Streszczenie.

Bloki energetyczne pracują obecnie w szerokim zakresie zmienności obciążenia co przekłada się na szeroki zakres regulacji wydajności pomp, szczególnie zasilających i kondensatu. Z tego powodu istotną sprawą jest wybór właściwej metody regulacji, która przede wszystkim powinna zapewnić wysoką sprawność energetyczną. Metoda regulacji ma jednak wpływ również na poziom drgań. Nominalna prędkość obrotowa pomp jest na etapie konstruowania dobierana tak aby wypadała z dala od prędkości krytycznych. W trakcie regulacji przez zmianę prędkości obrotowej występuje jednak zagrożenie wejścia w rezonans. Ponadto, jeśli pompa współpracuje z układem o płaskiej charakterystyce, co jest typowe dla pomp zasilających i kondensatu, to zmniejszanie wydajności przy jednoczesnym utrzymywaniu ciśnienia tłoczenia powoduje wyjście pompy z optymalnego zakresu pracy. Powoduje to wewnętrzne przepływy recyrkulacyjne będące dodatkowym źródłem wymuszenia drgań o częstotliwościach innych niż obrotowa i łopatkowa.
W referacie omówiono powyższe zjawiska oraz metody ograniczania wzrostu poziomu drgań.

1. Wprowadzenie.

Podwyższony poziom drgań zespołu pompowego prowadzi do skrócenia jego żywotności, a w przypadku przenoszenia się drgań za pośrednictwem rurociągów na sąsiednie elementy, zwiększa również ryzyko ich uszkodzenia. Należy zatem monitorować stan dynamiczny zespołów pompowych, a w przypadku stwierdzenia podwyższonego poziomu drgań ustalić i usunąć przyczyny tego zjawiska.

Powszechnie znane są źródła wymuszeń drgań zespołów pompowych o charakterze mechanicznym takie jak brak osiowości pompy i silnika czy niewyważenie elementów wirujących. Dają one objawy w postaci drgań o częstotliwości obrotowej lub jej wielokrotności i są stosunkowo proste do zdiagnozowania oraz wyeliminowania.

Występują również wymuszenia o charakterze hydraulicznym mające źródło w przepływach recyrkulacyjnych i zawirowaniach jakie pojawiają się w pompie przy pracy z wydajnością odbiegającą od nominalnej. Zjawisko to nabiera szczególnego znaczenia w sytuacji gdy bloki energetyczne pracują w znacznym zakresie zmiany obciążeń sięgającym 50-100% mocy maksymalnej. Obniżenie parametrów bloku przekłada się na zmianę wydajności pomp co prowadzi do ich pracy poza optymalnych zakresem.

Przy wyborze metody regulacji parametrów pomp należy kierować się nie tylko minimalizacją zużycia energii lecz również ograniczeniem poziomu drgań. Oba aspekty są ze sobą powiązane, gdyż drgania wymuszane przez wewnętrzne zawirowania w pompie stanowią mechanizm dyssypacji energii hydraulicznej.

2.  Zagrożenie rezonansem przy regulacji przez zmianę prędkości obrotowej.

Niebezpieczny wzrost poziomu drgań następuje jeśli pompa pracuje z prędkością obrotową zbliżoną do prędkości krytycznej. Aby tego uniknąć pompy są zazwyczaj tak konstruowane aby prędkość nominalna była oddalona od krytycznej. Najczęściej pierwsza prędkość krytyczna jest co najmniej o 20% wyższa od nominalnej. W przypadku pomp o wysokiej nominalnej prędkości obrotowej (powyżej 3000 obr/min) niekiedy pierwsza prędkość krytyczna leży poniżej nominalnej. Są to tzw. „pompy nadkrytyczne”. W ich przypadku w trakcie rozruchu pompa przechodzi przez rezonans, a następnie po osiągnięciu prędkości nominalnej drgania się stabilizują.

Przy pracy ze stałą, nominalną prędkością obrotową nie występuję zatem ryzyko rezonansu wynikającego z pracy w pobliżu prędkości krytycznej. Ryzyka tego nie można natomiast wykluczyć w przypadku regulacji przez zmianę prędkości obrotowej. Przede wszystkim, w przypadku „pomp nadkrytycznych” może nastąpić rezonans w wyniku utrafienia w pierwszą prędkość krytyczną. Niebezpieczeństwo takie zachodzi jednak również dla pomp, dla których pierwsza prędkość krytyczna leży powyżej nominalnej. Rezonans wystąpić może bowiem nie tylko w przypadku pracy pompy z prędkością zbliżoną do krytycznej lecz również z prędkością zbliżoną do jej połowy. Jeśli, jak ma to najczęściej miejsce, pierwsza prędkość krytyczna znajduje się w zakresie 1.2 – 1.4 prędkości nominalnej to obniżenie prędkości do poziomu 0.6 – 0.7 nominalnej w wyniku regulacji doprowadzi do rezonansu. Zjawisko takie w praktyce najczęściej nie zagraża pompom zasilającym ani pompom kondensatu w blokach energetycznych, gdyż pracują one w układach o płaskiej charakterystyce (tzn. ciśnienie tłoczenia zmienia się w stosunkowo nieznacznym stopniu ze zmianą wydajności), a to powoduje, że zakres zmian prędkości obrotowej jest wąski, sięgający w dół nie dalej jak do 80% prędkości nominalnej. Zjawisko rezonansu spowodowanego pokryciem się prędkości pracy z połową prędkości krytycznej jest natomiast wysoce prawdopodobne lub wręcz nieuniknione dla pomp o głębokiej regulacji, gdzie zmiana prędkości obrotowej sięga w dół do 50% prędkości nominalnej. Jest ono szczególnie groźne dla długich pomp pionowych, z natury rzeczy bardziej podatnych na drgania.

Jeśli pompa, ze względu na szeroki zakres regulacji parametrów, ma pracować z napędem o częstotliwości zmieniającej się w zakresie kilkudziesięciu procent to natrafienie na którąś z częstotliwości rezonansowych jest w zasadzie nieuniknione. Dobierając pompę należy jednak zapewnić aby częstotliwość napędu, przy której pompa będzie pracować najczęściej nie była zbliżona do częstotliwości rezonansowej. Niestety, w praktyce wymóg ten jest często lekceważony. Wykorzystując fakt, że napęd o zmiennej prędkości obrotowej stwarza możliwość łatwej zmiany parametrów pompy pomija się wymagane analizy licząc na to, że parametry „ wyreguluje się na falowniku”. Jeśli pompa występujące najczęściej parametry osiąga przy rezonansowej częstotliwości napędu istnieje możliwość jej odstrojenia poprzez zmianę średnicy wirnika. Po redukcji wirnika pompa dla osiągnięcia określonych parametrów wymaga wyższej prędkości obrotowej, co pozwala na oddalenie się od częstotliwości rezonansowej.

3. Drgania powodowane wymuszeniami o charakterze hydraulicznym.

Oprócz wymuszeń o charakterze mechanicznym związanych z wirowaniem w pompach występują też wymuszenia pochodzące od przepływu cieczy. Ich źródłem są zawirowania powstające gdy wydajność pompy różni się od nominalnej. Kąty łopatkowe występujące w układzie przepływowym zaprojektowane są tak, aby przy wydajności nominalnej napływ na łopatki wirnika lub kierownicy odbywał się bezuderzeniowo. Natomiast gdy pompa pracuje z wydajnością różną od nominalnej kierunek napływu cieczy nie zgadza się z kątem łopatkowym i w przepływie pojawiają się zawirowania. (rys.1) Przy znacznej różnicy pomiędzy aktualną a nominalną wydajnością w obszarze dolotowym i wylotowym pompy pojawiają się przepływy recyrkulacyjne w postaci wirów o większej skali, które stanowią źródło drgań o niskich częstotliwościach. W sumie zawirowania te powodują pojawienie się drgań o różnych częstotliwościach (szumów), na ogół poniżej częstotliwości łopatkowej.

Innym czynnikiem wymuszającym drgania giętne wału pompy jest tzw. napór osiowy wynikający z nierównomiernego rozkładu ciśnień wokół wirnika w pompach ze spiralą, który występuje przy wydajnościach znacznie różniących się od nominalnej.

Rys.1. Zawirowanie przy wlocie na łopatkę.

Powszechnie przyjmuje się, że dopuszczalny zakres pracy pompy (rys.2) znajduje się od 0.8 do 1.1 wydajności nominalnej. W tym zakresie poziom drgań jest najniższy, natomiast przy wydajnościach niższych lub wyższych drgania wykazują wzrost na skutek wyżej opisanych wymuszeń hydraulicznych.

Rys. 2 Zależność poziomu drgań od wydajności.

Przy szerokiej regulacji przez dławienie lub przez upust pompa pracuje często poza zalecanym zakresem charakterystyki i przy zwiększonym poziomie drgań.
Stosowanie regulacji przez zmianę prędkości obrotowej nie zawsze zapobiega temu zjawisku. Dla każdej prędkości obrotowej pompa posiada charakterystykę, na której występuje podobny dopuszczalny zakres pracy. W rezultacie na zbiorczym wykresie dla różnych prędkości obrotowych dopuszczalny zakres pracy, w którym drgania są na niskim poziomie wygląda jak na rys. 3.

Rys. 3. Dopuszczalny zakres pracy dla zmiennej prędkości obrotowej.

Jeśli regulacja odbywa się w układzie o płaskiej charakterystyce, to zmiana wydajności odbywa się przy niewielkiej zmianie ciśnienia (wysokości podnoszenia) co pokazano strzałką na rys. 3. W takim przypadku pompa wychodzi z zalecanego zakresu pracy, co skutkuje wzrostem drgań. Sytuacja taka ma miejsce dla pomp zasilających i kondensatu, które pracują w układach o płaskiej charakterystyce, a przy obecnym sposobie eksploatacji bloków energetycznych ich wydajność jest często ograniczana do poziomu 50 % nominalnej. Zjawisko to jest nieuniknione dla pomp 100 %, które przy redukcji wydajności wchodzą w niekorzystny zakres pracy. Da się tego uniknąć stosując większą liczbę pomp pracujących równolegle (np. 2 x 50%, 3 x 33%). W układzie 2 x 50% przy znacznym spadku wydajności można wyłączyć jedną pompę w wyniku czego pompa pozostała w ruchu pracuje w korzystnym zakresie. Zatem w blokach przeznaczonych do pracy w szerokim zakresie regulacji mocy korzystniejsze od 100 % pomp zasilających i kondensatu jest stosowanie większej liczby pomp pracujących równolegle zarówno pod względem energetycznym jak i pod kątem poziomu drgań.

W wypadku pomp pracujących równolegle jeśli stosowana jest regulacja przez zmianę prędkości obrotowej to powinna być ona zastosowana do wszystkich pomp. Stosowany ze względów oszczędnościowych układ, w którym tylko jedna z pomp pracujących równolegle posiada regulowaną prędkość obrotową jest niekorzystny, gdyż pompa ta przy znacznym zmniejszeniu prędkości obrotowej zaczyna pracować przy zbyt niskiej wydajności i w niekorzystnym zakresie co prowadzi do silnego wzrostu drgań.

4. Pompy regulowane przez zmianę kąta łopatek wirnika.

W pompach, w których regulacja parametrów odbywa się przez zmianę kąta ustawienia łopatek wirnika występują problemy technologiczne z właściwym wyważeniem wirnika, co może prowadzić do wzrostu drgań o częstotliwości obrotowej. Wirniki wykonywane w technologii odlewniczej posiadają błędy kształtu powstające na skutek skurczu w trakcie krzepnięcia metalu w formie i wynikającą z tego niewywagę. Powszechnie stosowana metoda wyważania dynamicznego polega na odejmowaniu części materiału (np. przez frezowanie) w ustalonym miejscu. Zabieg taki jest jednak skuteczny tylko przy określonym położeniu łopatek. Jeśli następnie nastąpi zmiana kąta ich ustawienia to wyważenie przy poprzednim położeniu przestaje być skuteczne. Aby uniknąć tego zjawiska należy stosować łopatki o bardzo ograniczonych błędach kształtu, co jest trudne do uzyskania dla odlewów. Łopatki powinny zatem podlegać obróbce mechanicznej.

Zwiększeniu poziomu drgań sprzyjają też zwiększone luzy w mechanizmie nastawy łopatek, jakie mogą wystąpić po pewnym okresie eksploatacji.

5. Podsumowanie.

• Stosowana metoda regulacji parametrów ma wpływ nie tylko na pobór energii ale również na poziom drgań pomp, a tym samym na ich żywotność.

• Przy szerokim zakresie regulacji prędkości obrotowej zachodzi ryzyko rezonansu. Zagrożenie to powinno być analizowane na etapie doboru pompy.

