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

W ostatnich latach na rynku pojawiły się preparaty służące do pokrywania powierzchni układu przepływowego. Reklamowane są jako metoda na poprawę sprawności energetycznej pomp oraz zwiększenie ich odporności na zużycie. W ramach zabiegów marketingowych sugeruje się możliwość zwiększenie sprawności pomp sięgające kilkunastu procent.

Faktem jest, że sprawność hydrauliczna pompy zależy od chropowatości powierzchni układu przepływowego. Nadmierna chropowatość powoduje zwiększenie strat tarcia cieczy o ścianki, co powoduje obniżenie sprawności. W technice pompowej do wykonania zasadniczych elementów układu przepływowego stosuje się najczęściej technologię odlewniczą. W zależności od odmiany tej technologii (formowanie w piasku, odlewanie w kokilach itp.), od rodzaju odlewanego materiału oraz w zależności od staranności wykonania odlewu uzyskuje się chropowatość rzędu kilku do kilkudziesięciu μm. Końcową jakość powierzchni odlewu uzyskuje się w wyniku jego czyszczenia. Najprostszym sposobem jest piaskowanie, stosuje się też inne technologie, jak na przykład kilkugodzinne pompowanie przez wirnik zawiesiny korundu. Jest oczywiste, że jakość powierzchni odlewu związana jest ze stosowaną technologią, a zatem wpływa na cenę. Pokrywanie powierzchni odlewu preparatami poprawiającymi gładkość można rozpatrywać jako metodę pozwalającą wyeliminować chropowatość odlewu wykonanego przy zastosowaniu tanich technologii.

Aby ocenić możliwość oceny poprawy sprawności pompy na skutek pokrycia jej elementów preparatami poprawiającymi gładkość w naszej firmie wykonano szereg doświadczeń polegających na pomiarze sprawności pomp rożnych typów wykonanych w tradycyjnej technologii odlewniczej, a następnie na powtórzeniu pomiarów dla pomp z nałożonymi pokryciami oferowanymi przez różnych producentów. W wyniku uzyskano poprawę sprawności o 1.5 do 4 % w stosunku do wypiaskowanego odlewu żeliwnego średniej jakości. Należy przy tym zaznaczyć dla porównania, że pomalowanie odlewu zwykłą farbą antykorozyjną poprawiało sprawność o ok. 1%. Ze względu na to, że pokrywanie elementów pompy preparatami poprawiającymi gładkość nie jest zabiegiem tanim, przeprowadzono również eksperyment polegający na pokrywaniu preparatami kolejno poszczególnych elementów jednostopniowej pompy ze spiralą zbiorczą w celu oszacowania jaki wpływ na sprawność ma pokrycie danego elementu. Pokrywano kolejno: czynne strony łopatek, zewnętrzne tarcze wirnika, cały wirnik i wreszcie powierzchnię wewnętrzną spirali. Całkowity przyrost sprawności osiągnął ok. 3%, natomiast efekt ten narastał w przybliżeniu równomiernie w miarę pokrywania kolejnych elementów. Badana pompa była pompą średniobieżną o wyróżniku szybkobieżności rzędu 35. Na podstawie teoretycznych rozważań można dojść do wniosku, że dla pomp wolnobieżnych (o niższych wyróżnikach) największe korzyści można uzyskać z pokrycia wirnika, a dla pomp szybkobieżnych z pokrycia elementów odprowadzających ciecz (spirala, kierownica).

 Kolejnym zagadnieniem budzącym wątpliwości w przypadku tego rodzaju preparatów jest ich podatność na odpadanie z powierzchni pompy w trakcie pracy. Zależy to, rzecz jasna, od przestrzegania technologii powlekania zalecanej przez producenta, a w szczególności od jakości przygotowania odlewu. Przeprowadzono eksperymenty polegające na tym, że pokrycie preparatami wnętrza pompy powierzono ich producentowi, aby mieć pewność, ze zabieg został wykonany w sposób zalecany, a następnie pompę oddano do normalnej eksploatacji u użytkownika. Później dokonywano przeglądu pompy w celu oceny stanu pokrycia. Przeglądy takie przeprowadzane były po okresie pracy sięgającym od kilkuset do kilku tysięcy godzin. Za każdym razem stwierdzano większe lub mniejsze ubytki w pokryciu.

W podsumowaniu, na podstawie zebranych doświadczeń, można stwierdzić, że w wyniku pokrycia preparatami zwiększającymi gładkość powierzchni nowej pompy wykonanej w typowej technologii można oczekiwać poprawy sprawności na poziomie 2-4%. Trwałość tego rodzaju pokryć w trakcie eksploatacji nie jest w pełni zadowalająca. Prawdopodobnie zastosowanie pokryć dla pomp wyeksploatowanych, o mocno zdegradowanej powierzchni układu przepływowego może przynieść wyższe efekty w postaci poprawy sprawności, lecz trwałość przylegania preparatów do tak uszkodzonych powierzchni stoi pod jeszcze większym znakiem zapytania.

Dr inż. Grzegorz Pakuła      

Minimalne zużycie mocy wymagane dla przepompowania cieczy o ciężarze właściwym γ [N/m³] z wydajnością Q [m³/s] przy wysokości podnoszenia H [m] to tak zwana moc użyteczna, którą obliczamy ze wzoru:

N_u = γ Q H                 [W].

