1. Wprowadzenie

W trakcie podejmowanie decyzji dotyczącej wyboru pompy spośród kilku ofert nie należy kierować się jedynie na kryterium najniższej ceny lecz powinno się brać pod uwagę również koszty eksploatacji na przestrzeni kilku lat. Można się w tym celu posłużyć tzw. metodą LCC [1], która zyskuje w ostatnich latach na popularności. Zasadniczym składnikiem kosztów eksploatacji jest koszt energii elektrycznej zużywanej do napędu pompy. Dla zilustrowania tej oczywistej tezy podajmy przykład obliczeniowy. Weźmy pod uwagę pompę o wydajności Q = 2000 m³/h i wysokości podnoszenia H = 50m. (Są to parametry odpowiadające pompom dwustrumieniowym stosowanym w większych wodociągach oraz układach ciepłowniczych).   Przy pompowaniu wody tzw. użyteczny pobór mocy pompy o podanych parametrach (czyli moc, jaką pobierałaby pompa o sprawności 100%) wynosi 272.5 kW. Rzeczywisty pobór mocy zależy od jej sprawności. Dla pomp o podobnych parametrach zaprojektowanych i wyprodukowanych przez renomowane firmy zakres sprawności, jakiego można oczekiwać zawiera się pomiędzy 83 a 88%. Dla pompy o sprawności 83% pobór mocy wyniesie ok. 328 kW, a dla pompy o sprawności 88% wyniesie 309 kW. Różnica wynosi zatem 19 kW, co w przypadku pompowania przez 6000 godzin w ciągu roku i cenie zakupu energii 45 gr/kWh przekłada się na 51 300 złotych różnicy w kosztach zużytej energii. Stanowi to znaczny procent ceny pompy o takich parametrach, a zatem zużycie energii powinno być uwzględniane jako istotne kryterium wyboru. Należy ponownie podkreślić, że w powyższym przykładzie brano pod uwagę  jedynie pompy o przyzwoitym poziomie technicznym, a na rynku spotkać można również pompy o sprawnościach odstających na niekorzyść od oczekiwanego poziomu.

Słuszna co do zasady metoda wyboru pompy uwzględniająca kryterium zużycia energii napotyka jednak w praktyce problemy, a jakich mowa poniżej.

2. Sprawność konkretnego egzemplarza pompy

Należy zdawać sobie sprawę, że sprawności poszczególnych egzemplarzy pomp tego samego typu mogą się od siebie znacznie różnić. Wynika to z tego, że parametry, w tym sprawność pompy wirowej, zależą w główniej mierze od geometrii oraz chropowatości ścianek kanałów przepływowych wirników i kierownic, a te w zdecydowanej większości pomp wykonywane są w technologii odlewniczej. Typowa technologia odlewnicza oparta o formy odlewnicze wykonane na bazie piasku nie zapewnia pełnej powtarzalności geometrii oraz chropowatości powierzchni. Wynika to między innymi z faktu, iż krzepnący w formie ciekły metal doznaje skurczu, który to proces jest w znaczniej mierze losowy, podobnie jak wynikające z tego odchyłki kształtu. Normy dotyczące tolerancji kształtów i wymiarów odlewów sankcjonują ten stan rzeczy dopuszczając znaczne odchyłki. W celu poprawy dokładności odlewów, a tym samym w celu uzyskania lepszej powtarzalności parametrów pomp, można zastosować bardziej złożone technologie odlewnicze (np. rdzenie ceramiczne, odlewanie ciśnieniowe itp.)   lub wykonywać wirniki drogą obróbki skrawaniem, co jest możliwe dla wirników otwartych a mocno utrudnione dla wirników zamkniętych. Zastosowanie tego rodzaju technologii wiąże się jednak ze znaczącym wzrostem kosztu wytwarzania i z tego powodu ma miejsce głównie dla pomp o podstawowym znaczeniu, podczas gdy dla pomp ogólnego przeznaczenia dominują tradycyjne technologie odlewnicze.

Jako ilustrację, na rys. 1 pokazano wyniki rzeczywistych pomiarów charakterystyk wielu egzemplarzy tego samego typu pompy na tle pola tolerancji dopuszczalnego przez normę EN ISO 9906 oraz w porównaniu z charakterystyką wg DTR.

Rys.1 Charakterystyki zbiorcze wielu egzemplarzy pomp tego samego typu.

Należy podkreślić, że rozrzut rzeczywistych parametrów poszczególnych egzemplarzy pomp nie wynika z niestaranności ich producentów lecz w znaczniej mierze z naturalnej niedokładności powszechnie stosownych technologii. Fakt ten został wzięty pod uwagę w normie EN ISO 9906, która określa dopuszczalne tolerancje parametrów pomp. Norma ta określa dwie klasy dokładności. Druga klasa, uznawana za standardową w przypadku gdy zamawiający i dostawca nie określą w umowie inaczej, dopuszcza odchyłki wysokości podnoszenia pompy w zakresie +/- 5%, odchyłki wydajności w zakresie +/- 8% oraz odchyłkę sprawności w zakresie -5%. W pierwszej klasie dokładności tolerancje są zawężone i wynoszą odpowiednio +/- 3% dla wysokości podnoszenia, +/- 4.5 % dla wydajności oraz -3% dla sprawności.

Rys. 2 Kryteria odbioru parametrów pomp wg normy EN ISO 9906.

Sposób oceny parametrów pompy według EN ISO 9906 pokazano dla przypomnienia na rys. 2. Gwarantowane parametry pompy (wydajność Q i wysokość podnoszenia H) określają punkt gwarancyjny. Z tego punktu na rysunku wykreśla się krzyż, długość ramion którego odpowiada podanym wyżej tolerancjom Q i H. Uznaje się, że pompa spełnia parametry gwarantowane jeśli jej rzeczywista, zmierzona w sposób podany w normie, charakterystyka zahacza choć o jedno z ramion krzyża. W przypadku sprawności rysuje się linię od początku układu współrzędnych do punktu gwarantowanego. Miejsce przecięcia tej linii ze zmierzoną, rzeczywistą charakterystyki pompy określa wydajność, dla jakiej oceniana jest sprawność. Zatem na rys. 2 porównaniu ze sprawnością gwarantowaną podlegałaby zmierzona sprawność w miejscu pokazanym skierowaną pionowo w dół strzałką.

Jak widać, zgodnie z normą rzeczywista sprawność pompy może się znacznie różnić od sprawności gwarantowanej (ofertowej). Nie tylko może być niższa o 5% od sprawności ofertowej ale ponadto może być oceniana przy wydajności zupełnie innej niż gwarantowana.

Wynikają z tego wspomniane trudności praktyczne przy wyborze pompy na podstawie sprawności podawanych w ofercie. W skrajnym przypadku może dojść do takiej sytuacji, że przykładowo dokonuje się wyboru pomiędzy pompą A i pompą B, przy czym sprawność ofertowa tej pierwszej jest o 4% wyższa, co na podstawie obliczeń kosztu zużycia energii powoduje decyzję o wyborze pompy A. Może się jednak okazać, że konkretny egzemplarz pompy B ma sprawność o 1% wyższą niż konkretny egzemplarz pompy A, i mieści się to w dopuszczalnych przez normę tolerancjach.

Można argumentować, że pomimo rozrzutu sprawności konkretnych egzemplarzy istnieje większa statystycznie szansa na uzyskanie wyższej sprawności dla egzemplarza pompy, której sprawność ofertowa jest wyższa. Tak byłoby gdyby wszystkie firmy stosowały taką samą metodologię określania sprawności ofertowej, ale tak nie jest gdyż nie istnieje znormalizowana praktyka w tym zakresie. Nie ulega wątpliwości, że sprawność podawana w ofertach powinna być oparta o pomiary pewnej liczby egzemplarzy pomp, których sprawności, jak wspomniano, różnią się. Istnieją jednak różne możliwości określania sprawności ofertowej na podstawie pomiarów pewnej liczby pomp. Pokazano je poglądowo na rys. 3. Linie cienkie na rys. 3 oznaczają przykładowe, zmierzone charakterystyki sprawności kilku pomp wykazujące wynikający z technologii wykonania rozrzut (odrzucono charakterystyki nieudanych egzemplarzy o zbyt niskiej sprawności). Najbardziej rzetelnym sposobem określenia sprawności deklarowanej w ofertach byłoby przyjęcie pewnej sprawności uśrednionej, jak ta pokazana na rys.3 linią przerywaną. W takim przypadku konkretny egzemplarz dostarczany klientowi mógłby mieć sprawność zarówno wyższą jak i niższą od ofertowej. Jako sprawność ofertową można jednak przyjąć maksymalną sprawność uzyskaną na konkretnym egzemplarzu, jak ta pokazana linią ciągłą. W tej sytuacji konkretny dostarczony egzemplarz miałby sprawność równą lub niższą od ofertowej, jednak w zakresie tolerancji. Nie można też wykluczyć sytuacji, że firma która dysponuje technologią zapewniającą dobrą powtarzalność egzemplarzy pomp (np. rozrzut sprawności w zakresie 2%) jako sprawność ofertową przyjmie sprawność nigdy nie uzyskaną w badaniach, jednak wyższą na tyle (np. 3%) że sprawności konkretnych egzemplarzy mieszczą się poniżej niej ale wciąż w tolerancji. Sytuację taką pokazano na rys. 3 linią kropkową. W takim przypadku kupujący zawsze otrzyma egzemplarz o sprawności niższej od ofertowej. Wszystkie opisane możliwości określania sprawności ofertowej nie są sprzeczne z normą EN ISO 9906, natomiast to, jaka metoda przyjęta jest w danej firmie zależy od stopnia agresywności jej polityki marketingowej. Należy podkreślić, że wszystkie te metody, aczkolwiek różniące się stopniem rzetelności wobec odbiorcy, wciąż umożliwiają dostawy pomp mieszczących się w tolerancji wynikającej z normy. W publikacji zamieszczanej w poważnym piśmie nie wypada pisać, że mogą się zdarzyć firmy wprowadzające klientów w błąd poprzez podawanie zdecydowanie zawyżonych sprawności, znajdujących się nawet poza zakresem tolerancji. Tego rodzaju praktyki mogą jednak mieć miejsce z uwagi na to, że dokonanie pomiaru weryfikującego sprawność dostarczonej pompy w instalacji nie zawsze jest możliwe, między innymi ze względu na trudność z zabudowaniem przepływomierza. Autor zetknął się w swojej praktyce z przypadkiem gdy pompa dostarczona przez renomowaną firmę miała sprawność niższą o 10% od ofertowej.

Rys. 3 Metody wyznaczania sprawności ofertowej.

3. Zalecany sposób postępowania

Rozrzut występujący w sprawnościach konkretnych egzemplarzy pomp oraz brak uznanych powszechnie standardów dotyczących sposobu określania sprawności ofertowych powoduje, że prawidłowa co do zasady metoda dokonywania wyboru pompy z uwzględnieniem kryterium zużycia energii, w praktyce może się nie sprawdzić gdyż różnica pomiędzy sprawnością konkretnego egzemplarza i sprawnością ofertową może zniwelować obliczone na podstawie ofert efekty. Nie oznacza to iż należy rezygnować z uwzględniania zużycia energii przy wyborze pomp, należy jednak do sprawności podawanej w ofertach podchodzić krytycznie. Istnieją dane pozwalające oszacować możliwą do osiągnięcia sprawność pompy [2] w zależności od jej wydajności i wyróżnika szybkobieżności. Jeśli pośród ofert znajduje się pompa o sprawności wyraźnie odbiegającej na plus od pozostałych oraz od danych z literatury to wskazane jest ostrożne podejście do takiej oferty. Celowe jest w takim przypadku uwzględnienie w umowie badania parametrów pompy przez niezależną jednostkę oraz obwarowanie niedotrzymania sprawności ofertowej odpowiednimi karami umownymi. Niezależne badanie odbiorcze parametrów pompy jest celowe w każdym przypadku gdy w grę wchodzą większe moce.