• Regulacja przez zmianę prędkości obrotowej w układach o płaskiej charakterystyce (jak dla pomp zasilających i pomp kondensatu) prowadzi do wyjścia pompy z zalecanego zakresu pracy. Z tego względu korzystny jest podział wymaganej wydajności na kilka pomp pracujących równolegle.

dr inż. Grzegorz Pakuła

1. Wprowadzenie.

Zastosowanie na szeroką skalę regulacji przez zmianę prędkości obrotowej stanowiło swego rodzaju rewolucję w technice pompowej i umożliwiło uzyskanie znacznych oszczędności energetycznych. W porównaniu z regulacją przez dławienie regulacja przez zmianę prędkości obrotowej jest zawsze korzystniejsza energetycznie co wynika z samej zasady działania gdyż w przypadku dławienia pompa najpierw przekazuje energię do cieczy, a następnie energia ta jest tracona na zaworze dławiącym, natomiast w przypadku regulacji przez prędkość obrotową następuje redukcja ilości energii przekazywanej do cieczy. Pytanie nie brzmi zatem „czy regulacja przez prędkość obrotową przyniesie oszczędności” tylko „po jakim okresie nakłady na zastosowanie takiej regulacji się zwrócą?” Przez długi okres barierę wobec stosowania regulacji przez prędkość obrotową stanowił koszt przetwornic częstotliwości (tzw. falowników). W miarę wzrostu skali produkcji koszt ten stopniowo ulegał zmianie i obecnie falowniki weszły do powszechnego użycia, stając się niemal standardowym składnikiem zespołu pompowego. Niestety, temu korzystnemu zjawisku towarzyszy niebezpieczny trend polegający na tym, że dysponując możliwością regulacji parametrów zaniedbuje się zasady prawidłowego doboru pomp („bo się wyreguluje na falowniku”) co ogranicza potencjalne oszczędności energii.

W intencji autora poniższe uwagi mają na celu ułatwienie optymalizacji stosowania przemienników częstotliwości oraz uniknięcie często popełnianych błędów.

Zagadnienie regulacji przez zmianę prędkości obrotowej zostało szeroko omówione w [1], a uwagi zawarte w niniejszym tekście stanowią próbę uzupełnienia wiedzy przekazanej w [1] o przykłady praktyczne.

2. Ograniczenia „ruchowe”.

Zastosowanie napędu ze zmienną prędkością obrotową może powodować pewne problemy w eksploatacji. Silniki starszych typów nie były na ogół przystosowane do zasilania przez falownik. Problemy związane były głównie z chłodzeniem, gdyż zmiana zasilania z typowego sinusoidalnego prądu zmiennego na impulsy generowane przez falownik powoduje zwiększenie wydzielania ciepła w uzwojeniach, a jednocześnie wraz z prędkością obrotową spada skuteczność wentylatora chłodzącego silnik. Silniki obecnie produkowane są na ogół przystosowane do współpracy z falownikami, lecz w każdym przypadku wskazane jest skonsultowanie tego z producentem.

W przypadku pomp najpoważniejszym problemem jest możliwość wystąpienia rezonansu przy niektórych prędkościach obrotowych. Pompy tradycyjnie projektowane były na określoną, nominalną prędkość obrotową tak, aby prędkość krytyczna, przy której następuje wzrost drgań nie pokrywała się z prędkością nominalną wypadając najczęściej powyżej niej. Przy zmianie prędkości obrotowej w szerokim zakresie istnieje znaczne prawdopodobieństwo, że prędkość obrotowa pokryje się z podzielnikiem prędkości krytycznej (np. połową prędkości krytycznej) co prowadzi do wzrostu drgań. W przypadku gdy prędkość obrotowa zmienia się w bardzo szerokim zakresie jest to zjawisko trudne do uniknięcia. Należy jednak w porozumieniu z producentem pompy ustalić w jakim zakresie prędkości obrotowych można się   go spodziewać i tak dobierać pompę, aby w tym zakresie nie pracowała.

Przy znacznym obniżeniu prędkości obrotowej może nastąpić obniżenie nośności łożysk ślizgowych. Problemów przy obniżaniu prędkości obrotowej można się spodziewać również w przypadku gdy stosuje się złożone systemy uszczelnień mechanicznych, w których przepływ cieczy chłodzącej wymuszany jest przez wirujące elementy. Nie są to zjawiska spotykane często w praktyce ale dobierając zakres regulacji należy mieć na uwadze możliwość ich wystąpienia.

3. Charakterystyki pomp wirowych regulowanych przez zmianę prędkości obrotowej i możliwe do uzyskania korzyści energetyczne.

W [1] i [2] opisano jak zmieniają się parametry pomp wirowych ze zmianą prędkości obrotowej.

Jeśli znana jest charakterystyka podstawowa H(Q) przy prędkości nominalnej to   charakterystyki dla innych prędkości można wyznaczyć przeliczając punkt po punkcie wg wzorów:

Q₂ = Q₁ n₂ / n₁,

H₂ = H₁ (n₂ / n₁)²,

gdzie indeksem 1 oznaczono parametry przy prędkości n₁, a indeksem 2 parametry przy prędkości n₂.

W ten sposób, znając parametry Q₁ i H₁ w punkcie położonym na charakterystyce przy prędkości n₁ można obliczyć parametry Q₂ i H₂ w punkcie położonym na charakterystyce przy prędkości n₂. Można przyjąć, że sprawność w obu punktach jest taka sama, a zatem linie stałej sprawności są parabolami. Założenie o stałości sprawności przestaje obowiązywać przy zbyt niskich prędkościach obrotowych, przy których pompy wirowe przestają działać prawidłowo, ze względu na to, że stosunek siły odśrodkowej do sił wynikających z lepkości przyjmuje zbyt niskie wartości.

Wyznaczając charakterystyki przy różnych prędkościach w opisany sposób uzyskujemy tzw. wykres muszlowy jak na rys.1. Oczywiście, charakterystyki przy różnych prędkościach obrotowych można też wyznaczyć na drodze pomiarowej, jednak uzyskane wyniki są na ogół zbliżone do wyznaczonych teoretycznie. Zasadnicza różnica jakościowa polega na tym, że zgodnie z teorią parabole stałej sprawności biegną aż do początku układu współrzędnych jak na rys.1, a w praktyce jak wspomniano poniżej pewnej prędkości obrotowej sprawność spada.

Rys. 1. Wysokość podnoszenia i sprawność pompy przy zmianie prędkości obrotowej.  

Patrząc formalnie na wykres jak na rys.1 można dojść do wniosku, że stosując regulację przez zmianę prędkości obrotowej można uzyskać każdy wymagany punkt pracy o parametrach Q i H. Stąd już blisko do kolejnego, niebezpiecznego wniosku, że w przypadku zastosowania falownika nie ma potrzeby przestrzegać zasad doboru pomp. Jest to wniosek błędny gdyż dopuszczalne pole pracy pompy przy zmiennej prędkości obrotowej jest ograniczone (rys.2).

Od dołu ograniczenie wynika z tego, że jak wspomniano, poniżej pewnej prędkości obrotowej następuje pogorszenie sprawności i wobec tego nie należy schodzić poniżej określonej nmin. Z kolei od góry ograniczenie wynika głównie z powodów wytrzymałościowych. Należy pamiętać, że ciśnienie wytwarzane przez pompę, a także moment skręcający wału rosną z kwadratem prędkości obrotowej. Współczesne falowniki na ogół są zdolne do zwiększania częstotliwości od 50 do 60 Hz, co oznacza zwiększenie prędkości obrotowej o 20%, a zatem wzrost ciśnienia i momentu skręcającego wału w stosunku około 1.22 = 1.44. Jest to wartość znajdująca się na ogół na granicy rezerw konstrukcyjnych pompy, dlatego dalsze zwiększanie prędkości obrotowej byłoby groźne. Oczywiście w każdym przypadku najbezpieczniej jest ustalić z producentem maksymalną, dopuszczalną prędkość obrotową pompy.

Rys. 2. Zalecany zakres pracy pompy przy zmianie prędkości obrotowej. 

Dla stałej prędkości obrotowej zazwyczaj przyjmuje się, że zalecany zakres pracy zawiera się w zakresie wydajności od 80 do 110% wydajności optymalnej. Poza tym zakresem nie tylko spada sprawność ale występują również niekorzystne efekty ruchowe jak wzrost drgań i hałasu. Podobny zakres zalecanej pracy obowiązuje w przypadku każdej charakterystyki dla poszczególnych prędkości obrotowych. W rezultacie zalecane pole pracy zawiera się wewnątrz obszaru zaznaczonego na rys.2 linią kropkową.

Ze względu na sprawność optymalny zakres pracy jest jeszcze węższy. Pompa powinna pracować w pobliżu paraboli najwyższej sprawności ƞmax. Jest to możliwe jeśli charakterystyka układu ma zbliżony przebieg, co zachodzi w układach obiegowych z zerową wysokością statyczną. Tego rodzaju charakterystyki są typowe dla sieci ciepłowniczych, a zatem w takim zastosowaniu przetworniki częstotliwości mogą przynieść najwyższe oszczędności energetyczne.

Aby wstępnie ocenić jakie efekty regulacja przez prędkość obrotową da w określonym układzie pompowym wystarczy jego charakterystykę nanieść na wykres muszlowy danej pompy. Jak stwierdzono, w idealnym przypadku charakterystyka ta może przypadać w obszarze najwyższej sprawności co zachodzi dla układu obiegowego z zerową statyczną wysokością podnoszenia. Często mamy do czynienia z układami o płaskiej charakterystyce, gdzie dominuje statyczna wysokość podnoszenia, a straty odgrywają niewielką rolę. W takim przypadku charakterystyka układu jest w przybliżeniu pozioma, a w trakcie regulacji punkt pracy przemieszcza się na tle wykresu muszlowego tak jak pokazano na rys.2 strzałką od punktu nominalnego w kierunku punktu 1. Jak widać w takim przypadku punkt pracy wraz ze zmniejszaniem wydajności punkt pracy opuszcza najpierw optymalny, a w dalszej kolejności zalecany obszar pracy.

Typowe przykłady takich układów to m.in:

a) Układy wodociągowe, w których utrzymuje się stałe ciśnienie zasilania
b) Pompownie głównego odwadniania w głębokich kopalniach
c) Pompownie melioracyjne

W tego typu układach pompowych oszczędności energetyczne możliwe do uzyskania na skutek zastosowanie regulacji przez zmianę prędkości obrotowej są mniejsze niż w układach obiegowych. W takich przypadkach wskazane jest stosowanie kilku pomp pracujących równolegle. Zgrubna regulacja wydajności powinna się odbywać przez zmianę liczby pracujących pomp, a zmianę prędkości obrotowej należy wykorzystywać w celu precyzyjnego doregulowania wydajności pompowni do wymagań. Jak stwierdzono w [2] korzystniejsze jest regulowanie prędkości obrotowej wszystkich pomp, a nie tylko jednej.

Ogólnie można stwierdzić, że zastosowanie regulacji przez zmianę prędkości obrotowej przynosi w stosunku do regulacji dławieniowej efekty:
a) Tym większe im większy jest udział strat w całkowitej wysokości podnoszenia
b) Tym większe im szerszy jest zakres regulacji wydajności.

Dopuszczalny zakres pracy pompy z regulacją prędkości obrotowej, jak w każdym innym przypadku, zależy też od właściwości ssawnych. Należy zatem sprawdzić czy w każdym punkcie pracy wymagane NPSHr jest niższe od dostępnego NPSHa. Komplikacja polega na tym, że charakterystyki NPSHr są zazwyczaj znane dla nominalnej prędkości obrotowej. Nie są znane powszechnie uznane wzory, przy użyciu których można przeliczać wymagania co do NPSH przy zmieniających się obrotach. Od strony jakościowej wpływ obrotów na wymagane NPSH pokazano na rys.3. Zmniejszanie obrotów powoduje, że wartości wymaganego NPSH na ogół spadają, a zatem regulacja obrotów w dół z reguły poprawia zapas antykawitacyjny. Niebezpieczeństwo może polegać na tym, że ze spadkiem obrotów zakres niskich wymagań wobec NPSHr przesuwa się w kierunku niższych wydajności. Jeśli regulacja przez zmianę obrotów odbywa się zatem po linii w kierunku p.2 jak na rys. 2, czyli zmniejszanie obrotów prowadzi do zmniejszania wysokości podnoszenia przy stałej wydajności, to w takim przypadku właściwości ssawne pompy mogą się pogorszyć.

Rys. 3. Wpływ prędkości obrotowej na NPSHr. 

