Keskipakopumpun suorituskyvyn mittaus

Transkriptio

1 Lappeenrannan teknillinen yliopisto Teknillinen tiedekunta LUT Energia Energiatekniikan koulutusohjelma BH10A000 Energiatekniikan kandidaatintyö ja seminaari Keskipakopumpun suorituskyvyn mittaus Performance measurement of a centrifugal pump Työn tarkastaja ja ohjaaja: Tutkijaopettaja Pekka Punnonen Lappeenranta Pinja Laaksonen

2 TIIVISTELMÄ Pinja Laaksonen Keskipakopumpun suorituskyvyn mittaus Teknillinen tiedekunta Energiatekniikan koulutusohjelma Kandidaatintyö sivua, 9 kuvaa, 7 taulukkoa ja 8 liitettä Hakusanat: keskipakopumppu, suorituskyky, ominaiskäyrät, hyötysuhde Tässä kandidaatintyössä mitataan Sulzer APP -80 keskipakopumpun suoritusarvoja pyörimisnopeusalueella rpm. Työn tavoitteena on laatia mittaustulosten perusteella eri pyörimisnopeuksia vastaava pumppauksen hyötysuhdekäyrä nostokorkeuden ja tilavuusvirran funktiona ja selvittää hyötysuhteen määrityksen epävarmuus käytetyssä mittausmenetelmässä. Lisäksi tutkitaan affiniteettisääntöjen paikkansapitävyyttä pumpun suorituskyvyn arvioinnissa ja pohditaan kehitysehdotuksia mittausmenetelmään. Mittaus suoritettiin Lappeenrannan teknillisellä yliopistolla Mittaustulosten perusteella laaditaan mitattuja pyörimisnopeuksia vastaavat pumpun ominais- ja hyötysuhdekäyrät. Työssä esitetään mittauksen suoritus ja käytetyt mittalaitteet, pumpun toiminta-arvojen laskentaan tarvittavat yhtälöt ja saadut tulokset. Hyötysuhteen määrityksen tarkkuutta arvioidaan epävarmuuslaskennalla ja eri parametrien vaikutusta hyötysuhteeseen herkkyysanalyysilla. Mittaustulosten perusteella pumpun suorituskyky vastasi sallitun mittausepävarmuuden rajoissa valmistajan ilmoittamia arvoja. Affiniteettisääntöjä voidaan käyttää hyvällä tarkkuudella, kun pyörimisnopeuden muutos nimellispyörimisnopeuteen verrattuna on alle 30 % tai verrattava pyörimisnopeus voidaan valita mahdollisimman läheltä laskettavaa toimintapistettä. Käytettyä mittausmenetelmää voitaisiin kehittää automatisoidulla mittausohjelmalla, sijoittamalla pumpun imuputkeen virtaustasaimet oikaisemaan virtausta paineenmittaukselle ja asentamalla painemittarit samaan mittatasoon.

3 SISÄLLYSLUETTELO Symboliluettelo 5 1 Johdanto 6 Keskipakopumpun toiminta 7.1 Keskipakopumpun rakenne ja toimintaperiaate Tärkeimmät pumpun suorituskykyyn vaikuttavat tekijät Mittausjärjestely Sulzer APP - 80 keskipakopumppu ISO 9906 ja ISO 5198 standardit Tilavuusvirran mittaus Paineen mittaus Vääntömomentin mittaus Tulokset Pumpun ominaiskäyrät Pumppauksen hyötysuhde Hyötysuhdepinta Pumpun suorituskyvyn arviointi affiniteettisäännöillä Tulosten tarkastelu Mittausepävarmuuslaskenta Herkkyysanalyysi Mittausmenetelmän kehittäminen Automatisoitu mittausohjelma Virtaustasaimet pumpun imuputkessa Muuta huomioitavaa Johtopäätökset 44 7 Yhteenveto 47 Lähdeluettelo 49

4 Liite 1. Sähkömoottorin tiedot 5 Liite. Pumpun valmistajan ilmoittamat ominaiskäyrät 53 Liite 3. Pumpun tunnuslukujen laskenta 54 Liite 4. Mittaustulosten käsittely 55 Liite 5. Pumpun ominaiskäyrät pyörimisnopeuksille rpm 57 Liite 6. Pumpun hyötysuhde mittausajan funktiona 58 Liite 7. Pumpun imupaine ja tuotettu tilavuusvirta mittausajan funktiona 59 Liite 8. Mitatut imupaineet pyörimisnopeudella 145 rpm 60

5 SYMBOLILUETTELO Roomalaiset aakkoset A pinta-ala m B magneettikentän tiheys T D halkaisija m e suhteellinen virhe % g putoamiskiihtyvyys m/s H nostokorkeus m L pituus m M vääntömomentti Nm N otosten lukumäärä - n pyörimisnopeus rpm, 1/s P teho W p paine mmhg, Pa q v tilavuusvirta l/s, m 3 /s s otoskeskihajonta - T lämpötila C U jännite V w virtausnopeus m/s x otoskeskiarvo - z etäisyys mittatasosta m Kreikkalaiset aakkoset η hyötysuhde % η vol vuotosuhde % ρ tiheys kg/m 3 ω kulmanopeus rad/s

6 Dimensiottomat luvut D s N s n q ominaishalkaisija ominaispyörimisnopeus ominaispyörimisluku Alaindeksit 0 mitattu arvo 1 pumpun imuaukko pumpun paineaukko, juoksupyörän ulkoreuna aks akseli qv tilavuusvirta H nostokorkeus h hydraulinen M vääntömomentti mek mekaaninen r satunnainen s isentrooppinen, systemaattinen ymp ympäristö z etäisyys mittatasosta

7 6 1 JOHDANTO Keskipakopumppu on yleisesti käytetty pumpputyyppi nesteen siirtoon teollisuuden prosesseissa ja yksiportaisilla keskipakopumpuilla katetaan noin 80 % Suomen prosessiteollisuuden pumppaustarpeesta (Motiva Oy 011, 7). Keskipakopumpun toiminnan perusteena on pumpun akselille tuodun mekaanisen energian muunto hydrauliseksi energiaksi pumpun juoksupyörässä (Cooper 008,.3). Tässä kandidaatintyössä keskipakopumpulla tarkoitetaan yksiportaisia, radiaalisia keskipakopumppuja. Keskipakopumpun suoritusarvot ilmaistaan yleensä ominaiskäyrinä, joissa esitetään pumpun nostokorkeus tilavuusvirran funktiona tietyllä pyörimisnopeudella ja juoksupyörän halkaisijalla. Samassa kuvassa esitetään tavallisesti myös pumpun hyötysuhde tilavuusvirran funktiona. (Wirzenius 1978, 60.) Tässä kandidaatintyössä mitataan Sulzer APP -80 keskipakopumpun suoritusarvoja. Työn tavoitteena on laatia mittaustulosten perusteella pumppauksen hyötysuhdekäyrä nostokorkeuden ja tilavuusvirran funktiona mitatun pyörimisnopeusalueen yli. Lisäksi tavoitteena on selvittää hyötysuhteen määrityksen epävarmuus käytetyssä mittausmenetelmässä, tutkia pumpun suorituskyvyn arviointia affiniteettisäännöillä ja pohtia parannusehdotuksia käytettyyn mittausmenetelmään. Työssä käsitellään aluksi yleisesti keskipakopumpun rakennetta ja pumpun suorituskykyyn vaikuttavia häviöitä. Seuraavaksi selostetaan mittauksen suoritus ja käytetyt mittalaitteet ja esitellään saadut tulokset. Lopuksi suoritetaan epävarmuuslaskenta sekä herkkyysanalyysi, pohditaan mittauksen virhelähteitä sekä kehitysehdotuksia ja kootaan yhteen työn keskeisimmät tulokset ja johtopäätökset.