Zużycie mocy byłoby równe mocy użytecznej, gdyby pompowanie odbywało się bez żadnych strat, ze sprawnością 100%, to znaczy gdyby cała energia pobrana ze źródła zasilania została przekazana do cieczy. W rzeczywistości taka sytuacja nigdy nie występuje, gdyż zespół pompowy składający się z pompy i silnika (najczęściej elektrycznego) pracuje ze sprawnością mniejszą od stu procent. Sprawność silnika elektrycznego η_s to procent mocy pobranej z sieci przekazany na wale do pompy, a sprawność pompy η_p to procent mocy pobranej na wale przez pompę od silnika, przekazany do pompowanej cieczy. Sprawność zespołu pompowego jest iloczynem sprawności pompy i sprawności silnika, a rzeczywisty pobór mocy na pompowanie wynosi:

            N = γ Q H / ( η_s η_p).

Wynika z tego bezpośrednio, że w celu ograniczenia zużycia energii należy stosować pompy i silniki o możliwie wysokiej sprawności. Sprawności te różnią się dla poszczególnych typów pomp i silników, należy zdawać sobie jednak sprawę, że możliwość uzyskania znacznych oszczędności energii na drodze zastąpienia prawidłowo dobranej pompy lub silnika maszyną bardziej nowoczesną są ograniczone. W ostatnich latach powstały nowe konstrukcje energooszczędnych silników, Wzrost sprawności w stosunku do starszych konstrukcji jest na poziomie 2-3 procent. Podobnego rzędu korzyści można uzyskać zastępując starszą pompę bardziej nowoczesną. W sumie, dokonując wymiany zespołu pompowego na bardziej nowoczesny można uzyskać wzrost sprawności nie przekraczający 5%. Mówimy tu o porównaniu sprawności nowoczesnego zespołu pompowego z zespołem pompowym o starszej konstrukcji, lecz znajdującym się w dobrym stanie technicznym, czyli o możliwych korzyściach wynikających jedynie z postępu w budowie maszyn.

Oczywiście, wyższe oszczędności energii można uzyskać zamieniając wyeksploatowany zespół pompowy na nowy, gdyż sprawności silników, a zwłaszcza pomp obniżają się na skutek pogarszania stanu technicznego. Spadek sprawności pompy wynikający z jej złego stanu technicznego może przekraczać dziesięć procent. Należy jednak pamiętać, że prawidłowo przeprowadzony remont pozwala na odtworzenie początkowej sprawności pompy. Opieranie rachunku ekonomicznego na oszacowaniu oszczędności możliwych do uzyskania przez zastąpienie nowoczesną pompą pompy wyeksploatowanej nie jest w pełni prawidłowe, gdyż sprawność tej ostatniej można poprawić drogą remontu, co jest z reguły mniej kosztowne niż zakup pompy nowej, tym bardziej, że instalacja nowej pompy często wymaga dodatkowych nakładów na zmianę fundamentów i układu rurociągów. Przed podjęciem decyzji o wymianie pompy na nową należy zatem rozważyć jako alternatywę remont pompy istniejącej, który, w zależności od jakości wykonania oraz od stanu technicznego pompy pozwala uzyskać poprawę sprawności rzędu od kilku do nawet kilkunastu procent.

Jeszcze większe oszczędności energetyczne można uzyskać eliminując błędy w doborze pomp. Błędy te mogą dotyczyć zarówno typu pompy jak i jej parametrów.

            Przykłady zastosowania niewłaściwego typu pompy to między innymi:

a) Stosowanie pomp samozasysających tam, gdzie nie jest to konieczne. Pompy samozasysające umożliwiają rozruch bez kłopotliwego odpowietrzania i zalewania cieczą, ale ze względu na swoją konstrukcję maja z reguły sprawność obniżoną w stosunku do typowych pomp. Nie należy ich zatem stosować tam, gdzie zdolność do samozasysania nie jest konieczna.

b)  Stosowanie pomp ściekowych z tzw. wirnikami o swobodnym przepływie odpornymi na zatykanie ciałami stałymi, w miejscach gdzie takie zjawisko nie grozi. Wirniki o swobodnym przepływie umożliwiają pompowanie ścieków zawierających ciała włókniste lub inne ciała stałe o znacznych rozmiarach, lecz cechują się obniżoną sprawnością. Zastosowanie ich do pompowania ścieków wstępnie podczyszczonych, kiedy zatykanie wirnika jest mało prawdopodobne, prowadzi do strat energetycznych.

c)  Stosowanie pomp głębinowych w innych zastosowaniach niż studnie głębinowe. Pompy głębinowe napędzane silnikami mokrymi, dzięki konstrukcji umożliwiającej długotrwałą, niezawodną pracę bez obsługi, są świetnie przystosowane do zastosowania w studniach. Należy jednak pamiętać, że mokre silniki głębinowe posiadają sprawność energetyczną o kilka procent obniżoną w stosunku do tradycyjnych silników suchych. Wobec tego zastosowanie pomp głębinowych poza studniami (np. w tzw. płaszczach wodnych) powoduje zwiększenie strat energetycznych.

d) Stosowanie kilku mniejszych pomp połączonych równolegle zamiast jednaj większej. Możliwa do uzyskania sprawność pompy rośnie na ogół z jej wydajnością. Dlatego stosowanie kilku mniejszych pomp zamiast jednej większej, o ile nie jest to konieczne np. ze względu na potrzebę regulacji, obniża sprawność pompowania.

e) Stosowanie jednostopniowych pomp o niskich wydajnościach. Nie jest możliwe zbudowanie pompy o wysokiej sprawności jeśli jej wysokość podnoszenia jest zbyt duża w stosunku do wydajności. W takich przypadkach stosuje się pompy wielostopniowe umożliwiające uzyskanie lepszych sprawności, lecz posiadające wyższą cenę. Zastosowanie w takim przypadku pomp jednostopniowych pozwala na pewne oszczędności na koszcie zakupu lecz prowadzi do wzrostu zużycia energii podczas eksploatacji.