Ze względu na wspomniany brak uniwersalnych formuł pozwalających na przeliczanie charakterystyk NPSHr sprawdzenie warunków ssania przy zmiennej prędkości obrotowej powinno odbywać się we współpracy z producentem pompy.

4. Falownik nie powinien zastępować poprawnego doboru.

Możliwość zmiany parametrów pompy przy pomocy falownika nie powinna zastępować prawidłowego doboru. Dla przykładu, jeśli pompa zostanie dobrana na zbyt dużą wysokość podnoszenia i z tego powodu ma tendencje do pracy z nadmierną wydajnością, to przy zastosowaniu falownika można dostosować jej wysokość podnoszenia do wymaganej przy danej wydajności. Oznaczać to będzie jednak regulację po linii pokazanej na rys. 2 w kierunku p. 2, co spowoduje wyjście pompy z zalecanego zakresu.

Autor spotkał się z błędnymi zaleceniami projektanta układu ciepłowniczego, w którym przewidziano cztery pompy regulowane przy pomocy falowników. Projektant zalecał, aby w przypadku zmniejszenia wydajności dwie pompy wyłączać a dwie pozostałe regulować poprzez zmniejszanie obrotów. Jest to zalecenie błędne, gdyż jeśli założyć że cztery pompy są prawidłowo dobrane na maksymalną wydajność i odpowiadającą jej w ciepłowniczym układzie pompowym wysokość podnoszenia wynikającą z oporów przepływu w sieci to przy zmniejszaniu wydajności wymagana wysokość podnoszenia zmniejsza się wzdłuż paraboli. Wobec tego wskazane byłoby regulowanie wszystkich czterech pomp. Natomiast jeśli zmniejszoną wydajność chcielibyśmy uzyskać z dwu pomp to ich optymalna wysokość podnoszenia byłaby wyższa niż to wynika z charakterystyki układu i w rezultacie pompy pracowałyby jak w p. 2 na rys.2 poza optymalnym zakresem. Prawidłowa praktyka eksploatacyjna w takim przypadku powinna polegać na równomiernym zmniejszaniu wydajności wszystkich pomp.

W [3] opisano przypadek gdy falowniki zostały zastosowane w celu ograniczenia wydajności śmigłowych pomp w pompowni melioracyjnej, które zostały dobrane na nadmierną wydajność do tego stopnia, że przepływ wody odbywał się z tak wysoką prędkością, że uszkodzeniu erozyjnemu ulegały brzegi kanałów prowadzących do pompowni. Jest to przykład błędnego doboru, który był szczególnie kosztowny, gdyż najpierw zakupiono większe, a zatem droższe pompy, a następnie zastosowano falowniki po to aby wydajność ograniczyć.

5. Podsumowanie i wnioski.

Jak wynika z powyższego stosując regulację przez zmianę prędkości obrotowej należy się kierować poniższymi zasadami:

1. Na etapie doboru należy na „wykresie muszlowym” nanieść charakterystykę układu i sprawdzić, czy ten jej zakres, w którym najczęściej ma pracować pompa leży w jej zalecanym obszarze pracy. Poza tym zakresem pompa powinna pracować jedynie sporadycznie.

2. Najlepsze efekty energetyczne uzyskać można dla układów obiegowych, gdyż wtedy istnieje możliwość pracy wyłącznie w obszarze wysokich sprawności. Jeśli w układzie obiegowym wymaganą wydajność uzyskujemy nie z jednej lecz z kilku pomp pracujących równolegle, to przy zmniejszaniu wydajności nie należy żadnej z nich wyłączać, lecz zmniejszać równomiernie wydajność wszystkich pomp.

3. W układach o płaskich charakterystykach, (czyli o niewielkim udziale strat w stosunku do wysokości statycznej) regulacja przez zmianę prędkości obrotowej jest mniej efektywna. W takich sytuacjach korzystne jest stosowanie kilku pomp połączonych równolegle i zgrubne dostosowywanie wydajności do wymagań przez włączanie odpowiedniej liczby pomp. Poprzez zmianę prędkości obrotowej należy następnie precyzyjnie doregulować wydajność, przy czym najkorzystniej jest jeśli regulowane są wszystkie pracujące pompy, a nie tylko jedna.

4. Zmiana prędkości obrotowej nie powinna służyć jedynie korekcie błędu doboru (np. zmniejszenie wysokości podnoszenia i wydajności). W takich przypadkach mniejszych korekt można dokonywać przez zmianę średnicy wirnika, a w przypadku błędów poważnych wskazana jest wymiana pompy.

dr inż. Grzegorz Pakuła

Literatura:
1. P. Świtalski, W. Jędral, Akademia techniki pompowej, Regulacja zmienoobrotowa, za i przeciw, Pompy Pompownie, nr 3/2012
2. G. Pakuła, Regulacja wydajności dwu pomp pracujących równolegle, Pompy Pompownie, nr 3/2011
3. M. Świderski, Regulacja wydajności pompy śmigłowej przez zmianę prędkości obrotowej. Pompy Pompownie, nr 4/2012

1. Wprowadzenie.

Celem remontu pompy jest przywrócenie jej do stanu technicznego zbliżonego do stanu pompy nowej. To na ile stan po remoncie będzie zbliżony do stanu wyjściowego, zależy od zastosowanych technologii remontowych. Wybór technologii wykorzystanych w trakcie remontu jest przedmiotem optymalizacji, gdyż poniesione nakłady muszą znajdować uzasadnienie w efektach, jakie przynoszą. Niniejszy artykuł zawiera informacje pomocne w podejmowaniu decyzji o wyborze optymalnych technologii.

Drugim elementem podlegającym optymalizacji jest ustalenie okresu międzyremontowego, gdyż z oczywistych względów przeprowadzanie remontów z nadmierną częstotliwością podnosi koszty remontowania, a z drugiej strony wydłużanie okresów pomiędzy remontami prowadzi do zwiększenia kosztów eksploatacji na skutek zwiększenia kosztów energii. Istnieje zatem pewna optymalna długość okresu międzyremontowego. Metodyka jej ustalania omawiana jest w punkcie 3 artykułu.

Należy podkreślić, że w przypadku pomp poważnym błędem jest dążenie do odtwarzania w trakcie remontów jedynie tzw. sprawności ruchowej, która definiowana jest w oparciu o parametry takie jak poziom drgań, temperatury węzłów konstrukcyjnych, hałas generowany w trakcie pracy oraz brak nieszczelności i wycieków. Dla pomp bardzo istotna jest sprawność energetyczna, która decyduje o zużyciu energii będącym podstawowym źródłem kosztów eksploatacji. Możliwa i prawdopodobna jest sytuacja, że nieprawidłowo wyremontowana pompa cechuje się określoną jak wyżej sprawnością ruchową, lecz pracuje z obniżoną sprawnością energetyczną. Optymalna gospodarka remontowa wymaga kontrolowania sprawności energetycznej uzyskiwanej po remoncie, gdyż jak wykazano niżej różnice w kosztach zużycia energii na skutek różnic w sprawności energetycznej są o wiele bardziej istotne niż różnice w nakładach na remonty.

2.  Mechanizmy degradacji pomp w trakcie eksploatacji.

 Parametry pompy, w tym sprawność, zmieniają się w trakcie eksploatacji. Sprawność pompy nowej w początkowym okresie po uruchomieniu może nieznacznie wzrosnąć co jest spowodowane docieraniem współpracujących elementów oraz przede wszystkim wygładzeniem przez przepływającą ciecz chropowatości powierzchni będącej wynikiem procesu technologicznego. Następnie, w trakcie eksploatacji w pompie zachodzą procesy prowadzące do stopniowego niszczenia jej elementów, w wyniku czego parametry ulegają pogorszeniu.

Procesy te można podzielić na dwie podstawowe grupy:

• zmiany geometrii (powiększanie wymiarów szczelin, zużywanie się łopatek);
• zmiany stanu powierzchni (wzrost chropowatości na skutek korozji i/lub powstawania osadów).

Poniżej zostanie omówiony wpływ poszczególnych mechanizmów niszczenia na charakterystykę pompy. W rzeczywistości procesy te zachodzą jednocześnie i wpływ każdego z nich na parametry pompy trudno jest oddzielić.

2.1. Wpływ wzrostu chropowatości na straty brodzenia.

Moc jest przekazywana od wału do cieczy przez wirnik (wirniki w pompie wielostopniowej). Przekazywanie to zachodzi zasadniczo wewnątrz kanałów wirnika, głównie za pośrednictwem łopatek. Powierzchnie zewnętrzne tarcz wirników wirując w cieczy również pobierają energię od wału, lecz energia ta w zdecydowanej większości rozpraszana w postaci tzw. strat brodzenia, które mają istotny wpływ na sprawność pompy. Postępująca korozja i/lub tworzenie osadów powodują zwiększenie chropowatości zewnętrznych powierzchni wirników, a tym samym zwiększenie strat brodzenia. Efekt ten jest szczególnie ważny w pompach o niskich wyróżnikach szybkobieżności, czyli mówiąc w uproszczeniu – dla pomp o znacznych wysokościach podnoszenia przy umiarkowanej wydajności, jak np. pompy zasilające kotły.

2.2. Wpływ wzrostu chropowatości kanałów przepływowych.

Na skutek korozji i erozji w trakcie eksploatacji pompy wzrasta chropowatość powierzchni kanałów przepływowych. Wzrost chropowatości powierzchni kanałów przepływowych wirnika powoduje wzrost poboru mocy i może spowodować nieznaczny wzrost wysokości podnoszenia pompy, gdyż ciecz jest skuteczniej „zabierana” przez wirnik, co jednak niekorzystnie wpływa na sprawność. Natomiast w przypadku przepływu przez kanały kierownic, przewały w poszczególnych stopniach pompy oraz kanały w korpusie ssawnym i tłocznym, czyli przez wszystkie kanały przepływowe w elementach niewirujących pompy, zwiększenie chropowatości powierzchni nie wpływa na pobór mocy pompy (o poborze mocy decyduje stan wirników), powoduje natomiast na skutek wzrostu strat przepływu obniżenie wysokości podnoszenia pompy, gdyż zwiększone straty przepływu w kanałach powodują spadek ciśnienia. Wpływ wynikających z chropowatości ścianek strat przepływu na sprawność pompy jest najbardziej widoczny dla pomp o znacznych wydajnościach i niskich wysokościach podnoszenia, jak np. pompy diagonalne, śmigłowe lub dwustrumieniowe.

2.3. Wpływ zmiany geometrii łopatek wirnika.

 Łopatki wirników pomp ulegają stopniowemu zużyciu. Proces ten przyspiesza przy obecności cząstek stałych w pompowanej cieczy. Zniszczeniu ulegają głównie fragmenty początkowe, na skutek czego cała łopatka ulega skróceniu, oraz zakończenia łopatek w wyniku czego zmniejszeniu ulega kąt wylotowy strugi, co powoduje obniżenie wysokości podnoszenia pompy. Zużycie łopatek powoduje zatem zmniejszenie wysokości podnoszenia pompy oraz spadek poboru mocy. Wpływy tych czynników na sprawność wzajemnie się kompensują, lecz sumarycznie sprawność na skutek zużycia łopatek ulega pogorszeniu.

2.4. Wpływ powiększenia szczelin uszczelniających.

W trakcie eksploatacji ulegają powiększeniu wymiary (szerokości) szczelin uszczelniających, na skutek czego stopniowo zwiększają się straty objętościowe związane z przepływami powrotnymi cieczy od obszarów o większym ciśnieniu do obszarów o ciśnieniu niższym. Przykładem tego jest przepływ powrotny z wylotu wirnika na jego wlot przez szczelinę uszczelniającą szyję wirnika. Ma to oczywisty niekorzystny wpływ na sprawność, gdyż przez wirnik przepływa wydajność większa od wydajności pompy o wielkość przepływu powrotnego, a energia przekazana przez wirnik do cieczy powracającej na stronę ssawną jest tracona. Tego rodzaju straty objętościowe mają szczególnie dotkliwe skutki dla pomp o znacznej wysokości podnoszenia ze stopnia i niewielkiej wydajności. Wynika to z tego, że ze względów ruchowych (unikanie zatarcia) możliwe do uzyskania wymiary szczelin uszczelniających są podobne, niezależnie od wydajności pompy, a przy zbliżonych wymiarach szczelin straty objętościowe mają procentowo większy udział dla pomp o niższej wydajności. Wielkość starty objętościowej przy tych samych wymiarach szczelin rośnie ze wzrostem wysokości podnoszenia ze stopnia.

2.5. Łączny wpływ zużycia pompy na jej charakterystykę.