Zamawiający może zażądać dokonywania odbioru pompy według I klasy dokładności wg EN ISO 9906, co ogranicza rozrzut parametrów. Należy się jednak w takim przypadku liczyć z tym, że ceny oferowanych pomp ulegną podwyższeniu. Wykonawcy chcąc ograniczyć rozrzut parametrów muszą bowiem albo przewidzieć zastosowanie bardziej kosztownych technologii (np. zakup odlewów w specjalistycznej odlewni) albo uwzględnić koszt korekty parametrów pompy wykonanej w standardowej technologii. Korekta taka, wykonywana w przypadku stwierdzenia podczas prób zbyt dużych odchyłek parametrów polega na demontażu pompy i zabiegach korygujących (nierzadko wykonywanych ręcznie), takich jak doczyszczanie lub szlifowanie kanałów przepływowych, zaostrzanie krawędzi wlotowych łopatek, korekta wymiarów szczelin uszczelniających itp.

Zdaniem autora zamawiający w specyfikacjach powinni żądać nie podawania sprawności z tolerancją wynikającą z EN ISO 9906 (w I lub II klasie dokładności) lecz powinni żądać określenia minimalnej sprawności gwarantowanej (czyli dopuszczać jedynie dodatnie tolerancje sprawności), żądać przeprowadzenia prób odbiorczych (obserwowanych lub prowadzonych przez niezależną jednostkę) oraz obwarować niedotrzymanie sprawności gwarantowanej karami umownymi o wielkości porównywalnej ze stratami wynikającymi ze wzrostu kosztów zużycia energii. Takie podejście sprawiłoby, że szacowane na etapie porównywania ofert oszczędności z tytułu zużycia energii byłyby w rzeczywistości uzyskiwane, a wybór oferty uwzględniający koszty zużycia energii byłby oparty o porównywalne dane. Spowodowałoby to także ujednolicenie podejścia producentów do sposobu określania sprawności ofertowej, który w przypadku żądania podania w ofercie minimalnej gwarantowanej sprawności powinien polegać na przyjęciu minimalnej sprawności stwierdzonej w badaniach (po ewentualnym odrzuceniu zdecydowanie nieudanych egzemplarzy).

4. Podsumowanie i wnioski

Słuszne co do zasady dokonywanie wyboru pompy z uwzględnieniem kryterium zużycia mocy w praktyce może nie prowadzić do spodziewanych efektów ze względu na różnice w sprawności dostarczonego egzemplarza w stosunku do sprawności ofertowej.
Celowe jest żądanie podawania w ofertach nie sprawności z tolerancjami wynikającymi z normy EN ISO 9906, lecz minimalnej gwarantowanej sprawności, a także dokonywanie pomiarów odbiorczych parametrów pomp oraz obwarowanie niedotrzymania minimalnej gwarantowanej sprawności odpowiednimi karami umownymi. Posługiwanie się minimalną gwarantowaną sprawnością w znacznym stopniu zwiększa porównywalność ofert oraz dokładność obliczeń kosztów zużycia energii prowadzonych na etapie oceny i porównywania ofert.

Dr inż. Grzegorz Pakuła

Literatura

1. Strączyński M., Pakuła G., Urbański P., Solecki J. Podręcznik Eksploatacji Pomp w Wodociągach i Kanalizacji. Izba Gospodarcza Wodociągi Polskie, Wydawnictwo „Seidel-Przywecki” , wydanie pierwsze, Warszawa 2007.

2. W. Jędral, Pompy wirowe, Wydawnictwo Naukowe PWN, Warszawa 2001.

Pompa, podobnie jak każda maszyna, wymaga okresowego przeprowadzenia remontów mających na celu poprawę stanu technicznego, który ulega pogorszeniu w trakcie eksploatacji. Pompy wodociągowe pracują w stosunkowo łatwych warunkach pracy, co wynika z tego, że czysta, zimna woda jest w miarę „przyjaznym” medium, nie wykazującym właściwości ściernych ani agresywności chemicznej. Nieco gorsze warunki pracy posiadają pompy ściekowe ale również w tym wypadku warunki te nie są skrajnie trudne. Z tego powodu okresy międzyremontowe dla pomp w branży wodno-ściekowej są długie, szczególnie dla pomp wodociągowych, gdzie mogą sięgać kilku lub nawet kilkunastu lat pod warunkiem, że eksploatacja prowadzona jest prawidłowo.

Decyzja o skierowaniu pompy do remontu zapada, zasadniczo, z jednego spośród dwu powodów: albo występują pewne problemy mechaniczne (takie jak zwiększone drgania, hałas, opory wirowania, problemy z łożyskowaniem lub uszczelnieniami) albo problemy hydrauliczne tzn. utrata wymaganej wydajności lub wysokości podnoszenia. Podejmując taką decyzję powinno się brać także pod uwagę kryteria ekonomiczne, gdyż możliwa jest sytuacja, w której mechanicznie sprawna pompa dająca jeszcze wystarczające parametry pracuje już z obniżoną sprawnością energetyczną, co powoduje wzrost kosztów energii. Podniesienie sprawności do poziomu zbliżonego do początkowego wymaga zazwyczaj przeprowadzenia stosunkowo niedrogiego remontu średniego obejmującego wymianę pierścieni uszczelniających i regenerację wirnika. Opłacalne może być zatem dokonywanie tego rodzaju remontów stosunkowo często, wyłącznie w celu utrzymania wysokiej sprawności.

Jednym z zasadniczych zagadnień decydujących o poziomie kosztów eksploatacji pompy jest ustalenie optymalnej długości okresu międzyremontowego. Remonty prowadzone za rzadko powodują wzrost kosztów energii na skutek pracy z obniżoną sprawnością. Z drugiej strony, prowadzenie remontów ze zbyt dużą częstotliwością nadmiernie podnosi koszty remontów.

Okres międzyremontowy może być wyznaczony jedną z poniższych metod:

1. Praca do wystąpienia awarii.
Pompę kieruje się do remontu dopiero gdy ulegnie awarii uniemożliwiającej dalszą eksploatację. Wbrew pozorom może to być w niektórych przypadkach racjonalna metoda. Na przykład, dla małych i tanich pomp o mało odpowiedzialnej roli, szczególnie gdy dostępne są pompy rezerwowe, wprowadzanie systemów monitoringu i analizy stanu technicznego może być niewspółmiernie kosztowne w stosunku do ceny pompy. Zaletą takiej strategii jest to, że z całą pewnością nie przeprowadza się remontu zbyt wcześnie. Natomiast wada polega na tym, że w wyniku doprowadzenia do awarii koszt remontu może być znaczny. Odmiana tej strategii polega na tym, że dla tanich, seryjnie produkowanych pomp remont jest w ogóle nieopłacalny i po awarii pompę się wymienia.

2. Kierowanie do remontu zgodnie z zaleceniami producenta
Niektórzy producenci określają w instrukcjach użytkowania po jakim czasie pracy pompa powinna przejść remont bieżący, średni lub kapitalny. Strategia polegająca na zastosowaniu się do tych zaleceń ma tą zaletę, że jest jasna i nie wymaga poniesienia nakładów na systemy monitoringu. Jest to również strategia bezpieczna, gdyż producenci z reguły określają okresy międzyremontowe konserwatywnie, więc ryzyko, że pomiędzy remontami wystąpi awaria, której usunięcie wymagałoby znacznych kosztów jest ograniczone. Ostrożność takiego podejścia stanowi zarazem jego wadę, gdyż w praktyce prowadzić może do wzrostu kosztów remontów na skutek tego, że przeprowadzane są one częściej niż wynikałoby to z rzeczywistego stanu technicznego pompy.

3. Kierowanie do remontu na podstawie monitoringu stanu technicznego
Metoda to opiera się na monitorowaniu wybranych parametrów ruchowych pompy, jak na przykład temperatura łożysk, drgania podczas pracy lub poziom hałasu. Pompę kieruje się do remontu gdy parametry przekroczą poziom uznany za krytyczny. Ma to na celu przeprowadzenie remontu zawczasu, przed doprowadzeniem do awarii, której usuwanie byłoby kosztowne. Jest to zatem, podobnie jak poprzednia, strategia bezpieczna, lecz bardziej ekonomiczna, gdyż pozwalająca na bardziej precyzyjne uchwycenie momentu, w którym remont jest rzeczywiście wskazany. Wadą jest konieczność poniesienia nakładów na system monitoringu, a także trudność w sformułowaniu krytycznych wartości parametrów, na przykład określenie jaki poziom drgań wskazuje na bliskość wystąpienia awarii. (Nie mówimy tu o sytuacjach oczywistych, jak taka, że pompa nie osiąga wymaganej wydajności, co bezdyskusyjnie kwalifikuje ją do remontu).
Metoda taka jest szczególnie wskazana dla pomp o złożonej budowie, których remont po awarii jest bardzo kosztowny, oraz pełniących odpowiedzialną rolę w systemie, na przykład takich, których awaryjne wypadnięcie z ruchu może pozbawić ludność dostawy wody.

4. Kierowanie do remontu na podstawie rachunku ekonomicznego
Jest to dalsze rozwinięcie poprzedniej strategii polegające na tym, że monitoruje się nie tylko stan techniczny pompy, lecz również koszt przepompowania metra sześciennego. Może się bowiem zdarzyć sytuacja, że pompa jeszcze sprawna ruchowo, na skutek pogorszenia sprawności pobiera zwiększoną ilość energii, co powoduje wzrost kosztu pompowania.
Aby określić optymalny moment, w którym należy skierować pompę do remontu należy rejestrować ilość przepompowanych metrów sześciennych oraz ilość energii na pompowanie. Przyjmujemy do celów analizy, że koszt przepompowania metra sześciennego składa się z kosztu remontu przypadającego na przepompowany metr sześcienny oraz z kosztu energii na przepompowany metr sześcienny. Inne koszty, jak na przykład koszt bieżącej obsługi można pominąć, gdyż nie są one związane z momentem, w jakim następuje remont.

Załóżmy, że znany jest koszt remontu pozwalającego na odtworzenie wyjściowej pompy. Jeśli koszt ten podzielimy przez ilość przepompowanych metrów sześciennych od ostatniego remontu to otrzymamy koszt remontu przypadający na przepompowany metr sześcienny. Ponieważ dzielimy stałą wartość przez przyrastającą ilość metrów sześciennych ten składnik kosztów hiperbolicznie dąży do zera.

Jeżeli rejestrujemy zarówno ilość zużytej przez pompę energii jak i ilość przepompowanych metrów sześciennych od ostatniego remontu to dzieląc pierwsza wartość przez drugą otrzymamy średni koszt energii na przepompowanie metra sześciennego w tym okresie. Ponieważ w trakcie eksploatacji sprawność pompy ulega pogorszeniu to koszt ten stopniowo wzrasta. Należy tu dla porządku zaznaczyć, że rozumowanie to jest prawidłowe, jeśli pompa przez cały czas pracuje w podobnych warunkach. Jeśli bowiem z czasem zmieniają się jej parametry i punkt pracy to zużycie energii na metr sześcienny zmienia się na skutek tego bardziej niż z powodu pogarszania sprawności. Rozumowanie jest prawidłowe również jeśli warunki pracy zmieniają się okresowo, na przykład w ciągu doby, a średnie parametry pozostają stałe, bo wtedy długookresowy wskaźnik zużycia energii na metr związany jest z pogarszaniem się sprawności.