Należy sobie zdawać sprawę, że zastosowanie pompy o wysokiej katalogowej sprawności maksymalnej nie oznacza, że pompa będzie z taką sprawnością pracowała. Sprawność w punkcie pracy zależy bowiem od doboru pompy do układu pompowego. Jeśli dobór ten jest nieprawidłowy, to znaczy jeśli pompa pracuje przy wydajności mocno różniącej się od nominalnej, sprawność rzeczywista może być znacznie niższa od maksymalnej. Praktyka wskazuje, że z taką sytuacją mamy często do czynienia. Nie zawsze jest to wynikiem błędu w doborze pompy. Często dobór był prawidłowy, lecz zmieniły się wymagane parametry, na przykład pompa pracuje z niższą wydajnością niż zakładano na skutek spadku zużycia wody. Jeśli pompa posiada parametry (wydajność i wysokość podnoszenia) wyższe od wymaganych można ją lepiej dopasować do układu, a tym samym poprawić wskaźniki zużycia energii, przez zmniejszenie średnicy wirnika lub zmniejszenie prędkości obrotowej.

Bardzo duże możliwości oszczędności zużycia energii daje zastosowanie odpowiedniej metody regulacji przy współpracy pompy z układem pompowym, w którym wymagane parametry ulegają zmianie. Jest to sytuacja typowa dla sieci wodociągowych, w których zapotrzebowanie na wodę ulega znaczącym wahaniom w ciągu doby. W takim przypadku pompę dobiera się na parametry maksymalne, a w okresach gdy zapotrzebowanie maleje należy zastosować pewną metodę regulacji. Najprostsza z nich to dławienie pompy zaworem na rurociągu tłocznym. W porównaniu z tą metodą można uzyskać na ogół znaczne oszczędności energii stosując regulację przez zmianę prędkości obrotowej. Efekty zastosowania tej metody są tym większe im większy udział w wysokości podnoszenia pompy maja straty przepływu oraz w im większym zakresie waha się wydajność. Wybór właściwej regulacji parametrów pozwala na uzyskanie oszczędności energetycznych sięgających kilkudziesięciu procent.

Do tej pory omawialiśmy możliwości obniżenia zużycia energii drogą poprawy sprawności pompowania, zakładając, że na parametry (wydajność Q i wysokość podnoszenia H) występujące we wzorze na pobór mocy nie mamy wpływu. Założenie takie nie zawsze jest słuszne. Dla przykładu, wymagana wysokość podnoszenia pompy zawiera w sobie zarówno wysokość geometryczną (na którą mamy znikomy wpływ) jak i wysokość strat przepływu. Redukując straty możemy obniżyć wysokość podnoszenia pompy, a zatem, zgodnie ze wzorem podanym na wstępie obniżyć zużycie mocy nawet przy niezmiennym poziomie sprawności. Na wysokość strat bardzo silny wpływ ma średnica przewodów. Eliminując odcinki sieci o zbyt małej średnicy lub zbędne elementy armatury powodujące straty (kolana, zwężki) możemy zmniejszyć wymaganą wysokość podnoszenia pompy. Podobny efekt można uzyskać stosując strefy zróżnicowanego ciśnienia w sieci. Jeśli cała sieć jest zasilana przez jedną pompę to jej wysokość podnoszenia wynika z konieczności zapewnienia wymaganego ciśnienia w najbardziej odległym lub najwyżej położonym punkcie sieci. Wysokość podnoszenia pompy można zmniejszyć jeśli zasila ona tylko te części sieci gdzie wymagane jest ciśnienie niższe, a podwyższenie ciśnienia w określonych punktach uzyskuje się przez mniejsze pompownie strefowe. Sumarycznie prowadzi to do obniżenia zużycia energii.

Obniżając wymaganą wysokość podnoszenia pompy przez optymalizację układu pompowego musimy pamiętać o dostosowaniu pompy do zmienionych wymagań. Jeśli bowiem pozostawilibyśmy parametry pompy bez zmian to przy zmniejszonej wysokości podnoszenia wymaganej przez układ pompa pracowałaby z nadmierną wydajnością, a zatem przy nadmiernym zużyciu mocy. Zmniejszenie wysokości podnoszenia pompy można uzyskać przez zmniejszenie średnicy wirnika, zmniejszenie wysokości podnoszenia lub wymianę pompy na inną, co może również okazać się opłacalne.

Podsumowując:

Oszczędności energii zużywanej na pompowanie można uzyskać korzystając z następujących sposobów:

1. Stosując nowocześniejsze pompy i silniki (efekty rzędu kilku procent)
2. Utrzymując zespół pompowy w odpowiednim stanie technicznym poprzez właściwą gospodarkę remontową (efekty rzędu kilku do kilkunastu procent)
3. Eliminując błędy doboru dotyczące zarówno typu pompy jak i jej doboru do wymogów układu (efekty rzędu kilkunastu do kilkudziesięciu procent)
4. Stosując właściwą metodę regulacji i optymalizując układ (efekty rzędu kilkudziesięciu procent).

Możliwe do uzyskania efekty zależą od stanu wyjściowego i są tym wyższe im bardziej ten stan odbiega od optymalnego.