8 7 KESKIPAKOPUMPUN TOIMINTA Keskipakopumpussa pumpun akselille tuotu mekaaninen energia muunnetaan pumpattavan nesteen liike- ja paine-energiaksi pumpun juoksupyörässä..1 Keskipakopumpun rakenne ja toimintaperiaate Keskipakopumpun pääosat ovat juoksupyörä, spiraali sekä pumpun akseli tiivisteineen ja laakerointeineen (kuva.1). Pumpattava neste syötetään keskipakopumpun imuaukkoon, juoksupyörän keskelle. Juoksupyörä on kiinnitetty pumpun akseliin, jota pyörittää sähkömoottori tai jokin muu voimanlähde. Imuaukosta neste virtaa juoksupyörän siipien muodostamia siipisolia pitkin juoksupyörän ulkokehälle. Pyörimisliikkeen vaikutuksesta juoksupyörän ulkokehälle työntynyt neste saa kehän tangentin suuntaisen nopeuskomponentin ja nesteen liike-energiaa muuntuu osittain paine-energiaksi. Juoksupyörän jälkeen liike-energiaa muunnetaan edelleen paine-energiaksi johtolaitteen eli spiraalin avulla, jossa nesteen virtausta hidastetaan. Jatkuva virtaus pumpun läpi muodostuu, kun juoksupyörän kehältä poistuva neste aiheuttaa juoksupyörän keskiosaan alipaineen, jolloin imuputken alkupäässä vaikuttavan paineen vaikutuksesta virtaa uutta nestettä kehältä poistuvan nesteen tilalle. Keskipakopumpun pesän on oltava täynnä vettä, jotta pumppu toimisi. (Wirzenius 1978, 5.) Kuva.1: Keskipakopumpun pääosat: 1. Imupuoli. Painepuoli 3. Juoksupyörä 4. Spiraalipesä 5. Pumpun pesä 6. Akseli 7. Akselin tiiviste 8. Akselin laakerointi. Muokattu lähteestä (Gülich 010, 39).

9 8. Tärkeimmät pumpun suorituskykyyn vaikuttavat tekijät Keskipakopumpun suorituskykyä kuvataan seuraavilla suureilla: pumpun tuottama tilavuusvirta q v, pumpun tuottama nostokorkeus H, pumpun tehontarve P ja hyötysuhde η. Pumpun suoritusarvoista puhuttaessa on niiden yhteydessä aina ilmoitettava pumpun pyörimisnopeus n. Keskipakopumpulle määritetty toimintapiste, jossa pumppu toimii, määritetään parhaimman hyötysuhteen alueelta. Käytännössä kaikki pumput kuitenkin toimivat ainakin väliaikaisesti toimintapisteensä ulkopuolella prosessiolosuhteiden vaihdellessa. Mikään kone ei toimi täysin häviöttömästi, joten pumpun hyödyksi käyttämä teho on aina pienempi kuin pumpun akselille syötetty teho. Keskipakopumpussa häviöt voidaan jakaa kolmeen kategoriaan: hydraulisiin häviöihin, vuotohäviöihin ja mekaanisiin häviöihin. Pumpun hyötysuhde η määritellään osahyötysuhteiden tulona (1) h vol mek missä η h on pumpun hydraulinen hyötysuhde, η vol vuotosuhde ja η mek mekaaninen hyötysuhde. Pumpun hydraulisella hyötysuhteella η h otetaan huomioon kaikki hydrauliset häviöt juoksupyörän imuaukon ja poistoaukon välillä ja ne muodostavat yleensä suurimman yksittäisen osan pumpun häviöistä. (Gülich 010, 84.) Kuvasta. nähdään hydraulisten häviöiden vaikutus pumpun ominaiskäyrän muotoon. Hydrauliset häviöt aiheutuvat kitkan, virtaussuunnan tai poikkipinta-alan muutosten vaikutuksesta virtaukseen. Pumpun johtolaitteen tehtävänä on hidastaa virtausta ja muuntaa virtaavan nesteen liikeenergiaa paine-energiaksi. Tällöin syntyy hidastushäviöitä, jotka heikentävät hydraulista hyötysuhdetta. Pumppua mitoitettaessa onkin pyrittävä välttämään laajentuvia virtauskanavia ja kiinnitettävä erityistä huomiota siihen, ettei tarpeettomia hidastushäviöitä syntyisi muissa pumpun virtauskanavissa ja solissa. (Wirzenius 1960, 16.)

10 9 Kuva.: Häviöiden vaikutus Eulerin yhtälön antamaan teoreettiseen ominaiskäyrään (muokattu lähteestä Grundfos 009, 78). Vuotohäviöitä kuvataan vuotosuhteella η vol ja ne koostuvat juoksupyörän vuotovirroista, kuten vuodoista juoksupyörän sisääntulon tiivisteen ja aksiaalisen väännön tasapainotusreikien läpi. Juoksupyörän ja pumpun pesän välillä täytyy aina olla pieni välys ja tämän rengastilan kautta osa painepuolella virtaavasta nesteestä pääsee virtaamaan takaisin imupuolelle. Vuotohäviöt eivät saa kasvaa liian suuriksi, jolloin juoksupyörän sisääntuloon saattaa syntyä pyörteitä, jotka laskevat pumpun aikaansaamaa nostokorkeutta ja voivat aiheuttaa kavitointia. (Gülich 010, 99.) Mekaanisia häviöitä syntyy lähinnä kitkan aiheuttamana pumpattavan veden ja pyörivien osien välillä sekä hankaushäviöinä laakereissa ja tiivistepesissä (Wirzenius 1960, 164). Mekaaniset häviöt eivät suoranaisesti vaikuta tuotettuun nostokorkeuteen tai tilavuusvirtaan, mutta ne lisäävät pumpun tehonkulutusta (Grundfos 009, 78). Osakuormilla ajettaessa voi virtaavan nesteen uudelleenkierto pumpussa aiheuttaa suuria häviöitä. Esimerkiksi ajettaessa pumppua venttiili lähes suljettuna matalalla tilavuusvirralla, muodostavat nesteen uudelleenkierrosta aiheutuvat häviöt suurimman osan

11 10 pumpun energiankulutuksesta. Oikein mitoitetulla pumpulla ja hyvän hyötysuhteen alueella toimittaessa nämä häviöt ovat kuitenkin yleensä lähellä nollaa. (Gülich 010, 84.)

12 11 3 MITTAUSJÄRJESTELY Mittaus suoritettiin Lappeenrannan teknillisen yliopiston pumppulaboratoriossa Mitattava pumppu on Sulzer APP -80 keskipakopumppu, jonka voimanlähteenä toimii ABB:n valmistama M3PB 160 MLA 4 mallin sähkömoottori (kuva 3.1). Sähkömoottorin nimellisteho on 11 kw ja sitä ohjataan taajuusmuuttajalla. Sähkömoottorin tarkemmat tiedot on esitetty liitteessä 1. Pumpun, sähkömoottorin ja taajuusmuuttajan lisäksi mittauslaitteisto koostuu vesisäiliöstä, putkistosta, imu- ja lähtöpaineen, tilavuusvirran, veden lämpötilan sekä vesisäiliön pinnankorkeuden mittauksesta ja tiedonkeruujärjestelmästä. Kuva 3.1: Etualalla vasemmalla Sulzer APP -80 keskipakopumppu ja oikealla ABB:n M3PB 160 MLA 4 sähkömoottori Lappeenrannan teknillisen yliopiston pumppulaboratoriossa. Pumpattava vesi imetään kuvan 3. oikeassa reunassa näkyvästä säiliöstä. Veden tilavuusvirtaa pumpun läpi voidaan säätää pumpun painepuolelta kuristusventtiilillä tai pyörimisnopeussäädöllä taajuusmuuttajalla. Pumppu, venttiilit ja mittausinstrumentointi on kytketty tietokonejärjestelmään siten, että mittalaitteiden antamat mittausarvot tallentuvat tietokoneelle. Pumpun painepuolen kuristusventtiilin toimintaa voidaan ohjata tietokoneen välityksellä mittausohjelmalla, joka on toteutettu National Instruments:in LabVIEW ohjelmistolla (kuva 3.3). Pumpun juoksupyörän pyörimisnopeutta ohjataan

13 1 taajuusmuuttajalta sähkömoottorin pyörimisnopeutta säätämällä. Tiedonkeruujärjestelmä suorittaa 50 mittausta sekunnissa ja näiden mittausten keskiarvo tulostuu mittaustiedostoon sekunnin välein. Mittausarvoina tallennetaan pumpattavan veden imupaine, lähtöpaine, lämpötila imuaukossa ja paineaukossa, tilavuusvirta ja pumpun akselille kohdistuva vääntömomentti. Kuva 3.: Yleiskuva mittausjärjestelystä. Kuva 3.3: LabVIEW sovellus pumpun suoritusarvojen mittaukseen.