Jeżeli teraz zsumujemy oba składniki kosztu przepompowania metra sześciennego, czyli koszt remontu i koszt energii to zaobserwujemy w pewnej chwili jego minimum, gdyż po znacznej liczbie godzin koszt remontu stanie się mało znaczący a koszt energii będzie wykazywał przyrost. W momencie gdy zaobserwujemy przyrost sumarycznego kosztu należy podjąć decyzję o skierowaniu pompy do remontu, gdyż dalsze utrzymywanie pompy w ruchu spowoduje, że starty z tytułu zwiększenia zużycia energii przewyższa oszczędności z tytułu odkładania remontu w czasie.

Rozumowanie takie jest słuszne pod dwoma warunkami:
a) że koszt remontu jest taki jak zakładamy
b) że w wyniku remontu pompa odzyska zakładaną sprawność.

Jeśli drugi warunek nie zostanie spełniony, to znaczy remont nie podniesie sprawności pompy w wymaganym stopniu, to nakłady na remont będą zmarnowane. Wskazuje to na wspomnianą wyżej konieczność zlecania przeprowadzenia remontu firmom, które nie tylko doprowadzą do uzyskania przez pompę odpowiedniej sprawności ruchowej, lecz również, a nawet przede wszystkim, umożliwią odtworzenie parametrów hydraulicznych, a szczególnie sprawności energetycznej. Pompa po remoncie powinna przejść badania obejmujące pomiar charakterystyki energetycznej, co weryfikuje jakość remontu. Strategia ta jest szczególnie zalecana dla pomp o znacznym zużyciu energii.

Dr inż. Grzegorz Pakuła

 W praktyce często występuje przypadek gdy należy regulować wydajność pompowni w bardzo szerokim zakresie przy utrzymaniu w przybliżeniu stałego ciśnienia w kolektorze tłocznym. Typowym przykładem są pompownie wodociągowe.

Dla porządku należy zaznaczyć, że przyjęcie założenia o stałym ciśnieniu w kolektorze stanowi pewne uproszczenie, gdyż w praktyce zmiana wydajności powoduje zmianę oporów przepływu w rurociągach zgodnie z ich charakterystyką, na skutek czego dla uzyskania zwiększonej wydajności wymagane jest zwiększenie ciśnienia. Z tego powodu ciśnienie w kolektorze tłocznym pompowni ma naturalną tendencję do zmiany wraz z wydajnością. W celu jego utrzymania na stałym poziomie wymagane byłyby specjalne układy stabilizacji ciśnienia. Na potrzeby niniejszego artykułu, dla uproszczenia przyjmiemy jednak wspomniane założenie o stałości ciśnienia w kolektorze.

W przypadku gdy wydajność ma się zmieniać w bardzo szerokim zakresie, tzn. od wartości maksymalnej niemal do zera celowe jest zastosowanie pewnej liczby pomp pracujących równolegle gdyż nie istnieje metoda pozwalająca na efektywną regulację pompy wirowej w zakresie wydajności 0-100% przy utrzymaniu stałego ciśnienia tłoczenia. Zastosowanie kilku pomp pracujących równolegle zamiast jednej większej ma słabą stronę w postaci obniżenia sprawności, gdyż zazwyczaj sprawność wzrasta wraz z wydajnością pompy. Pozwala natomiast na prostą zmianę wydajności całej pompowni przez włączanie i wyłączanie odpowiedniej liczby pomp. Tego rodzaju regulacja ma charakter skokowy czyli pozwala na zgrubną regulację umożliwiającą uzyskanie wydajności będących wielokrotnością wydajności jednej pompy. Wymaga zatem „doregulowania” w zakresach pośrednich. Często spotykane rozwiązanie polega na zastosowaniu dla jednej z pomp regulacji przez zmianę prędkości obrotowej. Od pompy tej oczekuje się dodania do pozostałych pomp (pracujących ze stałą prędkością obrotową i stałą wydajnością) wydajności zmieniającej się w zakresie 0-100%. Rozwiązanie takie stosowane jest z powodu niskiego kosztu inwestycyjnego gdyż wymagany jest wtedy tylko jeden falownik, a ceny tych urządzeń stanowią znaczącą pozycję w kosztach inwestycji. Jednak pomimo tego, że rozwiązanie to wydaje się na pozór naturalne i logiczne, nie jest ono właściwe od strony technicznej, co zostanie pokazane poniżej na przykładzie.

Na wstępie przypomnimy jak można uzyskać charakterystykę pompy przy zmiennej prędkości obrotowej czyli tzw. „charakterystykę muszlową”. Oczywiście, problem ten nie występuje jeśli producent dostarczy taką charakterystykę uzyskaną z pomiarów, co jednak nie zawsze ma miejsce. W wielu wypadkach producenci publikują jedynie charakterystyki dla stałej, nominalnej prędkości obrotowej. W takim przypadku chcąc prognozować pracę pompy przy zmiennej prędkości obrotowej można dokonać teoretycznego przeliczenia charakterystyki. Zgodnie z teorią podobieństwa przy zmniejszeniu prędkości obrotowej wydajność zmienia się liniowo, a wysokość podnoszenia z jej kwadratem.

Jeśli zatem z charakterystyki pompy przy prędkości obrotowej n₁ weźmiemy dowolny punkt o wydajności Q₁ i wysokości podnoszenia H₁ to przy zmianie prędkości obrotowej na n₂ uzyskamy odpowiednio:

                        Q₂ = Q₁ n₂ / n₁,

oraz:                H₂ = H₁ (n₂ / n₁)².

Przy tym można założyć, że sprawność w punkcie (Q₂, H₂) dla n₂ będzie w przybliżeniu taka sama jak w punkcie wyjściowym (Q₁, H₁) dla n₁. Założenie to jest zasadne dla umiarkowanych zmian prędkości obrotowej, natomiast przy zbyt głębokim obniżaniu prędkości sprawność ulega pogorszeniu.

W taki sposób, biorąc kilka punktów z charakterystyki dla prędkości obrotowej n₁, można uzyskać charakterystyki dla innych prędkości obrotowych. Przeliczenie takie nie jest w 100% ścisłe gdyż teoria podobieństwa pomija wiele czynników (jak, np. wpływ chropowatości ścianek itp.) ale pozwala na uzyskanie prognozowanych charakterystyk z dokładnością wystarczającą do praktycznych analiz. (jak wspomniano, pewniejsze byłyby charakterystyki uzyskane z pomiarów, nie obciążone błędami wynikającymi z założeń teorii podobieństwa lecz nie zawsze są one dostępne).

Dla przykładu na rys. 1 pokazano charakterystykę pompy, która dla 1500 obr/min posiada punkt nominalny Q = 400 m³/h, H = 50 m. Charakterystyka ta, zgodnie z podanymi wyżej wzorami została przeliczona na 1400 i 1300 obr/min. Zmiana położenia punktu nominalnego pokazana jest strzałkami z linii kropkowych. Jak wiadomo, punkt ten przesuwa się po paraboli. Najwyższa sprawność pompy, bez zmiany wartości przesuwa się w kierunku niższych wydajności, proporcjonalnie do zmniejszania prędkości obrotowej.

Rozpatrzmy teraz współpracę dwu pomp tego typu, z których jednak pracuje ze stałą prędkością obrotową 1500 obr/min, a druga pracuje z zmienną prędkością obrotową. (Dla uproszczenia pomijamy poślizg silnika oraz zakładamy, że charakterystyki obu pomp są identyczne).   Przypadek ten jakościowo nie różni się od przypadku gdy zamiast jednej występuje większa liczba pomp pracujących ze stałą prędkością.

Jak wiadomo, łączną (zastępczą) charakterystykę pomp pracujących równolegle uzyskujemy dodając ich wydajności przy danej wysokości podnoszenia. Na rys. 2 pokazano charakterystyki zastępcze dwu pomp pracujących równolegle z prędkością 1500 obr/min, charakterystykę zastępczą pomp pracujących równolegle, z prędkościami 1400 i 1500 obr/min oraz pomp pracujących równolegle, z prędkościami 1300 i 1500 obr/min.

Rys. 1. Charakterystyki pompy przy różnych prędkościach obrotowych.

Załóżmy, ze celem regulacji jest zmiana wydajności od 0 do 820 m3/h przy utrzymaniu stałego ciśnienia na tłoczeniu odpowiadającego 49 m wysokości podnoszenia (czyli ok. 4.9 bar). Wartość tę zaznaczono na rys. 2 poziomą linią kreskową. Idea regulacji w tym przypadku polega na tym, że w zakresie wydajności 0 do 410 m3/h jedna pompa jest wyłączona, a druga pokrywa ten zakres przy różnych prędkościach obrotowych. Natomiast w zakresie 410 do 820 m3/h jedna z pomp pracuje ze stalą prędkością obrotową dostarczając 410 m3/h, natomiast druga „uzupełnia” wydajność o wymaganą wartość przy zmiennej prędkości obrotowej. W rozpatrywanym przypadku stałego ciśnienia tłoczenia (pozioma charakterystyka układu) regulowana pompa pracuje zatem identycznie zarówno samodzielnie jak i we współpracy z drugą. (Należy jeszcze raz podkreślić, że w bliższym rzeczywistości przypadku gdy charakterystyka układu w związku ze zmianą oporów przepływu jest parabolą, analiza byłaby nieco bardziej złożona). Wystarczy zatem rozpatrywać pracę pomp w zakresie 410-820 m3/h.

Maksymalną wydajność 820 m3/h uzyskujemy gdy obie pompy pracują z prędkością 1500 obr/min. Na rys. 2 odpowiada to punktowi A, w którym zastępcza charakterystyka dwu pomp przecina się z poziomą charakterystyką układu. Każda z pomp z osobna pracuje w punkcie D, który wynika z przecięcia charakterystyki układu z indywidualnymi charakterystykami pomp dla 1500 obr/min. Punkt D leży nieco poza punktem nominalnym lecz wciąż w korzystnym pod względem sprawności zakresie.

Rys. 2. Współpraca równoległa pompy o regulowanej prędkości obrotowej z pompą o stałej prędkości obrotowej.

Jeżeli chcemy obniżyć wydajność do 700 m3/h to obniżamy prędkość obrotową regulowanej pompy do 1400 obr/min. Punktem pracy staje się wtedy punkt B leżący w miejscu przecięcia charakterystyki układu z zastępczą charakterystyką pomp pracujących równolegle z prędkościami 1400 i 1500 obr/min. Pompa o stałej prędkości obrotowej pracuje nadal w punkcie D. Natomiast punkt pracy pompy regulowanej przesuwa się do punktu E leżącego na przecięciu charakterystyki układu z charakterystyką pompy dla 1400 obr/min (pokazanej na rys. 2 cienką linią). Punkt E leży w zakresie wydajności poniżej optymalnej lecz jeszcze w dopuszczalnym zakresie.