Dr inż. Grzegorz Pakuła

1. WPROWADZENIE.

Zużycie energii do napędu pomp stanowi poważną pozycję w sumie zużycia energii na potrzeby własne bloku energetycznego. Dla przykładu, w przypadku bloków energetycznych o mocy 200 MW suma poboru mocy pracujących w nim pomp sięga 10 MW czyli 5% mocy bloku.

Największy pobór mocy wykazują pompy zasilające kocioł. W typowym rozwiązaniu bloku 200 MW stosowanym w polskiej energetyce pompy zainstalowane są w układzie 3 x 50%, to znaczy dwie pracujące równolegle pompy dają wymaganą wydajność, a trzecia pompa stanowi rezerwę. Pobór mocy każdej z dwu pracujących pomp zasilających jest rzędu 3 MW. Tak znaczny pobór mocy jest w pewnym stopniu nieunikniony gdyż wynika z konieczności podniesienia ciśnienia na określonym etapie obiegu termodynamicznego stanowiącego podstawę generacji energii w elektrowni cieplnej. Rzeczywisty pobór mocy przewyższa jednak niezbędne z punktu widzenia fizyczne minimum z powodu tego, że sprawność zespołu pompowego jest niższa od stu procent. Utrzymywanie tej sprawności na możliwie wysokim poziomie stwarza możliwość redukcji zużycia energii na potrzeby własne bloku energetycznego.

2. SPRAWNOŚĆ ZESPOŁÓW POMPOWYCH.

Pompy zasilające pracujące w elektrowniach są na ogół wyposażone w przyrządy pozwalające na pomiar podstawowych parametrów (wydajność, ciśnienie, pobór prądu silnika), na podstawie wskazań których można oszacować sprawność zespołu pompowego. Są to pomiary o dokładności przemysłowej, nie dające w pełni wymaganej dokładności lecz pozwalające na ocenę rzędu wielkości. Na rys. 1 pokazany jest uzyskana na podstawie pomiarów przykładowa zależność sprawności od wydajności zespołu pompowego, która powiązana jest bezpośrednio z obciążeniem bloku. Wyniki pokazane na rysunku można uznać za nieco lepsze od przeciętnych gdyż spotyka się dane z innych elektrowni wykazujące niższy poziom sprawności.

W celu oceny takiego stanu można przyjąć, że nowa pompa zasilająca tego typu powinna posiada sprawność rzędu 81%, natomiast silnik z okresu gdy zespół pompowy był instalowany powinien posiadać sprawność rzędu 94%. Jak z tego wynika oczekiwana sprawność zespołu pompowego powinna wynosić 0.81 x 0.94 = 76.1 %. Jak widać na rys.1 rzeczywista sprawność zespołu jest o ok. 10% niższa. Różnica ta powoduje nadmierne straty, eliminacja których umożliwia redukcję zużycia energii na potrzeby własne bloku. Poniżej omówione zostaną źródła strat oraz wskazane zostaną możliwości ich ograniczenia.

Rys. 1. Przebieg sprawności zespołu pompy zasilającej kocioł w bloku 200 MW w zależności od wydajności.

3. MOŻLIWOŚCI POPRAWY SPRAWNOŚCI POMP ZASILAJĄCYCH.

3.1. Zwiększenie sprawności początkowej pompy.
Najprostszą możliwością jaka się nasuwa byłoby zastosowanie pomp o sprawności wyższej niż wspomniane 81%. Ta z pozoru oczywista możliwość jest jednak mało realna gdyż dla parametrów, jakie tu występują wyższy poziom sprawności jest trudny do uzyskania. W monografii [1] można znaleźć wykresy pokazujące jakiej sprawności można oczekiwać od pompy w zależności od jej wydajności i wyróżnika szybkobieżności. Wynika z nich, że dla pomp o parametrach odpowiadających pompom zasilającym kocioł 200 MW poziom 81% sprawności jest poziomem oczekiwanym i dobrym w skali światowej. Być może w ofercie niektórych producentów pomp dałoby się znaleźć pompy o nieznacznie wyższej sprawności lecz ewentualne różnice są niższe niż dopuszczalne tolerancje dla sprawności konkretnego egzemplarza [3], więc nie ma pewności, że dostarczona pompa wykaże sprawność w pełni odpowiadającą ofertowej. Wynika z tego, że zamiana typu pompy nie jest efektywnym kierunkiem, gdyż wymaga znacznych nakładów na zakup pompy i przystosowanie do niej stanowiska, natomiast efekty są nieznaczne i niepewne.

3.2. Zastosowanie pompy 100% zamiast dwu 50%.
Można również rozważać zastąpienie pomp pracujących równolegle 2 x 50% jedną pompą. Rozwiązanie takie może przynieść pewne efekty w nominalnym punkcie pracy. Ze wspomnianych wykresów [1] podających zależność oczekiwanej sprawności od wydajności wynika, że dwukrotne zwiększenie wydajności z poziomu 400 na ok 800 m3/h może przynieść wzrost sprawności o ok. 1-2 %. Zatem również w tym przypadku uzyskany wzrost sprawności jest nieznaczny, a ponadto poprawa następuje jedynie przy pracy w okolicy parametrów nominalnych. Zastosowanie pompy 100% zamiast dwu 50% powoduje natomiast komplikacje przy regulacji i zwiększenie energochłonności przy pracy bloku z obniżoną mocą, o czym mowa niżej.

3.3. Zastosowanie energooszczędnego silnika.
Sprawność silników dużej mocy w okresie gdy budowane były bloki 200 MW znajdowała się na poziomie 94%. Obecnie dostępne są silniki energooszczędne, których sprawność przy tych parametrach sięga 97%. Celowe jest zatem rozważanie zastępowania wyeksploatowanych silników silnikami nowymi jako alternatywy dla ich remontu.