Opisane powyżej efekty występują jednocześnie, a ich wpływy na przebieg charakterystyk się nakładają. Łączny wpływ na charakterystykę zależy od tego, który z opisanych wyżej mechanizmów niszczenia dominuje. Niezależnie od tego sprawność i wysokość podnoszenia w miarę postępowania zużycia pompy spadają. Towarzyszący temu pobór mocy również zazwyczaj się zmniejsza przy zachowaniu stałej prędkości obrotowej. Aby przy postępującym zużyciu pompy zachować niezmienione parametry hydrauliczne (wydajność, wysokość podnoszenia) należy zwiększyć prędkość obrotową jeśli istnieje możliwość takiej regulacji. Wzrost prędkości obrotowej powoduje wzrost zużycia mocy w stosunku do pompy nowej przy tych samych parametrach hydraulicznych w rezultacie obniżonej sprawności. Jeśli w trakcie eksploatacji wystąpi wzrost poboru mocy przy stałej prędkości obrotowej i niezmienionych parametrach hydraulicznych to świadczy to zazwyczaj o problemach mechanicznych, takich jak wewnętrzne przycieranie części lub problemy z łożyskowaniem.

Oprócz wspomnianego pogarszania parametrów hydraulicznych w trakcie eksploatacji postępuje pogarszanie stanu mechanicznego pompy, wyrażające się m.in. zwiększaniem poziomu drgań. Przyczynami tego są utrata wyważenia zespołu wirującego na skutek jego nierównomiernego zużycia, pogorszenie stanu łożysk oraz stopniowa degeneracja pasowań skutkująca zmianą sztywności konstrukcji pompy.

Tempo i stopień pogarszania parametrów pomp w trakcie eksploatacji istotnie zależą od rodzaju pompowanego medium, a w szczególności od jego korozyjności oraz ilości zanieczyszczeń stałych. W przypadku znacznego zanieczyszczenia (np. woda ze znaczną ilością piasku) tempo postępowania zużycia oraz głębokość spadku parametrów pompy mogą być znaczne. Natomiast w przypadku pompowania wody czystej, a tym bardziej uzdatnionej, jak woda kotłowa, spadek sprawności pompy po kilku latach eksploatacji nie powinien przekraczać kilku punktów procentowych. Dostępne są wyniki pomiarów pomp zasilających wskazujące, że pompy te o sprawności wyjściowej powyżej 80% pracują ze sprawnością znacznie poniżej 70%. Tak głębokiego spadku sprawności przy pracy na wodzie czystej nie da się wytłumaczyć zużyciem pompy. Wskazuje to na zastosowanie niewłaściwych technologii remontowych, czego skutkiem było obniżenie sprawności po remoncie.

3.  Optymalny okres międzyremontowy.

Najprostszy sposób ustalania momentu kierowania pompy do remontu polega na pracy do czasu, gdy pompa przestaje spełniać swoją funkcję, a zatem do momentu gdy nie jest już w stanie dać wymaganych parametrów lub ulega awarii. Takie postępowanie rzadko spotykane jest w energetyce, gdzie stosuje się raczej prewencyjne planowanie remontów mające na celu ich wykonanie przed wystąpieniem poważnej awarii, co sprzyja ograniczeniu kosztów remontu i zapobiega awaryjnym przestojom instalacji.

Planowanie takie oparte jest zazwyczaj o jedną z dwóch najczęściej stosowanych metod:

1. Planowanie w oparciu o ilość godzin pracy;
2. Planowanie w oparciu o monitoring parametrów technicznych.

Pierwsza metoda polega na stosowaniu okresów międzyremontowych ustalonych na podstawie zaleceń producenta bądź własnych doświadczeń użytkownika. W niektórych przypadkach okres remontowy pompy wynikać może z okresu remontowego instalacji, w jakiej pompa pracuje. Taka sytuacja może mieć miejsce m.in. dla pomp pracujących w blokach energetycznych, kiedy to remont pompy przeprowadza się w okresie remontu całego bloku, zaplanowanego ze względu nie na stan techniczny pompy, lecz pozostałych maszyn i urządzeń.

Jest to metoda prosta co do zasady i nie wymaga ponoszenia kosztów na układy monitoringu, lecz z reguły jest konserwatywna, to znaczy prowadząca zazwyczaj do przeprowadzania remontów z większą częstotliwością niż wynika to z faktycznego stanu technicznego pompy.

W celu precyzyjnego ustalenia momentu, w którym remont jest wymagany, stosuje się metody planowania oparte o monitoring parametrów ruchowych pompy. W energetyce obejmuje to zazwyczaj monitoring poziomu drgań i/lub temperatur określonych węzłów konstrukcyjnych pompy.

Możliwa, a nawet prawdopodobna, jest jednak sytuacja, kiedy pompa znajduje się w dobrym stanie ruchowym, tzn. wykazuje akceptowalny poziom drgań i temperatur, lecz posiada obniżoną sprawność energetyczną. W takim przypadku, ze względu na redukcję kosztów zużywanej energii, wskazane jest przeprowadzenie remontu pomimo występowania właściwej sprawności ruchowej pompy.

W praktyce, aby ustalić optymalny moment, w jakim pompa powinna być skierowana do remontu, wystarczy rejestrować ilość przepompowanych m³ oraz ilość kWh zużytych do napędu pompy. Można przyjąć, że koszt eksploatacji pompy składa się z dwóch głównych składników: kosztu remontów oraz kosztu zużywanej energii (pozostałe koszty, jak np. koszt obsługi, są niższego rzędu). Należy w trakcie eksploatacji monitorować, jak oba te składniki wpływają na koszt przepompowania m³. Jeśli podzielić koszt remontu, który można traktować w przybliżeniu jako stały, przez ilość m³ przepompowanych od czasu poprzedniego remontu to uzyskamy koszt remontu na m³. Wartość ta zmniejsza się podczas eksploatacji wraz ze wzrostem ilości przepompowanej cieczy. Jeśli monitoruje się ilość energii zużytej do napędu pompy, to mnożąc ją przez cenę jednostki energii oraz dzieląc przez ilość przepompowanych m³ uzyskamy średni koszt energii na przepompowany m³. Wartość ta wzrasta w trakcie eksploatacji ze względu na pogarszanie sprawności w związku z postępującym pogarszaniem się stanu technicznego pompy. Zsumowanie kosztu remontu i kosztu energii daje całkowity koszt przepompowania m³. Wartość ta w trakcie eksploatacji początkowo spada ze względu na malejący składnik remontowy, ale w pewnym momencie zaczyna wykazywać wzrost – ze względu na wzrastający koszt energii. Z punktu widzenia ekonomii korzystne jest skierowanie pompy do remontu z chwilą stwierdzenia wystąpienia takiego wzrostu, nawet jeśli pompa nadal wykazuje sprawność ruchową.

Powyższy sposób ustalania optymalnego momentu skierowania pompy do remontu jest właściwy przy dwóch założeniach. Po pierwsze, iż pompa pracuje (w przybliżeniu) na stałych parametrach, gdyż w innym wypadku zmiana zużycia energii może wynikać nie z pogorszenia sprawności, lecz ze zmiany położenia punktu pracy. Po drugie, że remont spowoduje odtworzenie sprawności początkowej pompy, gdyż w innym wypadku nakłady poniesione na remont nie zostaną odzyskane w postaci oszczędności na kosztach energii.

4. Technologie remontowe.

Najogólniej mówiąc, w trakcie remontu poszczególne elementy pompy można wymieniać na nowe lub regenerować. Decyzja o wymianie lub regeneracji powinna być podjęta na podstawie oględzin danego elementu oraz pomiarów jego geometrii, z uwzględnieniem wpływu stanu danego elementu na parametry pompy.

Ponieważ najbardziej kosztownymi elementami pompy są korpusy, to w przypadku gdy nie nadają się one do regeneracji, prowadzenie remontu traci sens, gdyż alternatywą staje się wymiana pompy na nową. Korpusy pompy powinny zatem podlegać regeneracji. Regeneracja dotyczy wewnętrznych powierzchni korpusów będących w kontakcie z cieczą, które w trakcie eksploatacji ulegają korozji oraz „wypłukiwaniu”. Powstająca zwiększona chropowatość powierzchni kanałów przepływowych powoduje obniżenie sprawności pompy (punkt 2) i w trakcie remontu powinna być usunięta, a znaczniejsze ubytki naprawione. W przypadku kanałów przepływowych w korpusach dokładność odwzorowania początkowego kształtu nie jest tak istotna, jak w przypadku kanałów przepływowych wirników i kierownic, dlatego zregenerowanie ich powierzchni jest możliwe. Ubytki i wżery mogą być naprawione przez napawanie, a chropowatość można usunąć przez czyszczenie i podszlifowanie większych nierówności. Stosowane jest również nakładanie preparatów tworzących powłoki, które pozwalają na uzyskanie znacznie lepszej gładkości powierzchni niż w przypadku powierzchni surowego metalu. Doświadczenia i pomiary wskazują, że zastosowanie preparatów zwiększających gładkość pozwala na uzyskanie kilkuprocentowego (najczęściej 2–5%) wzrostu sprawności. Problemem w tym przypadku jest trwałość ich przylegania, dla uzyskania której wymagane jest ścisłe przestrzeganie technologii przygotowania powierzchni metalu przed powlekaniem preparatem.

Jak wspomniano w punkcie 2, jakość wewnętrznych powierzchni korpusów ma największy wpływ na sprawność pomp o wysokich wyróżnikach szybkobieżności i z tego powodu dla takich pomp regeneracja wewnętrznych powierzchni powinna być prowadzona ze szczególną starannością.

Należy mieć na uwadze, że korpusy pompy są elementami ciśnieniowymi i z tego powodu ich trwałość nie jest nieograniczona, gdyż po dłuższym okresie eksploatacji grubość ich ścianek na skutek zużycia może spaść poniżej wartości zapewniającej wymaganą wytrzymałość na ciśnienie wewnętrzne. W takich wypadkach można stosować naprawę korpusu przez napawanie, ale w tym celu wymagane jest stosowanie odpowiednich technologii spawalniczych, aby uzyskać wytrzymałość naprawionego korpusu porównywalną z wytrzymałością korpusu nowego. Zawsze jednak, zgodnie z wymaganiami dyrektyw unijnych, naprawiany korpus pompy należy poddać ciśnieniowej próbie wytrzymałości z zachowaniem warunków bezpieczeństwa.

Sprawność pompy w największym stopniu zależy od stanu wirników i kierownic. Jak wspomniano, na skutek „wypłukiwania” końcowych części łopatek wirników zmniejszeniu ulega kąt wylotowy cieczy, co powoduje zmniejszenie wysokości podnoszenia pompy. Tego rodzaju zużycie wirnika jest trudne do stwierdzenia, gdyż przy oględzinach wirnik może wyglądać na nieuszkodzony, a pomiar kąta wylotowego łopatki jest trudny do przeprowadzenia. Wynikający z tego spadek parametrów ujawnia się dopiero w trakcie pomiarów charakterystyki. Jeśli występuje tego rodzaju zużycie to wirnik powinien być zakwalifikowany do wymiany, gdyż regeneracja łopatek obejmująca odtworzenie kąta wylotowego jest trudna do przeprowadzenia, a ponadto trwałość takiego zabiegu byłaby wątpliwa. W każdym razie weryfikacja stanu wirników obejmująca jedynie pomiary średnicy szyjek jest niewystarczająca do podjęcia decyzji o wymianie, gdyż o dalszej przydatności wirnika decyduje geometria łopatek, a szczególnie ich odcinków wylotowych.

W przypadku wymiany wirników i kierownic należy stosować oryginalne części według dokumentacji producenta. Różnego rodzaju „zamienniki”, na przykład wykonane na podstawie pomiarów zużytego elementu, mogą dawać katastrofalne wyniki w zakresie sprawności. O ile pomiary wymiarów pochodzących z obróbki skrawaniem (jak średnica zewnętrzna, średnica piasty i szyjki) i wykonanie na tej podstawie elementów pasujących do pompy jest możliwe do przeprowadzenia, to precyzyjne odtworzenie „z natury” odlewanych łopatek jest praktycznie niemożliwe, gdyż elementy odlewane cechują się znacznymi odchyłkami kształtu, natomiast parametry pompy są bardzo wrażliwe na niedokładności geometrii palisady łopatkowej. Duże znaczenie ma też jakość zastosowanej technologii odlewniczej, która decyduje o uzyskanej chropowatości powierzchni układu przepływowego, bardzo istotnie wpływającej na sprawność. Dla przykładu wirniki o identycznej geometrii, lecz wykonane przy zastosowaniu rdzeni ceramicznych pozwalają na uzyskanie sprawności wyższej do 3% w porównaniu z odlewami wykonywanymi w formach piaskowych. Podobne efekty w zakresie sprawności można uzyskać dokonując dogładzania powierzchni kanałów, co na ogół jest możliwe jedynie na drodze obróbki ręcznej. Niekiedy stosowane jest krótkotrwałe pompowanie wody zawierającej np. korund, co pozwala na wyszlifowanie powierzchni przepływowych. Zastosowanie oryginalnych wirników jest wymagane również ze względów bezpieczeństwa. Wirniki pomp podczas pracy podlegają znacznym obciążeniom pochodzącym od sił odśrodkowych, dlatego bardzo istotny jest skład chemiczny zastosowanego materiału, jak też drobnoziarnista wewnętrzna struktura odlewu wirnika. Wirniki o nieodpowiedniej wytrzymałości podczas pracy pompy z wysokimi obrotami mogą ulec rozerwaniu, co w każdym takim przypadku prowadzi do zupełnego zniszczenia pompy, a ponadto stwarza zagrożenie dla zdrowia obsługi.