Zauważmy jednak co się dzieje w przypadku gdy prędkość obrotowa regulowanej pompy jest obniżona do 1300 obr/min, co jest wymagane w celu obniżenia wydajności łącznej poniżej 500 m3/h. Układ dwu pomp pracuje wtedy w punkcie C leżącym w miejscu przecięcia charakterystyki układu z zastępczą charakterystyką pomp pracujących równolegle z prędkościami 1300 i 1500 obr/min. Pompa o stałej prędkości obrotowej pracuje nadal w punkcie D. Natomiast punkt pracy pompy regulowanej przesuwa się do punktu F leżącego na przecięciu charakterystyki układu z charakterystyką pompy dla 1300 obr/min. Jest to punkt położony na początku charakterystyki, w zakresie wydajności poza zakresem dopuszczalnym. Sprawność pompy w tym punkcie, jak widać z rys. 2, jest niska czyli regulacja nie jest optymalna pod względem energetycznym. Ten niekorzystny efekt mógłby być jeszcze do zaakceptowania z tego względu iż pompa pracując z niską wydajnością pobiera niewiele mocy, a zatem straty są ograniczone. Występują też jednak niekorzystne efekty ruchowe. Pompa pracując przy zbyt niskiej wydajności pracuje z podwyższonym poziomem drgań wywoływanym przez przepływy recyrkulacyjne oraz ze zwiększoną siłą promieniową działająca poprzez wirnik na końcówkę wału. Efekty te zmniejszają żywotność pompy, w tym żywotność jej łożysk. Autor w swojej praktyce zetknął się z przypadkami urywania wałów pod piastą wirnika, trudnymi do wytłumaczenia gdyż dotyczyły one pomp o sprawdzonej konstrukcji, które pracowały od wielu lat bez tego rodzaju awarii. Awarie takie wystąpiły natomiast na pompach pracujących jako regulowane, równolegle z pompami o stałej prędkości obrotowej. Wymaga to bardziej starannego wykazania, ale intuicyjnie można podejrzewać, że powodem awarii wałów było zwiększone obciążenie na skutek pracy w niedozwolonym obszarze zbyt niskich wydajności.

Pokazany na rys. 2 przykład dotyczy pomp o konkretnej charakterystyce, pokazuje jednak efekt ogólny polegający na tym, że zmniejszanie prędkości obrotowej pompy, od której wymaga się pracy pod stałym ciśnieniem powoduje jej „zadławienie” i wejście w obszar niedozwolonej pracy, co skutkuje zarówno pracą z obniżoną mocno sprawnością jak i pracą w niekorzystnych pod względem ruchowym warunkach.

Jak można zaradzić tej sytuacji? W przypadku konieczności uzyskania łącznej wydajności niewiele większej od wydajności pojedynczej pompy, zamiast stosować połączenie równolegle pompy o stałej prędkości obrotowej z pompą o obniżonej prędkości (która musi wtedy pracować przy skrajnie niskiej wydajności) lepiej jedną z pomp wyłączyć, a zwiększoną wydajność uzyskać podnosząc prędkość pompy regulowanej ponad nominalną. Możliwość ta jest ograniczona przez warunki ssania, które pogarszają się ze wzrostem prędkości obrotowej oraz przez wytrzymałość konstrukcji pompy, a także z uwagi na niebezpieczeństwo zbliżenia się do krytycznej prędkości obrotowej grożącej rezonansem.

Inna zalecana możliwość to regulowanie nie jednej lecz wszystkich pomp. Dla przykładu, w sytuacji pokazanej na rys. 2 uzyskanie wydajności na poziomie 500 m3/h wymagałoby obniżenia prędkości obu pomp pracujących równolegle do wartości nieznacznie poniżej 1400 obr/min i w takim przypadku obie pompy pracowałyby z wydajnością po 250 m3/h znajdując się wciąż w dopuszczalnym zakresie. Niekorzystną cechą takiego rozwiązania jest oczywiście konieczność zakupu dodatkowego falownika, lecz w zamian uzyskalibyśmy wyższa kulturę pracy pomp.

Wybór optymalnego rozwiązania zależy od wymaganego zakresu regulacji oraz od przebiegu charakterystyki pomp (szczególnie od tego na ile jest płaska charakterystyka sprawności). W każdym przypadku należy zatem przeprowadzić na konkretnych charakterystykach analizę podobną jak na rys. 2.

Ogólnie należy stwierdzić, że regulacja przez zmianę prędkości obrotowej najlepiej nadaje się do układów obiegowych, w których charakterystyka układu jest parabolą. Istnieje wtedy możliwość takiego doboru pompy, że w całym zakresie prędkości obrotowej pracuje ona z optymalną sprawnością (wymaga to znalezienia pompy dla której parabola, na jakiej położone są punkty optymalnej sprawności przy różnych prędkościach obrotowych pokrywa się z parabolą charakterystyki układu). Natomiast w sytuacji gdy wymaga się utrzymania stałej wysokości podnoszenia przy zmiennej wydajności regulacja przez zmianę prędkości obrotowej nie jest optymalna, gdyż przy obniżaniu prędkości pompa wchodzi w niekorzystny zakres zbyt niskich wydajności.

Teoretycznie, w celu uzyskania możliwości szerokiej zmiany wydajności przy stałym ciśnieniu optymalnym rozwiązaniem byłoby zastosowanie pomp wyporowych (tłokowych, nurnikowych itp.) regulowanych przez zmianę prędkości obrotowej, gdyż pompy te są w stanie dostarczyć wymagane ciśnienie bez względu na wydajność i bez niekorzystnych efektów ruchowych. Barierą dla takiego rozwiązania jest cena pomp wyporowych wyższa w porównaniu z pompami wirowymi o zbliżonych parametrach.

Podsumowanie:

Powszechnie stosowane dla uzyskania zmiennej wydajności przy stałym ciśnieniu rozwiązanie polegające na zastosowaniu regulacji prędkości obrotowej jednej pompy pracującej równolegle z pompami o stałej prędkości obrotowej nie jest rozwiązaniem korzystnym od strony technicznej, gdyż w określonych zakresach regulacji powoduje skrajnie niekorzystne warunki pracy dla regulowanej pompy.

Dr inż. Grzegorz Pakuła

1. Wprowadzenie

W elektrowni parowej pompy wody chłodzącej pracują w obiegu chłodzenia skraplacza turbiny, którego zadaniem jest obniżenie temperatury kondensatu co sprzyja uzyskaniu wyższej wartości podciśnienia za turbiną, dzięki czemu wzrasta sprawność całkowita obiegu cieplnego. Spotykane są dwa zasadnicze rozwiązania. Jeśli elektrownia dysponuje zewnętrznym źródłem zimnej wody do chłodzenia (np. rzeka, jezioro morze) to przepływ odbywa się w obiegu otwartym, czyli pompy pobierają ze źródła zimną wodę, która po przepływie przez skraplacz wraca do źródła. W takim wypadku pompy wody chłodzącej nie muszą posiadać znacznej wysokości podnoszenia, gdyż mają za zadanie jedynie pokonać opory przepływu w układzie. Oznacza to, że do takich zastosowań na ogół nadają się pompy śmigłowe posiadające znaczną wydajność przy niewielkiej wysokości podnoszenia. Natomiast jeśli elektrownia nie posiada zewnętrznego źródła wody chłodzącej pompy pracują w obiegu zamkniętym, podając wodę podgrzaną w skraplaczu do chłodni kominowej, w której woda ulega schłodzeniu do wyjściowej temperatury. W takim układzie pompy wody chłodzącej muszą pokonać dodatkowo geometryczną wysokość podnoszenia związaną z wysokością chłodni. Ponieważ moc pobierana przez pompę jest proporcjonalna do jej wysokości podnoszenia, z punktu widzenia energetycznego korzystne jest projektowanie chłodni, które zapewnią wymaganą intensywność chłodzenia przy minimalnej wysokości. Z tego powodu na przestrzeni lat obserwuje się tendencję do budowy coraz niższych chłodni. W budowanych obecnie blokach energetycznych wysokiej mocy wyposażonych w chłodnie kominowe wysokość podnoszenia wymagana od pomp zazwyczaj jest na poziomie przekraczającym 20 m. Jednocześnie wymagana wydajność pomp w blokach o mocy kilkuset megawatów jest rzędu kilkudziesięciu tysięcy metrów sześciennych na godzinę, w zależności od mocy bloku oraz przewidzianej do zainstalowania liczby pomp. Oznacza to pobór mocy rzędu kilku MW, co stanowi znaczącą pozycję w zużyciu energii na potrzeby własne bloku. Przy takiej kombinacji parametrów jako pompy wody chłodzącej współpracujące z chłodniami kominowymi stosuje się pompy diagonalne.

Ze względu na wspomniany znaczny pobór mocy celowe wydaje się dostosowanie wydajności pomp do warunków atmosferycznych to znaczy zmniejszanie wydajności pomp wody chłodzącej w okresach kiedy ze względu na niższą temperaturę powietrza intensywność chłodzenia jest większa, a także dostosowanie wydajności pomp wody chłodzącej do obciążenia bloku. Fakt ten nie jest tak oczywisty jak może się wydawać, gdyż zmniejszenie wydajności pomp, oprócz efektu w postaci zmniejszenia poboru mocy powoduje też zmniejszenie intensywności chłodzenia skraplacza. Utrzymując wydajność pomp na tym samym poziomie pomimo niższej temperatury powietrza lub pomimo niższego obciążenia bloku można uzyskać większe podciśnienie w skraplaczu turbiny, a tym samym podnieść moc i sprawność obiegu parowego. Należy mieć na uwadze, że zakres regulacji mocy bloku nie powinien być zbyt szeroki gdyż bloki węglowe pracując ze zmniejszoną mocą wykazują obniżoną sprawność. W prawidłowo skonfigurowanym systemie energetycznym bloki węglowe o mocy rzędu 1000 MW nie powinny służyć do regulacji mocy systemu lecz pracować z pełnym obciążeniem i optymalną sprawnością. Natomiast dostosowanie generowanej w systemie mocy do zapotrzebowania powinno być realizowane przez elektrownie szczytowe lepiej nadające się do tego celu, jak elektrownie wodne i cieplne opalane gazem. W wielu elektrowniach węglowych, pomimo istniejących możliwości regulacji wydajności pomp wody chłodzącej są one eksploatowane ze stałą wydajnością. Ustalenie czy regulacja wydajności pomp wody chłodzącej, a jeśli tak to w jakim zakresie, jest optymalna pod względem energetycznym wymaga analizy obejmującej obieg parowy, charakterystykę skraplacza, chłodni oraz charakterystykę regulacyjną pomp. Analiza taka nie jest przedmiotem niniejszego artykułu, którego zamiarem jest jedynie dostarczenie danych do niej w postaci informacji o możliwych sposobach regulacji pomp. Z punktu widzenia regulacji pomp istotne jest stwierdzenie, że w przypadku pomp wody chłodzącej dla bloków energetycznych racjonalny zakres regulacji nie jest głęboki gdyż nadmierne ograniczenie strumienia cieczy chłodzącej przynosi więcej strat w obiegu parowym bloku niż korzyści z ograniczenia mocy pomp.

2. Charakterystyki układu wody chłodzącej i pomp

Należy stwierdzić, że pytanie „jaka jest optymalna metoda regulacji pomp diagonalnych” nie jest postawione właściwie, gdyż nie istnieje metoda regulacji najlepsza w każdym przypadku. Przede wszystkim, pompa nigdy nie powinna być rozpatrywana samodzielnie lecz zawsze we współpracy z konkretnym układem pompowym. Jeśli bowiem zamierzamy analizować pracę pompy przy zmiennej, regulowanej wydajności, to wydajności tej odpowiada pewna wymagana wysokość podnoszenia. Wysokość ta wynika z charakterystyki układu pompowego, gdyż z tej charakterystyki można odczytać wysokość podnoszenia wymaganą w celu przetłoczenia przez układ określonej wydajności.