3.4. Gospodarka remontowa.
Należy zadać sobie pytanie czym tłumaczy się, stwierdzona (p.2) dziesięcioprocentowa różnica w pobliżu wydajności nominalnej, pomiędzy oszacowaną na podstawie pomiarów sprawnością zespołu pompowego a sprawnością oczekiwaną dla nowej pompy i silnika, która powinna być na poziomie 76%.

Po pierwsze sprawność 76% wynika z przemnożenia sprawności pompy i silnika i nie uwzględnia sprawności pracującego pomiędzy nimi sprzęgła hydrokinetycznego. Nawet pracując bez redukcji prędkości, przy minimalnym poślizgu sprzęgło hydrokinetyczne posiada sprawność na poziomie 97%. Wobec tego sprawność zespołu pompowego ze sprzęgłem hydrokinetycznym w punkcie nominalnym można oszacować jako 0.81 x 0.97 x 0.94 = 73.8%. Większy spadek sprawności przy pracy z wydajnością nominalną występuje gdy pompa dobrana jest z nadmiarem parametrów. W takim przypadku, nawet przy pracy bloku pod pełnym obciążeniem, na sprzęgle hydrokinetycznym następuje zmniejszenie prędkości obrotowej, co powoduje znaczny wzrost strat. Nadmierny zapas parametrów pompy jest zatem szkodliwy z punktu widzenia zużycia energii. Niekorzystny wpływ sprawności sprzęgła hydrokinetycznego na sprawność zespołu jest znacznie większy przy pracy na obniżonych parametrach, o czym mowa poniżej.

Nawet przy uwzględnieniu straty na sprzęgle hydrokinetycznym pomiędzy sprawnością oczekiwaną a zmierzoną występuje znaczna różnica, której nie da się wytłumaczyć inaczej niż przez obniżkę sprawności początkowej na skutek pogorszenia stanu technicznego maszyn.
Z pomiarów parametrów pomp zasilających pracujących w elektrowniach wynika, że aktualne sprawności pomp są nierzadko na poziomie 70% (wobec 81% dla pompy nowej), a w krańcowych przypadkach znanych autorowi, spotyka się pompy osiągające sprawność maksymalną nie przekraczającą 60%.

Wskazuje to na fakt, że dla poziomu energochłonności pomp zasilających mniejsze znacznie mają różnice w sprawności pomp nowych, które w zależności od producenta i jakości danego egzemplarza zawierają się najczęściej w przedziale 80-82%. Decydujące znaczenie ma natomiast sprawność eksploatacyjna, obniżona w stosunku do wyjściowej na skutek zużycia. Jak wspomniano, sprawności pomp znajdujących się eksploatacji mogą znajdować się w przedziale nawet 60-70%.

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 posiada sprawność 81 % to rzeczywisty pobór mocy wyniesie 2611 kW, natomiast przy sprawności 70% wyniesie 3021 kW. Jak z tego wynika, ze względu na pogorszony stan techniczny zwiększenie poboru mocy z powodu pogorszenia stanu technicznego 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 przekracza koszt remontu kapitalnego pompy.

Eliminacja lub przynajmniej zmniejszenie tych dodatkowych strat jest możliwe dzięki odpowiedniej polityce remonto-wej. Poprzez naturalne zużycie postępujące na przestrzeni kilku lat można wytłumaczyć kilkuprocentowy spadek sprawności. Jeśli natomiast pompa wykazuje sprawność na poziomie 70% lub niżej, to sugeruje to iż była remontowana w nie-właściwy sposób, przy zastosowaniu części zamiennych nieodpowiedniej jakości, co spowodowało obniżkę sprawności. Decyzję o skierowaniu pompy zasilającej do remontu kapitalnego podejmuje się zazwyczaj na podstawie monitoringu tzw. parametrów ruchowych (drgania, temperatury itp.). Biorąc pod uwagę fakt, że koszt remontu jest niższy od kosztu dodatkowej energii zużywanej na skutek obniżenia sprawności częstotliwość remontów można by ustalać na podstawie monitoringu sprawności energetycznej, tak aby utrzymać sprawność eksploatacyjną pompy w pobliżu sprawności pompy nowej.

Dodatkowo należy zalecić stosowanie w polityce remontowej następujących zasad:
a) Przy wybieraniu wykonawcy remontu nie należy kierować się jedynie ceną lecz również, a raczej przede wszystkim efektem w postaci poziomu sprawności energetycznej uzyskanej po remoncie,
b) Kryterium odbioru remontu powinno być badanie parametrów pompy na stacji prób pozwalające na pomiar sprawności, jaką pompa uzyskuje po remoncie.

