Angriffsfläche als das Heck.

Obwohl der rot eingefärbte Bereich mit maximalen Druckwerten im Bug eine, verglichen mit

dem Heck, größere Fläche einnimmt, vermindert er sich in seiner Ausdehnung mit zuneh-

mendem Abstand zur Rotationsachse. Auf diese Weise lässt sich die deutlich zum Fahrzeug-

heck versetzte Rotationsachse erklären, die anhand der Berechnungen bestimmt wurde.

Das auf das Fahrzeug wirkende Reaktions-Drehmoment beträgt bei einer Rotationsgeschwin-

digkeit von 2,5 U / min insgesamt 78,6 Nm.

Abb. 5-28 Numerisch berechnete Druckverteilung auf der Fahrzeugoberfläche

Die beiden Querstrahlsysteme erzeugen mit den jeweils 46,73 N Schub und einem Gesamthe-

belarm von 3,6 m ein Giermoment von 168,2 Nm. Aufgrund eines quadratischen Zusammen-

hangs zwischen dem Widerstandsmoment und der Rotationsgeschwindigkeit (M

~ ω²) kann

aus der oben beschriebenen Berechnung die Drehgeschwindigkeit bestimmt werden, bei der

das Reaktionsmoment 168,2 Nm erreicht. So konnte ein Wert von 3,65 Umdrehungen pro

Minute abgeschätzt werden. Dieser Wert wurde zusätzlich durch eine numerische Berechnung

überprüft, wobei ein Widerstandsmoment von 166,6 Nm ermittelt wurde. Bei den Fahrzeug-

konfigurationen mit zwei Nutzlastsektionen sind ähnlich hohe Drehgeschwindigkeiten zu er-

warten, da aufgrund des längeren Fahrzeugs ein höheres Widerstandsmoment und bedingt

durch die längeren Hebelarme auch ein höheres Giermoment entstehen. Umgekehrt verhält es

sich bei der kürzeren Ausgangskonfiguration.

5.6.2 Erreichbare Quergeschwindigkeiten des Fahrzeugs

Um zu ermitteln, welche Seitengeschwindigkeiten bei der Seitwärtsfahrt erreichbar sind, wur-

den die resultierenden Widerstandskräfte ebenfalls in einer numerischen Strömungssimulation

auf das von der Seite angeströmte Fahrzeug ermittelt.

101,2

p [hPa]

101,4

Ansicht von

Backbord

Ansicht von

Steuerbord

Lage der

Rotationsachse

135

Es wurde der Querwiderstandsbeiwert des Fahrzeugs mit einer Nutzlastsektion zu etwa 1,06

bei einer Anströmgeschwindigkeit von 0,2 m / s bestimmt. Um eine Reynoldszahl-Unabhän-

gigkeit des Widerstandsbeiwerts über dem betrachteten Strömungsgeschwindigkeits-Intervall

zu gewährleisten, wurde eine zweite Berechnung bei 0,5 m / s Anströmgeschwindigkeit

durchgeführt, wobei ein ähnlich hoher Widerstandsbeiwert ermittelt wurde.

Durch zwei weitere Berechnungen wurden bei 0,2 m / s Seitenanströmung die Widerstands-

werte der Konfiguration mit zwei Nutzlastsektionen und der Ausgangskonfiguration ermittelt,

um auch die Widerstandsbeiwerte der zwei anderen Konfigurationen zu erhalten. Die Abbil-

dung 5-29 zeigt die für die numerische Bestimmung der Seitenkräfte verwendeten Modelle

der Fahrzeugkonfigurationen. In der Ausgangskonfiguration ist das Fahrzeug mit einer kleine-

ren Hebeöse ausgestattet als in den Ausführungen mit einer- oder zwei Nutzlastsektionen. Bei

allen drei Modellen wurden jeweils zwei herausstehende akustische Modemköpfe sowie seit-

liche Schlepp- und Führungsbügel modelliert [Pre13], [Mis13].

Abb. 5-29 Modelle untersuchter Konfigurationen des Fahrzeugs

Mit den Widerstandsbeiwerten lässt sich die Seitenwiderstandskraft der drei Fahrzeugkonfi-

gurationen in Abhängigkeit von der Strömungsgeschwindigkeit analytisch ermitteln und da-

mit die mit dem Schub der Querstrahlsysteme erreichbare Seitwärtsgeschwindigkeit (Traver-

siergeschwindigkeit) abschätzen.

Zwei in eine Richtung gerichtete Querstrahlsteuer erzeugen bei maximaler Drehzahl eine

Querschubkraft auf das Fahrzeug von insgesamt 93,46 N. Jedoch weist, wie im Kapitel 5.6.1

gezeigt, das Fahrzeugheck einen höheren Seiten-Strömungswiderstand auf als der Bug. Die

ermittelte Gleichgewichtsrotationsachse bei der Konfiguration des Fahrzeugs mit einer Nutz-

lastsektion liegt etwas zum Heck versetzt, so dass sich das Bugquerstrahlsteuer in einem Ab-

stand von 2,2 m dazu befindet. Das Heckquerstrahlsteuer liegt 1,4 m hinter der Rotationsach-

se, so dass das Bugquerstrahlsteuer einen um das Verhältnis der unterschiedlich langen He-

belarme kleineren Schub erzeugen muss, damit eine Seitwärtsfahrt ohne horizontale Fahr-

zeugrotation erfolgt.

Der maximale Gesamtschub beider Querstrahlsteuer wird durch diesen Umstand auf etwa

76,5 N reduziert. Für die zwei weiteren betrachteten Fahrzeugkonfigurationen wird verein-

facht ein gleich großes Verhältnis des vorderen und hinteren Hebelarms angenommen, so dass

Ausgangs

konfiguration

mit Nutzlastsektion

zwei Nutzlastsektionen

kleine Hebeöse

große Hebeöse

136

der ermittelte Maximalseitwärtsschub von 76,5 N hier ebenfalls für die Betrachtung der ma-

ximal erreichbaren Seitwärtsrelativströmung genutzt wird.

Die Ermittlung der mit diesem Wert erreichbaren Seitwärtsgeschwindigkeit ist grafisch in der

Abbildung 5-30 anhand der Querwiderstandskraftverläufe für alle drei Fahrzeugkonfiguratio-

nen dargestellt und ergibt für die Konfiguration des Fahrzeugs mit einer Nutzlastsektion bei-

spielsweise eine Seitwärtsfahrt von etwa 0,24 m / s.

Abb. 5-30 Ermittlung der erreichbaren Traversier-Geschwindigkeit des Fahrzeugs

Für vertikale Auf- und Abtauchmanöver ergibt sich aufgrund des weitgehend rotationssym-

metrischen Aufbaus des Fahrzeugs ein ähnlicher Strömungswiderstand wie für die Seitwärts-

fahrt. Die mit dem Querstrahlsystem erreichbaren Ab- und Auftauchgeschwindigkeiten kön-

nen damit ebenfalls nach dem Diagramm in der Abbildung 5-30 abgeschätzt werden. Da das

Fahrzeug mit einem aktiven Auftriebstrimmsystem ausgestattet wird, ist der damit generierte

Auftrieb mit entsprechendem Vorzeichen, je nach vertikaler Bewegungsrichtung des Fahr-

zeugs, den Kurven als Offset zu addieren. Wirken das Auftriebstrimmsystem und die Quer-

strahlsteuer in einer Richtung, ergeben sich höhere Quergeschwindigkeiten, als sie sich in der

horizontalen Ebene erreichen lassen.

5.6.3 Erreichbarer Neigungswinkel des Fahrzeugs

Richtet man beide Querstrahlsteuer in der vertikalen Fahrzeuglängsebene entgegengesetzt

aus, lässt sich eine Anstellung des Fahrzeugs um einen Nickwinkel erreichen. Der maximale

Nickwinkel ist der, bei dem das rückstellende Moment aufgrund der Auslenkung des Fahr-

120

150

0,1 0,15 0,2 0,25 0,3

v [m / s]

FW[N]

Gesamt

querschub

(reduziert)

zwei Nutzlast

sektionen

Ausgangs

konfiguration

eine Nutzlastsektion

137

zeug-Auftriebsschwerpunkts und des Gewichtsschwerpunkts den Wert erreicht, den die Quer-

strahlsteuer aufbringen können. Für die Konfiguration mit einer Payload beträgt das maximale

Auslenkmoment 168,23 Nm. Die Größe des Rückstellmoments lässt sich nach der Formel

(5-12) berechnen [Bus10].

rück

=F

·r

+ F

AS

·r

·sin(ε) (5-12)

Das mechanische Ersatzmodell, welches der Formel zugrunde gelegt wurde, ist in der Abbil-

dung 5-31 dargestellt, wobei ebenfalls die Größen der Auftriebskraft, der Schwerkraft und der

vertikale Abstand der Schwerpunkte F

und F

des Fahrzeugs, die zur Ermittlung des Nei-

gungswinkels benötigt werden, aufgetragen sind [Pre13]. Es ergibt sich ein maximal erreich-

barer Nickwinkel von etwa 20,9 Grad für den Betrieb beider Querstrahlsteuer, der jedoch

durch den Einsatz des Fahrzeuglagetrimmsystems weiter vergrößert werden kann.

Abb. 5-31 Mechanisches Ersatzmodell zur Ermittlung des erreichbaren Nickwinkels

5.7 Zusammenfassung und Ausblick

Im Rahmen der Arbeit wurde ein neuartiges richtbares Querstrahlsteuer für Unterwasserfahr-

zeuge entwickelt und in druckneutraler Bauweise aufgebaut. Diese Manövriereinrichtung er-

möglicht einen energieeffizienten Betrieb im Schwebemodus des Fahrzeugs und setzt nur

geringfügig die Energieeffizienz während der Langstreckenfahrt herab. Damit positioniert

sich das entwickelte Querstrahlsystem deutlich vor der bei AUVs bislang verbreiteten Tun-

nelthruster-Bauweise der Querstrahlsteuer für die Anwendung in langstreckentauglichen Un-

terwasserfahrzeugen. Bedingt durch die 360 Grad um die Fahrzeuglängsachse richtbare

Schubwirkung benötigt das entwickelte Querstrahlsystem zusätzlich lediglich einen Bruchteil

des für Tunnelthruster üblichen Bauraums, um eine Quermanövrierbarkeit sowohl in der ver-

tikalen als auch in der horizontalen Fahrzeuglängsebene zu ermöglichen.