Jeśli wirniki zostaną zakwalifikowane do regeneracji, to obejmuje ona przede wszystkim odtworzenie wymiarów szczelin uszczelniających. Dokonuje się tego zazwyczaj drogą „legalizacji” szyjki wirnika, tzn. wyrównania na obniżony wymiar, i zastosowania odpowiedniego, podwymiarowego pierścienia uszczelniającego. Dobór odpowiednich wymiarów szczelin uszczelniających wymaga doświadczenia. Zastosowanie nadmiernych luzów ułatwia montaż, lecz uniemożliwia uzyskanie wysokiej sprawności. Natomiast nadmierne zacieśnienie szczelin grozi zatarciem pompy. Należy tu brać pod uwagę dynamiczne odkształcenia wału zależne od typu pompy.

Aby uzyskać niski poziom drgań, konieczne jest wyważanie zespołu wirującego pompy w stanie zmontowanym. Wyważenie poszczególnych elementów z osobna nie wystarcza, gdyż po ściśnięciu zespołu wirującego przez siłę osiową lub na skutek skręcania nakrętek mocujących poszczególne elementy mogą ulec zwichrowaniu i wyważenie okaże się nieskuteczne. Konstrukcja wielu pomp uniemożliwia zamontowanie w całości wyważonego zespołu wirującego. Aby po zdemontowaniu i ponownym zamontowaniu w pompie zespół wirujący nadal był wyważony, konieczne jest stosowanie odpowiednich technologii montażu zapewniających zachowanie względnego, wzajemnego położenia poszczególnych elementów.

W efekcie zastosowania nieoryginalnych części, nawet tych z pozoru mniej ważnych jak np. korpusy łożyskowe, panewki ślizgowe czy dławnice, mimo prawidłowego wyważenia zespołu wirującego, częstość drgań własnych pompy po remoncie ulega zmianie i praca z dotychczasową prędkością obrotową może być niemożliwa, gdyż wypada w obszarze rezonansu.

Ze względów oszczędnościowych istnieje tendencja do stosowania w remontach dorabianych we własnym zakresie elementów o prostej geometrii, jak np. tulejki dystansowe lub nawet wał, które da się pomierzyć z natury i wykonać na stosunkowo prostych obrabiarkach. Należy jednak pamiętać, że dla właściwej pracy elementy takie powinny podlegać odpowiedniej obróbce powierzchniowej (utwardzanie, hartowanie powierzchniowe itp.), gdyż w przeciwnym wypadku łatwo ulegną degeneracji, np. pod uszczelnieniami wargowymi. Współpracujące pary elementów (np. szyjka wirnika – pierścień uszczelniający) muszą być tak obrabiane powierzchniowo, aby uzyskać różnicę w twardości, gdyż w przeciwnym razie może dojść do ich zespolenia. Wał jest elementem pompy narażonym na znaczne obciążenia, dlatego zastosowanie do jego wykonania niewłaściwego materiału (np. rezygnacja z kutych prętów jako materiału wyjściowego) może być przyczyną awarii. Wały w remontowanych wielostopniowych pompach muszą nie tylko być zgodne w zakresie wymiarów, ale wymiary te muszą być niezmienne w całym okresie eksploatacji, co przy pompach pracujących z prędkościami obrotowymi ponad 3000 obr./min i pompujących gorące ciecze o temp. 150°C wymaga zastosowania specjalnych metod obróbki plastycznej i obróbki skrawaniem. Każda zmiana kształtu walu, np. powiększenia bicia promieniowego, może być przyczyną zatarcia pompy i doprowadzić do jej poważnej awarii.

Ponieważ dla kosztów eksploatacji podstawowe znaczenie ma sprawność energetyczna pompy po remoncie, po jego wykonaniu należy przeprowadzić pomiary parametrów pompy. Zastąpienie ich tzw. próbą ruchową sprawdzającą jedynie stan mechaniczny maszyny jest niewystarczające.

5. Aspekty ekonomiczne.

Ostatnie stwierdzenie znajduje uzasadnienie w proporcjach pomiędzy kosztami remontu, a kosztami zużywanej energii wynikającymi ze sprawności pompy po remoncie, co zostanie niżej pokazane na przykładzie pompy zasilającej kocioł.

Dla pompy pracującej na parametrach Q = 450 m³/h, H = 1800 m przy ciężarze właściwym wody 9400 N/m³, które to parametry odpowiadają parametrom 50% pomp zasilających blok 200 MW pracujący przy pełnej mocy, moc hydrauliczna, czyli minimalna moc na wale pompy wymagana na podstawie praw fizyki, wynosi 2115 kW. Jeśli pompa po prawidłowo przeprowadzonym remoncie posiada sprawność 81% to rzeczywisty pobór mocy wyniesie 2611 kW. Natomiast jeśli remont zostanie przeprowadzony niewłaściwie, to można uzyskać sprawność rzędu 70%, a pobór mocy wyniesie wtedy 3021 kW. Zakres sprawności pomp zasilających po remoncie na poziomie 70–81% jest realnym zakresem, jaki spotyka się w praktyce, w zależności od poziomu technicznego firmy wykonującej remont. Jak wynika z przedstawionego przykładu, w wyniku zastosowania niewłaściwych technologii remontowych zwiększenie poboru mocy z powodu nieuzyskania właściwej sprawności pompy zasilającej może być na poziomie 400 kW, co przy pracy przez ok. 7000 godzin w roku daje różnicę zużycia energii około 2800 MWh na pompę (a pracują jednocześnie dwie). Koszt tej dodatkowej energii przy założeniu ceny 200 zł/ MWh wynosi 560 tys. zł i przekracza koszt remontu kapitalnego pompy. Jak widać różnice w cenach remontu kapitalnego oferowane przez różnych wykonawców mają znacznie mniejszy wpływ na koszt eksploatacji niż różnice w sprawności uzyskanych po remoncie.

6.  Ustalenie optymalnych parametrów pompy po remoncie.

Zlecając remont należy wyspecyfikować wymagane parametry, jakie pompa po remoncie ma uzyskać. Ponieważ, jak wynika z poprzedniego punktu, nieuzyskanie ich ma poważne konsekwencje kosztowe, konieczne jest przeprowadzenie po remoncie prób odbiorczych obejmujących pomiary charakterystyk energetycznych.

Zachodzi zatem potrzeba określenia wymaganych parametrów. Najbardziej oczywistą praktyką jest wyspecyfikowanie oryginalnych parametrów pompy podanych na tabliczce znamionowej. Mogą jednak zachodzić sytuacje, kiedy parametry te nie są optymalne, gdyż od czasu zainstalowania pompy nastąpiły zmiany w układzie skutkujące zmianą parametrów wymaganych od pompy. Remont kapitalny jest okazją do dostosowania parametrów pompy do aktualnych wymagań. Dostosowanie takie, w pewnym zakresie, można przeprowadzić prostymi metodami, niewiążącymi się ze wzrostem kosztów, jak np. korekta średnicy wirnika. Z tego powodu przed zleceniem remontu kapitalnego wskazane jest przeprowadzenie analizy układu pompowego mającej na celu zweryfikowanie wymaganego, optymalnego punktu pracy.

7. Podsumowanie i wnioski.

• Po remoncie pompa powinna odzyskać nie tylko tzw. sprawność ruchową, lecz także, a nawet przede wszystkim, sprawność energetyczną.

• Wzrost kosztów zużycia energii związany z nieuzyskaniem po remoncie odpowiedniej sprawności zazwyczaj przewyższa różnice w cenach remontu oferowane przez różnych wykonawców.

• Konieczne jest sprawdzanie parametrów energetycznych pomp po remoncie na stacji prób poprzez pomiar charakterystyk.

• Do sprawdzenia parametrów energetycznych pomp nie jest wystarczająca tzw. próba ruchowa. Ta ostatnia powinna jednak również wchodzić w zakres prób odbiorczych po remoncie, między innymi w celu sprawdzenia drogą pomiarów drgań, czy uzyskano wymagany stan dynamiczny pompy, stosując odpowiednie technologie wyważania zespołu wirującego

• Na jakość remontu i wynikającą z niego trwałość pompy wpływ ma również jakość materiałów zastosowanych do wykonania elementów pompy oraz technologia ich obróbki powierzchniowej. Materiały i technologie powinny być zgodne z warunkami technicznymi ustalonymi przez producenta pompy. Sprawdzenie tych wymagań w trakcie prób odbiorczych nie zawsze jest możliwe. Z tego powodu wymagania tego rodzaju powinny być uwzględnione w specyfikacji technicznej, a ich spełnienie potwierdzone przez certyfikaty materiałowe, orzeczenia wymiarowe i/lub inspekcje dokonywane w trakcie remontu przez zleceniodawcę.

1. dr inż. Grzegorz Pakuła
2. mgr inż. Andrzej Wesołowski

W specyfikacjach technicznych towarzyszącym zapytaniom ofertowym na zakup pomp lub wchodzących w skład dokumentacji przetargowej często pojawia się wymóg stabilnej charakterystyki. Czasami można odnieść wrażenie, że wymóg ten pojawia się na zasadzie prostego kopiowania z wcześniejszych dokumentów, a nie wynika z analizy, która wskazywałaby czy jest on uzasadniony czy nie. W wielu przypadkach stabilność charakterystyki nie jest do niczego potrzebna, a wymaganie jej utrudnia prawidłowy dobór pompy, gdyż eliminuje pompy o dobrych parametrach lecz posiadające niestabilną charakterystykę. Wprowadzanie stabilności charakterystyki „na siłę”, drogą modyfikacji konstrukcji wirnika pompy prowadzi z reguły do pogorszenia sprawności. Warto się zatem zastanowić czy i jakich przypadkach stawianie tego wymogu ma sens, a kiedy jest szkodliwe.

Charakterystykę pompy nazywamy stabilną, jeżeli wysokość podnoszenia wzrasta w miarę zmniejszania wydajności i osiąga maksimum przy zerowej wydajności. Jeśli natomiast wysokość podnoszenia osiąga maksimum przy pewnej wydajności różnej od zera, a od tego punktu do punktu zerowej wydajności spada, to charakterystykę nazywamy niestabilną. (rys. 1). Jest to podstawowy, najczęściej spotykany rodzaj niestabilności charakterystyki. (Oprócz niego mogą występować inne odmiany niestabilności, przejawiające się przegięciem charakterystyki w innym zakresie wydajności, ale takimi przypadkami, występującymi stosunkowo rzadko, nie będziemy się tu zajmować).

Rys. 1. Charakterystyka stabilna (a) i niestabilna (b). 

W podręcznikach poświęconym teorii pomp spotyka się często stwierdzenie, że niestabilność charakterystyki prowadzi do niestabilnej pracy pompy, tzn. do pracy ze skokowo zmieniającą się wydajnością, co ilustrowane jest następującym wykresem:

Rys. 2. Współpraca pompy o niestabilnej charakterystyce z układem pompowym. (wysokość podnoszenia pompy przy zerowej wydajności mniejsza od statycznej wysokości układu pompowego). 

Ponieważ charakterystyka układu (linia przerywana) przecina się z charakterystyką pompy (linia ciągła) w dwu punktach A i B, pompa może pracować w danym układzie w obu tych punktach pracy, zmieniając skokowo wydajność. Jest to jednak przypadek czysto teoretyczny, który w praktyce nie może mieć miejsca. Sytuacja pokazana na rys. 2 może zajść tylko wtedy, gdy pompa dobrana jest w taki sposób, że jej wysokość podnoszenia przy zerowej wydajności jest niższa od wysokości statycznej układu Hst. Taki dobór jest jednak praktycznie niemożliwy, gdyż tak dobranej pompy nie dałoby się w ogóle uruchomić przy wypełnionym rurociągu. Ponadto, w praktyce pompa powinna być dobrana tak, aby jej punkt pracy (punkt przecięcia charakterystyki pompy z charakterystyką układu) przypadał nie w zakresie niskich wydajności lecz w pobliżu punktu optymalnej sprawności, który leży daleko w prawo (tj. przy wyższych wydajnościach) niż obszar niestabilności położony w okolicy maksimum wysokości podnoszenia.