3.5. Regulacja parametrów.
Jak stwierdzono wyżej widoczne na rys.1 obniżenie sprawności zespołu pompowego dla wydajności nominalnej z oczekiwanego poziomu 74% do ok. 66% daje się wytłumaczyć pogorszonym stanem technicznym pompy. Podobnego rzędu efekt pogorszenia sprawności z tego powodu występuje w całym zakresie wydajności. Jak jednak widać na rys.1 przy zmniejszeniu wydajności następuje dalszy spadek sprawności zespołu, nawet do poziomu 45% przy wydajności obniżonej do połowy nominalnej co jest konsekwencją zmiany parametrów w stosunku do nominalnych, wymuszonej przez pracę bloku z obniżoną mocą.
Pompy zasilające kotły regulowane są zazwyczaj przez zmianę prędkości obrotowej. Jest to metoda regulacji zazwyczaj najlepsza pod względem efektów energetycznych, jednak w tym przypadku nie zapobiega wzrostowi strat. Jak opisano w [4], przy zmianie prędkości obrotowej dany punkt na charakterystyce pompy przesuwa się w taki sposób, że wydajność spada proporcjonalnie do prędkości obrotowej, a wysokość podnoszenia proporcjonalnie do jej kwadratu. Sprawność przy tym nie ulega w przybliżeniu zmianie. Jeśli taką metodą narysowane zostaną charakterystyki pompy przy różnych prędkościach obrotowych, to punkty o jednakowych sprawnościach leżą na parabolach (rys.2). Parabole te w teorii wychodzą z początku układu współrzędnych, jednak w praktyce poniżej pewnej prędkości obrotowej, zbyt mocno obniżonej w stosunku do nominalnej, teoria ta przestaje mieć zastosowanie gdyż następuje tam głębszy spadek sprawności. Z tego powodu na rys.2 pokazano jedynie fragment wykresu dla wyższych prędkości obrotowych, gdzie paraboliczny kształt linii stałej sprawności odpowiada rzeczywistości.

Rys. 2. Współpraca pompy regulowanej przez zmianę prędkości obrotowej z układem o płaskiej charakterystyce.

Regulacja przez zmianę prędkości obrotowej jest najskuteczniejsza wtedy gdy parabola najwyższej sprawności pokrywa się z charakterystyką układu. Taka sytuacja jest możliwa w układach obiegowych (np. ciepłowniczych) gdzie nie występuje statyczna wysokość podnoszenia. Natomiast charakterystyka układa zasilania kotła jest płaska. Wynika to z tego, że wymagane jest wysokie ciśnienie zasilania kotła, do którego dochodzą straty w rurociągach rosnące, teoretycznie, z kwadratem wydajności lecz posiadające niższy rząd wielkości niż ciśnienie zasilania. Przykład charakterystyki układu zasilania kotła, czyli zależności wymaganej wysokości podnoszenia pompy od wydajności pokazano na rys. 3. Jest to charakterystyka wyliczona na podstawie tych samych danych pomiarowych co sprawność zespołu na rys.1. Jak widać z rys.3 ciśnienie zasilania (odpowiadające wysokości podnoszenia przy zerowej wydajności) jest na poziomie powyżej 1400 m. Ze wzrostem wydajności na skutek strat przepływu wysokość podnoszenia wzrasta do poziomu 1800 m. Poszczególne punkty pomiarowe wykazują rozrzut typowy dla pomiarów przemysłowych ale generalnie układają się zgodnie z teorią w pobliżu paraboli. (Dla porządku należy dodać, że charakterystyka tego układu może ulegać zmianie na skutek zmiany jego konfiguracji, np. pobierania wody do wtrysków).

Rys. 3. Charakterystyka układu pompy zasilającej określona na podstawie wyników pomiarów (dane dla jednej z dwu pomp pracujących równolegle).

W tym miejscu należy zwrócić uwagę, że jedną z możliwości redukcji zużycia energii do napędu pomp jest redukcja strat w rurociągu, np. przez stosowanie armatury (zaworów, filtrów itp.) o niższych współczynnikach oporu. Jest to oczywiste, lecz pozostaje poza zakresem niniejszego artykułu koncentrującego się na pompach.

Jak widać z rys. 3 z charakterystyki rurociągu wynika, że pompy zasilające kocioł przy pełnej wydajności odpowiadającej pracy bloku z pełną mocą muszą wytwarzać wysokość podnoszenia rzędu 1800 m, natomiast przy pracy z wydajnością ograniczoną o połowę wysokość podnoszenia spada do poziomu 1500 m. Jak pokazano poglądowo na rys. 2 przy regulacji przez zmianę prędkości obrotowej powoduje to, że pompy wychodzą z obszaru optymalnych sprawności. Położenie punktu optymalnej sprawności przesuwa się wzdłuż osi wydajności proporcjonalnie do prędkości obrotowej. Zatem, aby optymalna sprawność wystąpiła przy połowie wydajności nominalnej obroty powinny zmniejszyć się do połowy. Jednak przy płaskiej charakterystyce układu w celu obniżenia wydajności do połowy potrzebne jest zmniejszenie obrotów w mniejszym stopniu i punkt optymalnej sprawności nie przesuwa się po charakterystyce wraz z punktem pracy lecz pozostaje na wyższych wydajnościach.

Oprócz pogorszenia sprawności pompy wynikającego z jej charakterystyki regulacyjnej następuje pogorszenie sprawności napędu. Przy znacznym spadku poboru mocy wynikającym z obniżenia wydajności pogarsza się sprawność silnika w związku z jego niedociążeniem. Nie jest to jednak spadek znaczący i z reguły zawiera się w zakresie 1-2 %. Poważniejsze straty występują na sprzęgle hydrokinetycznym. Na rys.4 pokazano sprawności napędów z regulowaną prędkością obrotową wg [2]. Przy regulacji z zastosowaniem przetwornika częstotliwości straty są stosunkowo niewielkie w szerokim zakresie prędkości obrotowych. Natomiast dla tradycyjnego sprzęgła hydrokinetycznego sprawność szybko spada ze zmniejszaniem obrotów.

Rys. 4. Porównanie sprawności napędów o regulowanej prędkości.