= 46,7 N

rück

=11,5 kN

= 11,5 kN

Gewichtsschwerpunkt

Auftriebsschwerpunkt

0,041 m

3,6 m

138

Es wurde eine Reihe von Annahmen getroffen, welche die analytische Auslegung des Quer-

strahlsystems mit den gewünschten Eigenschaften durch Anpassung bekannter Verfahren zur

Berechnung von Strömungsarbeitsmaschinen erlauben. Gleichermaßen ließen sich Werkzeuge

finden und am computergestützten Entwicklungsprozess validieren, welche die Auslegung

erleichtern und eine ausreichend genaue Überprüfung der ausgelegten Komponenten vor der

eigentlichen Fertigung zulassen.

Die getroffenen Annahmen ließen sich nach einer Überprüfungsberechnung am Beispiel des

anfangs angenommenen Austrittsverlustbeiwerts der Schubdüse verfeinern und erlauben

dadurch eine Verbesserung der verwendeten analytischen Verfahren.

Mit der entwickelten Spiralgehäuse-, Laufrad- und Pumpenzulaufgeometrie wurde ferner ein

Querstrahlsystem in modularer Bauweise konstruiert, welches baugleich (bis auf die Befesti-

gungsschnittstelle) in der Ruderanlage im Heck oder im Bug des Fahrzeugs integriert werden

kann, siehe Abbildungen 5-32 und 5-33. Die Konstruktion des Querstrahlsystems beachtet

dabei die im Vorgängerprojekt erarbeiteten Gestaltungsrichtlinien für druckneutrale Unter-

wassereinrichtungen [Luk10], wie die Auswahl von geeigneten korrosionsfreien Materialien

sowie die Vermeidung von offenen Gleitlagerflächen und bietet einen robusten, weitgehend

wartungsfreien Aufbau.

Abb. 5-32 Fertiggestelltes und integriertes Bug-Querstrahlsteuer

Spiral

Gehäuse

Zulauf

Gehäuse

Fahrzeug

spitzen-

aufbau

Befestigungs

ring

139

Nach der Konstruktion wurden geeignete Fertigungsverfahren genutzt und drei Querstrahlsys-

teme vollständig gefertigt und aufgebaut. Bei einem Einbau zweier Systeme in das Fahrzeug

erlaubt das dritte Ersatzsystem, bedingt durch den modularen Aufbau, problemlos ein Aus-

fallsystem zu ersetzen. Dadurch ist die Einsatzbereitschaft an Bord eines Forschungsschiffs

gewährleistet. Dieser Aspekt ist sehr wichtig, da die Robustheit der verwendeten Technik

häufig über den Erfolg- oder Misserfolg einer kosten- und organisationsintensiven Expedition

entscheidet.

Bei dem Heck-Querstrahlsystem wurde die hintere Fahrzeugspitze aus syntaktischem Schaum

gefertigt, so dass ein Auftriebselement mit maximal möglichem Hebelarm zum Fahrzeug-

Massenschwerpunkt im Heck angebracht wurde. Das in der Konstruktion des Bugsystems

vorgesehene Befestigungsrohr wird hier durch einen Rundstab aus POM-Kunststoff ersetzt,

wodurch die Befestigung der hinteren Fahrzeugspitze am Motorflansch des Heckquerstrahl-

systems gelingt. Der POM-Rundstab wird in eine dafür vorgesehene Kreistasche gesetzt und

dort verschraubt, siehe Befestigung des Heckstrahlsystems im Kapitel 4.2.3. Die Befestigung

des Pumpenzulaufgehäuses erfolgt über Verschraubung (analog zur Befestigung bei dem

Bugsystem, siehe Abbildung 5-18) an der Fahrzeugspitze aus Auftriebsschaum, wobei insge-

samt 16 spezielle Gewindeeinsätze den sicheren Halt gewährleisten.

Das Querstrahlsystem wurde neben der numerischen Validierung experimentell mittels eines

aufwändigen Versuchsaufbaus vermessen, so dass reale Angaben über Kenndaten des entwi-

ckelten Systems vorliegen.

Ferner wurde mittels weiterer numerischer Berechnungen die mit den ermittelten Kenndaten

erreichbare Wirkung auf unterschiedliche Fahrzeugbewegungen untersucht. Dabei wurde eine

erreichbare Drehgeschwindigkeit um die vertikale Fahrzeugachse von fast vier Umdrehungen

pro Minute, eine Nickwinkelanstellung von ca. 21 Grad und das seitliche Traversieren mit

einer Geschwindigkeit bis zu 0,26 m / s (weit oberhalb der in der Tiefsee anzutreffenden Bo-

denströmungsgeschwindigkeiten) ermittelt.

140

Abb. 5-33 In der Ruderanlage integriertes Heck-Querstrahlsteuer

Mit einem Wirkungsgrad von 72 Prozent ist bereits eine gute Energieeffizienz der Querstrahl-

steuerpumpe erreicht worden. Zur weiteren Verbesserung müsste eine Analyse der Austritts-

bedingungen des Förderstroms an der Schubdüse und der Auswirkung der Schubdüsengeo-

metrie (z.B. Anstellung der Austrittsfläche gegenüber der Austrittsrichtung des Fluids, weite-

re Verkleinerung der Querschnittshöhe bei einer Vergrößerung der Austrittsbreite, mögliche

Krümmungsradien beim Übergang aus dem Spiralkanal) untersucht werden. Als weiterer An-

stoß könnte die Untersuchung einer gewollten, leicht tangential austretenden Schubdüse die-

nen, um eine vollständige Kompensation des Rollmoments zu erreichen.

Für die rotationssymmetrische Fahrzeugrumpfform ist die in dieser Arbeit beschriebene Bau-

weise besonders geeignet, da die drehbare Leitvorrichtung mit der Schubdüse ebenfalls rotati-

onssymmetrisch gestaltet ist und so in jeder möglichen Stellung bündig mit der Rumpfform

abschließt. Nach dem Querstrahlbetrieb kann die Schubdüsenöffnung in der zuletzt verwende-

ten Stellung während der Langstreckenfahrt verbleiben.

Bei einer nicht rotationssymmetrischen Rumpfform ist die Verwendung jedoch auch möglich,

wenn die drehbare Leitvorrichtung mit Schubdüse nach dem Querstrahlbetrieb in die Aus-

gangsstellung zurückgedreht wird, in der die drehbare Form mit dem Rumpf bündig ab-

schließt. Da der Querstrahlantrieb vorrangig bei Stillstand des Hauptantriebs verwendet wird,

bewirkt der nicht bündig abschließende Übergang während des Querstrahlbetriebs keine Ein-

schränkungen der Fahrzeugeigenschaften.

Spiralgehäuse

Zulauf

Gehäuse

hintere

Fahrzeugspitze

POM

Rundstab

141

6 Propellerdüse

Bei AUVs werden Propellerdüsen verwendet, um den Propulsionswirkungsgrad zu verbes-

sern. Diese weisen im Querschnitt ein spezielles Tragflügelprofil auf, wodurch die Fertigung

sich meist schwierig gestaltet. Es werden jedoch auch Propellerummantelungen eingesetzt,

die hauptsächlich zum Schutz des Propellers dienen, wodurch Kollisionen oder Grundberüh-

rungen keinen Schaden am Propeller bewirken. Solche Ummantelungen sind meistens sehr

einfach aufgebaut, wie beispielsweise aus einem ringförmig gebogenen Blech und bieten nur

bedingt hydrodynamische Vorzüge.

Das im Rahmen des Forschungsprojekts entwickelte Fahrzeug dient als Test- und Erpro-

bungsplattform für neue Technologien, um sowohl dessen Robustheit als auch die hydrody-

namischen Eigenschaften zu optimieren, wodurch sich Vorteile gegenüber Konkurrenzfahr-

zeugen ergeben.

In diesem Kapitel werden die hydrodynamische Auslegung der Düsengeometrie und ein neu-

es Fertigungskonzept für eine profilierte, auftriebsneutrale und tiefseetaugliche Propellerdüse

dargestellt. Alle in diesem Kapitel beschriebenen numerischen Berechnungen zur hydrody-

namischen Auslegung der Propellerdüse erfolgten mit der Flow Simulation 2010 Software

[Sol10b].

6.1 Auswahl eines Düsenprofils

Umfassende Serien experimenteller Untersuchungen zu ummantelten Propellern erfolgten in

den 1950er bis 1970er Jahren an der ehemaligen NSMB-Versuchsanstalt (Netherlands Ship

Model Basin Wageningen, heute MARIN, Maritime Research Institute Netherlands) [Oos70].

Dabei wurden unter Anderem unterschiedliche Düsenprofile entwickelt und untersucht. Eine

im Rahmen dieser Untersuchungen entwickelte Düsengeometrie stellt das als 19A bezeichne-

te Düsenprofil dar, vgl. Abbildung 6-1. Aufgrund der geometrischen Vereinfachungen gegen-

über anderen Wageningen-Düsenprofilen und dadurch bedingter, einfacherer Fertigung der

Propellerdüse mit diesem Profil bei weiterhin guten hydrodynamischen Eigenschaften, ist

dieses Düsenprofil, das am häufigsten verwendete Profil für Schiffspropellerdüsen [Kor09b].

Abb. 6-1 Wageningen 19A-Düsenprofil in normierter Koordinatendarstellung [Kor09b]

0,05

0,1

0,15

0,2

0,25

0 0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1

Y / L [-]

X / L [-]

8,64 °

142

In der Abbildung 6-1 ist das Profil 19A anhand von normierten X- und Y- Koordinaten der

Ober- und Unterseite des Profils in einem Diagramm maßstabsgetreu dargestellt. Es ist eine

weitgehend geradlinige Oberseite des Profils mit einer Steigung von etwa 8,6 Grad erkennbar

(blaue Kurve), die einfachere Fertigungsverfahren im Vergleich zu zweiseitig profilierten

Düsen zulässt und für die Beliebtheit dieses Düsenprofils sorgt. Diese Geometrieeigenschaft

erlaubt es, ein tragendes Gerüst für die Düse mit Hilfe eines konischen Blechrings zu fertigen,

siehe Kapitel 6.3. Aus diesem Grund wird für die Propellerdüse des AUVs PreToS das Profil

19A verwendet. Das Verhältnis der Düsenlänge zum Düsendurchmesser beträgt für die 19A

Düse standardmäßig 0,5 [Oos70], [Car07], was bei einem Propellerdurchmesser von 650 mm

zu einer Axialausdehnung von 325 mm führen würde. Für den Aufbau der Düse des AUVs

wurde die Profillänge auf 200 mm begrenzt.