W przypadku gdy wysokość podnoszenia pompy przy zerowej wydajności jest wyższa od statycznej wysokości układu charakterystyka pompy (również niestabilna) przecina się z charakterystyką układu tylko raz i praca pompy ze zmieniająca się skokowo wydajnością nie może mieć miejsca niezależnie od tego, z jaką wydajnością pompa pracuje we współpracy z układem. (rys.3).

Rys. 3. Współpraca pompy o niestabilnej charakterystyce z układem pompowym. (wysokość podnoszenia pompy przy zerowej wydajności większa od statycznej wysokości układu pompowego).

Można zatem stwierdzić, że niestabilność charakterystyki w praktyce nie prowadzi do żadnych problemów we współpracy z układem pompowym, za wyjątkiem przypadków całkowicie nieprawidłowego doboru, jakie są niedopuszczalne z innych względów niezależnie od stabilności charakterystyki.

Odpowiedź na pytanie dlaczego jedne pompy posiadają charakterystykę stabilną, a inne niestabilną nie jest łatwa, gdyż wymagałaby szczegółowego zrozumienia mechanizmu przekazywania energii od wirnika do cieczy w zależności od geometrii wirnika. Autor niniejszego artykułu nie znalazł w literaturze prostej odpowiedzi na tak postawione pytanie. Wiadomo natomiast, że stabilność/niestabilność charakterystyki jest związana z wyróżnikiem szybkobieżności pompy, a zatem z geometrią wirnika. Niestabilność charakterystyki jest typowa dla pomp o niskich wyróżnikach szybkobieżności (pomp odśrodkowych wolnobieżnych), natomiast z reguły nie występuje dla pomp o wysokich wyróżnikach szybkobieżności (pomp helikoidalnych, diagonalnych i śmigłowych), które mają z natury strome charakterystyki H(Q). Dla pomp odśrodkowych średniobieżnych, o przestrzennej krzywiźnie łopatki zdarzają się zarówno charakterystyki stabilne jak i niestabilne, aczkolwiek te drugie występują tym rzadziej im wyższy wyróżnik szybkobieżności. Można zatem stwierdzić, że niestabilność charakterystyki dla pomp wolnobieżnych odśrodkowych jest cechą naturalną. Próby skonstruowania takich pomp o stabilnych charakterystykach oznaczałyby konieczność odejścia od sprawdzonych, optymalnych metod projektowych, co w wyniku mogłoby doprowadzić do uzyskania pomp o obniżonej sprawności.

Można stwierdzić, że wysoka sprawność w pewnym zakresie sprzyja niestabilności charakterystyki. Aby uzasadnić to stwierdzenie wyobraźmy sobie pomiar charakterystyki pompy na stanowisku pokazanym na rys.4.

Rys. 4. Pomiar charakterystyki pompy.

W celu wyznaczenia charakterystyki mierzymy moc pobierana przez pompę (N), jej wydajność (Q) oraz ciśnienie na ssaniu (ps) i tłoczeniu (pt). Wyobraźmy sobie, że pomiędzy króćcem tłocznym pompy a rurociągiem tłocznym zainstalowana jest kryza dławiąca przepływ. W takim układzie manometr podłączony do rurociągu tłocznego zarejestruje ciśnienie tłoczenia pompy pomniejszone o stratę ciśnienia na kryzie. Załóżmy, że charakterystyka pompy zmierzona bez kryzy jest niestabilna (linia ciągła na rys.5). Strata ciśnienia na kryzie jest proporcjonalna do kwadratu wydajności, więc charakterystyka kryzy jest parabolą (linia kropkowana na rys. 5). W pokazanym układzie pomiarowym zmierzona charakterystyka pompy (linia przerywana na rys. 5) powstanie w wyniku pomniejszenia wysokości podnoszenia wynikającej z charakterystyki pompy bez kryzy o wartości strat wysokości podnoszenia na kryzie. Ponieważ straty te rosną z wydajnością charakterystyka dławionej kryzą pompy będzie wykazywać tendencję do przejścia od niestabilności do stabilności. W niniejszym przykładzie pokazano wpływ dławienia kryzą na króćcu pompy jedynie dla przejrzystego zademonstrowania efektu dławienia. W praktyce taka kryza nie występuje, lecz podobny efekt da wewnętrzne dławienie wynikające z chropowatości powierzchni pompy będących w kontakcie z cieczą. Oznacza to, że zabiegi polegające na wygładzaniu (polerowaniu) wnętrza pompy mające na celu poprawę jej sprawności jako efekt uboczny powodują pogorszenie stabilności charakterystyki, a nawet wystąpienie niestabilności. Należy dodać, że powyższe rozważania nie są jedynie teoretyczne, lecz znajdują potwierdzenie w praktyce. Autorowi znane są przypadki, gdy zmniejszanie chropowatości powierzchni układu przepływowego pompy, przynoszące kilkuprocentową (2-3%) poprawę sprawności powodowało opisany efekt pogorszenia stabilności charakterystyki.

Rys. 5. Charakterystyka pompy z uwzględnieniem dławienia kryzą.

Należy zdawać sobie sprawę, że niestabilność charakterystyki w pewnym zakresie może być efektem pomiarowym. Przede wszystkim ciśnienie na tłoczeniu pompy przy zerowej wydajności z reguły wykazuje znaczne pulsacje. Pulsacje te można było obserwować na tradycyjnych manometrach w postaci drgań wskazówki. W takich warunkach wynik odczytu, wpływający na wysokość podnoszenia przy zerowej wydajności, a zatem na stabilność charakterystyki, w pewnym stopniu zależał od subiektywnej oceny osoby prowadzącej pomiar. Przy zastosowaniu automatycznych (skomputeryzowanych) pomiarów ciśnienia należy zastosować odpowiednie filtrowanie i uśrednianie odczytu, gdyż zarejestrowanie pojedynczego, przypadkowego wyniku, może prowadzić do wzięcia pod uwagę wartości skrajnych wypaczających przebieg charakterystyki.

Kolejnym efektem pomiarowym mającym wpływ na stabilność charakterystyki jest efekt krętu wstępnego. Do wyznaczenia wysokości podnoszenia pompy, wynikającej z różnicy ciśnienia na tłoczeniu i ssaniu powinno się brać ciśnienie w osi króćca. W praktyce miernik ciśnienia nie jest podłączony w osi lecz przy ściance rurociągu. Dla niskich wydajności obserwuje się wsteczne oddziaływanie wirnika polegające na wystąpieniu zawirowania cieczy w odcinku rurociągu ssawnego przylegającym do pompy (kręt wstępny). Na skutek tego zawirowania i związanej z nim siły odśrodkowej ciśnienie przy ściance rurociągu ssawnego jest wyższe niż w osi. Takie pozorne zwiększenie ciśnienia na ssaniu powoduje zmniejszenie obliczonej wysokości podnoszenia przy małych wydajnościach i może prowadzić do pojawienia się niestabilności charakterystyki. Z tego powodu, aby wyeliminować wpływ krętu wstępnego pomiar ciśnienia na ssaniu nie powinien być dokonywany bezpośrednio w pobliżu króćca ssawnego, lecz w pewnej odległości przed nim. (należy oczywiście uwzględnić straty przepływu na tym odcinku rurociągu ssawnego).

Jak wspomniano, dla niektórych typów pomp niestabilność charakterystyki nie jest jednak spowodowana powyższymi efektami pomiarowymi lecz jest cechą charakterystyczną dla danej pompy. Taką niestabilność można zlikwidować stosując pewne zabiegi konstrukcyjne. Jednym z nich jest skośne stoczenie wirnika. (rys.6).

Rys. 6. Skośne stoczenie wirnika. 

Wpływ skośnego stoczenia na niestabilność można wytłumaczyć w taki sposób, że wysokość podnoszenia (ciśnienie na tłoczeniu) przy zamkniętej zasuwie zależy od prędkości z jaką wiruje w pompie ciecz rozpędzona przez wirnik. Prędkość ta zależy od średnicy wirnika, a zatem skośne stoczenie nie obniża w znacznym stopniu wysokości podnoszenia przy zerowej wydajności, gdyż łopatka wirnika przy przedniej tarczy nadal posiada wyjściową średnicę. Natomiast przy wydajności większej od zera ciecz płynąca po poszczególnych liniach prądu w wirniku uzyskuje rożne wysokości podnoszenia, zależne od średnicy wirnika w miejscu gdzie dana linia prądu go opuszcza, a zatem wysokość podnoszenia uzyskiwana przez ciecz płynącą w pobliżu stoczonej tarczy jest zmniejszona. W wyniku mieszania poszczególnych strug pompa daje wysokość podnoszenia mniejszą w porównaniu do wysokości podnoszenia przed stoczeniem wirnika. Przy tym skala tego zmniejszenia wzrasta z wydajnością, w wyniku czego charakterystyka staje się bardziej stroma i stabilna. Mieszane strug o różnej energii powoduje jednak straty i z tego powodu ten sposób usuwania niestabilności odbywa się kosztem sprawności pompy.

Poprawie stabilności charakterystyki sprzyja też zbliżenie języka spirali do zewnętrznej średnicy wirnika. Można to tłumaczyć w ten sposób, że wysokość podnoszenia (ciśnienie) pompy przy zamkniętej zasuwie zależy od prędkości z jaką wirująca ciecz „wpada” do wlotu do króćca tłocznego, w którym energia kinetyczna związana z prędkością zamienia się na ciśnienie spiętrzenia zatrzymanej cieczy. Gdy język spirali znajduje się blisko wirnika prędkość ta jest zbliżona do maksymalnej prędkości wirowania cieczy wytwarzanej przez wirnik. Jeśli natomiast (jak to ma miejsce w typowych pompach) różnica pomiędzy zewnętrzną średnicą wirnika a średnicą, na jakiej znajduje się język spirali wynosi od kilku do kilkudziesięciu milimetrów (szczególnie przy stoczonym wirniku) to w obszarze tym prędkość wirowania cieczy, zgodnie z zasadą swobodnego wiru spada ze wzrostem promienia i z tego powodu prędkość na wlocie do króćca tłocznego jest mniejsza niż za wirnikiem, co powoduje spadek wysokości podnoszenia pompy przy zerowej wydajności.

Jak wspomniano wyżej, stabilności sprzyja wewnętrzne dławienie spowodowane chropowatością powierzchni układu przepływowego. Można zatem próbować uzyskać stabilność charakterystyki sztucznie wprowadzając chropowatość, np. nacinając promieniowe rowki w okolicy zewnętrznej średnicy przedniej tarczy wirnika. Jest to jednak zabieg ewidentnie pogarszający sprawność.

Należy zaznaczyć, że pompy dość „kapryśnie” reagują na wymienione wyżej sposoby eliminacji niestabilności. Doświadczenie wskazuje, że w niektórych przypadkach udaje się uzyskać stabilność charakterystyki przy pomocy jednej lub kombinacji kilku opisanych metod, jednak zdarzają się przypadki niestabilności „uporczywej” nie dającej się usunąć w taki sposób.

Jak wynika z powyższego, sztuczne eliminowanie niestabilności charakterystyki pomp, dla których ta niestabilność jest naturalną cechą odbywa się zawsze kosztem sprawności. Należy sobie zatem zadać pytanie, czy stabilność charakterystyki jest naprawdę do czegoś potrzebna? Do napisania niniejszego artykułu autora sprowokował przypadek pewnego kontraktu na dostawę kilkudziesięciu pomp, w którym odbiorca postawił i w trakcie prób odbiorczych konsekwentnie egzekwował wymóg stabilnej charakterystyki. W przypadku kilkunastu pomp zmusiło to producenta do likwidowania niestabilności charakterystyki opisanymi metodami (głównie poprzez wprowadzanie skośnego stoczenia), w wyniku czego pompy posiadające bardzo dobre sprawności traciły jej po 1-3% procent. W rezultacie, moc pobierana w całej instalacji, na skutek administracyjnego egzekwowania wymogu stabilnej charakterystyki, wzrosła o kilkadziesiąt kilowatów. Należy zatem postawić pytanie czemu to miało służyć?

Jak wspomniano wyżej niestabilność charakterystyki w praktyce w niczym nie przeszkadza we współpracy pojedynczej pompy z układem pompowym. Nieco inna sytuacja zachodzi w przypadku współpracy równoległej pomp.(rys. 7).

Rys. 7. Współpraca równoległa pomp.