W obiegu chłodni kominowej występuje znaczna, statyczna wysokość podnoszenia. Wynika ona przede wszystkim z geometrycznej wysokości chłodni, na jaką pompa musi podać wodę, a ponadto, jeśli chłodnia jest wyposażona w dysze rozpryskujące wodę, to wymagane jest pewne ciśnienie w kolektorze zasilającym te dysze. Oprócz stałej wysokości statycznej pompa musi pokonać straty przepływu w obiegu, które jak wiadomo rosną w przybliżeniu z kwadratem wydajności. Charakterystyka układu (rys. 1) jest zatem parabolą wychodzącą z pionowej osi współrzędnych w punkcie odpowiadającym wysokości statycznej.

Charakterystyka ta dla obiegu chłodni kominowej jest zazwyczaj płaska, co oznacza, że w roboczym zakresie wydajności straty przepływu są znacząco mniejsze od wysokości statycznej. Długość rurociągów nie jest bowiem znaczna, gdyż wynika z odległości chłodni kominowej od skraplacza, która zazwyczaj nie przekracza kilkuset metrów, a średnice rurociągów powinny być tak dobrane żeby zapewnić odpowiednią przepustowość. Zastosowanie rurociągów o zbyt niskiej średnicy, co skutkuje nadmiernym wzrostem strat, oznaczałoby ponoszenie w całym okresie eksploatacji bloku zbędnych nakładów na zużycie mocy potrzebnej do pokonywania nadmiernych oporów przepływu wody chłodzącej. Można zatem przyjąć, że tak jak na rys. 1, charakterystyka układu jest płaska, czyli zmianie wydajności w zakresie regulacji od minimalnej do maksymalnej wydajności towarzyszy nieznaczna zmiana wysokości podnoszenia. Parametry pompy będą się zatem zmieniać po odcinku charakterystyki układu zawartym jak na rys. 1 pomiędzy Qmin a Qmax, który jest w przybliżeniu poziomy, a w każdym razie zmiany wysokości podnoszenia przy zmianie wydajności nie będą znaczne w porównaniu z wysokością statyczną.

Analizując możliwe metody regulacji należy zatem brać pod uwagę jak sprawność pompy i jej pobór mocy będą się zmieniać w punktach leżących na wspomnianym odcinku charakterystyki, co decyduje o możliwych do uzyskania oszczędnościach energii z tytułu regulacji. W analizie należy ponadto uwzględnić przez jaki okres w ciągu roku pompa będzie pracowała w określonych punktach tego fragmentu charakterystyki układu. Możliwe do uzyskania oszczędności energii do napędu pomp należy skonfrontować z efektami wpływu zmniejszenia wydajności na pracę skraplacza i całego obiegu.

W celu oceny efektów regulacji pompy istotny jest przebieg jej charakterystyki mocy.

Dla pomp diagonalnych pracujących przy stałej prędkości obrotowej występują najczęściej dwa typowe przypadki przebiegu tej charakterystyki jak na rys. 2: pobór mocy malejący z wydajnością (krzywa A) lub charakterystyka z lokalnym maksimum (krzywa B), kiedy to ze wzrostem wydajności od zera do Q1 pobór mocy maleje, następnie przy dalszym wzroście wydajności od Q1 do Q2 wzrasta, osiąga przy Q2 lokalne maksimum, a przy dalszym wzroście wydajności ponownie spada.

3. Typowe metody regulacji

Do regulacji pomp diagonalnych można zastosować typowe metody stosowane dla wszystkich pomp oraz metody specyficzne dla pomp diagonalnych.

Do pierwszej grupy można zaliczyć:

3.1. Dławienie
W celu ograniczenia wydajności pompy przy stałej prędkości obrotowej można zastosować dławienie. Zaletą tej metody jest jej prostota lecz od strony energetycznej nie jest ona korzystna. Jeśli pompa posiada charakterystykę mocy malejącą z wydajnością (krzywa A na rys. 2) to dławienie jest zupełnie pozbawione sensu jako metoda regulacji gdyż ograniczenie wydajności nie tylko nie daje żadnych oszczędności energii lecz przeciwnie, prowadzi do wzrostu zużycia mocy. Pewne oszczędności można uzyskać w przypadku pomp z krzywą o lokalnym maksimum (krzywa B na rys.3) gdyż zmniejszanie wydajności na odcinku Q2 do Q1 prowadzi do zmniejszenia poboru mocy lecz jest to oszczędność niewielka w porównaniu z innymi metodami. Dławienie zostało tu omówione głównie dla porządku, gdyż jest mało prawdopodobne aby metoda ta w wyniku analizy okazała się optymalna.

3.2. Upust
Regulacja przez upust polega na otwieraniu zaworu upustowego umieszczonego na rurociągu tłocznym i zawróceniu części wydajności pompy na ssanie. Wydajność pompy wtedy wzrasta na skutek tego, że maleje ciśnienie po stronie tłocznej, lecz do rurociągu tłocznego płynie mniejsza wydajność niż przed otwarciem upustu. Różnica pomiędzy wydajnością pompy a przepływem przez rurociąg tłoczny powraca przez upust. Oszczędność energii występuje w przypadku gdy pompa posiada malejącą charakterystykę mocy, gdyż wtedy po otwarciu upustu jej pobór spada. Regulacja przez upust, podobnie jak dławienie jest stosunkowo prosta i mało kosztowna w realizacji lecz daje znaczące oszczędności jedynie dla pomp, które w wymaganym zakresie regulacji posiadają silnie opadającą charakterystykę mocy.

3.3. Włączanie i wyłączenie pomp pracujących równolegle.
Jeśli zainstalowanych jest kilka pomp pracujących równolegle to włączając i wyłączając odpowiednią ich liczbę można regulować wydajność w sposób skokowy. Ta metoda regulacji dobrze nadaje się do układów o płaskiej charakterystyce, jak na rys. 1 z tego względu, że w takim przypadku po wyłączeniu jednej z nich pozostałe pracują nadal przy zbliżonej wysokości podnoszenia, a zatem pozostają w obszarze wysokiej sprawności. Jak wspomniano, ten sposób regulacji wydajności jest jednak jedynie zgrubny. Ponadto, instalowanie większej liczby pomp komplikuje instalację, a dodatkowo zastąpienie pompy o większej wydajności większą ilością pomp o niższej wydajności zazwyczaj wiąże się ze spadkiem ich sprawności. Nie jest to jednak spadek znaczny. Dla przykładu, od pomp diagonalnych o wydajności rzędu 50 tys. m3/h można oczekiwać sprawności na poziomie 88-90%, natomiast od pomp o wydajności 10 tys. m3/h można oczekiwać sprawności rzędu 85-87%.

3.4. Regulacja przez zmianę prędkości obrotowej
Regulacja przez zmianę prędkości obrotowej ze względu na efektywność energetyczną jest obecnie powszechnie stosowana w technice pompowej. W konkretnym zastosowaniu do regulacji pomp diagonalnych współpracujących z chłodniami kominowymi wykazuje jednak również pewne wady. Przede wszystkim, dla średnionapięciowych napędów elektrycznych o mocach rzędu kilku megawatów przetwornice częstotliwości wymagane dla zmiany prędkości obrotowej silnika cechują się znacznym kosztem. Ponadto, ich zabudowa wymaga specjalnych pomieszczeń o dużych wymiarach z rozbudowanym systemem wentylacji ze względu na znaczną generację ciepłą. Ponadto, typowa charakterystyka „muszlowa” pokazująca zmiany sprawności ma w przypadku regulacji przez zmianę prędkości obrotowej kształt jak na rys. 3. Punkt najwyższej sprawności przemieszcza się wzdłuż paraboli wychodzącej z początku układu współrzędnych, natomiast obszar o wysokich sprawnościach położony jest w pobliżu tej paraboli. Oznacza to, że w przypadku płaskiej charakterystyki układu, jak ta pokazana na rys. 3, pompa przy zmniejszaniu wydajności wychodzi z obszaru optymalnych sprawności.

4. Metody regulacji specyficzne dla pomp diagonalnych

Omówione wyżej powszechnie znane metody stosuje się w przypadku wszystkich pomp. Natomiast dla pomp diagonalnych znane są dodatkowe metody regulacji niestosowane np. dla pomp odśrodkowych.

4.1 Regulacja przez zmianę kąta łopatek wirnika
Budowane są pompy, w których łopatki nie są przytwierdzone na stałe do piasty wirnika lecz zamontowane są w niej na obrotowych trzpieniach, dzięki czemu można zmieniać kąt ich ustawienia. Nastawa kąta odbywa się zazwyczaj przez mechanizm znajdujący się wewnątrz piasty wirnika oraz wydrążonego wału i może być dokonywana podczas ruchu pompy. Przez analogię do turbin wodnych o podobnej konstrukcji pompy takie określane są czasem jako „pompy Deriaza”. Taki sposób regulacji jest skuteczny lecz oprócz tej zalety rozwiązanie to posiada również wady. Konstrukcja pompy w porównaniu z typową pompą diagonalną jest o wiele bardziej skomplikowana, co powoduje że ceny pomp tego typu są znacznie wyższe niż w przypadku pomp diagonalnych o stałych łopatkach. Aby łopaty obracające się wokół swojej osi nie tworzyły nadmiernej szczeliny względem piasty i osłony wirnika, piasta i osłona muszą mieć kształt kulisty, co nie jest korzystne z punktu widzenia hydrauliki przepływu i powoduje, że pompy z nastawnymi łopatkami uzyskują sprawności niższe w porównaniu z pompami diagonalnymi o stałych łopatkach. Występowanie szczeliny pomiędzy łopatką a piastą powoduje dodatkowe straty przepływów szczelinowych. W trakcie eksploatacji problemem jest utrzymanie właściwego, początkowego rozmiaru szczeliny. Jej powiększanie na skutek wypłukiwania przez przepływy szczelinowe prowadzi do wzrostu strat hydraulicznych, natomiast powstawanie osadów na piaście utrudnia ruch łopatek względem niej. Komplikacja konstrukcji prowadzi do potencjalnego obniżenia niezawodności pompy. Łopatki pomp diagonalnych, ze względu na znaczną powierzchnię, poddane są znacznym obciążeniom pochodzącym od hydraulicznych sił ciśnieniowych, co powoduje znaczne obciążenie piasty łopatki i innych elementów mechanizmu nastawy kąta. W konsekwencji prowadzi to powstawania luzów w tym mechanizmie i do wzrostu poziomu drgań pompy.

4.2 Regulacja przy pomocy wstępnej kierownicy prerotacyjnej

Mniej znaną metodą regulacji pomp diagonalnych jest zastosowanie prerotacyjnej kierownicy wstępnej. Rozwiązanie takie pokazane jest na rys. 4. Zasługuje ono na większą uwagę i z tego powodu zostanie tu szerzej omówione.

Rys. 4. Kierownica prerotacyjna

Zasada działania takiej kierownicy wynika wprost z podstawowego równania maszyn przepływowych tzw. równania Eulera, które podaje przybliżoną zależność wysokości podnoszenia pompy od składowych prędkości w przekrojach wlotowym i wylotowym łopatek pompy:

H = (u2 cu2 – u1 cu1 ) / g, (1)

w którym g oznacza przyspieszenie ziemskie, u1 i u2 prędkości obwodowe bezwzględne łopatki na wlocie i wylocie wynikające z ruchu obrotowego, a cu1 oraz cu2 to składowe w kierunku obwodowym bezwzględnej prędkości cieczy na wlocie i wylocie z łopatki. (Powyższy wzór ściśle obowiązuje dla palisady o nieskończonej liczbie łopatek lecz jest przydatny dla jakościowej analizy zjawiska również dla wirników o skończonej liczbie łopatek).