14 13 Mittaus aloitettiin asettamalla pumpun pyörimisnopeudeksi 750 rpm kuristusventtiilin ollessa täysin auki. Yksittäisen mittauspisteen mittausjakso oli noin 30 sekuntia, jonka jälkeen venttiilin asentoa muutettiin. Kun kaikki kuristusventtiilin asennot 100 %:sta 40 %:iin oli käyty läpi vakiopyörimisnopeudella 750 rpm, nostettiin taajuusmuuttajalla taajuutta,5 Hz ylöspäin ja suoritettiin uudet mittaukset uudella vakiopyörimisnopeudella 85 rpm. Vakiopyörimisnopeusajon alku- ja loppupäässä venttiilin asentoa muutettiin 5 % välein ja ajon keskivaiheilla % välein taulukon 3.1 mukaisesti. Näin jatkettiin, kunnes koko pyörimisnopeusalue rpm 75 rpm välein oli käyty läpi. Taulukko 3.1: Painepuolen kuristusventtiilin asennot mittauspisteissä. Venttiilin asento % auki % auki % auki Asennon muutos 5 % % 5 % 3.1 Sulzer APP - 80 keskipakopumppu Mitattava keskipakopumppu on Sulzer Pumps Finland Oy:n valmistama Ahlstar UP pumppusarjan malli, joka on radiaalinen 1-portainen, päästäimevä prosessipumppu (kuva 3.4). Kuva 3.4: Sulzer APP -80 keskipakopumppu.

15 14 Juoksupyörässä on kuusi siipeä ja sen halkaisija on 65 mm. Pumpun keskeisimmät dimensiot ja tunnusluvut on koottu taulukkoon 3.. Valmistajan ilmoittamista ominaiskäyristä nähdään, että pumpun nimellispyörimisnopeus on 1450 rpm ja nimellistoimintapisteessä nostokorkeus on 1,5 m ja tilavuusvirta on 35 l/s (liite ). Tunnuslukujen laskenta on esitetty liitteessä 3. Taulukko 3.: Mitattavan keskipakopumpun keskeisimmät dimensiot ja tunnusluvut. Sulzer APP -80 Nimellispyörimisnopeus n 1450 rpm Nostokorkeus toimintapisteessä H 1,5 m Tilavuusvirta toimintapisteessä q v 35 l/s Juoksupyörän tyyppi avoin Juoksupyörän halkaisija D 65 mm Siipien lukumäärä z 6 Siiven korkeus ulkoreunalla b 31 mm Ominaispyörimisnopeus N s 0,51 Ominaispyörimisluku n q 7 Ominaishalkaisija D s 5,4 Kuvassa 3.5 on esitetty pumpun kokonaishyötysuhde ominaispyörimisluvun funktiona. Ominaispyörimisluvun 7 ja nimellistilavuusvirran 35 l/s 547 GPM perusteella paras saavutettavissa oleva hyötysuhde mitattavalle pumpulle olisi noin 79 %.

16 15 Kuva 3.5: Pumpun kokonaishyötysuhde ominaispyörimisluvun n q funktiona. 100 GPM 3 m 3 /h 6,4 l/s (Punnonen 01, 3). 3. ISO 9906 ja ISO 5198 standardit ISO 9906 ja ISO 5198 standardit määrittelevät ohjeet ja vaadittavat mittausjärjestelyt keskipakopumppujen hydraulisen suorituskyvyn testausta varten. ISO 5198 standardi antaa ohjeet korkeimman tarkkuusluokan (engl. precision grade) mittausjärjestelyyn, kun mittausarvoilta vaaditaan erittäin korkeaa tarkkuutta. ISO 9906 standardi määrittelee sallitut mittausarvojen toleranssit ja heilahtelut sekä mittausepävarmuusrajat tarkkuusluokille 1 ja. Eri luokkia vastaavat sallitut pumpun hyötysuhteen mittausepävarmuudet on esitetty taulukossa 3.3. Standardeja voidaan soveltaa pumpuille kaikissa kokoluokissa ja pumpattavan nesteen käyttäytyessä puhtaan kylmän veden tavoin. (ISO , 1.) Pumppuvalmistajan käytännön pumpputestauksissa alle 100 kw pumpuilla käytetään yleensä tarkkuusluokkaa (ISO , 8).

17 16 Taulukko 3.3: ISO 5198 (1999, 18) ja ISO 9906 standardin (000, 0) määrittelemät pumpun hyötysuhteen sallitut epävarmuudet tarkkuusluokissa 1 ja. ISO tarkkuusluokka Precision grade Grade 1 Grade Hyötysuhteelle e ±,5 % ±,9 % ± 6,1 % η 3.3 Tilavuusvirran mittaus Tilavuusvirran mittaukseen käytetään magneettisia DN100 FEP31 ja DN80 FEP31 virtausmittareita (kuva 3.6). Magneettisen virtausmittarin toiminta perustuu sähkömagneettiseen induktioon. Mittari rakentuu eristemateriaalilla vuoratusta virtausputkesta, kahdesta käämistä ja elektrodista. Käämit synnyttävät virtaavan nesteen virtaviivaa vastaan kohtisuoran magneettikentän. Tämän magneettikentän läpi virtaavaan veteen indusoituu jännite U, joka on verrannollinen magneettikentän tiheyteen B, veden keskimääräiseen virtausnopeuteen w ja virtausputken pituuteen L yhtälön () mukaisesti. (Figliola & Beasley 006, ) U B L wsin () missä α on virtausnopeusvektorin ja magneettivuovektorin välinen kulma, yleensä 90 (Ibid). Virtausputken molemmille puolille asennetut elektrodit mittaavat indusoituneen jännitteen ja välittävät jännitesignaalin ulkoiselle muuntajalle (kuva 3.7), jossa se muunnetaan tilavuusvirtalukemaksi alla olevan yhtälön mukaisesti (Figliola & Beasley 006, 407). q v U D (3) BL 4 Valmistaja ilmoittaa FEP31 virtausmittareiden mittaustarkkuudeksi ± 0,4 % standardikalibroinnilla (ABB Oy 01, 7-8). ISO 9906 standardin (000, 4) mukaan magneettisen virtausmittarin mittaustarkkuus on hyvä, kun mittari on sijoitettu vähintään viiden putkihalkaisijan päähän pumpun paineaukosta.

18 17 Kuva 3.6: Magneettinen tilavuusvirtamittari. Kuva 3.7: Ulkoinen signaalinmuuntaja. 3.4 Paineen mittaus ISO 9906 standardin (000, 7-8) mukaan paineenmittausyhteet tulee sijoittaa noin kahden putkihalkaisijan päähän pumpun imu- ja paine-aukoista. Ideaalitilanteessa imuja lähtöpaineet tulisi mitata pumpun imu- ja paineaukon kohdalta. Tämä ei kuitenkaan käytännössä ole mahdollista, sillä pumpun aukon ja paineenmittauskohdan väliin on jätettävä tietty etäisyys, jotta virtaus olisi häiriötöntä. (Sulzer Pumps 010, 73.) Kuvassa 3.8 on esitetty standardin mukainen mittausjärjestely tarkkuusluokissa 1 ja. Kuva 3.8: Mittausjärjestely paineen mittaukselle tarkkuusluokissa 1 ja (Sulzer Pumps 010, 73).

19 18 Pumpattavan veden staattista painetta mitataan WIKA S-10 sarjan painelähettimillä, joiden mittatarkkuus on valmistajan mukaan ± 0,5 % (WIKA Finland Oy 004, ). Painelähetin on liitetty välitysputkella rengasputkeen, joka yhdistää pumpun imu- ja paineputken kehälle tasavälein asennetut neljä mittausyhdettä (kuva 3.9). Staattinen paine mitataan pumpun imupuolelta absoluuttisena paineena ja lähtöpuolelta ylipaineena. Kuva 3.9: Paineenmittausyhteet pumpun imu- ja paineputkissa. Pumpun painepuolelta mitattu painelukema muunnetaan absoluuttipaineeksi yhtälön (4) mukaisesti. p p,mitattu pymp (4) missä p ymp on mittauslaboratoriossa vallitseva ilmanpaine. Mittauslaboratoriossa vallitseva ilmanpaine p ymp mitataan barometrilla (kuva 3.10). Mittauksen aikana barometri antoi paineeksi 747,8 elohopeamillimetriä, joka voidaan muuntaa pascaleiksi suhteen 760 mmhg = 101,35 kpa mukaisesti.

