Bezawaryjna i efektywna energetycznie praca pomp jest oczekiwana przez każdego użytkownika instalacji pompowej. Zależy ona jednak nie tylko od pompy, silnika i/lub układu regulacji. Znaczny, najczęściej negatywny wpływ na pracę ma także rozwiązanie hydrauliczne instalacji.

Źle zaprojektowany rurociąg tłoczny, o zbyt dużych oporach przepływu, uniemożliwi uzyskanie założonej wydajności. Natomiast niewłaściwy rurociąg ssawny może być przyczyną pracy pompy w kawitacji i/lub powstania znacznych zaburzeń strumienia cieczy na jej wlocie. Często obserwowanym skutkiem jest zmniejszenie wydajności, obniżenie sprawności a także hałas, podwyższony poziom drgań i szybkie zużycie łożysk. Jedną z przyczyn może być brak miejsca w pompowni, często jednak powodem są błędy projektowe układu rurociągów.

Poprawne doprowadzenie cieczy do pomp jedno- i dwustrumieniowych

Idealne doprowadzenie cieczy do pompy pokazano na rysunku 1: prosty rurociąg, o długości L ³ 10DL za kolanem, zaworem lub innym oporem hydraulicznym, ze zwężką przyspieszającą (konfuzorem).

Niestety,  takie rozwiązanie spotyka się bardzo rzadko ze względu na nagminny brak miejsca w pompowniach. Niezależnie od warunków lokalnych należy jednak bezwzględnie przestrzegać prostych zasad, wynikających z wieloletniej praktyki eksploatacyjnej tysięcy instalacji pompowych.

Na rysunkach 2…5 pokazano, ujęte w normach [1], [2] i poradnikach pompowych [3], [4], zasady kształtowania rurociągów ssawnych dla pomp jednostrumieniowych.

Można sformułować następujące ogólne zalecenia dotyczące kształtowania rurociągów ssawnych:

• jeśli   przed  pompą   znajduje się   zawór albo   jedno  lub  dwa kolana  w  jednej  płaszczyźnie         (analogicznie jak na rys. 3a)  oraz zwężka przyspieszająca  (rys.1; rys. 2, poz. 4),  to:                                                                   − dla kolan o dużym promieniu (łuków)    L ³ 5D                                                                                    

− dla kolan o małym promieniu    L ³ 8D

• jeśli przed pompą znajdują się dwa kolana w płaszczyznach prostopadłych (rys. 3b), to:                               − dla kolan o dużym promieniu     L ³ 10D

− dla kolan o małym promieniu     L ³ 16D

• jeśli podane długości są mniejsze, należy zastosować kolano z żebrem kierującym (rys. 4)
• w przypadku braku miejsca, zwłaszcza dla pomp pionowych, można zastosować kolano konfuzorowe (rys. 5), zwiększające przynajmniej dwukrotnie prędkość przepływu
• w każdym przypadku krótkich (o długościach granicznych) odcinków L, warto zastosować konfuzor (zwężkę przyspieszającą ciecz) bezpośrednio przed króćcem ssawnym.

Średnice poszczególnych elementów rurociągu ssawnego (poza średnicą wylotową konfuzora) należy dobierać tak, aby prędkość przepływu nie przekraczała wartości c_smax = 1,5…2,0 m/s dla pomp pracujących ze ssaniem i c_smax = 3,0 m/s dla pomp pracujących z napływem.

       Analogicznych zasad należy przestrzegać w przypadku pomp dwustrumieniowych (rys. 6…11). Ze względu konstrukcję tych pomp napływ cieczy na obie połówki wirnika jest z zasady niezbyt równomierny. Należy więc unikać rozwiązań wprowadzających dalsze zaburzenia przepływu; w szczególności kolano przed pompą powinno się znajdować w płaszczyźnie symetrii pompy              (rys. 6, 7, 8a), nie zaś w płaszczyźnie do niej prostopadłej (rys. 8b). Można też zastosować rozwiązania pokazane na rysunkach 9, 10 lub – w braku innych możliwości – na rysunku 11.