W typowej pompie napływ cieczy do wirnika odbywa się wzdłuż osi, co oznacza że rzut prędkości bezwzględnej na kierunek obwodowy cu1 jest równy zeru.

W takim przypadku równanie (1) sprowadza się do uproszczonej postaci:

H = u2 cu2 / g, (2)

Jeśli zastosujemy kierownicę wstępną jak na rys 4, to możemy wprowadzić prerotację, na skutek czego we wzorze (1) drugi człon przyjmuje wartość różną od zera i wpływa na wysokość podnoszenia uzyskiwaną przez pompę. Jeśli kierownica wstępna skieruje ciecz w stronę zgodną z kierunkiem obrotu wirnika, to składowa cu1 jest dodatnia i drugi składnik we wzorze (1) obniża wysokość podnoszenia. Obrazowo efekt ten można wyjaśnić w ten sposób, że ciecz „ucieka” przed łopatkami wirnika, na skutek czego wirnik przekazuje jej mniej energii. Jeśli prerotacja ma kierunek przeciwny do obrotu wirnika, to wysokość podnoszenia pompy ulega zwiększeniu.

Na stacji prób Grupy Powen-Wafapomp SA przeprowadzono badania modelowe dotyczące regulacji przy pomocy kierownicy wstępnej pompy 200D40 przewidzianej jako pompa wody chłodzącej do bloków o mocy 1000 MW. Pompa przy prędkości obrotowej 375 obr/min posiada parametry nominalne Q = 43 750 m3/h i H = 24.5 m. Długotrwałe badania pompy o tak wysokiej wydajności na stanowisku próbnym są niemożliwe dlatego w celu zbadania charakterystyk regulacyjnych zbudowano pompę modelową geometrycznie podobną do pompy głównej pomniejszoną w skali 1 : 5,4. Pompa modelowa posiadała następujące parametry : wydajność Q = 1100 m3/h, wysokość podnoszenia H = 13 m przy prędkości obrotowej n=1485 obr/min. Zdjęcie pompy modelowej pokazano jako rysunek 6.

Rys.5. Bezwymiarowa charakterystyka regulacyjna

Wyniki uzyskane na pompie modelowej (rys. 5) przedstawiono w postaci bezwymiarowej, odnosząc je do wartości wydajności, wysokości podnoszenia i sprawności w punkcie nominalnym. Pozwala to na prognozowanie charakterystyk wszystkich pomp geometrycznie podobnych i o tym samym wyróżniku szybkobieżności niezależnie od ich skali. Na rys. 5 pokazane są charakterystyki H(Q) dla różnych kątów ustawienia łopatek kierownicy prerotacyjnej. Kąt 90 o oznacza ustawienie cięciwy łopatek wzdłuż osi rurociągu, czyli brak prerotacji, natomiast zmniejszanie kąta oznacza wprowadzanie prerotacji zgodnej z kierunkiem obrotu wirnika, a zatem zgodnie z tym co napisano wyżej, obniżanie parametrów pompy.

Analiza wyników wskazuje, że zalecany zakres regulacji jest węższy niż przypadku pomp z nastawnymi łopatkami. Należy jednak mieć na uwadze, że jak stwierdzono na wstępie, wymagany zakres regulacji pomp wody chłodzącej w przypadku bloków energetycznych nie jest szeroki ze względów termodynamicznych. Regulacja z zastosowaniem kierownicy prerotacyjnej stanowi zatem interesującą alternatywę dla pomp z nastawnymi łopatkami, gdyż pozwala uzyskać oczekiwany efekt przy o wiele mniej kosztownym, prostszym, a z tego powodu bardziej niezawodnym rozwiązaniu. Kierownica wstępna cechuje się niskim kosztem inwestycyjnym, porównywalnym z kosztem zaworu dławiącego i wielokrotnie niższym od przetwornicy częstotliwości lub mechanizmu nastawy kąta łopatek pompy. Na podkreślenie zasługuje fakt, że mechanizm nastawy kąta łopatek kierownicy wstępnej jest całkowicie niezależny od pompy, co oznacza, że ewentualne problemy z jego funkcjonowaniem nie powodują problemów z ruchem pompy, co ma miejsce w przypadku awarii mechanizmu pompy z nastawnymi łopatkami.

Rys.6. Pompa modelowa do badania kierownicy prerotacyjnej.

5. Podsumowanie

Wybór metody regulacji parametrów pomp wody chłodzącej dla bloków energetycznych nie powinien być dokonywany a priori lecz powinien wynikać z analizy uwzględniającej zarówno aspekty termodynamiczne obiegu parowego elektrowni jak i charakterystyki pompy i układu pompowego. Po wstępnym ustaleniu w jakim zakresie wydajności regulacja pomp wody chłodzącej jest korzystna z punktu widzenia termodynamicznego należy zakres ten analizować na odpowiednim odcinku charakterystyki układu pompowego, z uwzględnieniem przewidywanej statystycznie liczby godzin, przez jaką układ będzie pracował w określonym punkcie charakterystyki. Następnie należy oszacować jakie oszczędności energetyczne można uzyskać stosując dla uzyskania tak określonych punktów na charakterystyce układu różne metody regulacji.

W artykule omówiono różne metody regulacji, koncentrując się na metodach specyficznych dla pomp diagonalnych. Zwrócono uwagę na możliwość regulacji przez zastosowanie wstępnej kierownicy prerotacyjnej, która to metoda nie jest powszechnie znana, a zasługuje na uwagę gdyż pozwala uzyskać interesujące efekty przy zastosowaniu mało kosztownego i prostego, a przez to niezawodnego, rozwiązania konstrukcyjnego. Rozwiązanie to szczególnie nadaje się do stosowania w sytuacjach gdy wymagany zakres regulacji wydajności nie jest szeroki, jak ma to miejsce w przypadku pomp wody chłodzącej dla bloków energetycznych.

Autorzy:

• Dr Inż. Grzegorz Pakułą jest Dyrektorem Technicznym, członkiem zarządu POWEN SA,

• Mgr Inż. Wiktor Piasecki jest Głównym Specjalistą ds. Pomp Diagonalnych i Śmigłowych w Biurze Konstrukcyjnym Grupy POWEN-WAFAPOMP SA

• Mgr Inż. Artur Szarszewski jest absolwentem Wydziału MEIL PW, pracuje na Stacji Prób w Grupie POWEN-WAFAPOMP SA.

Literatura:

1. A.Troskolański, Sz.Łazarkiewicz, Pompy wirowe, WNT, Warszawa. 1973         
2. W. Jędral, Pompy wirowe, Wydawnictwo Naukowe PWN, Warszawa 2001,
3. Sz.Łazarkiewicz, A.Troskolański.”Nowoczesne kierunki w konstrukcji pomp wirowych” WNT, Warszawa 1966  

1. Wprowadzenie

Podstawową funkcją systemu odwadniania kopalni jest zapewnienie jej bezpiecznej pracy poprzez eliminację zagrożeń wodnych. Osiągnięcie tego celu wymaga ponoszenia kosztów mających znaczenie dla rentowności zakładu górniczego. Koszty te powinny podlegać kontroli i optymalizacji aby w jak najmniejszym stopniu odbiegały od nieuniknionego minimum wynikającego z praw fizyki.

2. Struktura kosztów odwadniania

W celu optymalizacji kosztów odwadniania wskazane jest oszacowanie w jakiej proporcji pozostają do siebie ich poszczególne składniki. Zasadnicze składniki kosztów odwadniania oszacujemy poniżej na przykładzie pompy głównego odwadniania o typowych parametrach : wydajność Q = 500 m³/h, wysokość podnoszenia H = 800 m.

Poniższe oszacowania nie odnoszą się do żadnego konkretnego typu pompy i mają na celu jedynie ustalenie rzędu wielkości poszczególnych elementów. Na koszty odwadniania składają się:

a)      Koszty inwestycyjne, czyli koszty zakupu i instalacji zespołu pompowego. Dla pompy o podanych wyżej parametrach koszty te są na poziomie 600 tys. zł. (dokładna wartość zależy od wykonania materiałowego, producenta itp.). Jeśli przyjąć, że taki zespół pompowy amortyzuje się w okresie 10 lat, to w rocznych kosztach odwadniania koszt inwestycyjny pojawi się w postaci amortyzacji na poziomie 60 tys. zł. W praktyce pompy głównego odwadniania znajdują się w eksploatacji dłużej niż 10 lat, co powoduje, że znaczenie kosztu inwestycyjnego ma jeszcze mniejsze znaczenie.

b)    Koszty energii elektrycznej do napędu pompy. Pompa o podanych w niniejszym przykładzie parametrach pobiera moc rzędu 1.5 MW. Typowa pompa głównego odwadniania pracuje ok 10 godzin na dobę czyli 3650 godzin w roku. Daje to roczne zużycie energii rzędu 5475 MWh. Przyjmując cenę energii elektrycznej 300 zł/MWh uzyskujemy koszt rocznego zużycia energii przez pompę na poziomie 1. 6425 mln zł.

c)      Koszt remontów. Zakres i częstotliwość remontów zależy od jakości wody kopalnianej oraz od   konstrukcji i poziomu wykonania pompy. Na podstawie doświadczenia można przyjąć, że średnio pompa wymaga remontu kapitalnego co około 10 000 godzin pracy, a zatem w przybliżeniu raz na trzy lata. Koszt takiego remontu można szacować na ok. 150 tys. zł, a zatem roczny udział kosztów remontu w kosztach odwadniania wynosi ok 50 tys. zł.

d)  Koszty obsługi. Współczesne pompy mogą pracować bez obsługi, w trybie automatycznym wymagając co najwyżej okresowej inspekcji. Koszt obsługi wynika zatem w większym stopniu z przepisów i polityki danego zakładu górniczego w zakresie bezpieczeństwa i nadzoru nad układem głównego odwadniania niż z racji technicznych. Przyjmijmy z nadmiarem, że roczny koszt obsługi pompy odpowiada kosztowi jednego etatu, a zatem jest na poziomie 50 tys. zł.

Z powyższego oszacowania wynikają następujące wnioski:

• W całkowitym koszcie odwadniania przy zastosowaniu typowej pompy głównego odwadniania (ok. 1.8 mln zł), dominuje koszt energii (1.64 mln zł) stanowiący ponad 90 % całkowitych kosztów. Ograniczanie kosztów odwadniania musi się zatem koncentrować na ograniczeniu energochłonności.

• Koszt zużywanej energii w silnym stopniu zależy od sprawności energetycznej pomp. Sprawność ta z kolei zależy od jakości konstrukcji i wykonania pompy. W trudnych warunkach kopalnianych początkowa sprawność zespołu pompowego dostarczonego przez producenta ulega zmianie, a zatem koszt zużywanej energii zależy na dłuższą metę od stosowanej polityki remontowej, która decyduje o średniej sprawności pomp w okresie eksploatacji.

Proporcje pomiędzy poszczególnymi składnikami kosztów odwadniania pokazane są na rys.1.

Rys. 1. Proporcje pomiędzy poszczególnymi składnikami kosztów odwadniania

3. Wpływ polityki remontowej na koszt głównego odwadniania.

Pozostając przy powyższym przykładzie pompy głównego odwadniania przeanalizujemy zależność dominującego w kosztach odwadniania kosztu energii do napędu pompy od polityki remontowej.

Moc pobieraną przez pompę można obliczyć ze wzoru:

N = = γ Q H/ η_z ,

gdzie η_z oznacza sprawność zespołu pompowego będącą iloczynem sprawności pompy i silnika.