Typowy zespół pompy zasilającej w bloku o mocy 200 MW według struktury z lat 70-tych XX w., kiedy bloki te były projektowane i budowane, składał się z pompy wielostopniowej napędzanej silnikiem elektrycznym przez przekładnię podnoszącą obroty oraz sprzęgło hydrokinetyczne służące do regulacji parametrów. Dostępne w tamtym czasie rozwiązania techniczne narzucały określone uwarunkowania doboru pomp. Regulacja poprzez sprzęgło hydrokinetyczne możliwa była jedynie w dół. W celu zapewnienia możliwości kompensacji obniżki parametrów na skutek zużycia pompy dobierane były z pewnym zapasem wysokości podnoszenia. Było to niekorzystne z punktu widzenia energetycznego gdyż na skutek tego zespoły pompowe pracowały ze zwiększonym poślizgiem na sprzęgle hydrokinetycznym, co powodowało wzrost strat w sprzęgle. Kwestia regulacji nie była jednak kwestią o zasadniczym znaczeniu, gdyż w tamtym okresie bloki pracowały z reguły z obciążeniem bliskim maksymalnemu.

Obecnie bloki energetyczne o mocy 200 MW pracują w szerokim zakresie obciążeń, w tym stosunkowo często przy połowie mocy nominalnej, co powoduje konieczność ograniczenia wydajności pomp również do około połowy. Rozpatrzmy dla przykładu pracę pomp na parametrach zarejestrowanych w rzeczywistości jak na rys 3. Są to zmierzone parametry jednej z dwu pomp pracujących równolegle, a zatem całkowita wydajność podawana przez pompy do kotła jest dwukrotnie większa niż na wykresie. Jak widać parametry koncentrują się wokół dwu typowych punktów pracy: Q = 760 m³/h i H =1730 m oraz Q = 400 m³/h i H =1500 m. Na rys. 5 pokazano typową, przykładową charakterystykę pompy 100% dobranej na punkt Q = 760 m³/h i H =1730 m, które to parametry pompa osiąga przy prędkości obrotowej ok. 4050 obr/min. Sprawność w tym punkcie wynosi 81%. Jeśli na skutek zmniejszonego obciążenia bloku zachodzi potrzeba ograniczenia wydajności do 400 m³/h, a z charakterystyki układu wynika, że wysokość podnoszenia przy tej wydajności wynosi 1500 m, to jak widać z rys. 5, aby osiągnąć te parametry prędkość obrotowa pompy powinna być zredukowana do ok. 3450 obr/min. Sprawność w takim punkcie pracy wyniesie 70%. Jak widać z rys. 4, przy takim stopniu redukcji prędkości obrotowej sprawność napędu z tradycyjnym sprzęgłem hydrokinetycznym wyniesie 80%, a całkowita sprawność zespołu pompowego 0.7 x 0.8 = 56 %. Pobór mocy przy Q = 400 m³/h i H = 1500 m wyniesie 2798 kW (zakładając gęstość 9400 kg/m³ jak dla typowej temperatury wody zasilającej).

Straty można ograniczyć zastępując regulację przez sprzęgło hydrokinetyczne starego typu regulacją przez przetwornik częstotliwości. Jak wynika z rys.4 sprawność napędu z przetwornikiem wyniesie ok. 92%, a sprawność zespołu pompowego 73.6%. Zastąpienie sprzęgła hydrokinetycznego falownikiem wymaga jednak znacznych nakładów inwestycyjnych.

Rys. 5. Regulacja pracy pompy 100%.

Należy podkreślić, że jakościowo z taką samą sytuacją mamy do czynienia jeśli zamiast pompy 100 % jak w powyższym przykładzie pracują łącznie dwie pompy 50%. Ich łączna charakterystyka, powstała ze zsumowania wydajności obu pomp przy danej wysokości podnoszenia, pokazana na rys. 6 jest zbliżona do charakterystyki pompy 100% i zachowuje się w podobny sposób przy regulacji przez zmianę prędkości obrotowej. W tym wypadku aby obniżyć wydajność z 760 na 400 m³/h należy obniżyć prędkość obrotową z 3490 na 3060 obr/min (do 87.6%). Sprawność pomp na zredukowanych obrotach przy wydajności 400 m³/h wyniesie 70 %. Ze względu na nieco niższy stopień redukcji prędkości obrotowej (87.6%) sprawność napędu z tradycyjnym sprzęgłem hydrokinetycznym wyniesie ok 83%, a sprawność całego zespołu pompowego 0.7 x 0.83 = 58.1 %. Pobór mocy przy Q = 400 m³/h i H =1500 m wyniesie zatem 2696 kW.

Rys. 6. Regulacja dwu pomp 50% pracujących równoległe.

Gdyby więc, co jest częstą praktyką, przy obniżaniu mocy bloku regulować wydajność przez zmniejszanie obrotów obu pomp jednocześnie, to również w takim przypadku sprawność zespołu spadnie do podobnego poziomu jak dla pompy 100%. Jeśli jednak dysponujemy układem pomp 2 x 50% to przy redukcji wydajności do poziomu 50% zamiast ograniczać wydajność obu pomp jednocześnie, można jedną z pomp wyłączyć i uzyskać wymaganą wydajność z jednej pompy, która pracuje wtedy w pobliżu swojej wydajności nominalnej. Sytuacja taka pokazana jest na rys. 7. Pracująca samodzielnie pompa uzyska Q = 400 m³/h i H =1500 m przy prędkości obrotowej ok. 3350 obr/min, a zatem zredukowanej w stosunku do prędkości przy pracy równoległej w punkcie Q = 760 m³/h i H =1730 m w stosunku 3350/3490 = 0.96.

Rys. 7. Praca pojedynczej pompy 50%.