20 19 Kuva 3.10: Barometri laboratoriossa vallitsevan ilmanpaineen mittaukseen. Imu- ja painepuolen paineantureissa vaikuttaa erisuuruinen hydrostaattinen paine, koska paineanturit on asennettu eri korkeudelle ja tämä on otettava huomioon pumpun tuottaman nostokorkeuden laskennassa. Paineantureiden nestepintojen väliseksi korkeuseroksi mitattiin 795 mm. Pumpattavan veden keskimääräinen lämpötila mittausten aikana oli 4,1 C, jolloin kirjallisuuden taulukoista saadaan veden keskimääräiseksi tiheydeksi 997,5 kg/m 3 (Incropera et al. 007, 949). Koska veden lämpötilan muutos koko mittauksen aikana oli,6 C, ei keskimääräisen tiheyden käyttämisestä laskennassa aiheudu suurta virhettä tuloksiin. 3.5 Vääntömomentin mittaus Vääntömomentti ja pyörimisnopeus mitataan pumpun akselilta DATAFLEX /100 vääntömomenttianturilla, jonka toiminta perustuu valon määrän mittaukseen. Momenttianturissa johdetaan valoa kahden himmenninkiekon läpi ja kiekkojen kiertyessä toistensa suhteen niihin kohdistuvan väännön vaikutuksesta vain osa valosta pääsee molemmista kiekoista läpi. Läpipäässeen valon määrä on suoraan verrannollinen vääntömomenttiin. Anturissa on myös pyörimisnopeuden mittausta varten pyörimisnopeuslähtö, jonka lähettämien pulssien taajuus on 60 pulssia yhtä kierrosta kohti. (KTR Finland Oy 01, 305.) Tämän kandidaatintyön mittauksessa anturin pyörimisnopeuslähtö ei ollut toiminnassa, joten pyörimisnopeustieto saatiin taajuusmuuttajalta.

21 0 Valmistajan ilmoittama momentin mittaustarkkuus vääntömomenttianturille on ± 0,5 % (KTR Finland Oy 01, 311).

22 1 4 TULOKSET Mittaustulosten perusteella laaditaan eri pyörimisnopeuksia vastaavat pumpun ominaisja hyötysuhdekäyrät. Pumpun ominaiskäyrät esittävät pumpun tuottaman nostokorkeuden H tilavuusvirran q v funktiona tietyllä pyörimisnopeudella n. 4.1 Pumpun ominaiskäyrät Pumpun nostokorkeus muodostuu tilavuusvirrasta riippumattomasta staattisesta osasta ja tilavuusvirran mukaan neliöllisesti kasvavasta dynaamisesta osasta. Kokonaisnostokorkeuden laskennassa on otettava huomioon myös paineantureiden korkeuserosta johtuva imu- ja painepuolen antureissa vaikuttava erisuuruinen hydrostaattinen paine. Nostokorkeudet pumpun ominaiskäyrien piirtämistä varten lasketaan yhtälöllä (5). (Gülich 010, 45.) H p p1 g w w g z z1 1 (5) missä z on paineantureiden etäisyys mittatasosta. Keskimääräiset virtausnopeudet imu- ja paineputkissa lasketaan tilavuusvirran ja putken poikkipinta-alan avulla yhtälöllä w q 4 q v v (6) A D missä imuputken halkaisija on 14 mm ja paineputken halkaisija on 8 mm. Pyörimisnopeuksille 750, 115 ja 1500 rpm laaditut ominaiskäyrät on esitetty kuvassa 4.1. Ominaiskäyrät kaikille mitatuille pyörimisnopeuksille on esitetty liitteessä 5.

23 Nostokorkeus [m] rpm 115 rpm 1500 rpm Tilavuusvirta [l/s] Kuva 4.1: Pumpun ominaiskäyrät pyörimisnopeuksilla 750, 115 ja 1500 rpm. 4. Pumppauksen hyötysuhde Pumpun hyötysuhteella η otetaan huomioon pumpun hydrauliset häviöt, vuotohäviö ja mekaaniset häviöt. Pumppauksen kokonaishyötysuhdetta ei tämän kandidaatintyön tarkastelussa määritetä, sillä sähkömoottorin tai taajuusmuuttajan hyötysuhteita ei tunneta eikä niiden vaikutusta pumpun toimintaan mitattu. Pumpun hyötysuhde voidaan ilmoittaa pumpun isentrooppisen tehontarpeen P s ja akselitehon P aks suhteena P s (7) P aks missä pumpun isentrooppinen tehontarve määritetään yhtälöstä P g H (8) s q v missä veden tiheys on 997,5 kg/m 3 mitatun keskimääräisen lämpötilan perusteella.

24 Akseliteho [kw] 3 Akseliteho lasketaan mitatun vääntömomentin avulla yhtälöllä Paks M (9) missä ω on kulmanopeus, joka lasketaan pyörimisnopeuden avulla yhtälöstä (10). (Gülich 010, 46.) n (10) Liitteessä 4 esitetään hyötysuhteen laskenta välivaiheineen yksittäisessä mittauspisteessä. Pumpun tehonkulutukset ja hyötysuhteet tilavuusvirran funktiona pyörimisnopeuksilla 750, 115 ja 1500 rpm on esitetty kuvissa 4. ja rpm 115 rpm 1500 rpm Tilavuusvirta [l/s] Kuva 4.: Pumpulle syötetty akseliteho tilavuusvirran avulla esitettynä pyörimisnopeuksilla 750, 115 ja 1500 rpm.

25 Hyötysuhde [%] rpm 115 rpm 1500 rpm Tilavuusvirta [l/s] Kuva 4.3: Pumpun hyötysuhde tilavuusviran avulla esitettynä pyörimisnopeuksilla 750 rpm, 115 rpm ja 1500 rpm. 4.3 Hyötysuhdepinta Mittaustulosten ja laskettujen hyötysuhteiden perusteella laadittiin kuvassa 4.4 esitetty pumpun hyötysuhteen pinta, jossa kuvataan hyötysuhteen arvojen kehitystä pyörimisnopeuden, tilavuusvirran ja nostokorkeuden muuttuessa. Eri värit kuvaavat tiettyjä hyötysuhteen arvovälejä ja hyötysuhdepinnan samanvärisiltä alueilta voidaan lukea saman hyötysuhteen tuottavat nostokorkeus- ja tilavuusvirtayhdistelmät. Kuvassa 4.5 on hyötysuhdepinta tilavuusvirta, nostokorkeus tasossa kuvattuna. Laadittua hyötysuhdepintaa voidaan käyttää apuna tulevia pumppuajoja suunniteltaessa.

26 5 Kuva 4.4: Hyötysuhde nostokorkeuden ja tilavuusvirran funktiona. Hyötysuhdepinta laadittiin MATLAB ohjelmalla, johon syötetään alkuarvoina mitatut tilavuusvirran arvot sekä niitä vastaavat nostokorkeudet ja pumpun hyötysuhteet. Linspace komennolla muunnetaan epäsäännöllisenä hilana syötetyt tilavuusvirrat ja nostokorkeudet säännöllisiksi vektoreiksi ja meshgrid komennolla vektorit muunnetaan matriisimuotoon kaksiulotteiseksi laskentahilaksi. TriScatteredInterp komennolla muodostetaan mittausdatan perusteella kahden muuttujan funktio hyötysuhteelle, minkä jälkeen voidaan määrittää piirrettävä matriisi interpoloimalla hyötysuhteen arvot muodostetussa laskentahilassa. Hyötysuhdepinnan piirtäminen tapahtuu surf komennolla.

27 6 Kuva 4.5: Pumpun hyötysuhde q v, H tasossa esitettynä. 4.4 Pumpun suorituskyvyn arviointi affiniteettisäännöillä Affiniteettisäännöillä voidaan mitatut pumpun suoritusarvot muuntaa vastaamaan jotakin muuta kuin mitattua pyörimisnopeutta. Pumpun toimintapiste siirtyy pyörimisnopeutta muutettaessa affiniteettiparaabelia pitkin uuden pyörimisnopeuden edellyttämälle ominaiskäyrälle. Affiniteettiparaabeli voidaan esittää muodossa v 0 qv,0 q H H (11) Affiniteettisäännöt tilavuusvirralle, nostokorkeudelle ja teholle juoksupyörän halkaisijan pysyessä vakiona on esitetty seuraavilla kaavoilla, joissa alaindeksillä 0 merkitään mitattuja suureita. (Larjola et al. 011, 78.)

28 7 q q v v,0 n (1) n 0 H H 0 n n 0 (13) P P 0 n n 0 3 (14) Pumppuvalmistajan ilmoittama nimellispyörimisnopeutta 1450 rpm vastaava ominaiskäyrä on esitetty liitteessä. 145 rpm mittaustuloksista affiniteettisäännöillä (1) ja (13) laadittu ominaiskäyrä esitetään kuvassa 4.6 ja samaan kuvaan on skaalattu valmistajan ilmoittama ominaiskäyrä. Valmistajan ilmoittamille isoimmille tilavuusvirroille ei mittauksessa päästy, joten laskettuihin pisteisiin sovitettiin 4. asteen polynomi, jonka perusteella ominaiskäyrän arvoja ekstrapoloitiin suurimmasta mitatusta tilavuusvirrasta 39 l/s tilavuusvirtaan 55 l/s asti. Kuvasta 4.6 havaitaan, että suurilla tilavuusvirroilla affiniteettisääntöjen avulla laadittu ominaiskäyrä vastaa hyvin valmistajan ilmoittamaa käyrää: tilavuusvirran arvosta 7 l/s ylöspäin käyrät ovat lähes päällekkäisiä. Sen sijaan alueella 1 7 l/s tuotettu nostokorkeus on kuitenkin noin 0,4 0,5 m korkeampi kuin valmistajan kuvaajassa ja tilavuusvirran tippuessa alle 1 l/s ominaiskäyrän muoto poikkeaa valmistajan ilmoittamasta. ISO 9906 standardin tarkkuusluokan määrittelemissä virherajoissa käyrien kuitenkin voidaan todeta vastaavan toisiaan, kuten kuvasta nähdään.