6.2 Ermittlung des optimalen Anstellwinkels

Da der Fahrzeugrumpf eine völlige Form aufweist und die Konturlinien des Rumpfs im Be-

reich vor dem Propeller eine Steigung und eine konvexe Krümmung aufweisen, ist zu erwar-

ten, dass eine radial-axiale Schräganströmung im Bereich des Düsenprofils entsteht. Aus die-

sem Grund wurde das Düsenprofil mit verschiedenen Anstellwinkeln modelliert und mittels

numerischer Berechnungen untersucht, um so den optimalen Anstellwinkel zu ermitteln.

Dabei wurde das Fahrzeug mit einer Nutzlastsektion in einer Axialanströmung entsprechend

der angestrebten Fahrzeuggeschwindigkeit für Langstreckenmissionen von vier Knoten (etwa

2,06 m / s) modelliert und der Einfluss der unterschiedlichen Anstellwinkel des Düsenprofils

auf den Gesamtwiderstand des Fahrzeugs analysiert. Es wurde die Konfiguration des Fahr-

zeugs mit einer Nutzlastsektion gewählt, da diese am häufigsten verwendet wird und der Ar-

beitspunkt des Hauptantriebs zwischen den Arbeitspunkten der Ausgangs- und der Konfigura-

tion mit zwei Nutzlastsektionen liegt.

6.2.1 Modellierung der Propeller

Da die kontrarotierenden Propeller zur Schuberzeugung die Strömung beim Durchfluss durch

die Düse beschleunigen, nehmen diese neben der Fahrzeugrumpfform ebenfalls Einfluss auf

die Strömungsgrößen im Bereich der Düse. Aus diesem Grund wurden mit den im Kapitel 3.3

dargestellten Grundlagen der Propellerstrahltheorie der notwendige Schub zur Erreichung der

Auslegungsgeschwindigkeit, die sich daraus ergebende Geschwindigkeitserhöhung der Axial-

geschwindigkeit und die Druckdifferenz an den Propellern bestimmt. Diese Größen dienten

zur Modellierung eines Propellerersatzmodells für die numerischen Berechnungen, wobei zur

Vereinfachung beide Propeller zu einer Propellerscheibe zusammengefasst wurden.

Mit allen Anhängen (Geräte, Ruder, etc.) und modellierten Durchbrüchen in den Strömungs-

hüllen wirkte bei einer Anströmung von vier Knoten eine Widerstandskraft von etwa 235 N

auf das Fahrzeug (numerisch ermittelter Wert) [Pre13]. Als Sogziffer weisen Schiffe erfah-

143

rungsgemäß Werte zwischen 0,1 bis 0,2 [Kru04] auf, wobei sich bei völligen Rumpfformen

größere Werte als bei schlanken Rumpfformen ergeben. Für die Abschätzung des Schubs

wird deshalb der Wert 0,2 gewählt, so dass sich nach der Formel (3-14) ein Gesamtschub für

beide Propeller von etwa 294 N ergibt. Für die folgenden Berechnungen ein Wert vom 300 N

angenommen.

Um die Anströmgeschwindigkeit des Propellers v

abzuschätzen, wurde eine numerische

Strömungsberechnung am Fahrzeugmodell als Voruntersuchung durchgeführt. Zur Ermittlung

der Strömungsgrößen im Propellerbereich wurden drei durchströmbare Scheiben mit Ausma-

ßen der Propellerfläche modelliert und koaxial hintereinander positioniert. Die erste Scheibe

befindet sich 20 mm vor dem vorderen Propeller, die zweite mittig zwischen der jeweiligen

axialen Position der beiden Antriebspropeller und die dritte 20 mm hinter dem hinteren Pro-

peller. Das Modell wurde in einer axialen Anströmung (entgegengesetzt der Fahrtrichtung)

mit einer Geschwindigkeit von vier Knoten berechnet und dabei die Geschwindigkeitsvertei-

lung auf der Scheibe bestimmt. Die Abbildung 6-2 veranschaulicht das für die Berechnung

genutzte Modell und die Ergebnisse. Im Gegensatz zu den Berechnungen des Fahrzeugwider-

stands in [Pre13] erfolgten die in diesem Kapitel dargestellten Berechnungen an einer verein-

fachten Modellgeometrie. Dabei wurden die Köpfe der akustischen Modems und die Befesti-

gungsprofile berücksichtigt, welche die Befestigung der Düse erlauben, um den Einfluss die-

ser Komponenten auf die Geschwindigkeitsverteilung im Propellerbereich zu erfassen. In die

Modellierung ging ferner nur die obere Fahrzeughälfte ein, da an der horizontalen Mittelebene

eine Symmetriebedingung für das Rechenmodell genutzt werden konnte. Bei der Berechnung

erzeugte die automatische adaptive Netzverfeinerungsfunktion ein Rechennetz mit etwa

750.000 Zellen.

Abb. 6-2 Für die Berechnung genutztes Modell und numerisch ermittelte Verteilung der axialen

Anströmgeschwindigkeit der Propellerscheibe an verschiedenen axialen Positionen

In den abgebildeten Geschwindigkeitsverteilungen der drei beschriebenen Scheiben im Nach-

stromfeld des Fahrzeugrumpfs ist jeweils die axiale Geschwindigkeitskomponente entspre-

chend der aufgezeigten Farbskala dargestellt. Die sich ergebenden gemittelten Werte, welche

für die weiteren Berechnungen genutzt wurden, sind in der Abbildung 6-2 ebenfalls eingetra-

[m/s]

mittlere axiale Anström

Geschwindigkeit v

1,41 m / s

1,48 m / s

1,55 m / s

144

gen. Es ist zu erkennen, dass die vorderste Scheibe die geringsten Geschwindigkeitswerte

aufweist, die stromabwärts zunehmen.

Zur Bestimmung der vom Propeller erzeugten Zusatzgeschwindigkeit u

wurde die gemittelte

Anströmgeschwindigkeit v

der mittleren Scheibe von 1,48 m / s genutzt. Nach der Formel

(3-15) ergibt sich mit dieser Anströmgeschwindigkeit des Propellers eine Nachstromziffer

von etwa 0,28. Laut [Kru04] sollte dieser Wert im ungünstigen Fall maximal 0,25 betragen.

Diese hohe Nachstromziffer ist auf die Abbremsung der Strömung durch die akustischen Mo-

demköpfe zurückzuführen, was anhand der Strömungsverteilungen in der Abbildung 6-2

deutlich zu erkennen ist. Die blauen Bereiche (langsame Geschwindigkeiten) sind nur strom-

abwärts hinter dem modellierten Modemkopf vorhanden. Die mit Hilfe von Strömungslinien

dargestellte starke Verwirbelung der Strömung, die aufgrund der beschriebenen Abbremsung

entsteht, soll den Einfluss der Modemköpfe weiter verdeutlichen. Mit zunehmendem Abstand

vom Modemkopf wird die Abbremsung der Strömung geringer, was auch in den drei darge-

stellten Verteilungen der Axialgeschwindigkeiten ersichtlich ist.

Im Bereich hinter den Befestigungsleisten ist ebenfalls eine Abbremsung der Strömung zu

erkennen (grüne Bereiche bei 0 und 180 Grad der dargestellten Scheibe). Dieser Einfluss ist

aufgrund der strömungsgünstigen Form der Befestigungsprofile deutlich geringer und weist

eine wesentlich kleinere räumliche Ausdehnung auf.

Abb. 6-3 Fahrzeugmodell mit modellierter Propellerersatzscheibe

Nach der Formel (3-16) ergibt sich mit der berechneten Anströmgeschwindigkeit des Propel-

lers v



von 1,48 m / s, der Propellerfläche A

von etwa 0,24 m² und dem Auslegungsschub

von 300 N eine axiale Zusatzgeschwindigkeit u

von 0,34 m / s und damit eine mittlere Axi-

algeschwindigkeit an der Propellerscheibe von 1,82 m / s. Hieraus lässt sich der durch die

Propellerscheibe

Propellerdüse

Befestigungsprofil

145

Propellerscheibe fließende Volumenstrom mit Hilfe der Propellerfläche A

zu 0,4344 m³ / s

bestimmen. Ferner berechnet sich die Druckdifferenz zwischen der Saugseite und Druckseite

des Propellers nach der Formel (3-16) zu 1255,8 Pa.

Mit dem berechneten Volumenstrom und der Druckdifferenz wurde für die Ermittlung des

optimalen Düsenprofilanstellwinkels α

ein Propellermodell an der mittleren Scheibe erstellt

(das Ersatzmodell der zwei kontrarotierender Propeller besteht vereinfachend aus einer Pro-

pellerscheibe), siehe Abbildungen 6-2 und 6-3. Die Tangentialkomponenten der Geschwin-

digkeit aufgrund der Propellerrotation wurden hierbei vernachlässigt, was insbesondere bei

kontrarotierenden Propellern statthaft ist.

Die Abbildung 6-3 stellt jeweils die negative und positive Richtung des Düsenprofil-Anstell-

winkels α

dar. Die Berechnungen fanden entsprechend der Fahrzeug-Auslegungsgeschwin-

digkeit mit einer axialen Anströmung von vier Knoten statt. Damit wurde der resultierende

Gesamtwiderstand samt dem von der Propellerscheibe induziertem Sog bei sechs unterschied-

lichen Anstellwinkeln in der Nähe des Nullwinkels des Düsenprofils berechnet.

Abb. 6-4 Numerisch ermittelte Werte des Fahrzeugwiderstands bei unterschiedlichen Düsengeometrien

Die Abbildung 6-4 stellt anhand eines Diagramms die Ergebnisse der numerischen Untersu-

chungen dar. Unter den sechs untersuchten Profilanstellwinkeln wurde bei dem um einen

Grad in positiver Richtung angestellten Düsenprofil die kleinste Widerstandskraft von etwa

210,5 N ermittelt. Dabei erzeugte das Modell mit der Düse bei den Anstellwinkeln von Null

und einem Grad kleinere Widerstandskräfte als bei einer zum Vergleich durchgeführten Be-

rechnung am Fahrzeugmodell mit der gleichen Propellerscheibe, jedoch ohne Propellerdüse

(2,7 N kleiner bei α

= 1°, entspricht etwa 1,2 Prozent). Zusätzlich ist im Diagramm der Fahr-

zeugwiderstand des in der Abbildung 6-2 dargestellten Fahrzeugmodells von etwa 179,8 N

aufgetragen. Mit den Widerstandswerten der beiden Modelle ohne Propellerdüse lässt sich die

vorher zu 0,2 angenommene Sogziffer t zu etwa 0,16 korrigieren. Für die Auslegung der Düse

wurde jedoch der Schubwert von 300 N beibehalten, da die zur Bestimmung des benötigten

175

185

195

205

215

225

235

-3 -2,5 -2 -1,5 -1 -0,5 0 0,5 1 1,5 2 2,5 3 3,5 4 4,5

Anstellwinkel des Düsenprofils αD[°]

Fahrzeugwiderstand Fw [N]

Fahrzeugwiderstand in Abhängigkeit

vom Anstellwinkel des Düsenprofils

Fahrzeugwiderstand mit

Propellermodell ohne Düse

Fahrzeugwiderstand ohne

Propellermodell und ohne Düse

146

Schubs verwendeten numerischen Widerstandsberechnungen unter der Vereinfachung einer

vernachlässigbaren Rauigkeit der Oberflächen erfolgten.