Rozpatrujemy pompę głównego odwadniania o wydajności 500 m³/h i wysokości podnoszenia 800 m pompującą wodę o gęstości 1000 kg/m³. Dla powyższych parametrów powinno się uzyskiwać sprawność zespołu pompowego na poziomie co najmniej 75%, przy której pobór mocy wyniesie 1453 kW. Gdyby jednak sprawność zespołu o takich parametrach wynosiła 70% to pobór mocy wzrasta do 1557 kW, a dla sprawności 65% do 1676 kW. Jak widać, przy powyższych parametrach taki spadek sprawności oznacza wzrost poboru mocy rzędu 200 kW. Jeśli pompa pracuje 10 godzin na dobę, czyli 3650 godzin w roku odpowiada to zwiększeniu zużycia energii o rząd 730 000 kWh. Jeśli przyjąć cenę kilowatogodziny na poziomie 0.3 złotego to koszt dodatkowej energii wyniesie 219 tys. zł. rocznie. Różnica w rocznym koszcie energii wynikająca z różnic w jakości przeprowadzonego remontu jest zatem na poziomie ceny remontu, a zdecydowanie przewyższa różnice w cenach remontu oferowane przez poszczególnych wykonawców. Z porównania powyższych liczb wynika wniosek, że wybieranie wykonawców remontów pomp jedynie na podstawie ceny remontu bez zwracania uwagi na jego efekt w postaci sprawności jest ekonomicznie nieuzasadnione, gdyż nieznaczne oszczędności uzyskane na cenie remontu mogą być daleko niższe od strat na dodatkowym zużyciu energii. Prawidłowe podejście polega zatem na porównywaniu cen przy wyspecyfikowanej, żądanej od wykonawcy jakości remontu wyrażającej się uzyskaną po remoncie sprawnością energetyczną. Warunkiem wyegzekwowania takich wymagań jest przeprowadzenie po remoncie pomiarów parametrów pompy potwierdzających uzyskanie wymaganej sprawności. Należy zaznaczyć, że sama sprawność pompy pod względem mechanicznym (spokojna praca, dobry wybieg, właściwy poziom drgań itp.) nie jest właściwym miernikiem jakości remontu. Kryterium odbioru pompy po remoncie powinna być zatem, obok wymaganych parametrów podstawowych (wydajność, wysokość podnoszenia) także zmierzona sprawność energetyczna. Formułując wymaganie w tym zakresie należy jednak zachować realizm, gdyż uzyskanie w przypadku pompy mocno wyeksploatowanej sprawności po remoncie odpowiadającej sprawności pompy nowej nie zawsze jest możliwe. Tym niemniej, dopuszczalne pogorszenie sprawności pompy po remoncie w stosunku do sprawności pompy fabrycznie nowej nie może być zbyt znaczne (akceptowalna wartości obniżki sprawności nie powinna przekraczać kilku procent, a najczęściej nie powinna przekraczać 2-3%) gdyż w innym razie, ze względu na znaczny przyrost kosztu zużywanej energii, sens ekonomiczny remontu staje pod znakiem zapytania i realną opcją staje się zakup pompy nowej.

Kolejnym wnioskiem wynikającym z porównania cen remontów oraz cen energii do napędu pompy jest to, że istnieje pewna optymalna częstotliwość dokonywania remontów kapitalnych. W okresie pomiędzy kolejnymi remontami kapitalnymi sprawność pompy na skutek zużycia stopniowo spada. Jeśli z remontem zwleka się do chwili wystąpienia awarii, lub do czasu gdy pompa nie jest już w stanie dać wymaganej wydajności, to w efekcie średnia sprawność w okresie eksploatacji się obniża, a średni koszt wypompowania metra sześciennego wody wzrasta. Zwiększenie częstotliwości remontów odtwarzających sprawność pompy powoduje wzrost remontowego składnika kosztów odwadniania, lecz powoduje obniżenie kosztów energii. Monitorując i analizując na bieżąco oba te składniki kosztu eksploatacji można ustalić optymalną częstotliwość remontów pozwalająca na utrzymanie niżej omawianego wskaźnika kosztów odwadniania na minimalnym poziomie.

4.  Wskaźnik energochłonności odwadniania

Z punktu widzenia efektywności energetycznej istotny jest nie tyle chwilowy pobór mocy, co ilość energii zużytej na wypompowanie 1 m³. Dzieląc pobór mocy wyrażony w kW przez wydajność wyrażoną w m³/h otrzymujemy wskaźnik pokazujący ile kilowatogodzin potrzeba do wypompowania jednego metra sześciennego wody w konkretnym układzie pompowym. Pobór mocy jest proporcjonalny do parametrów, wydajności Q i wysokości podnoszenia H. Istnieje pewna minimalna wartość energii, jaką należy zużyć na pompowanie cieczy na wysokość H, poniżej której nie można zejść.

To minimalne zużycie energii na wypompowanie metra sześciennego wynosi:

N_min /Q = γ H_g,

gdzie H_g jest wysokością geometryczną, na jaką pompuje się wodę.

Tak określony współczynnik energochłonności nie może służyć do porównywania różnych układów odwadniania, gdyż zależy on od geometrycznej wysokości podnoszenia, która różni się dla poszczególnych układów. Wskaźnik ten pozwala jednak ocenić efektywność energetyczną danego układu odwadniania poprzez porównanie rzeczywistego zużycia energii na wypompowanie metra sześciennego ze zużyciem minimalnym.

Zejście poniżej takiego minimalnego jednostkowego zużycia energii jest fizycznie niemożliwe. W trakcie eksploatacji należy natomiast dążyć do tego aby rzeczywiste jednostkowe zużycie energii przewyższało powyższe minimum w możliwie najmniejszym stopniu.

Jak wynika z dwu powyższych wzorów zwiększenie rzeczywistego zużycia energii ponad fizyczne minimum wynika zasadniczo z dwu przyczyn:

a)   Z faktu, że rzeczywista sprawność zespołu pompowego η_z jest mniejsza od jedności. Na wartość sprawności energetycznej zespołu pompowego wpływa głównie polityka remontowa, o której mowa w punkcie poprzednim oraz dobór pompy do układu, o czym mowa w punkcie kolejnym.

b)   Z tego, że całkowita wysokość podnoszenia H w układzie pompowym jest większą od wysokości geometrycznej o wielkość strat w rurociągach.

O ile wysokość geometryczna jest wartością stałą to na wysokość strat można do pewnego stopnia wpływać. Układ głównego odwadniania zazwyczaj składa się z kilku rurociągów, często o różnych średnicach. W celu ograniczenia strat wskazane jest pompowanie przez wszystkie dostępne rurociągi jednocześnie gdyż wtedy prędkości przepływu, a tym samym straty ulegają zmniejszeniu w porównaniu z pompowaniem przez pojedynczy rurociąg. Z tego samego powodu korzystne pod względem energetycznym jest pompowanie jak najmniejszą liczbą pomp jednocześnie.   W układzie odwadniania należy eliminować źródła dodatkowych strat, np. w postaci odcinków rurociągów o mniejszej średnicy, armatury o zbyt wysokich współczynnikach oporu itp. Dla przykładu: w rurociągu o średnicy 400 mm, przy przepływie 1000 m³/h wysokość strat wynosi około 1.2 m na 100 m długości rurociągu. Przy tej samej wydajności w rurociągu o średnicy 300 mm straty wzrastają do około 5.2 m na 100 m długości. Eliminacja tego rodzaju strat wymaga pewnych nakładów inwestycyjnych. Pewne oszczędności energii można też uzyskać bezinwestycyjnie dbając o właściwą jakość eksploatacji układu, np. o to aby wszelka armatura odcinająca na trasie rurociągu była w pełni otwarta podczas pompowania, aby kosz ssawny nie był zanieczyszczony itp. Jeśli nie zagraża to bezpieczeństwu pompowni na skutek zmniejszenia retencji wskazane jest unikanie pompowania przy niskim poziomie cieczy w zbiorniku ssawnym tzn. wyłączanie pomp do czasu gdy woda napłynie do wyższego poziomu w zbiorniku.

Podkreślenia wymaga fakt, że działania zmierzające do oszczędzania energii poprzez ograniczenie oporów przepływu dają najlepszy efekt dopiero wtedy gdy idą w parze z dostosowaniem parametrów pomp. Jeśli bowiem podejmiemy działania w kierunku ograniczenia oporów, np. przez pompowanie przez więcej niż jeden rurociąg lub ograniczenie oporów na armaturze, to może się okazać, że na skutek zmiany charakterystyki układu punkt pracy pomp przesunie się na wyższe wydajności co ograniczy oszczędności energetyczne na skutek pracy pomp poza optymalnym zakresem sprawności. Jeśli zatem uzyskane zostaną znaczące redukcje oporów przepływu to dla ich pełnego wykorzystania powinna temu   towarzyszyć odpowiednia redukcja parametrów pompy.

5.  Wpływ doboru pompy do układu na sprawność.

Podkreślić należy, że na wartość zużycia energii najważniejszy wpływ ma nie maksymalna (katalogowa) wartość sprawności, lecz sprawność w rzeczywistym punkcie pracy. Jak wiadomo punkt pracy pompy przypada przy takiej wydajności, przy której charakterystyka pompy przecina się z charakterystyką układu. W celu poprawnego doboru pompy należy zatem oszacować charakterystykę układu, a zatem ustalić jak straty zmieniają się z wydajnością. Powszechna praktyka polegająca na doborze pompy z wirnikami o maksymalnej średnicy, z najbliższą liczbą stopni przy której wysokość podnoszenia przekracza wymaganą, w niektórych przypadkach prowadzi do zainstalowania pompy z wysokością podnoszenia z kilkudziesięciometrowym nadmiarem, co powoduje, że pompa pracuje w układzie ze zbyt wysoką wydajnością. Jest to niekorzystne pod względem energetycznym z dwu powodów: po pierwsze, dla zwiększonej wydajności sprawność pompy jest obniżona w stosunku do maksymalnej, a po drugie zwiększona wydajność powoduje zwiększenie oporów przepływu. Nadmierne zwiększenie wydajności prowadzi w skrajnych przypadkach do przeciążenia silnika i do pracy w kawitacji. Przymknięcie zaworu tłocznego powoduje uniknięcie tych zjawisk , ale oznacza pracę pompy przy zwiększonym jednostkowym zużyciu energii ze względu na konieczność pokonywania dodatkowych strat na zaworze. Należy mieć świadomość, że przymknięcie zaworu tłocznego powoduje spadek bezwzględnego poboru mocy, ale najczęściej oznacza wzrost poboru jednostkowego odniesionego do wypompowanego metra sześciennego. Praktyka eksploatacyjna polega często na tym, że pompowanie prowadzone jest przy w pełni otwartych zaworach tłocznych dopóki nie występują problemy z przeciążeniem silnika lub kawitacją, a jeśli problemy te się pojawiają, to są eliminowane przez przydławienie pompy. Taki sposób prowadzenia eksploatacji zapewnia uniknięcie podstawowych problemów ruchowych lecz nie daje gwarancji, że pompowanie prowadzone jest w optymalny sposób z punktu widzenia energetycznego. W wielu przypadkach optymalny wskaźnik zużycia energii na wypompowanie metra sześciennego można uzyskać przez ograniczenie parametrów pompy drogą zmniejszenia średnicy wirników. Takie rozwiązanie pozwala uniknąć dławienia zaworem.