29 Nostokorkeus [m] rpm - affiniteetti 1450 rpm - Sulzer Tilavuusvirta [l/s] Kuva 4.6. Affiniteettisäännöillä145 rpm mittaustuloksista laadittu ominaiskäyrä nimellispyörimisnopeudella 1450 rpm. Kuvaan on skaalattu valmistajan ilmoittama vastaava ominaiskäyrä, joka on esitetty liitteessä. Kuvaan merkitty harmailla virhepalkeilla ISO 9906 standardin (000, 19) grade luokan määrittelemät sallitut virherajat nostokorkeudelle ja tilavuusvirralle. Mitattua ja valmistajan ilmoittamaa pumpun tehonkulutusta tilavuusvirran funktiona on verrattu kuvassa 4.7. Nimellispyörimisnopeutta 1450 rpm vastaava tehokäyrä laadittiin 145 rpm mittaustuloksista affiniteettiyhtälöllä (14). Tarkkuusluokan määrittelemissä rajoissa tehokäyrät vastaavat toisiaan, vaikka kuvasta nähdään, että mitattu teho on tasaisesti 0 l/s eteenpäin noin 0,3 kw korkeampi kuin valmistajan ilmoittama tehonkulutus. Tämä voisi johtua esimerkiksi suuremmista mekaanisista häviöistä valmistajan pumppulaitteistoon verrattuna.

30 Akseliteho [kw] rpm - affiniteetti 1450 rpm - Sulzer Tilavuusvirta [l/s] Kuva 4.7: Pumpun tehonkulutus tilavuusvirran funktiona. Valmistajan ilmoittama tehokäyrä on skaalattu kuvaan liitteessä esitetyn käyrän perusteella ja affiniteettikäyrä on laadittu affiniteettisäännöillä 145 rpm mittaustuloksista. Kuvaan merkitty harmailla virhepalkeilla ISO 9906 standardin (000, 19) grade luokan määrittelemät sallitut virherajat akseliteholle ja tilavuusvirralle. Affiniteettisääntöjen käyttö perustuu oletukseen, että affiniteettiparaabelilla liikuttaessa pumpun hyötysuhde on vakio ja pyörimisnopeuden muutoksen vaikutus hyötysuhteeseen on vähäinen. Affiniteettisäännöt pätevät kuitenkin tarkasti vain ideaalisessa pumppaustilanteessa, sillä todellisuudessa aina pyörimisnopeutta muutettaessa myös pumpun hyötysuhde muuttuu (Muszyński 010, 5). Hyötysuhteen muuttumista pyörimisnopeuden funktiona on tutkittu Muszyńskin artikkelissa (010, 9), jonka mukaan hyötysuhteen muutos voidaan esittää pyörimisnopeuden muutoksen funktiona yhtälöllä (15), joka pätee pyörimisnopeusalueella 0,7 1,0n nimellispyörimisnopeuteen verrattuna. 0,15 n (15) Yhtälössä (15) suhteellinen pyörimisnopeus n ja suhteellinen hyötysuhde määritellään kuvan 4.8 mukaisesti seuraavilla yhtälöillä

31 30 nx n n (16) x (17) missä n x on pyörimisnopeus ja η x hyötysuhde tarkasteltavassa pisteessä, n on pumpun nimellispyörimisnopeus ja η sitä vastaava hyötysuhde. (Muszyński 010, 7.) Kuva 4.8: Suhteellinen hyötysuhteen muutos (Muszyński 010, 8). Tutkitaan Muszyńskin esittämän korrelaation (15) ja affiniteettisääntöjen käytettävyyttä pumpun hyötysuhteen arvioinnissa vertaamalla niiden antamia tuloksia mitattuihin hyötysuhteisiin. Koska affiniteettisäännöillä laaditut ominaiskäyrät kuvissa 4.6 ja 4.7 vastasivat melko hyvin valmistajan ilmoittamia käyriä, oletetaan, että 145 rpm hyötysuhdekäyrä vastaa riittävällä tarkkuudella 1450 rpm hyötysuhdekäyrää. Suoritetaan vertailu n arvoilla 0,5n, 0,7n ja 1,03n, joita tässä tapauksessa vastaavat pyörimisnopeudet 750, 1050 ja 1500 rpm.

32 Akseliteho [kw] Hyötysuhde [%] 31 Kuvaan 4.9 on piirretty mittaustulosten, affiniteettisääntöjen ja korrelaation (15) perusteella laaditut hyötysuhdekäyrät pyörimisnopeuksille 750, 1050 ja 1500 rpm ja kuvassa 4.10 on tarkasteltu affiniteettisäännöillä ja korrelaatiolla (15) määritettyjen hyötysuhteiden virheiden vaikutusta akselitehoon ,5 n 0,7 n 1,03 n mitattu affiniteetti korrelaatio Tilavuusvirta [l/s] Kuva 4.9: Mittaustulosten, affiniteettisääntöjen ja korrelaation (15) perusteella laaditut hyötysuhdekäyrät pyörimisnopeuksille 750, 1050 ja 1500 rpm. Kuvassa n on 1450 rpm. 4,0 3,0,0 1,0 0,7 n 0,5 n mitattu korrelaatio affiniteetti 0, Tilavuusvirta [l/s] Kuva 4.10: Affiniteettisääntöjen ja korrelaation (15) antamien hyötysuhteiden vaikutus pumpun akselitehoon pyörimisnopeuksilla 750 ja 1050 rpm. Kuvassa n on 1450 rpm.

33 3 Kuvasta 4.9 havaitaan, että pyörimisnopeudella 1500 rpm sekä affiniteettisäännöt että korrelaation ennustamat hyötysuhteet pitävät hyvin paikkansa ja kaikki 1500 rpm vastaavat hyötysuhdekäyrät ovat lähes päällekkäisiä rpm kohdalla käyrät kuitenkin alkavat jo selkeästi erota toisistaan ja 750 rpm kohdalla virhe arvioitujen ja todellisen hyötysuhteen välillä kasvaa jo noin ± 5 %:iin. Verrattaessa kuvia 4.9 ja 4.10 huomataan, että esimerkiksi 750 rpm eli 0,5n tapauksessa virhe akselitehon käyrien välillä on tasaisempi ja systemaattisempi kuin hyötysuhdekäyrien välinen virhe. Affiniteettisäännöillä lasketut akselitehot ovat lähempänä mitattuja arvoja kuin korrelaation (15) ennustamat arvot. Affiniteettisääntöjä voidaan siis käyttää akselitehon arviointiin riittävällä tarkkuudella, vaikka pyörimisnopeuden suhteellinen muutos olisi suuri. Hyötysuhteen suhteellinen muutos pyörimisnopeuden suhteellisen muutoksen funktiona koko pyörimisnopeusalueelle on esitetty graafisesti kuvassa Suoritetun mittauksen perusteella hyötysuhteen muutos pyörimisnopeuden muutoksen funktiona voitaisiin esittää mitatulle pumpulle seuraavalla yhtälöllä 0,09 n (18) Yhtälön (18) eksponentti poikkeaa Muszyńskin (010, 9) esittämän korrelaation (15) eksponentista. Artikkelissaan Muszyński viittaa kuitenkin aikaisempaan Jędralin tutkimukseen, jonka mukaan pumpun hyötysuhteen tasa-arvokäyrien perusteella analyyttisesti määritetty yhtälö hyötysuhteen ja pyörimisnopeuden suhteelliselle muutokselle olisi sama kuin tämän kandidaatintyön mittausten perusteella määritetty yhtälö (18). Jędralin mukaan yhtälö (18) pätee pyörimisnopeuden ollessa välillä 0,5n 1,0n ja pumpun ominaispyörimisluvun n q ollessa välillä (Ibid.)