In einem zweiten iterativen Schritt der Düsenauslegung wurde die mittlere axiale Anströmge-

schwindigkeit am Propeller v

mit vorhandener Düse numerisch zu etwa 1,57 m / s berechnet

(Verbesserung der Nachstromziffer w von etwa 0,28 auf 0,235). Diese Erhöhung von etwa

sechs Prozent gegenüber dem nicht ummantelten Propeller ergibt bei einer erneuten Bestim-

mung der axialen Zusatzgeschwindigkeit u

an der Propellerscheibe einen Wert von

0,32 m / s (sechs Prozent kleiner als beim Propeller ohne Düse). Damit ergibt sich ein Volu-

menstrom durch die Propellerscheibe von 0,453 m³ / s. Die Druckdifferenz beträgt dabei un-

verändert 1255,8 Pa.

Mit diesen Werten wurde im zweiten Iterationsschritt ein zweites Propellerersatzmodell an

dem vorher gestalteten Fahrzeugmodell (siehe Abbildung 6-3) definiert, dessen Parameter die

Arbeitsbedingungen in der Propellerdüse berücksichtigen. Zur Sicherstellung des richtig ge-

wählten Düsen-Anstellwinkels α

wurden nochmals Berechnungen mit den verschiedenen

Anstellwinkeln durchgeführt. Als Ergebnis ergaben sich ähnlich hohe Widerstandswerte wie

bei den vorhergehenden Berechnungen (siehe Abbildung 6-4), wobei ebenfalls bei dem An-

stellwinkel α

von einem Grad ein Minimum berechnet wurde.

Für die Konstruktion wurde die Düsengeometrie mit dem positiven Anstellwinkel α

von ei-

nem Grad gegenüber der in der Abbildung 6-1 gezeigten Profilgeometrie verwendet, was eine

um 9,86 Grad geneigte Oberseite des Profils ergibt.

6.3 Auswahl des Fertigungskonzepts

Nach der Festlegung der Propellerdüsengeometrie musste ein Verfahren entwickelt werden,

welches erlaubt, die Düse mit der entsprechenden Profilform herzustellen.

Wie im Kapitel 4.2.1 dargestellt, ist für alle im Heck anzuordnenden Komponenten die Forde-

rung nach Leichtbau besonders zu berücksichtigen, so dass kein übermäßiger hydrostatischer

Abtrieb im Heck zum hecklastigen Lagetrimm des Fahrzeugs führt. Der angestrebte druck-

neutrale Aufbau verbietet dabei jegliche eingeschlossene Hohlkammern. Aus diesen Gründen

bietet es sich an, den überwiegenden Volumenanteil des etwa 8,8 Liter betragenden Gesamt-

volumens der Düse aus syntaktischem Auftriebsmaterial zu gestalten, damit die Forderung

nach möglichst kleinem Abtrieb und der druckneutralen Bauweise erfüllt wird.

Da der im Fahrzeug verwendete syntaktische Schaum zu Sprödbruch neigt und dadurch nur

begrenzt als Konstruktionswerkstoff eingesetzt werden kann, muss zwangsläufig ein tragen-

des Element die Struktur aus Auftriebsmaterial zum Schutz nach außen abschließen und zu-

sätzlich der Düse die notwendige Festigkeit verleihen.

Die nicht profilierte äußere Seite der Düse lässt sich durch ein zum konischen Ring gebogenes

Blech nachbilden. Das Blech erzeugt so das tragende Grundgerüst der Düse und schützt als

äußere Mantelfläche die eigentliche Profilierung aus syntaktischem Auftriebsmaterial. Damit

147

Korrosionsschäden vermieden werden, wurde das Gerüst aus seewasserfestem Edelstahlblech

(1.4571) aufgebaut. Um den Leichtbauanforderungen zu genügen, wurde ein Blech mit der

Blechstärke von einem Millimeter verwendet, welches für ausreichende radiale Festigkeit

zusätzlich mit zwei Versteifungsringen verstärkt wurde. Die Versteifungsringe wurden eben-

falls aus flachem Blech ausgeschnitten und an das Mantelblech von innen angeschweißt. Um

die Festigkeit zu erhöhen, weisen die Versteifungsringe eine Blechstärke von jeweils zwei

Millimetern auf.

Weiterhin wurden sowohl das Mantelblech als auch die beiden Versteifungsringe mit Aus-

schnitten versehen, die im Vergleich zum Aufbau mit einem Vollblech das Gewicht des tra-

genden Gerüsts um 20 Prozent reduzieren. Da die Bleche mit einer CNC-gesteuerten Laser-

schneidmaschine hergestellt wurden, verursachten die dem Leichtbau dienenden Ausschnitte

nur einen geringen Kostenzuwachs.

Edelstahl erzeugt unter den im Fahrzeug verwendeten Konstruktionsmaterialien vergleichs-

weise den höchsten Abtrieb. Bedingt durch die dünne Blechstärke und die Leichtbau-

Ausschnitte bildet es jedoch mit 5,3 Prozent nur einen kleinen Volumenanteil der Düse.

Durch die Verwendung eines syntaktischen Auftriebsmaterials zur Erzeugung des Düsenpro-

fils, welches somit die restlichen 94,7 Prozent des Volumens ausfüllt, lässt sich der Abtrieb

des Edelstahlblechs je nach Dichte des Materials ausgleichen.

Abb. 6-5 Edelstahlblechgerüst der Düse mit Leichtbau-Ausschnitten

äußeres Blech

vorderer Querspantring

hinterer

Querspantring

Verbindungs

schweißnaht

Abwicklung

des Blechs

Befestigungslöcher

148

In der Abbildung 6-5 ist die Schweißkonstruktion des Grundgerüsts für die Düse aufgezeigt.

Zur Veranschaulichung ist rechts neben der Gesamtkonstruktion die Abwicklung des zum

Ring gebogenen Mantelblechs mit den Leichtbau-Ausschnitten abgebildet. Die Befestigung

der Düse am Fahrzeug erfolgt an vier um 90 Grad um die Fahrzeugachse rotatorisch versetz-

ten Befestigungsprofilen, auf denen das Düsenblech durch die vorgesehenen Löcher ver-

schraubt wird, siehe Kapitel 6.5.

Um das Düsenprofil auf dem Blechgerüst zu modellieren, wurden zwei Ansätze in Betracht

gezogen. Die erste Möglichkeit sieht vor, ein syntaktisches Auftriebsmaterial aus kommerziell

verfügbaren Glashohlkugeln zu fertigen. Die Glashohlkugeln sind mikroskopisch kleine (10

bis 120 Mikrometer im Durchmesser) Hohlkugeln mit kleiner Wandstärke und sind auch Be-

standteil des in Blöcken kommerziell verfügbaren syntaktischen Schaums. Aufgrund der

Hohlkörper füllt das Glas nur einen kleinen Volumenanteil aus, was eine kleine Dichte des

daraus hergestellten Materials zur Folge hat. Aufgrund der sehr kleinen Oberflächen der

Glaskugeln, lasten selbst bei hohem Umgebungsdruck nur vergleichsweise kleine Druckkräfte

auf den Kugelwänden, die das druckbeständige Glasmaterial unbeschadet übersteht. Dieser

Umstand erlaubt die Erzeugung von Materialien mit geringer Dichte, welche die Umgebungs-

drücke der Tiefsee überstehen.

Bei der Herstellung eines solchen Auftriebsmaterials bildet ein Zweikomponenten-Kunststoff

die Einbettungsmatrix, so dass die pulverförmige Hohlkugelmasse zu einem Festkörper ge-

bunden wird.

Im Reaktionszustand bilden die zwei flüssigen Komponenten des Kunststoffs beim Verrühren

mit den Hohlkugeln eine zähflüssige Masse, die auf das Grundgerüst mit einem Spachtel auf-

getragen werden kann. Zur Formgebung der genauen Geometrie wurde ein Spachtel herge-

stellt, der die Negativform des Düsenprofils aufweist. Die richtige Positionierung und Aus-

richtung des Spachtels wird über zwei Positionierabsätze gewährleistet, die auf den zwei Ver-

steifungsringen aufliegen, so wie es in die Detailvergrößerung in der Abbildung 6-6 darstellt.

149

Abb. 6-6 Formspachtel zur Herstellung des Düsenprofils aus syntaktischem Auftriebsmaterial

Am FMT wurden bereits im Vorprojekt Erfahrungen bezüglich des Herstellens von syntakti-

schen Auftriebsmaterialien gesammelt. In Vorversuchen [Luk10] mit Silikongel als Einbet-

tungsmaterial wurden minimale Dichten von 0,695 g / cm³ erreicht. Der Vorteil von Silikon-

gel zur Herstellung des als syntaktisches Gel bezeichneten Auftriebsmaterials liegt in der ge-

ringen Dichte des Silikonmaterials (0,97 g / cm³), da es ohne die eingebetteten Glashohlku-

geln bereits geringfügig Auftrieb im Wasser erzeugt. Silikongel als Matrixwerkstoff ergibt

jedoch einen sehr weichen Feststoff. Um eine ausreichend feste Düse zu erhalten, ist wegen

dem für das Grundgerüst verwendeten 1mm dünnem Blech die versteifende Wirkung des pro-

filbildenden Materials notwendig. Das gelartige Auftriebsmaterial aus Silikongel wird diesen

Festigkeitsanforderungen somit nicht gerecht.

Andere Zweikomponenten-Kunststoffe, wie Polyurethane, härtere Silikonkunststoffe oder

Epoxidkunststoffe weisen höhere Dichten auf (1,2 g / cm³ und höher). Ein mit diesen Werk-

stoffen als Matrix hergestelltes härteres Auftriebsmaterial würde bei gleichen Volumenantei-

len eine höhere Dichte aufweisen als syntaktisches Gel und zu einem höheren Abtrieb der

Propellerdüse führen.

Die kommerziell angebotenen syntaktischen Schäume verwenden Epoxidkunststoffe als Ein-

bettungsmaterial und erreichen geringe Dichten, was mit einem höheren Volumenanteil der

Glashohlkugeln im Feststoff einhergeht. Ohne genaue verfahrenstechnische Kenntnisse sind

aufgrund der begrenzten benetzenden Eigenschaften der Kunststoffe im Reaktionszustand

diese Volumenanteile jedoch nicht zu erreichen.