Pompa pracując pojedynczo w punkcie Q = 400 m³/h i H =1500 m uzyska sprawność 81%, a napęd przez tradycyjne sprzęgło hydrokinetyczne uzyska przy danej redukcji prędkości obrotowej sprawność ok. 89%. W rezultacie sprawność zespołu pompowego wyniesie 0.81 x 0.89 = 72.1%, a pobór mocy 2173 kW. Jak widać zmiana sposobu regulacji polegająca na wyłączeniu jednej z dwu pomp zamiast równomiernego obniżania wydajności dwu pomp pracujących równolegle pozwala obniżyć pobór mocy przy obniżonej wydajności o ponad 500 kW. Jest to oszczędność nie wymagająca żadnych inwestycji, a jedynie zmiany sposobu eksploatacji. Dla porządku należy zaznaczyć, że częste wyłączanie jednej z pomp w pewnym stopniu skraca jej okres międzyremontowy, gdyż każdy rozruch i zatrzymanie jest dla pompy stanem niekorzystnym. Efekt ten nie niweluje jednak możliwych do uzyskania korzyści energetycznych.

Powyższe przykładowe obliczenia przeprowadzono na wybranych charakterystykach pomp o typowym przebiegu i dla punktów pracy stwierdzonych w rzeczywistej elektrowni. Dla innych typów pomp i innych parametrów pracy bloku wyniki mogą się różnić ilościowo, lecz w mocy pozostają ważne wnioski jakościowe, które sformułowano niżej w podsumowaniu.

Powyższe rozważania dotyczące regulacji wydajności dla przejrzystości przeprowadzono na charakterystykach jak dla pomp nowych. Efekt pogorszenia sprawności w trakcie eksploatacji, o którym była mowa wyżej nakłada się na zjawiska związane z regulacją.

4. PODSUMOWANIE I WNIOSKI.

1. Na poziom zużycia energii przez pompy zasilające kocioł bloku energetycznego zasadniczy wpływ ma aktualna sprawność energetyczna pomp, która jak wskazują pomiary w wielu przypadkach zasadniczo odbiega od sprawności pomp nowych. W celu ograniczenia poważnych strat energii wynikających z te-go zalecana jest odpowiednia polityka remontowa uwzględniająca następujące zasady:
a) Pompy powinny być kierowane do remontu nie wy-łącznie na podstawie kryteriów ruchowych lecz na podstawie monitoringu sprawności energetycznej
b) Kryterium wyboru wykonawcy remontu (obok ceny) powinna być w pierwszym rzędzie sprawność ener-getyczna uzyskana po remoncie, która powinna być weryfikowana w trakcie pomiarów na stacji prób po wykonanym remoncie.

2. Dla bloków pracujących w szerokim zakresie zmian mocy (np. w dół do 50 % mocy nominalnej) znaczne oszczędności energetyczne przy pracy z obniżoną wydajnością można uzyskać zastępując sprzęgła hydrokinetyczne starego typu przez nowocześniejsze napędy regulowane, np. przetwornice częstotliwości. Wymaga to jednak nakładów inwestycyjnych, których okres zwrotu powinien być oszacowany przed podjęciem decyzji.

3. Znaczne oszczędności energetyczne można uzyskać bez nakładów inwestycyjnych zmieniając sposób eksploatacji pomp pracujących w układzie równoległym 2 x 50%. Wyłączając jedną z pomp zamiast ograniczania wydajności dwu pomp pracujących równolegle można uzyskać bardzo istotną poprawę sprawności w zakresie wydajności 50-60% maksymalnej.

4. Układ pomp 2 x 50% jest znacznie bardziej elastyczny pod względem regulacji niż jedna pompa 100% w układach o płaskiej charakterystyce, do jakich należy układ zasilania kotła bloku energetycznego. Pomimo tego, że pompa 100% jest w stanie uzyskać nieco wyższą sprawność w okolicy wydajności maksymalnej, dla bloków pracujących często z mocą obniżoną do poziomu 50% mocy maksymalnej zaleca się stosowanie układu pomp 2 x 50%. Pozwala to przy wyłączeniu jednej z pomp na pracę przy wydajności kotła z zakresu 50-60% nominalnej ze sprawnością bliską maksymalnej, co nie jest możliwe do uzyskania przy pompie 100%.

5. Dawna praktyka polegająca na doborze pomp na maksymalne parametry i regulacji wyłącznie w dół nie jest obecnie optymalna. Obecnie dostępne są sposoby regulacji umożliwiające również zwiększanie parametrów. Przy ich wykorzystaniu korzystne jest dobieranie pomp na parametry takie, na jakich najczęściej pracują (niekoniecznie maksymalne) gdyż wtedy uzyskuje się najwyższą sprawność w najczęściej występującym punkcie pracy. Dobór oparty na takiej zasadzie wymaga analizy dla każdego przypadku, której podstawą są dane o przewidywanym rozkładzie godzinowym parametrów pracy bloku.

Dr inż. Grzegorz Pakuła

Literatura:

1. W. Jędral, Pompy Wirowe, Wydawnictwo Naukowe PWN, Warszawa 2001,
2. W. Misiewicz, A. Misiewicz, Napędy regulowane w układach pompowych źródeł ciepła, Krajowa Agencja Poszanowania Energii SA, Warszawa 2008
3. G. Pakuła, Sprawność ofertowa pomp, Pompy Pompownie, nr 2/2012
4. G. Pakuła, Regulacja wydajności dwu pomp pracujących równolegle, Pompy Pompownie, nr 3/2011