34 δη 33 1,05 y = x 0,09 1,00 0,95 0,90 y = x 0,15 korrelaatio mitattu 0,85 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0 1,1 δn Kuva 4.11: Pumpun hyötysuhteen suhteellisen muutoksen suhde pumpun pyörimisnopeuden suhteelliseen muutokseen.

35 34 5 TULOSTEN TARKASTELU Tulosten tarkastelussa suoritetaan epävarmuuslaskenta pumpun hyötysuhteen määritykselle. Lisäksi tutkitaan pumpun hyötysuhteeseen vaikuttavien parametrien epätarkkuuksien vaikutusta hyötysuhteeseen herkkyysanalyysilla ja pohditaan mittausmenetelmän kehitysehdotuksia. 5.1 Mittausepävarmuuslaskenta Mittaustulosten yhteydessä esiintyy aina epävarmuutta, joka voidaan jaotella systemaattisiin ja satunnaisiin tekijöihin. Systemaattinen mittausvirhe voi aiheutua mittalaitteen tai mittausolosuhteiden vaikutuksesta tai kalibrointivirheistä. Satunnaista virhettä voi syntyä useista eri tekijöistä. (Backman & Punnonen 01,.) Mittausepävarmuus antaa rajat, joiden välissä todellisen arvon tietyllä todennäköisyydellä katsotaan olevan. ISO 9906 standardin (000, 0) mukaan tarkkuusluokassa 1 suurin sallittu epävarmuus hyötysuhteelle on ±,9 % ja tarkkuusluokassa ± 6,1 %. Standardi esittää pumpun hyötysuhteen kokonaisepävarmuudelle yhtälön e eq eh em en (19) v missä yksittäisen otossuureen kokonaisepävarmuus koostuu systemaattisesta ja satunnaisesta virheestä ja se lasketaan yhtälöllä (0). (ISO , 18; ISO , 6.) e x e e (0) x,s x,r Otossuureiden systemaattisina virheinä käytetään mittalaitteiden valmistajien ilmoittamia mittatarkkuuksia (taulukko 5.1), sillä erillistä kalibrointia käytetyille mittalaitteille ei tämän kandidaatintyön puitteissa suoritettu. Pyörimisnopeuden epävarmuutta ei tunneta, joten arvioidaan Sulzerin (010, 7) ohjearvojen mukaisesti pyörimisnopeuden kokonaisepävarmuudeksi ± 0,1 %.

36 35 Taulukko 5.1: Mittaussuureiden systemaattiset virheet e s,x. Tilavuusvirran mittaus ± 0,40 % (ABB Oy 01, 7 8) Paineen mittaus ± 0,5 % (Wika Finland Oy 004, ) Vääntömomentin mittaus ± 0,50 % (KTR Finland Oy 01, 311) Käytännön pumpputestauksissa 95 % luottamusväli on yleensä riittävä ja otosten lukumäärän ylittäessä 30, otossuure noudattaa normaalijakaumaa (ISO , 60). Tällöin satunnainen virhe on kaksi kertaa suureen otoskeskihajonta yhtälön (1) mukaisesti (ISO , 18). Jos otosten määrä N mittauspisteessä on alle 30, otossuure noudattaa t-jakaumaa vapausastein N-1 ja satunnainen virhe lasketaan yhtälöllä (). Vakion t arvoja on taulukoitu Studentin t-jakaumassa (Råde & Westergren 004, 47). s e r, kun N 30 (1) N s e r t0,975n 1, kun N 30 () N missä s on otoskeskihajonta ja N otosten lukumäärä. Otoskeskihajonta s ja otoskeskiarvo x lasketaan yhtälöillä (Parviainen 010, 4-43.) s 1 N 1 N x i x i1 (3) x 1 N N x i i1 (4) Taulukkoon 5. on koottu lasketut keskimääräiset satunnaiset virheet tilavuusvirralle, paineenmittaukselle ja vääntömomentille. Taulukon arvoilla yhtälöstä (0) saadaan kokonaisepävarmuudeksi tilavuusvirralle ± 0,97 %, imupuolen paineelle ± 0,6 %, lähtöpuolen paineelle ± 0,7 % ja vääntömomentille ± 0,65 %.

37 36 Taulukko 5.: Keskimääräiset satunnaiset virheet otossuureille. Tilavuusvirta ± 0,84 % Imupaine ± 0,07 % Lähtöpaine ± 0,11 % Vääntömomentti ± 0,4 % Osittaisderivoimalla nostokorkeuden yhtälöä (5) saadaan yhtälö nostokorkeuden epävarmuudelle. Nostokorkeuden epävarmuus e H määritetään edellä lueteltujen suureiden epävarmuuksista jokaiselle mittauspisteelle erikseen seuraavasti e 4 z z1 p p1 w w1 H ez e p e 1 p e qv H gh gh gh (4) missä e z on paineantureiden korkeuseron määrityksen virhe. Paineantureiden korkeuseron virheeksi arvioidaan mitan lukematarkkuuden perusteella 1 mm, jolloin suhteelliseksi virheeksi tulee ± 0,13 %. Taulukkoon 5.3 on koottu lasketut kokonaisepävarmuudet ja ISO 9906 standardin määrittelemät sallitut epävarmuusrajat. Sijoittamalla otossuureiden kokonaisepävarmuudet kaavaan (19) saadaan hyötysuhteen kokonaisepävarmuudeksi ± 1,,1 % riippuen mittauspisteestä. Taulukko 5.3: Sallitut ja lasketut kokonaisepävarmuudet otossuureille (ISO , 0). Suure Symboli Grade 1 [%] Grade [%] Laskettu [%] Tilavuusvirta Vääntömomentti Nostokorkeus Hyötysuhde e ±,0 ±3,5 ± 0,4,5 qv e ±1,4 ±3,0 ± 0,5 1, M e ±1,5 ±5,5 ± 0,4 1,0 H e ±,9 ±6,1 ± 1,,1

38 Kokonaisepävarmuus % 37 Hyötysuhteen kokonaisepävarmuus alittaa kaikissa mittauspisteissä tarkkuusluokan 1 määrittelemän sallitun rajan. Alla olevassa kuvassa on esitetty hyötysuhteen positiivisten epävarmuuksien vaihtelu 145 rpm mittauksessa (kuva 5.1). Kuvasta nähdään, että hyötysuhde saa suurimmat epävarmuutensa kuristusventtiilin asennon ollessa 70 % 45 %.,0 1,6 1, 0,8 0,4 0, Kuva 5.1: Hyötysuhteen positiiviset kokonaisepävarmuudet 145 rpm mittauksessa painepuolen kuristusventtiilin asennoilla 100 % 40 %. 5. Herkkyysanalyysi Herkkyysanalyysilla tutkitaan miten tutkittavan suureen antama vaste muuttuu, kun tietyn parametrin arvoa muutetaan. Herkkyysanalyysilla pyritään selvittämään tutkittavan suureen herkkyys tietyn parametrin muutoksille. Osittaisherkkyysanalyysi on menetelmä, jossa muutetaan yhden parametrin arvoa kerrallaan ja muut parametrit pidetään vakioina. Tutkitaan osittaisherkkyysanalyysilla seuraavien parametrien epätarkkuuksien vaikutusta pumpun kokonaishyötysuhteeseen: tilavuusvirta, imupaine, lähtöpaine, pumpattavan nesteen tiheys ja vääntömomentti. Lähtöpisteeksi valitaan yksi mittauspiste 145 rpm parhaimman hyötysuhteen mittausalueelta, minkä jälkeen muutetaan yhden parametrin arvoa kerrallaan ja lasketaan muutoksen vaikutus hyötysuhteeseen. Tarkemmat tiedot

39 38 valitusta lähtöpisteestä on esitetty alla olevassa taulukossa 5.4 ja herkkyysanalyysin tulokset kuvassa 5.. Taulukko 5.4: Herkkyysanalyysin lähtöpisteen arvot. Mittausaika Imupaine [kpa] Lähtöpaine [kpa] Tilavuusvirta [l/s] Vääntömomentti [Nm] Nesteen tiheys [kg/m 3 ] 14:40:11 108,5 83,1 38, 65,6 997,7 Hyötysuhteen muutos [%] Parametrin muutos [%] Vääntömomentti Tilavuusvirta Imupaine Lähtöpaine Pumpattavan nesteen tiheys Kuva 5.: Yksittäisen parametrin epätarkkuuden vaikutus pumpun hyötysuhteeseen. Kuvasta 5. havaitaan, että pumpun lähtöpaineen, tilavuusvirran ja vääntömomentin epätarkkuuksilla on suurin vaikutus hyötysuhteeseen. Pumpattavan nesteen tiheyden muutoksen vaikutus hyötysuhteeseen on sen sijaan vähäinen: 10 % virhe tiheydessä näkyy 1,4 % virheenä hyötysuhteessa. Herkkyysanalyysin perusteella sallitaan alle 3 %