In Vorversuchen hat sich gezeigt, dass das Auftragen eines selbst hergestellten syntaktischen

Auftriebsmaterials im Verarbeitungszustand mit einem Spachtel problematisch ist und we-

150

sentlich schwerer zu verarbeiten, als kommerzielle Spachtelmassen (zum Beispiel aus dem

KFZ-Bereich). Das Material zerfließt nach dem Auftragen und garantiert so keine ausreichen-

de Formgenauigkeit. Ferner wurde die hergestellte Spachtelmasse nach einer kurzen Reakti-

onszeit klebrig, so dass beim Korrekturauftrag das darunter liegende Material ausgerissen

wurde und den Spachtel zusetzte.

Das Verfahren ließe sich unter Umständen optimieren, aber aufgrund der vergleichsweise

komplizierten Verarbeitung und den erwarteten geringen auftriebserzeugenden Eigenschaften,

wurde das Auftragen des Düsenprofils mit einem Formspachtel verworfen.

Der zweite Ansatz sieht vor, das Profil in kleine Einzelsegmente aufzuteilen, die sich aus dem

für den Hauptauftrieb des Fahrzeugs verwendeten syntaktischen Schaum an einer CNC-Fräse

spanend herstellen lassen. Dabei ergeben die zwei Versteifungsringe des Grundgerüsts eine

axiale Unterteilung auf drei Ringsegmente. Jedes der so entstandenen Profilringe wird zusätz-

lich auf kleinere Bogensegmente aufgeteilt.

Ein Vorteil bei der Verwendung dieses Werkstoffs ist die kleine Dichte des kommerziellen

syntaktischen Schaums von 0,57 g / cm³ (AZ35 von CMT Materials Inc.). Da die verfügbaren

Glashohlkugeln, die den Druckkräften bei 600 bar widerstehen können (S60: 690 bar, S60HS:

1.240 bar und iM30K: 2.000 bar), alle eine Dichte von 0,6 g / cm³ aufweisen [3MG09], kann

mit diesen kein Auftriebsmaterial hergestellt werden mit kleinerer Dichte als 0,6 g / cm³, denn

jeder bekannte Einbettungskunststoff weist eine höhere Dichte auf. Die genaue Materialzu-

sammensetzung und das Herstellungsverfahren des im Fahrzeug verwendeten syntaktischen

Schaums sind weitgehend unbekannt.

6.4 Fertigung des Düsenprofils

Die Unterteilung der drei ringförmigen Profilteile wurde auf 16 Bogensegmente festgelegt, so

dass jedes 22,5 Grad des gesamten Kreises darstellt. Durch die Aufteilung auf vergleichswei-

se kleine Einzelteile ließen sich die bei der Herstellung des Hauptauftriebsschaums angefalle-

nen Restblöcke als Rohmaterial verwenden. Ein weiterer Vorteil ist die Minimierung des Ma-

terialverschnitts beim Fräsen gegenüber größeren Bogensegmenten. Diesen Zusammenhang

verdeutlicht die Abbildung 6-7 anhand des Volumenverhältnisses des Rohblockvolumens

zum Volumen des Bogensegments bei der Aufteilung des Düsenrings auf jeweils 12 und 16

Bogensegmente.

151

Abb. 6-7 Volumenverschnitt des Rohmaterials zweier unterschiedlich großer Bogensegmente

Die Aufteilung des Düsenprofils auf drei Ringsegmente und die weitere Unterteilung auf je-

weils 16 Bogensegmente ergibt somit 48 Einzelteile, wodurch es bei der Herstellung notwen-

dig war, den Prozess weitgehend zu automatisieren.

Bedingt durch die kleinen Abmaße der Einzelteile konnten gleichzeitig mehrere Teile im Ar-

beitsraum der CNC-Fräse platziert werden. Ein NC-Programm sorgte für die Bearbeitung von

gleichzeitig sechs Einzelteilen. Dazu musste jedoch die genaue und wiederholbare Ausrich-

tung der Einzelteile bei jedem Fräsgang zum festgelegten Koordinatenursprung der CNC-

Fräse sichergestellt werden.

Um dies zu gewährleisten, wurde eine Aufnahmeplatte aus Aluminium angefertigt, die auf

dem Maschinenbett an einer festen Position verschraubt wird. Auf einer Ecke der Aufnahme-

platte wird der Koordinatennullpunkt des Werkstücks eingemessen. Weiterhin wurden sechs

Rohmaterialhalter ebenfalls aus Aluminium angefertigt, auf denen die Rohblöcke aus syntak-

tischem Schaum befestigt werden. Die Rohblöcke werden vor dem Fräsgang auf die geforder-

ten Blockmaße zugesägt und mit jeweils zwei M8-Gewindebohrungen versehen. Diese dienen

der Verschraubung mit dem entsprechenden Rohmaterialhalter. Jeder Rohmaterialhalter weist

eine feste Position auf der Aufnahmeplatte auf und wird über Passstifte und Bohrungen, die

vorher NC-gesteuert auf der Aufnahmeplatte gesetzt wurden, genau ausgerichtet. Zur Befesti-

gung der Halter befinden sich in der Aufnahmeplatte Gewindebohrungen und erlauben eine

unkomplizierte Verschraubung, was die Handhabung bei der Vor- und Nachbereitung für je-

den Fräsgang erleichterte. Die Abbildung 6-8 veranschaulicht den Aufbau der Vorrichtung.

30° Bogensegment

22,5° Bogensegment

67,5 % Volumenverschnitt

75 % Volumenverschnitt

152

Abb. 6-8 Vorrichtung zum wiederholbaren Positionieren der Werkstücke im Arbeitsraum

Die Bogensegmente des hinteren (Bogensegment 1) und vorderen Rings (Bogensegment 3)

müssen aufgrund ihrer Geometrie von jeweils zwei Seiten gefräst werden, wobei jeweils nach

dem ersten Fräsgang einseitig eine gekrümmte Oberflächenform entsteht.

Um den Wendevorgang mit genauer Ausrichtung und sicherer Befestigung für die Bearbei-

tung der zweiten Seite zu gewährleisten, wurden Negativformen zur Aufnahme der gekrümm-

ten Oberflächen gefräst und auf jeweils einem Rohmaterialhalter fest verschraubt.

Die so entwickelte Methode erlaubte eine teilautomatisierte Fertigung der 48 profilbildenden

Teile aus syntaktischem Schaum unter reduziertem Aufwand und unter Zeitersparnis, da bei-

spielsweise nur einmal der Nullpunkt für alle Fräsdurchgänge eingemessen werden musste,

und der Rohteilwechsel über die Verschraubung einfach zu bewerkstelligen ist.

Nachdem alle Profilsegmente gefertigt waren, mussten diese auf dem Grundgerüst befestigt

werden, siehe Abbildung 6-9. Dies erfolgte durch das Verkleben mit Sikaflex 292i Klebstoff

auf Polyurethanbasis, der speziell für den Boots- und Schiffbau entwickelt wurde und eine

dauerhafte Verbindung zwischen dem Metall und dem syntaktischen Schaum auch bei See-

wasserkontakt gewährleistet.

Rohmaterial:

Bogensegment 2

Rohmaterialhalter

Rohmaterial:

Bogensegment 1

Rohmaterial:

Bogensegment 3

Alugrundplatte

Negativformen für

zweiseitiges Fräsen

Werkstück

Nullpunkt

153

Abb. 6-9 Aus dem syntaktischen Schaum gefertigte Segmente des Düsenprofils

Beim Verkleben ließ sich jedoch die Entstehung von Hohlräumen zwischen den Profilseg-

menten und dem Blechgerüst nicht vermeiden. Da im nächsten Schritt mit einer Spachtelmas-

se die Oberfläche des Düsenprofils geglättet werden sollte, wären dadurch die entstandenen

Hohlräume versiegelt worden und würden bei steigendem Wassersäulendruck während einer

Tauchfahrt implodieren. Um die Gefahr zu vermeiden, dass die Düse nach einer Tiefseetauch-

fahrt deformiert wird, mussten alle Hohlräume vor dem Versiegeln aufgefüllt werden.

Aufgrund der vielen Ausschnitte im Blechgerüst ließen sich die Hohlräume leicht erreichen,

was das Auffüllen der Hohlräume erlaubte. Zum Auffüllen wurde ein Epoxid-Mikrokugel-

gemisch hergestellt, das im Reaktionszustand dünnflüssig ist und dadurch mit einer Spritze in

die Hohlräume gedrückt werden konnte. Im ausgehärteten Zustand bildet das Gemisch einen

harten Kunststoff, der mit etwa 0,85 g / cm³ eine kleinere Dichte als Wasser aufweist und da-

mit zum Auftrieb der Düse beiträgt.

Nach dem Auffüllen der Hohlräume wurde auf die Oberfläche eine Spachtelmasse, die für

Bootskörperreparaturen entwickelt wurde, aufgetragen und mit Schleifpapier glatt geschliffen,

wodurch alle noch verbleibenden Rillen geschlossen und eine glatte Oberfläche geschaffen

wurde. Bei den Arbeiten mit der Spachtelmasse wurde mit einer angefertigten Schablone die

Formgenauigkeit des entstandenen Düsenprofils kontrolliert, siehe Abbildung 6-10 links.

Danach wurde die Düse mit einem Zweischichtfarbsystem für Bootskörper aus einer Grund-

und Deckfarbe überstrichen.