Weźmy pod uwagę dwie pompy 1 i 2 o niestabilnych charakterystykach (załóżmy, że w idealnym przypadku charakterystyki te są identyczne). Punkt A na charakterystyce oznacza punkt, w którym pompa uzyskuje taka samą wysokość podnoszenia jak przy zerowej wydajności. Charakterystyka łączna dwu pomp pracujących równolegle (1 + 2) powstaje przez dodawanie wydajności przy tej samej wysokości podnoszenia.

Gdyby pompy były dobrane do układu w taki sposób, że punkt pracy pojedynczej pracującej pompy wypadał by przy wydajności mniejszej od wydajności w punkcie A (jak ma to miejsce na rys. 7 w przypadku bardziej stromej charakterystyki układu a) to włączenie drugiej pompy do pracy równoległej byłoby niemożliwe, gdyż wysokość podnoszenia pompy startującej od zerowej wydajności byłaby mniejsza od wysokości drugiej, pracującej aktualnie pompy.
Prawidłowy dobór polega na tym, że punkt pracy pojedynczej pracującej pompy wypada dla wydajności większej niż wydajność w punkcie A (jak ma to miejsce na rys. 7 w przypadku bardziej płaskiej charakterystyki układu b). Wtedy uruchomienie kolejnej pompy nie sprawia problemów.

Należy podkreślić, że ten drugi przypadek jest przypadkiem naturalnym, gdyż zakres optymalnej pracy pompy przypada zawsze w prawo od punktu A, i w związku z tym pompy tak powinny być dobierane. Tym niemniej, w przypadku nieprawidłowego doboru, przy pracy równoległej pomp o niestabilnych charakterystykach mogą wystąpić wspomniane problemy przy uruchomieniu.

Innym powodem, dla jakiego stosowanie pomp o stabilnej charakterystyce jest korzystne jest jednoznaczność zależności wysokości podnoszenia od wydajności. Upraszcza to w niektórych przypadkach algorytmy automatycznego sterowania pompami, gdyż na podstawie prostego pomiaru ciśnień można jednoznacznie ustalić aktualny punkt pracy pompy.

PODSUMOWANIE

Niestabilność charakterystyki jest naturalną cechą pomp o określonych kombinacjach parametrów odpowiadających niższym wyróżnikom szybkobieżności. Pompy na te parametry zbudowane w optymalny sposób, tzn. tak aby uzyskać najwyższe możliwe sprawności, posiadają z reguły niestabilne charakterystyki.

Istnieją sposoby likwidowania niestabilności charakterystyki ale prowadzą one zawsze do pogorszenia sprawności pompy.

Niestabilność charakterystyki dla pompy pracującej pojedynczo nie prowadzi w zasadzie do żadnych poważnych problemów. Stabilność charakterystyki ułatwia jedynie wprowadzenie automatycznego sterowania pracą pompy, lecz takie automatyczne sterowanie jest również możliwe dla pomp o charakterystyce niestabilnej (co powoduje jedynie pewne skomplikowanie algorytmu sterowania).

Przy pracy równoległej pomp o niestabilnych charakterystykach mogą pojawić się problemy, ale jedynie w przypadku nieprawidłowego doboru pomp do instalacji (praca pomp poza zakresem optymalnym). W przypadku prawidłowego doboru eksploatacja równolegle pracujących pomp o niestabilnych charakterystykach nie stanowi problemu.
W tej sytuacji stawianie wymogu stabilnej charakterystyki przy doborze i zakupie pomp nie zawsze znajduje uzasadnienie, gdyż wymóg ten w wielu przypadkach nic nie wnosi, a zawsze utrudnia dobór pompy o optymalnej sprawności.

Zdaniem autora wymóg stabilnej charakterystyki stawiany jest często nie na podstawie analizy rzeczywistych potrzeb, lecz na zasadzie kopiowania wcześniejszych specyfikacji. Praktyka taka prowadzi do strat energii i z tego powodu wymóg stabilnej charakterystyki powinien być stawiany jedynie wtedy, gdy jest naprawdę uzasadniony.

Dr inż. Grzegorz Pakuła

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

1. Wprowadzenie

Poziom drgań zespołów pompowych jest istotnym parametrem mającym znaczenie dla prognozowania ich żywotności. Stanowi ponadto ważne kryterium oceny jakości wykonania pompy. Między innymi z powyższych względów poziom drgań powinien być brany pod uwagę jako jeden z czynników wpływających na wybór zespołu pompowego. Jeśli zakup zespołu pompowego odbywa się na podstawie specyfikacji wymagań technicznych, w dokumencie tym dopuszczalny poziom drgań powinien zostać określony. To czy taka sytuacja ma miejsce zależy w znacznym stopniu od branży, do której zespół pompowy jest przeznaczony i od obowiązujących tam standardów technicznych. Można stwierdzić, że znaczny wpływ odgrywają w tym zakresie przyzwyczajenia i tradycje. W niektórych gałęziach przemysłu na kwestię poziomu drgań nie zwraca się niemal uwagi. Przeciwna sytuacja ma miejsce np. w energetyce i petrochemii, gdzie do drgań przykłada się znaczną wagę. W większości specyfikacji wymagań technicznych dotyczących pomp energetycznych określone są wymagania dotyczące poziomu drgań co należy ocenić pozytywnie. Zdarzają się jednak sytuacje, gdy zamawiający arbitralnie narzuca zbyt wygórowane wymagania.

Niniejszy tekst poświęcony jest omówieniu wymagań dotyczących drgań jakie powinny być formułowane na etapie wyboru i zakupu zespołów pompowych.

2. Parametry służące do oceny drgań zespołów pompowych.

Można dokonywać pomiarów różnych parametrów dotyczących drgań lecz jako podstawę oceny stanu dynamicznego maszyny powszechnie przyjmuje się średniokwadratową wartość prędkości drgań wyrażoną w mm/s. Jest to wielkość fizyczna związana z energią kinetyczną drgań. Zgodnie z normą PN-ISO 10816-1 pomiaru dokonuje się w typowym przypadku na niewirujących obudowach łożysk, w dwu kierunkach wzajemnie prostopadłych i prostopadłych do wału.

Prędkość drgań jest w zdecydowanej większości przypadków wystarczającym kryterium oceny dynamicznej zespołu pompowego na etapie wyboru i prób odbiorczych.

Inne parametry takie jak m.in.: przemieszczenie drgań, przyspieszenie drgań, drgania względne wałów wobec elementów niewirujących, analiza widmowa stanowią cenne narzędzie diagnostyczne lecz ich uwzględnianie w ramach prób odbiorczych wydaje się zbędne poza szczególnymi przypadkami, gdyż zwiększa koszt badań.

3. Drgania jako zjawisko fizyczne

Drgania pomp z punktu widzenia fizyki są mechanizmem przekształcania energii od silnika napędowego w energię kinetyczną ruchu oscylacyjnego elementów pompy, która następnie jest rozpraszana w postaci ciepła na skutek wewnętrznego tłumienia w materiale. W pompie jest to zjawisko uboczne, niezamierzone i niekorzystne, gdyż energia od napędu powinna być przekazywana do cieczy. W niniejszym tekście nie ma miejsca na szerokie opisywanie teorii drgań, która ma szeroką literaturę np. [1, 2]. Celem uzasadnienia wniosków jakie z niniejszego artykułu mają wynikać wspomnimy w tym miejscu jedynie, że poziom drgań zależy od intensywności wymuszeń, czyli mechanizmów na skutek których energia drgań jest przekazywana oraz od sztywności, częstości drgań własnych oraz zdolności tłumienia konstrukcji pompy i jej posadowienia.

Czynniki wymuszające drgania można podzielić na dwie podstawowe grupy. Pierwsza z nich to wymuszenia o charakterze mechanicznym. Zaliczyć tu można czynniki takie jak niewyważenie zespołu wirującego, niewspółosiowość pompy i silnika, oddziaływanie łopatek wirnika z językiem spirali lub łopatkami kierownicy. Nad czynnikami z tej grupy pełną kontrolę ma producent zespołu pompowego, do którego obowiązków należy takie zaprojektowanie i wykonanie pompy aby wymuszenia te były na odpowiednio niskim poziomie intensywności. Należy zaznaczyć, że pełna eliminacja wymuszeń o tym charakterze nie jest możliwa, gdyż dla przykładu nie da się całkowicie uniknąć wpływu siły odśrodkowej działającej na zespół wirujący, gdyż nawet przy idealnym wyważeniu pewna siła odśrodkowa wystąpi na skutek ugięcia wału, który nigdy nie posiada nieskończenie wielkiej sztywności. Podobnie, przy zastosowaniu wirników o skończonej ilości łopatek nie da się w pełni wyeliminować ich oddziaływania z elementami niewirującymi.

Druga grupa to wymuszenia o charakterze hydraulicznym. Zaliczają się tu drgania generowane przez kawitację oraz na skutek pracy pompy z dala od optymalnej wydajności. W tym drugim przypadku w układzie przepływowym powstają wiry (przepływy recyrkulacyjne) absorbujące energię od napędu i przekazujące ją na generację drgań. O ile w przypadku drgań wymuszanych mechanicznie ich częstotliwość jest określona (najczęściej obrotowa lub łopatkowa) to w przypadku wymuszeń hydraulicznych drgania mają charakter szumu bez wyraźnie dominującej częstotliwości. Drgania generowane przez przepływy recyrkulacyjne z reguły występują w paśmie częstotliwości wyraźnie niższej od obrotowej. Uniknięcie przepływów recyrkulacyjnych i spowodowanych przez nie wymuszeń hydraulicznych jest praktycznie niemożliwe przy pracy z dala od parametrów nominalnych. Z tego powodu od producenta (projektanta) pompy można wymagać dotrzymania określonego poziomu drgań w zakresie wydajności w pobliżu nominalnej. Natomiast przy pracy pompy poza tym zakresem pewien wzrost poziomu drgań jest nieuchronny. Stwierdzenie to znajduje potwierdzenie w literaturze. Jako jego ilustrację na rys. 1 zaczerpniętym z [3, 4] pokazano wzrost poziomu prędkości drgań w miarę oddalania się wydajności od optymalnej.

Rys. 1. Wzrost poziomu drgań dla różnych typów pomp przy pracy z wydajnością różniącą się od optymalnej.

Po stronie zdolności konstrukcji pompy do tłumienia drgań producent (projektant) odpowiada za to aby struktura pompy wykazywała sztywność i zdolność do tłumienia drgań odpowiednią do spodziewanych wymuszeń. W szczególności, struktura pompy nie może wykazywać częstotliwości drgań własnych odpowiadających spodziewanym częstotliwościom wymuszeń (a zatem przede wszystkim częstotliwościom obrotowym i łopatkowym), a krytyczne prędkości obrotowe (tj. takie przy których strzałka ugięcia wału na skutek siły odśrodkowej wzrasta) muszą leżeć z dala od prędkości obrotowej. (zazwyczaj powinny się różnić o minimum 20%). Producent pompy nie ma jednak pełnego wpływu na strukturę stanowiska pracy zespołu pompowego, które jest często projektowane przez osobnego projektanta. Znane są sytuacje, gdy układ rurociągów wykazywał częstotliwości drgań własnych zbliżone do częstotliwości obrotowej pompy. Znane są również przypadki generowania drgań przez wymuszenia hydrauliczne generowane na zaworach. Klasyczny sposób zabudowy zespołu pompowego na solidnym, betonowym fundamencie zapewniał z reguły właściwą zdolność do tłumienia drgań. Jednak w przypadku oszczędnościowej zabudowy zespołów pompowych, np., na konstrukcjach stalowych, sztywność takiego podparcia może się okazać niewystarczająca, na skutek czego poziom drgań zespołów pompowych, które na betonowych fundamentach pracowały stabilnie, przy takim sposobie zabudowy nadmiernie wzrasta.

Regulacja parametrów pompy przez zmianę prędkości obrotowej prowadzona w szerokim zakresie stwarza prawdopodobieństwo graniczące z pewnością, że napotkana zostanie któraś z częstotliwości drgań własnych struktury zespołu pompowego co prowadzi do rezonansu.