W przypadku dwóch kolan w płaszczyznach prostopadłych i zbyt krótkiego odcinka prostego rury należy zastosować kolano z żebrem (rys. 9) lub co najmniej zwężkę przyspieszającą (konfuzor) (rys. 7).

W przypadku drastycznego braku miejsca należy zastosować specjalne kolano z kierownicą, złożoną z wielu łopatek kierujących (z kierownicą łopatkową), co pokazano na rysunku 11.

W przypadku pomp włączonych równolegle między dwa kolektory (rys. 12) najlepsze rozwiązanie polega na stopniowaniu średnic rur tworzących kolektory, w celu zachowania jednakowych prędkości dopływu do każdej z pomp. Jest to jednak rozwiązanie stosowane niezmiernie rzadko.

Przyczyną znacznych zaburzeń przepływu jest doprowadzenie wody do pompy rurą prostopadłą do kolektora dopływowego (rys. 13 c). Jeśli nie jest możliwe rozwiązanie pokazane na rysunku 13a (najlepsze), to należy wykonać stopniowanie średnic wlotu z kolektora (rys. 13b); praktyczne rozwiązania [5] pokazano  na rysunkach  13 d (możliwy dopływ z obu stron kolektora)  i  13 e  (dopływ z prawej strony kolektora).

Prowadzenie rurociągu ssawnego

       Na rysunkach 6 i 14a pokazano poprawne prowadzenie rurociągu ssawnego, z nachyleniem wznoszącym  5^o…7^o  w kierunku pompy. Na rysunkach  14b, c   pokazano prowadzenie niepoprawne, skutkujące powstaniem worków powietrznych i zakłóceń lub wręcz uniemożliwieniem dalszej pracy pompy.

Przykłady rozwiązań niepoprawnych rzeczywistych instalacji pompowych

Przykład 1

Na rysunku 14 d pokazano niepoprawne doprowadzenie cieczy do pompy P₁ [6]:  rura łącząca pompę P₁ ze zbiornikiem jest umieszczona tuż przy bocznej jego ścianie. Wskutek tego ciecz dopływa do P₁ już zawirowana, a ponadto do rury ssawnej mogą się dostać zanieczyszczenia gromadzące się na dnie zbiornika przy jego ścianach. Różne warunki dopływu do obu pomp mogą ponadto powodować pracę formalnie jednakowych pomp P₁ i P₂ z różnymi wydajnościami i różnymi obciążeniami silników.

Przykład 2

Na rysunku 15 pokazano, jak nie powinno się doprowadzać cieczy do pompy dwustrumieniowej. Złamano tu wszystkie zasady pokazane na poprzednich rysunkach. Dwa rurociągi DN500 łączą się w odległości mniejszej od 1 m od króćca ssawnego (także DN500) pompy. Następuje tu co prawda przyspieszenie cieczy tuż przed wlotem, ale oba strumienie tylko teoretycznie będą jednakowe. W rzeczywistości, wskutek nieuniknionych różnic oporów przepływu –  nawet niewielkich, w obu długich nitkach rurociągu oba strumienie dopływające do trójnika, a następnie do pompy, będą różne.

       Należy podkreślić, że dopływ cieczy do wirnika pompy dwustrumieniowej z zasady nie jest równomierny, co wynika z samej konstrukcji takiej pompy: część wody wpływa bezpośrednio do wirnika, zaś druga część dopływa do niego ze spirali ssawnej. Dodatkowe zaburzenie równomierności przepływu, spowodowane przez w/w trójnik, w połączeniu z dużą średnią prędkością przepływu wody w króćcu ssawnym pompy powoduje, że dopływ wody do pompy z rysunku 15 może być  bardzo nierównomierny. Do obu połówek wirnika będą dopływały różne strumienie wody, z różnymi zawirowaniami, analogicznie jak w przypadku pokazanym na rysunku 8b. Pompę można wskutek tego łatwiej doprowadzić do pracy w kawitacji niż taką samą pompę z prawidłowo ukształtowanym rurociągiem ssawnym i z taką samą geometryczną wysokością napływu lub ssania.