154

Abb. 6-10 Ausbessern der Düsenoberfläche mit handelsüblicher Spachtelmasse

6.5 Befestigung der Düse am Fahrzeug

Für die Befestigung der Düse wurden vier als Befestigungsprofile bezeichnete Bauteile aus

POM-Kunststoff angefertigt und an der Fahrzeugtragstruktur verschraubt. Diese stehen mit

spitzem Winkel vom Fahrzeugrumpf weg und wirken dadurch für quer zur Fahrzeugbewe-

gungsrichtung liegende Seile und größere Gegenstände als Abstreifelement, damit diese nicht

in die Propeller geraten. Die Befestigungsprofile weisen im Querschnitt ein NACA-16-021-

Profil auf, welches sich durch einen geringen Widerstandsbeiwert bei einer großen Profilbrei-

te auszeichnet [Abb59] und deshalb bei einer für die Festigkeitsanforderungen ausreichenden

Materialstärke nur einen geringen Einfluss auf die Strömung vor dem Propeller hat, vgl. Kapi-

tel 6.2.1. Acht Segmente des Düsenprofils wurden so gestaltet, dass an den vier Befestigungs-

stellen an der Düse Aussparungen entstehen, die an die Form des NACA-16-021-Profils der

Befestigungsprofile angepasst sind, siehe Abbildungen 6-10 und 6-11. Das Mantelblech der

Düse weist an diesen Stellen jeweils zwei Befestigungslöcher auf. Die Düse wird axial vom

Fahrzeugheck aus auf die Befestigungsprofile gesetzt, so dass die Befestigungsprofile in den

Aussparungen des Düsenprofils direkten Kontakt mit dem Mantelblech aufweisen. In den

Befestigungsprofilen befinden sich auf dem Profilende Bohrungen, die der Verschraubung der

Düse dienen. Über das Mantelblech der Düse wird vor dem Verschrauben an den vier Stellen

ein als Befestigungsleiste bezeichnetes Bauteil gesetzt. Auf der Befestigungsleiste sind die

fahrzeugfesten Teile der Ruderendscheibe verschraubt, siehe Kapitel 4.1.3. Die Befestigung

erfolgt über Schrauben, die ein spezielles Gewinde aufweisen, das die direkte Verschraubung

in einem vorgebohrten Kunststoffteil erlaubt. Die Abbildung 6-11veranschaulicht die Düsen-

befestigung.

155

Abb. 6-11 Befestigung der Propellerdüse am Fahrzeug

6.6 Zusammenfassung und Ausblick

Im Rahmen dieser Arbeit wurde eine Propellerdüse auf Basis des weit verbreiteten Düsenpro-

fils A19 entwickelt. Nach einer Abschätzung des vom Propeller erzeugten Volumenstroms

und der Druckdifferenz zwischen Saugseite und Druckseite des Propellers konnte das Fahr-

zeugmodell mit einer entsprechenden Propellerscheibe für numerische Berechnungen model-

liert werden. Anhand der numerischen Berechnungen wurde der optimale Anstellwinkel des

verwendeten Düsenprofils in einem iterativen Auslegungsprozess bestimmt. Dabei konnte

nachgewiesen werden, dass der vom Propellerschub zu überwindende Fahrzeugwiderstand

durch Anbringung der Düse minimal verringert wurde. Dies ist auf die Entstehung einer

Kraftkomponente in Fahrtrichtung, die den Strömungswiderstand der Düse kompensiert (Dü-

senschub), bei der Umströmung des Düsenprofils zurückzuführen. Ferner bewirkt die Propel-

lerdüse eine Erhöhung der Wassermenge, die den Propellern zugeführt wird und verringert

damit die zur Generierung des berechneten Schubs notwendige Zusatzgeschwindigkeit der

Propeller.

Befestigungslöcher

Befestigungsprofil

Befestigungsleiste

fahrzeugfester Teil

der Ruder-Endscheibe

(Abstreifleiste)

Aussparung im Düsenprofil

156

Eine geringere Beschleunigung der Strömung ist mit kleineren Strömungsverlusten verbun-

den, woraus sich die Wirkungsgradverbesserung der Düsenpropeller gegenüber den nicht

ummantelten Propellern ergibt.

Es wurde damit eine Düsengeometrie für das Fahrzeug entworfen, welche die geforderten

Sicherheitsaspekte erfüllt und eine hydrodynamische Verbesserung gegenüber einem Propel-

lerkonzept ohne Ummantelung darstellt. Es wurde nach festgelegter Geometrie ein Verfahren

entwickelt und erprobt, welches erlaubt, eine Propellerdüse in der geforderten Größe von 650

Millimetern Innendurchmesser so herzustellen, dass der Propellerring ein vorher bestimmtes

Profil aufweist. Dabei erzeugt die aufgebaute Düse hydrostatischen Auftrieb und kann in

Tauchtiefen über 6.000 Meter eingesetzt werden.

Rechnerisch ergibt sich unter Verwendung der Volumenanteile des Edelstahl-Blechgerüsts,

und des Auftriebsschaums mit den entsprechenden Materialdichten ein hydrostatischer Auf-

trieb von 5,12 N. Der tatsächliche Auftrieb der Düse ist jedoch etwas geringer, da die bei der

Fertigung eingebrachten Epoxidkunststoffe und Klebstoffe mit höherer Dichte im Vergleich

zum Auftriebsschaum ebenfalls Volumenanteile des Düsenprofils bilden.

Der Auftriebsgewinn ist vergleichsweise gering in Bezug auf die Fahrzeugdimensionen. Der

Einbau der Propellerdüse führt zu keinen merklichen Auswirkungen auf den Lagetrimm des

Fahrzeugs, weshalb sie beispielsweise an einem vorher ausgetrimmten Fahrzeug noch nach-

träglich angebaut werden kann.

Abb. 6-12 Fertiggestellte Propellerdüse mit angeschraubten Befestigungsteilen

Befestigungsprofil

Befestigungsleiste

profilierter

Düsenring

Aufnahme des fahrzeug

festen Teils der Endscheibe

157

Die Abbildung 6-12 zeigt die fertiggestellte Propellerdüse des AUVs mit den Befestigungstei-

len. Die am Fahrzeug befestigte Propellerdüse ist in der Abbildung 4-26 im Kapitel 4.3 zu

sehen.

Um den Auftrieb der Düse zu erhöhen, lässt sich das Edelstahlblechgerüst ebenfalls aus Ti-

tanblech fertigen. Dadurch würde die Düse bei gleichem Volumen weniger wiegen. Für die

entwickelte Düse lässt sich durch die Verwendung eines Titanblechgerüsts gleicher Geomet-

rie ein Auftrieb von etwa 20,1 N erreichen.

Weiterhin hat der Glashohlkugelhersteller 3M mit den neu entwickelten als iM16K bezeich-

neten Glashohlkugeln im August 2012 ein weiteres Produkt vorgestellt, welches in naher Zu-

kunft in der Produktpalette aufgenommen wird. Mit einer Dichte von 0,46 g / cm³ und einer

Belastungsgrenze von 1.100 bar ist es bestens geeignet, neue und bessere Auftriebsmateria-

lien zu entwickeln, die bis in die tiefsten Regionen der Tiefsee (bis zu 11.000 Meter Wasser-

säule) einsetzbar sind. Mit dem hier entwickelten Verfahren ergeben sich dann unter Verwen-

dung von Titan als Blechmaterial und neuer syntaktischer Schäume geringere Gesamtdichten,

so dass Propellerdüsen für tiefseetaugliche Unterwasserfahrzeuge hergestellt werden können,

die einen größeren hydrostatischen Auftrieb aufweisen und damit gezielt der Hecklastigkeit

im Fahrzeug entgegenwirken.

Während der Erprobungsfahrten kollidierte die Düse mehrmals mit der Bordwand des Mutter-

schiffs und erfuhr auch am Schiffskran hängend eine Kollision mit einem Aufbau an der Re-

ling. Diese Kollisionen wurden von der äußeren Tragstruktur aufgenommen, so dass danach

keine Mängel, bis auf Schäden im Lack, erkennbar waren. Die Erprobungsfahrten haben ge-

zeigt, dass die Propellerdüse eine gute Robustheit aufweist und den Propeller vor Zusammen-

stößen zuverlässig schützt.

158

7 Schlussbemerkung

Im Verlauf des Verbundprojekts „Druckneutrale Systeme Tiefsee“ wurde ein autonomes Un-

terwasserfahrzeug in druckneutraler Bauweise entwickelt, aufgebaut und erprobt. Dabei konn-

te auf bereits im Vorgängerprojekt „Druckneutrale Systeme“ entstandenes Know-how zu-

rückgegriffen werden, um Bewährtes zu übernehmen und aufgedeckte Schwachstellen auszu-

bessern. Im Vergleich zum Vorgängermodell DNS-Pegel ist dadurch ein in vieler Hinsicht

optimiertes, konsequent druckneutral aufgebautes AUV entstanden. Eine wesentliche Verbes-

serung bietet das hydrodynamische Design des Fahrzeugs PreToS. Neben einer optimalen

bionischen Strömungsform, erlauben die kontrarotierenden koaxialen Propeller in einer hyd-

rodynamisch optimierten Propellerdüse eine energieeffiziente Fortbewegung des Fahrzeugs.

Weitere Voraussetzung für eine energieeffiziente Langstreckenfahrt ist ein leistungsfähiges

Hauptmanövriersystem, denn dieses ermöglicht das Halten eines Kurses und dynamische

Kurskorrekturen bei auftretenden Kursstörungen. Das in dieser Arbeit entwickelte und kom-

plett druckneutral aufgebaute Hauptmanövriersystem ist aufgrund der verwendeten Hochleis-

tungsruder bestens in der Lage, das Fahrzeug trotz der zu Kursinstabilitäten neigenden

Rumpfform mit nur kleinen Ausschlägen des Ruders von unter 0,2 Grad auf einem Gerade-

auskurs zu halten. Die Konstruktion der Ruderanlage zeichnet sich durch einen stabilen, leich-

ten, kompakten und einfach zu fertigenden Aufbau aus.

Zwei baugleiche im Rahmen dieser Arbeit entwickelte richtbare Querstrahlsteuer im Bug und

im Heck ermöglichen das Drehen um die vertikale und um die Querachse des Fahrzeugs so-

wie das horizontale und vertikale Traversieren, bei aufgrund von fehlender Fahrt unwirksa-

men Rudern des Hauptmanövriersystems. Die neuartige Konstruktion erlaubt trotz des rotier-

fähigen äußeren Querstrahlsteuer-Gehäuses zur Richtungssteuerung den Aufbau von fahr-

zeugfesten Komponenten in den Fahrzeugspitzen vor und hinter den Querstrahlsystemen.

Ferner zeichnet sich das Querstrahlsteuer durch eine komplett druckneutrale und kompakte

Bauweise unter Verwendung von Leichtbaumaterialien aus. Die Leistungsfähigkeit des ent-

wickelten Querstrahlsystems kann nachweislich mit Querstrahlantrieben, die in der Tun-

nelthruster-Bauweise aufgebaut sind, konkurrieren. Wesentlich kleinere Querschnittsflächen

der Ansaug- und Austrittsöffnungen, die im Fall der Ansaugung auf acht Einzelöffnungen

verteilt sind, erzeugen dabei geringere Strömungswiderstände als die Tunnelthruster-Öffnun-

gen von Tunnelthrustern vergleichbarer Leistungsfähigkeit.