Wynika z tego, że jeśli producent zespołu pompowego ma brać odpowiedzialność za poziom drgań na stanowisku pracy to powinien mieć co najmniej możliwość zaopiniowania projektu stanowiska aby nie ponosić odpowiedzialności za błędy projektowe skutkujące wzrostem drgań. Próby odbiorcze zgodnie z normą EN-ISO 9906 powinny odbywać się na stanowisku fabrycznym producenta gdyż tam istnieją optymalne warunki do pomiaru parametrów hydraulicznych i energetycznych. Stwierdzenie to nie odnosi się jednak do pomiaru drgań, gdyż fabryczne stanowiska badawcze mają charakter prowizoryczny i często nie cechują się odpowiednią sztywnością podparcia. W [3, 4] podano, że spodziewany poziom drgań na właściwie zaprojektowanym stanowisku pracy jest do 2 mm/s niższy niż na badawczym stanowisku fabrycznym. Z tego wniosek, że jeśli w trakcie badań na stanowisku fabrycznym zostanie potwierdzony wymagany poziom drgań, a na docelowym stanowisku pracy zaobserwowany zostanie wzrost, to należy przypuszczać, że docelowe stanowisko pracy jest wadliwie zaprojektowane.

4. Normy dotyczące poziomu drgań

W obecnym systemie prawnym stosowanie norm nie jest obowiązkowe. Ponieważ jednak są to dokumenty oparte o dobrą praktykę techniczną wskazane jest posługiwanie się nimi celem uzgodnienia wymagań pomiędzy producentem a użytkownikiem.
Dane dotyczące dopuszczalnego poziomu drgań można znaleźć w kilku normach. Zawierająca ogólne wymagania techniczne norma [5] PN-EN ISO 5199 dzieli pompy na maszyny o sztywnym i podatnym podparciu oraz podaje dopuszczalne poziomy drgań dla wzniosu osi pompy h poniżej i powyżej 225 mm. Pompa jest uważana za pompę o sztywnym podparciu jeśli najmniejsza częstotliwość drgań własnych jest co najmniej 25% wyższa od częstotliwości wirowania.

Zdaniem autora podejście takie budzi wątpliwości gdyż sankcjonuje wzrost poziomu drgań dla tzw. pomp o podatnym podparciu, czyli takich, dla których prędkości krytyczne są bliskie obrotowym, co nie jest bezpieczną praktyką konstrukcyjną. Ponadto uzależnienie dopuszczalnego poziomu drgań jedynie od wysokości osi, bez uwzględniania innych czynników wydaje się zbyt daleko idącym uproszczeniem.

Z powyższych względów zaleca się raczej stosowanie niżej omówionych norm.

Norma [7] API 610 stosowana jest powszechnie w przemyśle petrochemicznym. Zdaniem autora, ze względu na to, że opracowana jest na wysokim poziomie technicznym, zasługuje na branie pod uwagę również w innych branżach. Norma ta dla pomp poziomych o prędkości obrotowej do 3600 obr/min i mocy do 300 kW ustala dopuszczalny poziom drgań 3.0 mm/s. Dla wyższych prędkości obrotowych oraz mocy na stopień dopuszcza wzrost poziomu drgań (zgodnie z wykresem zależności od mocy i prędkości obrotowej) jednak nie więcej niż do 4.5 mm/s. Dla pomp pionowych limit ustalono na 5.0 mm/s. Co istotne norma API 610 stwierdza, że podane wyżej limity powinny być dotrzymane w obszarze optymalnej pracy pompy (tj. w pobliżu wydajności nominalnej), a w pozostałej części dopuszczalnego obszaru pracy może nastąpić wzrost drgań o 30%.

Standardem poświęconym w całości kwestii drgań jest norma [5] PN-ISO 10816. Powinna ona być traktowana jako podstawowe źródło wytycznych dotyczących poziomu drgań. Należy zwrócić uwagę, że norma ta składa się z siedmiu części, a dla kryteriów badań odbiorczych najistotniejsza jest część PN-ISO 10816-1 zawierająca wytyczne ogólne oraz część PN-ISO 10816-7, zawierająca specjalne kryteria dla pomp, które są mniej ostre niż kryteria ogólne w części 1 obowiązujące dla innych maszyn wirujących. Należy przypuszczać, że ustalenie mniej rygorystycznych kryteriów dla pomp w intencji autorów normy uwzględnia fakt, że pompy cechują się nieuchronnie występowaniem wspomnianych wyżej wymuszeń hydraulicznych, które w innych maszynach nie mają miejsca.

W części 7 normy ISO 10816 pompy podzielone są na dwie kategorie:

Kategoria I – pompy, dla których wymagany jest wysoki poziom niezawodności i bezpieczeństwa (np. pompy do niebezpiecznych mediów, do krytycznych zastosowań itp.)

Kategoria II – pompy do zastosowań ogólnych i mniej krytycznych

Dla powyższych kategorii norma przewiduje odrębne limity drgań. Ponadto, limity określone dla każdej z kategorii podzielone są na cztery strefy:

Strefa A – drgania dla pomp bezpośrednio po przekazaniu do eksploatacji

Strefa B – drgania akceptowalne w długotrwałej eksploatacji bez ograniczeń czasowych

Strefa C – drgania traktowane jako nieakceptowalne w długotrwałej eksploatacji lecz nie wymagające jeszcze wyłączenia pompy. W tej strefie pompy mogą pracować przez pewien czas, lecz wejście w nią wymaga niezwłocznego planowania środków zaradczych (np. remont).

Strefa D – drgania niedopuszczalne grożące awarią pompy. Wejście w tę strefę powinno skutkować wyłączeniem maszyny.

Dla wyżej określonych kategorii i stref norma podaje poniższe limity wartości drgań:

Powyższe limity ustalone są dla pomp z wirnikami o liczbie łopatek od 3 wzwyż, co jest wyrazem faktu, iż dla wirników dwu- lub jednołopatkowych należy się spodziewać (i akceptować) wyższych poziomów drgań.

Norma ISO 10816-7 w rozdziale 3.4 stwierdza ponadto, że limity drgań powinny być dotrzymane w optymalnym zakresie wydajności (ogólnie rzecz biorąc od 70% do 120% wydajności przy której występuje najwyższa sprawność) natomiast poza tym zakresem może nastąpić wzrost poziomu drgań na skutek wzrostu wymuszeń hydraulicznych. Norma zawiera ilustrujący to wykres zgodny z analogicznym wykresem w normie API 610.

5. Realistyczne wymagania

Jak stwierdzono wyżej norma ISO 10816 przewiduje racjonalne i elastyczne podejście pozwalające na uzgodnienie pomiędzy producentem a użytkownikiem właściwych limitów drgań dla poszczególnych przypadków na podstawie inżynierskich przesłanek. Intencją autorów normy jest uwzględnienie faktu, że w pewnych fizycznych uwarunkowaniach istnieją obiektywne, fizyczne powody do wzrostu poziomu drgań. Usiłowanie utrzymania limitów drgań na najniższym poziomie w tych warunkach wymagałoby stosowania nadmiernie ciężkich, przesztywnionych konstrukcji pomp, co nie znajduje uzasadnienia techniczno-ekonomicznego.

W praktyce zdarzają się przypadki, że autorzy specyfikacji wymagań technicznych dla pomp narzucają wymagania dotyczące drgań idące dalej niż norma ISO 10816 wykorzystując nierzadko pozycję zamawiającego dominującą nad oferentem. Chęć uzyskania jak najniższych poziomów drgań przez użytkowników jest zrozumiała, jednak nie może się to odbywać przy braku zrozumienia obiektywnych przesłanek technicznych, które są podstawą inżynierskiego podejścia zawartego w normie ISO 10816.

Typowe przykłady nadmiernego „śrubowania” wymagań zawartych w specyfikacjach przetargowych są następujące:

1. Wymaganie limitów drgań z części 10816-1 dotyczącej innych maszyn wirujących zamiast limitów z części 10816-7 opracowanej specjalnie dla pomp. Nie uwzględnia to faktu występowania w pompach szczególnych rodzajów wymuszeń (np. hydraulicznych) nieobecnych w innych maszynach wirujących na skutek czego drgania pomp cechują się wyższym poziomem.

2. Traktowanie wszystkich pomp jako krytycznych z kategorii I, co również jest niezgodne z filozofią normy, która zakłada racjonalne dostosowanie wymagań do sytuacji.

3. Wymaganie utrzymania drgań w strefie A przez wieloletni okres gwarancji. Strefa A dotyczy pomp bezpośrednio po uruchomieniu znajdujących się w idealnym stanie technicznym. W trakcie eksploatacji stan ten ulega stopniowemu pogorszeniu, np. na skutek zużycia wirników skutkującego pogorszeniem wyważenia zespołu wirującego czy też na skutek powiększania się luzów łożyskowych. Fakty te uwzględniono w normie poprzez przyjęcie, że w eksploatacji powinny się utrzymywać w strefie B. Zamawiający ma zatem prawo wymagać aby w trakcie prób odbiorczych uzyskać limity ze strefy A lecz powinien   uwzględnić, że w trakcie eksploatacji drgania mogą się podwyższyć do wartości dopuszczalnych w strefie B.

4. Wymaganie utrzymania limitów drgań w określonej strefie w całym zakresie regulacji parametrów pompy. W niektórych układach pompowych wymagany zakres wydajności wykracza znacznie poza zakres uważany za optymalny (70% do 120% Q_n). Zarówno norma ISO 10816, jak i API 610 na podstawie racjonalnych, inżynierskich przesłanek stwierdzają, że poza tym zakresem należy akceptować wzrost poziomu drgań, w API 610 określony na poziomie 30% wartości zalecanych w optymalnym zakresie wydajności. Oczekiwanie, że pompa pracująca, dla przykładu, z wydajnością 25% nominalnej nie wykaże wzrostu poziomu drgań jest zatem nieracjonalne pod względem technicznym.

5. Wymaganie od dostawcy zespołu pompowego wzięcia odpowiedzialności za poziom drgań na stanowisku pracy, na zaprojektowanie którego dostawca nie miał wpływu.

Na dłuższą metę stawianie wygórowanych wymogów jak wyżej, niezgodnych z racjonalnymi założeniami normy ISO 10816, może zmusić producentów pomp do projektowania konstrukcji nadmiernie przesztywnionych, ciężkich i kosztownych, co nie byłoby ekonomicznie uzasadnione.

6.  Podsumowanie i wnioski

• Określanie wymagań dotyczących poziomu drgań zespołów pompowych w specyfikacjach wymagań technicznych stanowiących podstawę zakupu jest zalecaną praktyką, prowadzącą do zakupu pomp o odpowiedniej jakości i trwałości.
• Jako właściwe standardy określające sposób pomiaru i kryteria odbioru zaleca się normy ISO 10816 i API 610.
• Optymalną praktyką jest stosowanie elastycznego podejścia z normy ISO 10816, pozwalającego na racjonalne dostosowanie wymagań do sytuacji. Przykłady narzucania zaostrzonych wymagań , jak te omówione pod koniec p. 5, nie są zgodne z właściwą praktyką inżynierską zawartą w normie.
• Jeśli od dostawcy zespołu pompowego wymaga się zagwarantowania określonego poziomu drgań na stanowisku pracy, to powinien on mieć prawo do co najmniej zaopiniowania projektu tego stanowiska celem wskazania ewentualnych błędów projektowych.
• Jeśli pomiary odbiorcze odbywają się na fabrycznym stanowisku badawczym to stwierdzone tam poziomy drgań mogą wyższe niż na docelowym stanowisku pracy, ze względu na prowizoryczny charakter i mniejszą sztywność zabudowy na stanowisku badawczym. Ewentualne przekroczenie dopuszczalnego poziomu drgań na stanowisku fabrycznym (w zakresie o nie więcej niż 2 mm/s) nie powinno być zatem podstawą do odrzucenia pomp gdyż należy się spodziewać spadku poziomu drgań na właściwie zaprojektowanym docelowym stanowisku pracy i tam powinna nastąpić ostateczna weryfikacja. Natomiast jeśli na stanowisku docelowym stwierdzony zostanie wzrost poziomu drgań w stosunku do stanowiska fabrycznego, to zachodzi domniemanie, że stanowisko to jest błędnie zaprojektowane.

Dr inż. Grzegorz Pakuła

Literatura:

1. Gryboś R., Drgania maszyn, Wydawnictwa Politechniki Śląskiej, Gliwice, 2009
2. Morel J., Drgania maszyn i diagnostyka ich stanu technicznego, Wydanie polskie : Polskie Towarzystwo Diagnostyki Technicznej, wydanie francuskie: Directions des estudes et recherches d’electricite de France, 1992
3. Operating rotodynamic pumps away from design conditions, Eurpopump , Elsevier Science Ltd, 2000
4. European Association of Pump Manufacturers , Guide to forecasting the vibrations of centrifugal pumps, Europump publications, 1992

Normy:

5. PN-ISO 10816, części 1-7. Ocena drgań maszyn na podstawie pomiarów na częściach niewirujących,

6. PN-EN ISO 5199, Wymagania techniczne dla pomp odśrodkowych, Klasa II

7. API 610 Pompy odśrodkowe dla przemysłu naftowego, petrochemicznego i gazowego, edycja 11