W celu określenia najlepszego pod względem energetycznym doboru pompy do układu potrzebne jest przeprowadzenie analizy charakterystyk pompy i układu. W zasadzie tego typu analizy powinny być przeprowadzone na etapie prac projektowych mających na celu dobranie pompy do układu. W praktyce wskazane jest przeprowadzenie takiej analizy już w trakcie eksploatacji, a to z tego względu, że rzeczywiste charakterystyki konkretnego egzemplarza pompy oraz rzeczywista charakterystyka układu, często różnią się od charakterystyk teoretycznych analizowanych na etapie projektowania. Z tego względu w trakcie eksploatacji celowe jest przeprowadzenie weryfikacji doboru pompy do układu, mającej na celu zapewnienie, że pompa pracuje w obszarze swojej najwyższej sprawności.

Pompy głównego odwadniania posiadają dużą wysokość podnoszenia ze stopnia i wobec tego nie pokrywają gęsto całego zakresu możliwych wysokości podnoszenia. Może się zdarzyć, że pompa o pewnej liczbie stopni nie zapewnia wymaganej wysokości podnoszenia, a pompa o liczbie stopni o jeden większej posiada nadmiar parametrów. Taki przypadek pokazano na rys. 2. Jest to przypadek przykładowy. Charakterystyki pompy i rurociągu nie odnoszą się do żadnego konkretnego typu pompy ani do konkretnego układu lecz zostały narysowane poglądowo. W przypadku tym należy dobrać pompę o wydajności 500 m³/h do układu pompowego, którego charakterystyka pokazana jest na rys. 2 linią kropkową.

Charakterystyka ta odpowiada charakterystyce układu pompowego o wysokości geometrycznej 710 m z rurociągiem o średnicy 300 mm i o długości 800 m. Dla wydajności 500 m³/h wysokość strat wynosi około 10 m, czyli pompa przy tej wydajności powinna być dobierana na wysokość podnoszenia 720 m. Analizujemy dobór do tego układu pompy o wydajności nominalnej 500 m³/h (czyli właściwej dla wymaganej wydajności) i wysokości ze stopnia 70 m. Charakterystyki H(Q) dla tej pompy pokazane są na rys. 2 linią ciągłą, a charakterystyka sprawności η(Q) linią przerywaną. Pompa 10-cio stopniowa przy nominalnej wydajności posiada wysokość podnoszenia 700 m, a zatem do wymaganych 720 m brakuje jej 20 m. Na skutek tego charakterystyka pompy 10-cio stopniowej przecina się z charakterystyką układu pompowego przy wydajności ok. 430 m³/h i przy wysokości podnoszenia ok. 718 m. Pompa ta zatem nie spełnia wymagań. Nie tylko nie daje wymaganej wydajności, lecz ponadto jej punkt pracy wypada poza zakresem optymalnych sprawności. Jak widać z rys. 2, pompa, której najwyższa sprawność wynosi ok. 79%, w tym układzie, na skutek nieprawidłowego doboru („zadławienia” przez nadmierną wysokość podnoszenia) pracowałaby ze sprawnością ok. 74 %. Pobór mocy (który można obliczyć na podstawie Q, H i sprawności lub odczytać z niepokazanej na rysunku charakterystyki N(Q) ) wyniósłby w tym przypadku ok. 1137 kW, zakładając że pompowana jest czysta woda o typowym ciężarze właściwym.

Z punktu widzenia efektywności energetycznej istotny jest nie tyle chwilowy pobór mocy, co ilość energii zużytej na wypompowanie 1 m³. Dzieląc pobór mocy wyrażony w kW przez wydajność wyrażoną w m³/h otrzymujemy wskaźnik pokazujący ile kilowatogodzin potrzeba do wypompowania jednego metra sześciennego wody w konkretnym układzie pompowym. W powyższym przypadku dla pompy 10-cio stopniowej uzyskujemy wskaźnik 2.64 kWh/ m³. Należy zwrócić uwagę, że korzystnie na wartość tego wskaźnika w tym wypadku wpływa fakt, że przy zmniejszonej wydajności występuje zmniejszona wysokość podnoszenia na skutek mniejszych strat przepływu w rurociągu, natomiast niekorzystny wpływ wywiera obniżenie sprawności na skutek pracy pompy poza optymalnym zakresem.

Z kolei gdyby zastosować pompę jedenastostopniową (cechującą się nadmiarem wysokości podnoszenia ponad wymagania tego układu) to jej punkt pracy, wynikający z przecięcia charakterystyki pompy z charakterystyką rurociągu wypadłby przy wydajności ok. 645 m³/h i przy wysokości podnoszenia ok. 728 m. Pompa nie powinna pracować w takim punkcie. Po pierwsze, znajdowałaby się poza obszarem optymalnych sprawności, gdyż sprawność w tak ustalonym punkcie pracy wynosi zaledwie 71%. Ponadto, jak wynika z charakterystyki, wymagane NPSH_r w tym punkcie wzrasta do ok. 7 m, co w znacznym stopniu ogranicza zdolności ssawne pompy i grozi wystąpieniem kawitacji przy nieznacznym obniżeniu poziomu wody w zbiorniku ssawnym. Pobór mocy pompy wyniósłby ok. 1802 kW, a więc więcej niż moc silnika dobranego na parametry nominalne. Decydując się świadomie na taki dobór można by uniknąć przeciążenia instalując silnik o zwiększonej mocy, ale byłoby to niekorzystne od strony energetycznej, gdyż wskaźnik kilowatogodzin na wypompowany metr sześcienny wyniósłby w tym przypadku 2.79 kWh/ m³. Wzrost w stosunku do obliczonej poprzednio wartości wynika z dwu przyczyn: po pierwsze na skutek wzrostu wydajności wysokość strat w rurociągu wzrasta do wartości ok. 18 m, a po drugie, pompa pracuje z jeszcze bardziej obniżoną sprawnością.

Dla poprawy jakości doboru wskazane jest zastosowanie wirników o zredukowanej średnicy. Średnicę tę należy tak dobrać, aby wydajność pompy była zbliżona do wymaganych 500 m³/h.

Celowe jest zastosowanie takiej średnicy, która daje wydajność nieco wyższą, co wynika z dwuch przyczyn.

Po pierwsze, zapewnia to pewien zapas parametrów pompy na zużycie w trakcie eksploatacji, a po drugie ze wzrostem stopnia redukcji średnicy wirników pogłębia się spadek sprawności, więc średnicę należy redukować w możliwie najmniejszym zakresie. Na rys. 2 pokazano linią kreskowo-punktową przykładową charakterystykę pompy 11-sto stopniowej z wirnikami o zredukowanej średnicy, która przecina się z charakterystyką układu przy 520 m³/h i wysokości podnoszenia ok. 721 m. Na skutek redukcji średnicy wirników zmienia się też charakterystyka sprawności η(Q). Jak wiadomo, obniża się sprawność maksymalna, a ponadto jej położenie przesuwa się w kierunku niższych wydajności. Charakterystykę sprawności pompy o zredukowanej średnicy wirników pokazano na rys. 2 linią kreskowo – punktową z podwójnymi punktami. Jak z niej wynika sprawność pompy przy 520 m³/h wyniesie około 76%. Z tego z kolei wynika pobór mocy 1344 kW oraz wskaźnik energochłonności 2.585 kWh/ m³. Jak widać wskaźnik ten jest korzystniejszy niż dla pomp 10 i 11-sto stopniowych z pełnymi średnicami wirników. Stopień redukcji średnicy wirników należy zoptymalizować w taki sposób aby uzyskać możliwie najkorzystniejszy wskaźnik energochłonności. Jak wynika z powyższego nadmierna wartość średnicy prowadzi do obniżenia sprawności na skutek pracy ze zbyt wysoką wydajnością.

Z drugiej strony, zbyt głęboka redukcja średnicy również powoduje spadek sprawności. Zaleca się zatem przeanalizowanie kilku stopni stoczenia średnicy wirników celem ustalenia wartości zapewniającej optymalny wskaźnik zużycia energii na wypompowanie metra sześciennego. Oprócz tego, jak wspomniano, należy też mieć na uwadze zapas parametrów na zużycie pompy, a także bardzo istotny czynnik jakim jest NPSH przy wydajności w punkcie pracy.

Pokazany wyżej przykład doboru pompy ilustruje stwierdzenie, że dobieranie pompy na określony, pojedynczy punkt Q, H nie jest prawidłową praktyką, gdyż nie umożliwia pełnej analizy skutków wynikających z niedopasowania parametrów pompy do układu. Dopiero analiza prowadzona na charakterystyce układu pompowego pozwala na przewidzenie wynikowego punktu pracy ze wszystkimi konsekwencjami w postaci sprawności, poboru mocy i zdolności ssania. Jak wspomniano przykład ten nie dotyczy żadnego konkretnego przypadku lecz w sposób jakościowy ilustruje wpływ doboru pompy na uzyskiwaną sprawność.

Rys. 2. Dobór pompy do układu.

6. Wpływ sposobu eksploatacji na sprawność.

Jak wspomniano wyżej utrzymanie wysokiej, średniej sprawności w okresie eksploatacji zależy od polityki remontowej. Jednak na sprawność pompy pewien wpływ ma też sposób jej eksploatacji pomiędzy remontami. Oprócz tak oczywistych spraw jak unikanie zbyt wysokich oporów mechanicznych na skutek braku czynnika smarującego w łożyskach lub zbyt silnego dokręcenia dławnic, istotne znaczenie ma też obsługa tarczy odciążającej.

Sprawność pompy zależy w silnym stopniu od względnego położenia wirników i kierownic. Położenie to w pompie z tarczą odciążającą zależy od stopnia jej zużycia. Jeśli zespół wirujący na skutek zużycia tarczy odciążającej przesuwa się na tyle, że strugi wypływające z wirników trafiają nie w kanały kierownic lecz w ich ścianki sprawność ulega silnemu pogorszeniu. Sprawność pompy jest najwyższa gdy osie kanałów wirników i kierownic pokrywają się. Niesymetryczne ustawienie kanałów wirników i kierownic względem siebie powoduje obniżenie sprawności nawet w przypadku gdy nie następuje jeszcze uderzanie strugi w ściankę. Dlatego, w celu utrzymania wysokiej sprawności eksploatacyjnej obsługa powinna monitorować położenie wskaźnika przesuwu wału i dążyć do tego aby zespół wirujący znajdował się w optymalnym położeniu. Można to osiągnąć przez okresową wymianę pierścieni tarczy odciążającej i/lub podkładek regulacyjnych przed tarczą.

PODSUMOWANIE I WNIOSKI

Zasadniczym składnikiem kosztu głównego odwadniania jest koszt energii elektrycznej mogący przekraczać 90% całości kosztów.

W celu jego redukcji konieczne jest prowadzenie właściwej polityki remontowej polegającej na:

a)  prowadzeniu remontów kapitalnych z optymalną częstotliwością zapewniającą utrzymanie wysokiej średniej sprawności w okresie eksploatacji,

b)   wymaganie od wykonawców remontów kapitalnych pomp uzyskania gwarantowanej wysokiej sprawności energetycznej i sprawdzanie tego warunku na stacji prób w charakterze kryterium odbioru remontu.

Duże znaczenie ma również prawidłowy dobór pomp do danego układu pompowego, który powinien być przeprowadzany indywidualnie dla każdego przypadku.

Należy również prowadzić eksploatację pompy we właściwy sposób pozwalający na utrzymanie wysokiej sprawności energetycznej.

W celu optymalizacji kosztu pompowania wskazane jest rejestrowanie ilości wypompowanej wody oraz ilości energii elektrycznej zużytej w tym celu oraz monitorowanie i analizowanie obliczonego na tej podstawie wskaźnika energochłonności.

Dr inż. Grzegorz Pakuła