Als weiteres Teilsystem wurde in der vorliegenden Arbeit eine Propellerdüse entwickelt, die

sowohl zur Kursstabilität des Fahrzeugs während der Fahrt als auch zur Effektivität des

Hauptantriebs beiträgt. Außerdem erhöht die aufgebaute Ummantelung der Propeller die An-

wendersicherheit und die Robustheit des Fahrzeugs. Für die nach hydrodynamischen Aspek-

ten ausgelegte Form mit Profilierung auf der Innenseite des Düsenrings wurde ein Ferti-

gungsverfahren entwickelt, welches den Aufbau einer robusten und auftriebserzeugenden

Propellerdüse für Tiefseeanwendungen erlaubt.

159

8 Symbole und Abkürzungen

Symbol Bedeutung Einheit

a Abstand der Ruderwellenposition von der Vorderkante m

Propellerfläche m²

Austrittsfläche an der Schubdüse m²

Hebelarmlänge des Ruders zur Gier-Drehachse des Fahrzeugs m

Hebelarmlänge des Ruders zur Nick-Drehachse des Fahrzeugs m

Unterwasserlateralfläche des Fahrzeugrumpfs m²

Unterwasserlateralfläche der Nutzlastsektion m²

Ruderprojektionsfläche m²

Eintrittsfläche im Saugstutzen m²

Fläche des Spiral-Endquerschnitts m²

b Ruderhöhe, Tragflächenspannweite m

Austrittsbreite am Laufrad m

c Ruderprofillänge m

- c

empirische schiffsabhängige Multiplikationsfaktoren -

vom Ruder-Streckungsverhältnis abhängiger Multiplikationsfaktor -

Auftriebsbeiwert -

Widerstandsbeiwert -

Momentbeiwert -

Beiwert der vertikalen Kraftkomponente im ruderfesten System -

Laufrad-Außendurchmesser m

Eintrittsdurchmesser an der Leitvorrichtung m

160

Nabendurchmesser des Laufrads m

Saugmunddurchmesser des Laufrads m

e Abstand zwischen Kraftangriffspunkt und Ruderschaft m

Auftriebskraft, quer zur Anströmung wirkende Kraftkomponente N

Auftrieb, entgegen der Gravitation wirkende Kraft N

im Auftriebsschwerpunkt wirkende Gesamtauftriebskraft N

im Massenschwerpunkt wirkende Gesamtgewichtskraft N

Quertrieb, quer zur Fahrzeuglängsachse wirkende Kraft N

Resultierende Ruderkraft N

Schubkraft N

Widerstandskraft, in Richtung der Anströmung wirkende Kraft N

Querwiderstandskraft bei Queranströmung N

axiale Kraftkomponente im ruderfesten Koordinatensystem N

vertikale Kraftkomponente im ruderfesten Koordinatensystem N

g Erdbeschleunigung m / s²

H Förderhöhe, Energiehöhe m

Geschwindigkeitshöhendifferenz m

ges

Gesamtförderhöhe m

Druckverlusthöhe m

Stepanoff-Kennzahl -

Schaufeleintrittsdurchmesser-Faktor -

l charakteristische Länge m

L Länge der Unterwasserlateralfläche m

Wasserlinienlänge m

161

M Meridianlänge der Stromlinien im Laufrad m

ṁ Massenstrom kg / s

Antriebsmoment Nm

Giermoment, um die vertikale Fahrzeugachse wirkendes Moment Nm

ges

Vom Querstrahlsystem auf das Fahrzeug erzeugtes Drehmoment Nm

Laufradmoment Nm

Motorreaktionsmoment Nm

Nickmoment, um die Fahrzeugquerachse wirkendes Moment Nm

Ruderwellenmoment Nm

rück

Rückstellmoment bei Auslenkung des Nickwinkels Nm

Widerstands-, Reaktionsdrehmoment bei relativer Fluidrotation Nm

n Drehzahl U / min

spezifische Drehzahl -

Umgebungsdruck Pa

tot

Totaldruck Pa

P Leistung W

Förderleistung W

Q Fördermenge, Durchflussmenge, Volumenstrom m³ / s

opt

Fördermenge am Auslegungspunkt der Strömungsmaschine m³ / s

lokaler Staudruck / dynamischer Druck im Punkt 1 Pa

lokaler Staudruck / dynamischer Druck im Punkt 2 Pa

R Wenderadius bei Drehmanövern m

vertikaler Auftriebsschwerpunkt-Abstand zur Horizontalmittelebene m

vertikaler Massenschwerpunkt-Abstand zur Horizontalmittelebene m

162

Schleppwiderstand des Rumpfs N

Re Reynoldszahl -

t Sogziffer -

T Propellerschub N

T Tiefgang des Fahrzeugs m

u Umfangsgeschwindigkeit m / s

mittlere Zusatzgeschwindigkeit an der Propellerscheibe m / s

v Strömungsgeschwindigkeit (lokal) m / s

lokale Strömungsgeschwindigkeit im Punkt 1 m / s

lokale Strömungsgeschwindigkeit im Punkt 2 m / s

Austrittsgeschwindigkeit an der Schubdüse m / s

Anströmgeschwindigkeit (am Propeller) m / s

Eintrittsgeschwindigkeit am Saugmund des Laufrads m / s

Fahrzeuggeschwindigkeit m / s

Strömungsgeschwindigkeit im Schubstrahl m / s

∞

Strömungsgeschwindigkeit der ungestörten Anströmung m / s

w Nachstromziffer -

Y spezifische Förderarbeit Nm / kg

z geodätische Höhe m

Ruderanstellwinkel °

Kritischer Ruderwinkel °

ε Fahrzeug-Nickwinkelauslenkung °

ζ Verlustbeiwert -

η Wirkungsgrad %

163

, λ

empirische Koeffizienten zur Berechnung des Saugmunddurchmessers -

Λ Streckungsverhältnis der Spannweite (Ruderhöhe) zur Profillänge -

ν kinematische Viskosität m² / s

ρ Dichte kg / m³

φ Umschlingungswinkel der Spirale °

Ψ Druckzahl -

ω Winkelgeschwindigkeit ° / s

∀ verdrängtes Volumen m³

164

Abkürzung Bedeutung

ABS Acrylnitril-Butadien-Styrol, thermoplastischer Kunststoff

AST Fraunhofer-Anwendungszentrum Systemtechnik Ilmenau

AUV Autonomous Underwater Vehicle

BMWi Bundesministerium für Wirtschaft und Technologie

CAD Computer Aided Design

CFD Computational Fluid Dynamics

CNC Computerized Numerical Control

DNS Druckneutrale Systeme

DSRV Deep Submergence Rescue Vehicle

EFD Engineering Fluid Dynamics

FMT Fachgebiet Mikrotechnik, Technische Universität Berlin

HSVA Hamburgische Schiffbau-Versuchsanstalt

IFS Institut für Schiffbau der Universität Hamburg

IBMT Fraunhofer-Institut für Biomedizinische Technik

IOSB Fraunhofer-Institut für Optronik, Systemtechnik und Bildauswertung

IOW Leibniz Institut für Ostseeforschung Warnemünde

ISIT Fraunhofer-Institut für Siliziumtechnologie

K27 Kavitations- und Umlauftank, Institut für Land- und Seeverkehr, TU-Berlin

MARIN Maritime Research Institute Netherlands

MBARI Monterey Bay Aquarium Research Institute

MP Mischprofil

NACA National Advisory Committee on Aeronautics

NASA National Aeronautics and Space Administration

165

NSMB Netherlands Ship Model Basin Wageningen

POM Poly-Oxy-Methylen, thermoplastischer Kunststoff

PreToS Name des entwickelten AUVs, von: Pressure Tolerant Systems

PSU Polysulfon, thermoplastischer Kunststoff

PTFE Poly-Tetra-Fluor-Ethylen, thermoplastischer Kunststoff

ROV Remotely Operated Vehicle

SVA Schiffbauversuchsanstalt (Potsdam)

U-Boot Unterseeboot

UMSICHT Fraunhofer-Institut für Umwelt-, Sicherheits-, und Energietechnik

US United States

WLAN Wireless Local Area Network

166

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174

10 Anhang

Auslegung der Laufradgeometrie mit CFturbo

Im ersten Schritt wird ein neues Projekt in der CFturbo Software angelegt, wobei schon die

Art der Strömungsmaschine gewählt wird. Im Fall der Laufradentwicklung wird für das Pro-

jekt die Kreiselpumpe als zu entwickelnde Strömungsmaschine festgelegt. Das als globale

Einstellungen bezeichnete Menü erlaubt dann die Eingabe der Hauptkenndaten der Pumpe

(Förderhöhe H, Fördermenge Q, Drehzahl n), die entsprechend den in der Tabelle 5-1 enthal-

tenen Daten eingegeben werden. Weiterhin wird das Fördermedium Wasser und eine axiale

drallfreie Einströmung und die positive Drehrichtung für das Laufrad festgelegt.

Die sich aus diesen Daten ergebenden Kennzahlen der Pumpe werden direkt berechnet und in

einer Informationstabelle des Menüs angezeigt. Der vorher berechnete Förderleistungsbedarf

und die spezifische Drehzahl aus der Tabelle 5-1 können an dieser Stelle zu Überprüfungs-

zwecken verglichen werden. Im nächsten Schritt können die auszulegenden Komponenten der

Kreiselpumpe hinzugefügt werden. Im Fall des Querstrahlsystems wurde nur das Laufrad

entworfen.

Nach dem Hinzufügen zum Projekt öffnet sich automatisch das Menü, in dem die Grundein-

stellungen und Berechnungen für das Laufrad vorgenommen werden. In der ersten Register-

karte wird zunächst die Zahl der Schaufeln gewählt. Dies sollte beispielsweise bei einer Dop-

pelspirale oder bei einem Stator kein Vielfaches von zwei oder der Stator-Schaufelanzahl be-

tragen. Für das zu entwickelte Laufrad wurden sechs Schaufeln gewählt, da eine Einfachspira-

le als Leitvorrichtung genutzt wird.

Die zweite Registerkarte dient der Auswahl der Berechnungsmethoden für die Größen Saug-

durchmesser d

, Außendurchmesser d

und Austrittsbreite b

des Laufrads. Da der Saug-

durchmesser bereits festgelegt wurde (vgl. Kapitel 5.2.4), werden hier die dort verwendeten

Parameter eingegeben.

Laufradaußendurchmesser d2

Für die Bestimmung des Außendurchmessers d

wurde die Berechnung über die Druckzahl

gewählt. Die Druckzahl Ψ ist dabei eine dimensionslose Kennzahl, die nach der Formel

(10-1) definiert ist. Die Umfangsgeschwindigkeit u ist in diesem Fall auf den äußeren Aus-

trittsdurchmesser des Laufrads bei der Auslegungsdrehzahl bezogen.