Przykład 3

Podobny, jeśli chodzi o skutki przypadek przedstawiono w publikacjach W. Pluteckiego [7] i                 J. Pluteckiego [8]. Sytuacja była podobna, jak na rysunku 8b, tj. z kolanem w płaszczyźnie prostopadłej do płaszczyzny symetrii i bez przyspieszenia cieczy bezpośrednio przed króćcem ssawnym pompy. Przy tym, o ile do pompy P₁ (z lewej strony) woda wpływała bezpośrednio zwężającym się kolektorem i za dwoma kolaanami, których skutki działania częściowo się kompensowały, to przed dopłynięciem do pompy P₂ (z prawej strony) – najpierw wypływała z kolektora pod kątem prostym (połączenie typu „T” – rys. 16). W rezultacie, o ile pompa P₁ pracowała poprawnie, z niewielkimi drganiami, to w pompie P₂ drgania znacznie przekraczały poziom dopuszczalny. Symulacja numeryczna [7] pokazała, że obie połówki wirnika były zasilane bardzo nierównomiernie, zaś każdy z „półwirników” pracował poza zakresem Q_L’/Q_L= Q_P’/Q_P = 0,8…1,1 zalecanym dla pracy ciągłej [6] (rys. 17). Końcowy, poza drganiami skutek, to powiększone wypadkowe siły hydrauliczne i nadmiernie szybkie zużycie łożysk oraz obniżona sprawność pompy.

       Analizę CFD podobnego przypadku przedstawili W. Lorenz i M. Janczak [9].

Podsumowanie

1. Projektując instalacje pompowe należy ściśle przestrzegać zaleceń podanych na rysunkach 2…11.

2. W przypadku instalacji istniejących i drastycznego braku miejsca należy je modernizować, stosując kolana z żebrami kierującymi lub prostownicami strumienia oraz zwężkami przyspieszającymi ciecz bezpośrednio przed króćcem ssawnym pompy.

3. Oszczędność na kosztach inwestycyjnych w żadnym razie nie może usprawiedliwiać stosowania rozwiązań niepoprawnych. Straty wskutek awarii i/lub obniżonej efektywności energetycznej instalacji przekraczają zwykle wielokrotnie uzyskane oszczędności.

Literatura

[1] American Standard for Centrifugal Pumps for Nomenclature, Definitions, Application and Operation. ANSI HI 1.1-1.5. Hydraulic Institute, New York 1994.

[2]  Rotodynamic pumps – Recommendations for fitting of inlet and outlet on piping.                  CEN/TR 13932:2009.

[3]  KSB Centrifugal Pump Lexicon. Frankenthal, 1990, KSB AG.

[4]  Sulzer Centrifugal  Pump Handbook. London, 1992, Elsevier.

[5]  Bęczkowski W.: Rurociągi energetyczne. Warszawa, 1963, WNT.

[6]  Jędral W.: Efektywne Energetycznie układy pompowe. Warszawa, 2018, Oficyna Wydawnicza Politechniki Warszawskiej.

[7]  Plutecki W.: Diagnoza przyczyn nieprawidłowej pracy pomp w układach przy wykorzystaniu metod CFD. Grudziądz, Hydro-Vacuum, IX Konf. Nauk.-Techn., 22-23 maja 2012 r.

[8]  Plutecki J.: Ocena stanu, kierunki i efekty modernizacji układów pompowych. Pompy Pompownie, 2013, nr 1, s. 23-26.

[9]  Lorenz W., Janczak M.: Analysis and the reasons of double suction centrifugal pump’s failure. Mechanik, 2017, nr 11, s. 1084-1087.