40 39 epätarkkuus lähtöpaineen, tilavuusvirran tai vääntömomentin arvoissa, jotta hyötysuhteen tarkkuus pysyisi standardin sallimissa virherajoissa. 5.3 Mittausmenetelmän kehittäminen Tässä luvussa käsitellään muutamia suoritetun mittauksen perusteella havaittuja kehityskohtia tämänhetkisessä mittausjärjestelyssä. Ennen mittauksen aloitusta ja pumpun käynnistämistä havaittiin, että mittausohjelma näytti vääntömomentin arvoksi 0,6 Nm. Tämä todennäköisesti aiheutti pientä systemaattista virhettä mitattuihin vääntömomentin arvoihin. Taajuusmuuttajan näytön moottorin tehoprosentissa esiintyi myös hieman heiluntaa ja paikoitellen lukemat näyttivät 108 % tehoa. Lisäksi mittauksessa huomattiin, että pumpun mekaanisen tiivisteen tiivisteveden säädöt eivät olleet kohdallaan. Pumpun ollessa käynnissä pumpattava vesi samalla jäähdyttää tiivistettä ja pieni vuoto tiivisteestä on sallittu, mutta mittauksessa vuodon havaittiin olevan sallittuja ohjearvoja suurempi. Tällä voi olla vaikutusta etenkin pienillä tilavuusvirroilla mitattuihin arvoihin. Suoritetussa mittauksessa mittauspisteitä kertyi yhteensä noin 630 kpl. Näin tarkka mittaus ei välttämättä olisi ollut tämän kandidaatintyön kannalta tarpeellinen, vaan riittävän tarkkoihin tuloksiin oltaisiin todennäköisesti päästy venttiilinasennon osalta 5 % mittausvälein ja säätämällä pyörimisnopeutta 100 rpm välein Automatisoitu mittausohjelma Kuvassa 5.3 on esitetty pumpun hyötysuhde mittausajan funktiona ajanhetkellä min. Liitteessä 6 on esitetty vastaava kuva koko mittausajalle. Kuvasta 5.3 nähdään, että kuristusventtiilin asentoa muutettaessa ja siirryttäessä mittauspisteestä toiseen näkyy jokaisen mittauksen alussa ensimmäisen 5 sekunnin ajan hyötysuhdepiikki. Tämä aiheuttaa virhettä mittaustuloksiin ja vääristää keskimääräisen hyötysuhteen arvoa hieman todellista paremmaksi.

41 Hyötysuhde [%] % 95 % 90 % 88 % 86 % 84 % 8 % 80 % % , , ,5 9 9,5 93 Aika [min] Kuva 5.3: Pumpun hyötysuhde pyörimisnopeudella 145 rpm mittaushetkellä 89 min 93 min. Kuvassa prosentit kuvaavat venttiilin asentoa ja mittauksen alkamiskohtaa. Hyötysuhdepiikkien esiintyminen mittausten alussa voitaisiin ratkaista automatisoidulla mittausohjelmalla, jossa mittauksen aloitus olisi ohjelmoitu alkamaan esimerkiksi noin 5 sekuntia kuristusventtiilin asennon muutoksen jälkeen. Viiveellä aloitettu mittaus mahdollistaisi virtauksen tasaantumisen ennen mittauksen aloitusta, jolloin kuvassa 5.3 näkyvät aloitusvirheet eliminoituisivat parantaen hyötysuhteen määrityksen luotettavuutta. Lisäksi mittausohjelmaan voitaisiin automatisoida mittauksen kesto mittauspistettä kohti, jolloin saavutettaisiin tasaiset mittausvälit. Suoritetussa mittauksessa otosten määrä vaihteli välillä mittauspisteestä riippuen, vaikka mittausvälit pyrittiin pitämään tasaisina 30 sekunnin jaksoina. Automatisoituun mittausohjelmaan olisi myös mahdollista integroida taajuusmuuttajan ohjaus, mikä parantaisi mittausmenetelmän käyttäjäystävällisyyttä. Käytännössä tällaisen järjestelyn toteuttaminen saattaisi kuitenkin osoittautua kohtuuttoman aikaavieväksi tai vaikeaksi, jolloin sen toteuttaminen ei olisi järkevää Virtaustasaimet pumpun imuputkessa Mitatun paineen virheellä on suora vaikutus nostokorkeuden painetermin virheeseen. Yksi paineenmittauksen tarkkuuteen vaikuttavista tekijöistä on virtausnopeusjakauman

42 Tilavuusvirta [l/s] Imupaine [kpa] 41 tasaisuus paineenmittauskohdassa. Seuraavissa kuvissa on esitetty mitatut pumpun imupaineet ja tilavuusvirrat ajanhetkellä 89 min 105 min (kuvat 5.4 ja 5.5). Vastaavat kuvaajat koko mittausajalle on esitetty liitteissä (liite 7) Aika [min] Kuva 5.4: Pumpun imupaine mittaushetkellä 89 min 105 min. Kuvassa näkyvät pyörimisnopeuksia 145 rpm ja 1500 rpm vastaavat käyrät Aika [min] Kuva 5.5: Pumpun tuottama tilavuusvirta mittaushetkellä 89 min min. Kuvassa näkyvät pyörimisnopeuksia 145 rpm ja 1500 rpm vastaavat käyrät.

43 4 Aksiaalisessa sisääntuloaukossa juoksupyörän pyörimisliike synnyttää pyörteitä, jotka voivat aiheuttaa virtaukseen huomattavia paikallisia paineenvaihteluita. Tästä voi aiheutua virhettä mittaustulokseen etenkin ajettaessa pumppua pienillä tilavuusvirroilla. Kuvia 5.4 ja 5.5 vertaamalla havaitaan, että suurilla tilavuusvirroilla mitattu imupainejakauma on tasainen, mutta tilavuusvirran laskiessa alle 8 l/s imupaine kasvaa voimakkaammin ja paineen heilahtelut ovat suurempia. Sama voidaan havaita liitteessä 8 esitetystä kuvasta, jossa on esitetty pyörimisnopeudella 145 rpm mitatut imupaineet. Kuvasta nähdään, että pienillä tilavuusvirroilla, erityisesti venttiilin asennoilla %, mitatut imupainejakaumat ovat huomattavasti epätasaisempia kuin suurilla tilavuusvirroilla. Venttiilin asennot % vastaavat tilavuusvirtoja 10 3,9 l/s. Mittauksen tarkkuutta erityisesti pienillä tilavuusvirroilla mitattaessa voitaisiin parantaa sijoittamalla pumpun imuputkeen virtaustasaimet oikaisemaan virtausta paineenmittaukselle kuvan 5.6 mukaisesti. Kuva 5.6: Mittausjärjestely pumpun aksiaalisessa sisääntulossa (Sulzer Pumps 010, 73). Kuvassa viivoitetuilla alueilla kuvataan imuputkeen asennettuja virtaustasaimia Muuta huomioitavaa Asentamalla painemittarit samaan mittatasoon voitaisiin poistaa mitattujen painelukemien korkeuserokorjaukset, jolloin mitattujen painelukemien tulkinta olisi yksiselitteinen. Tällöin poistuisi korkeuserokorjauksista aiheutuvien väärinkäsitysten ja virheiden mahdollisuus.

44 43 Putkien vesityksillä on myös vaikutusta mitattuihin painelukemiin ja paineenmittauksen tarkkuuteen, sillä putkien tulee olla täynnä nestettä, eikä niissä saa esiintyä kaasukuplia, jotka voisivat aiheuttaa pumpun kavitointia. Putkien vesityksistä voitaisiin varmistua esimerkiksi läpinäkyvillä putkiosuuksilla. Läpinäkyvä imuputkiosuus auttaisi myös havaitsemaan pyörteiden esiintymistä imuputkessa.