Ψ = 2 · Y

u² = 2 · g · H

u² (10-1)

Die Druckzahl wird abhängig von einer empirischen Kennlinie ausgewählt (siehe Abbildung

10-1), in der aus Wirkungsgradmessungen ermittelte optimale Druckzahlen als Funktion der

175

spezifischen Drehzahl n

aufgetragen sind [Gül10]. Mit Hilfe der Drehzahl n am Auslegungs-

punkt lässt sich der äußere Laufraddurchmesser nach der Formel (10-2) ermitteln, wenn die

Druckzahl gewählt wurde.

= 2 · g · H

(π · n)² · Ψ (10-2)

Für die Wahl der Druckzahl ist jeweils eine obere und eine untere Grenze gegeben. Im All-

gemeinfall wird der mittlere Wert zwischen den beiden Grenzen gewählt, wobei eine kleinere

Druckzahl zu einem größeren Durchmesser d

führt und eine stabilere Kennlinie H = f (Q) der

Pumpe zur Folge hat. Die stabile Kennlinie ist in dem Fall wichtig, wenn die Pumpe auch

außerhalb des Auslegungspunkts arbeitet.

Abb. 10-1 Ermittlung der optimalen Drehzahl über die spezifische Drehzahl, nach [Kreu11]

Für die spezifische Drehzahl von 40,75 ergibt sich 0,97 als obere Grenze und 0,8 als untere

Grenze der optimalen Druckzahl, siehe Diagramm in der Abbildung 10-1. Da aufgrund der

Einsatzweise der Querstrahlpumpe ein ganzer Drehzahlbereich abgedeckt werden muss, wird

0,0

0,2

0,4

0,6

0,8

1,0

1,2

1,4

100

spezifische

Drehzahl n

[-]

opt

Druckzahl

[

]

176

eine möglichst stabile Kennlinie benötigt. Als Druckzahl wird deshalb nicht der Mittelwert

von 0,89, sondern ein etwas kleinerer Wert von 0,85 gewählt, wodurch sich der Außendurch-

messer des Laufrads zu 128,4 mm ergibt.

Austrittsbreite b2

Für die Bestimmung der Austrittsbreite des Laufrads ist ebenfalls eine empirische Kennzahl,

die Breitenzahl, definiert und als Kennlinie in dem Programm hinterlegt. Die Breitenzahl be-

schreibt das Verhältnis der Austrittsbreite am Laufrad zum Außendurchmesser b

/ d

und

wird ebenfalls in Abhängigkeit der spezifischen Drehzahl bestimmt. Für die spezifische Dreh-

zahl von 40,75 wird so eine Breitenzahl von 0,11 gewählt (siehe Abbildung 10-2), so dass die

Austrittsbreite b

sich zu 14,25 mm berechnet.

Abb. 10-2 Ermittlung der optimalen Breitenzahl über die spezifische Drehzahl [Wil89]

Meridiangeometrie der Trag-, Deckscheibe und der Schaufeleintrittskante

Ausgehend von den bestimmten, geometrischen Hauptgrößen des Laufrads wird im nächsten

Schritt die Laufradgeometrie im Meridianschnitt bestimmt. Im entsprechenden Menü wird

nach Aufruf bereits eine Geometrie angelegt, so dass die vorher bestimmten Hauptgrößen

bereits gesetzt sind. Die Radscheibe, die Deckscheibe und die Schaufeleintrittskante werden

dabei durch jeweils ein Bézierpolynom vierten Grades gebildet, wobei jede Kurve durch fünf

Bézierpunkte gebildet wird, siehe Abbildung 10-3. Jeder Kontroll- und Stützpunkt lässt sich

im Rahmen der im Programm gesetzten Freiheitsgrade verschieben und bewirkt eine Ände-

rung der Meridiangeometrie.

spezifische

Drehzahl n

[-]

0,015

0,105

0,045

100

0,075

0,135

0,165

0,195

Breitenzahl b

/ d

[

]

177

Ein weiteres Diagramm in diesem Menü zeigt den Verlauf der resultierenden Querschnittsflä-

che vom Saugmund zum Laufradaustritt im Laufrad über der relativen Lauflänge M der resul-

tierenden Mittellinie zwischen Deckscheibe und Radscheibe an, vgl. die Abbildungen 10-3

und 10-4. Die Geometrie wurde über die Kontrollpunkte soweit angepasst, dass sich ein mög-

lichst stetiger Verlauf der Querschnittsfläche ergibt, da ruckartige Querschnittsänderungen zu

Druckstößen und dadurch zu Energieverlusten führen.

Abb. 10-3 Mit CFturbo erstellter Meridianschnitt des Laufrads

Über eine Approximationsfunktion errechnet das Programm ebenfalls abhängig von der spezi-

fischen Drehzahl die optimale Neigung der Austrittskante. Bis zur spezifischen Drehzahl von

40 ergibt sich eine gerade Hinterkante, während sich zwischen der spezifischen Drehzahl 40

und 41 ein steiler Anstieg des Neigungswinkels von 0 auf etwa 12,5 Grad ergibt. Für spezifi-

sche Drehzahlen über 41 steigt der Neigungswinkel nach dieser unstetigen Stelle in der Ap-

proximationsfunktion linear an. Diese Unstetigkeitsstelle ist auf die definitionsgemäße Ver-

wendung von reinen Radiallaufrädern bis zu der spezifischen Drehzahl von 40 zurückzufüh-

ren. Laufräder höherer spezifischer Drehzahl werden als Halbaxiallaufräder oder als eine

/ 2

axiale Ausdehnung z [mm]

radiale Ausdehnung r [mm]

4°

Deckscheibe

Radscheibe

Schaufeleintrittskante

Mittellinie

178

Übergangsform zwischen reinem Radialrad und dem Halbaxialrad ausgeführt. Für das Lauf-

rad des Querstrahlsystems wurde eine Austrittskantenneigung von vier Grad gewählt.

Abb. 10-4 Verlauf der Querschnittsfläche im Laufradkanal

Schaufelgeometrie

Nach der Auslegung der Meridiangeometrie des Laufrads erfolgte die Auslegung der Laufrad-

schaufelgeometrie.

Im entsprechenden Programmmenü lassen sich Eingaben zur Entwicklung der Schaufelgeo-

metrie tätigen, wobei als erstes die Dicke der Schaufeln zu 2,8 mm für die ganze Schaufellän-

ge gewählt wurde. Aus den festigkeitsbedingten endlichen Schaufeldicken resultiert eine Ver-

sperrung der Querschnittsfläche im Laufradkanal, was zu einer erhöhten Durchströmge-

schwindigkeit im Bereich hinter der Schaufeleintrittskante im Laufrad führt und vor allem bei

der Berechnung der Schaufeleintrittswinkel beachtet werden muss.

Der Winkel der Schaufeleintrittskante wird so gewählt, dass dieser dem Winkel der relativen

Strömungsrichtung entspricht. Dieses Auslegungskriterium wird als stoßfreier Eintritt be-

zeichnet. Die relative Strömung ergibt sich aus der lokalen Umfangsgeschwindigkeit, die aus

der Laufraddrehzahl und dem lokalen Radius resultiert sowie der Meridiangeschwindigkeit,

die sich aus der Fördermenge des Laufrads und der lokalen Querschnittsfläche ergibt.

Bei der Bestimmung des Austrittskantenwinkels muss die als Minderumlenkung bezeichnete

Umlenkung der Strömung hinter der Austrittskante, die durch die Druckdifferenz zwischen

der Druck- und Saugseite und durch Corioliskräfte hervorgerufen wird, berücksichtigt wer-

den.

rel. Meridianlänge M / M

max

[-]

0,2

0,4

0,6

0,8

resultierende Querschnittsfläche

im Laufradkanal [cm²]

Position der

Schaufeleintrittskante

179

Eine genaue Berechnung der Minderumlenkung ist während der Auslegung aufgrund der

komplexen Zusammenhänge nicht möglich, deshalb wird für Auslegungszwecke auf empiri-

sche Daten zurückgegriffen.

CFturbo ermittelt für den Auslegungspunkt den Eintrittskantenwinkel für den stoßfreien Ein-

tritt und bestimmt automatisch den optimalen Austrittswinkel an der Schaufelhinterkante. Die

Minderumlenkung wird dabei nach dem Ansatz von Wiesner berücksichtigt [Gül10], wobei

für das ausgelegte Laufrad ein Abströmbeiwert von 0,84 angenommen wurde (automatische

Berechnung im Programm).

Aufgrund der unterschiedlichen Radien an der Eintrittskante und der dadurch bedingten Um-

fangsgeschwindigkeitsverteilung ergeben sich unterschiedliche Eintrittswinkel an der Rad-

scheibe, der Deckscheibe und im Bereich dazwischen. Das Programm teilt die Eintrittskan-

tenbreite in eine diskrete Anzahl an Punkten gleichmäßig auf und errechnet für diese abhängig

vom lokalen Bauteilradius im Meridianschnitt den Schaufeleintrittswinkel. Da für die Schau-

felaustrittskante eine Neigung von vier Grad vorgesehen wurde, ergibt sich eine ebenfalls

gekrümmte Hinterkante. Für das Laufrad des Querstrahlsystems wurde hier eine Unterteilung

der Eintritts- und der Austrittskante auf fünf Punkte vorgenommen, so dass im nächsten

Schritt fünf Skelettlinien für die Schaufelgeometrie abhängig von den bestimmten Winkeln

erstellt wurden. Die Bereiche zwischen den explizit berechneten Punkten werden mittels einer

Polynomfunktion durch die Punkte approximiert. Die Schaufeldicke von 2,8 mm wurde ferner

als konstant für die ganze Schaufel angenommen, so dass sich eine nicht profilierte Schaufel

ergibt. Für die Geometrie der Vorderkante wurde eine elliptische Form gewählt mit dem As-

pektverhältnis von zwei zur Schaufeldicke.

Im letzten Schritt wird vom Programm an jeder der fünf Skelettlinien einer Schaufel eine der

elliptischen Eintrittskante und der konstanten Schaufeldicke entsprechende Umrisslinie in

einem dreidimensionalen Modell erstellt. Beim Exportieren der Laufradgeometrie in ein

CAD-System werden Oberflächen, die die Schaufelumrisslinien durch Interpolation zu je ei-

ner Schaufel verbinden, erzeugt und als Oberflächenmodell in einem Standard-3-D-Format

übergeben. Ferner wird je eine Oberfläche für die Deck- und die Radscheibe des Laufrads aus

der festgelegten Meridiangeometrie erstellt.

Die Abbildungen 5-9 und 5-8 im Kapitel 5.2.6 stellen die Geometrie des für das Querstrahl-

system entwickelten Laufrads dar.