45 44 6 JOHTOPÄÄTÖKSET Kuvissa 4.5 ja 4.6 verrataan mittaustuloksista affiniteettisäännöillä laadittuja ja valmistajan ilmoittamia ominaiskäyriä ja tehonkulutusta. Suurilla tilavuusvirran arvoilla ominaiskäyrä on lähes päällekkäinen valmistajan käyrän kanssa ja pumpun suorituskyvyn voidaan todeta vastaavan valmistajan ilmoittamia arvoja. Kuvassa 4.6 mittausten perusteella pumpun tehonkulutus on tilavuusvirran arvosta 0 l/s eteenpäin tasaisesti noin 0,3 kw suurempi kuin valmistajan ilmoittama. Todennäköinen selitys tälle on mittauslaitteistossa esiintyvät suuremmat mekaaniset häviöt. Tilavuusvirran välillä 1 7 l/s pumpun ominaiskäyrän muoto kuitenkin poikkeaa valmistajan ilmoittamasta ja antaa noin 0,4 0,5 m korkeamman nostokorkeuden. Tähän voi olla syynä häiriöt pumpun sisääntuloaukon virtauksessa: jos pumpun sisääntuloaukossa esiintyy pyörteitä, joiden pyörimissuunta on vastakkainen juoksupyörän pyörimisliikkeelle, voi seurauksena olla tuotetun nostokorkeuden nousu (Grundfos 009, 7). Tilavuusvirran laskiessa alle 1 l/s on pumpun ominaiskäyrän suunta laskeva. Ominaiskäyrän laskevaa muotoa pienimmillä tilavuusvirroilla voidaan osaksi selittää hydraulisten häviöiden vaikutuksella nostokorkeuteen (kuva.). Kuvan perusteella ominaiskäyrän muotoon pienimmillä tilavuusvirroilla vaikuttavat eniten nesteen uudelleenkiertohäviöt ja sysäyshäviöt. Sysäyshäviöitä syntyy siiven tuloreunassa, kun virtaavan nesteen tulokulma eroaa sen kohtaamasta siipikulmasta (Grundfos 009, 90). Mittauksen aikana pumpun tiivisteveden vuoto oli sallittua suurempi, mikä voi myös osaltaan vaikuttaa mittaustuloksiin etenkin pienillä tilavuusvirroilla. Tiivisteveden vuodon tarkkaa vaikutusta tuloksiin ei kuitenkaan ole mahdollista arvioida ilman uusia mittauksia oikein säädetyllä tiivistevedellä. Nesteen uudelleenkierto pumpun imuaukossa synnyttää voimakkaita pyörteitä, joiden kohdalla paikallinen staattinen paine laskee merkittävästi (Karassik & McGuire 1998, ). Jos paikallinen staattinen paine alkaa lähestyä veden höyryn painetta, voi vaarana olla kavitaatiokuplien syntyminen virtaukseen. Imuputken nesteen uudelleenkierrosta johtuva kavitaatio voidaan diagnosoida tutkimalla vahinkoja juoksupyörässä, sillä uudelleenkierron aiheuttamat kavitaatiovahingot kohdistuvat juoksupyörän siipien

46 45 painepuolelle. (Ibid.) Kuvia 5.4 ja 5.5 vertaamalla havaitaan suuria heilahteluita mitatuissa imupaineissa tilavuusvirran laskiessa alle 8 l/s, mikä voisi viitata nesteen uudelleenkierron esiintymiseen imuputkessa. Lisäksi liitteen 8 kuvassa havaitaan tilavuusvirtoja 10 3,9 l/s vastaavilla venttiilin asennoilla heilahteluja imupaineen arvoissa, jotka myös viittaavat pyörrehäiriöiden esiintymiseen imuputkessa. Ahosen (011, 109) tutkimuksessa on mitattu Sulzer APP -80 pumpun akustista emissiota pyörimisnopeudella 1450 rpm juoksupyörän halkaisijan ollessa 55 mm. Ahosen tutkimuksessa akustisen emission mittaustulokset tukevat tutkimuksen oletusta, että nesteen uudelleenkiertoa kyseisen pumpun imuaukossa esiintyisi tilavuusvirran laskiessa alle 7,5 l/s (Ahonen 011, 110). Arvioidaan nesteen uudelleenkierron alkamiskohtaa tässä kandidaatintyössä mitatun pumpun imuaukossa affiniteettisääntöjen ja Ahosen tulosten perusteella. Pumpun juoksupyörän halkaisijan muuttuessa ja pyörimisnopeuden pysyessä vakiona uutta halkaisijaa vastaava tilavuusvirta voidaan laskea affiniteettisääntöjen mukaan yhtälöstä (5) (Sulzer Pumps 010, 15). q q v v,0 D D 0 3 (5) Yhtälön (5) perusteella nesteen uudelleenkierron alkamiskohdaksi voitaisiin mitatussa pumpussa karkeasti arvioida 8,4 l/s nimellispyörimisnopeudella 1450 rpm, mikä selittäisi ominaiskäyrän muotoa pienillä tilavuusvirroilla. Uudelleenkierron tarkkaa tai todellista alkamiskohtaa ei kuitenkaan voida tämän kandidaatintyön perusteella arvioida ja sen määrittämiseksi tarvittaisiin jatkotutkimuksia sekä tarkempia mittauksia. Affiniteettisääntöjen ja korrelaation (15) käytettävyyttä pumpun suorituskyvyn arvioinnissa verrataan kuvassa 4.9. Tarkastelun perusteella voidaan todeta, että pumpun suoritusarvoja voidaan ennustaa luotettavasti korrelaatiolla (15), kun liikutaan nopeusalueella 0,7 1,0n. Tämän alueen ulkopuolella korrelaatio ei anna riittävän tarkkoja tuloksia, sillä tarkkuutta rajaa sen sidonnaisuus nimellistoimintapisteeseen ja nimellispyörimisnopeuteen. Affiniteettisääntöjä ei sen sijaan ole sidottu nimellispisteeseen ja niiden tarkkuutta rajoittaa lähinnä käytettävissä olevan pyörimisnopeusalueen ja sen mittausda-

47 46 tan laajuus. Jos affiniteettisääntöjä käytettäessä mittaustuloksia vastaava pyörimisnopeus on mahdollista valita mahdollisimman läheltä laskettavaa pyörimisnopeutta, ovat affiniteettisäännöillä saavutettavat tulokset tällöin lähellä todellisia arvoja. Pieni pyörimisnopeuden muutos ei juuri vaikuta pumpun hyötysuhteeseen ja lähekkäisiä pyörimisnopeuksia vastaavat hyötysuhdekäyrät ovat lähellä toisiaan (Larjola et al 011, 78). Affiniteettisäännöillä määritetyt pumpun suoritusarvot ovat siis sitä tarkempia, mitä pienempi on pyörimisnopeuden muutos. Kuvassa 4.10 verrataan affiniteettisäännöillä laskettua ja todellista tehonkulutusta, kun pyörimisnopeuden suhteellinen muutos on 0,5n ja 0,7n. Vertailun perusteella affiniteettisäännöillä määritetty tehonkulutuskäyrä vastaa muodoltaan hyvin mitattua tehonkulutusta ja käyrien välillä esiintyvä virhe on tasaisempi ja systemaattisempi kuin hyötysuhdekäyrien kohdalla. Suhteellinen virhe tehonkulutuskäyrien välillä on sama kuin hyötysuhdekäyrien välillä, mutta pyörimisnopeuden laskiessa myös pumpun akseliteho laskee, jolloin absoluuttinen virhe arvioidun ja mitatun tehonkulutuksen välillä ei ole yhtä merkittävä kuin hyötysuhteiden kohdalla. Affiniteettisääntöjä voidaan siten käyttää pumpun tehonkulutuksen arviointiin melko luotettavasti pumpun koko toimintaalueella, vaikka suhteellinen pyörimisnopeuden muutos olisi suurikin. Lisäksi laadittiin mittaustuloksia vastaava yhtälö pyörimisnopeuden ja hyötysuhteen suhteellisen muutoksen väliselle riippuvuudelle ja tätä yhtälöä verrattiin Muszyńskin (010, 9) esittämään yhtälöön (15). Yhtälöiden eksponentit eivät vastanneet toisiaan (kuva 4.11). Mitatulle pumpulle saadun yhtälön (18) havaittiin kuitenkin olevan sama kuin Jędralin aikaisemmin määrittämä yhtälö, johon Muszyński tutkimuksessaan viittaa (Muszyński 010, 9). Yksi mahdollinen selitys yhtälöiden (15) ja (18) erolle voisi olla pumpun ominaispyörimisluvuissa. Tässä työssä mitatun pumpun ominaispyörimisluvuksi määritettiin 7. Muszyńskin (010, 9) tutkimuksessa yhtälön (15) ilmoitetaan pätevän pumpuille, joiden ominaispyörimisluku on maksimissaan noin 5, ja mittaukset on suoritettu pumpulle, jonka ominaispyörimisluku oli 17,6. Jędralin mukaan yhtälö (18) pätee pumpun ominaispyörimisluvun ollessa (Ibid). Pumpun hyötysuhteen suhteellinen muutos riippuu siis todennäköisesti pyörimisnopeuden muutoksen lisäksi voimakkaasti pumpun ominaispyörimisluvusta.