1. No category

3 Pumpar
3.1 ALLMÄNT
Överallt där ett behov av vätsketransport föreligger, kommer pumpar till användning. Ibland pumpas ren vätska,
ibland utnyttjas vätskan som bärare av värme, fast uppslammat material etc. På grund av mångskiftande
driftsförutsättningar förekommer en mängd olika utföranden av pumpar på marknaden. I ett försök att forma en
överskådlig bild av idag använda pumptyper, göres här en indelning i fyra huvudgrupper.
•
•
•
•
Turbopumpar
Vätskeringpumpar
Förträngningspumpar
Övriga pumpar
Den sistnämnda huvudgruppen består av sådana utföranden, som inte låter sig inordnas varken bland turboförträngnings- eller vätskeringpumparna.
Turbopumparna karakteriseras till sin konstruktion av ett eller flera skovelförsedda pumphjul, som roterar i ett
pumphus. De krafter, som uppkommer då skovlarna omströmmas av vätskan, utnyttjas vid energiomvandlingen.
Allt efter den huvudsakliga riktning med vilken vätskan genomströmmar pumphjulen, benämnes turbopumparna
radialpumpar eller axialpumpar. Alternativt användes benämningarna centrifugalpumpar för radialpumpar
respektive propellerpumpar för axialpumpar. Naturligtvis förekommer även mellanformer mellan utpräglade
radial- och axialpumpar och kallas då diagonalpumpar. Turbopumparna - (figur 3.1) - är de vanligaste och
viktigaste pumparna. Ur driftssynpunkt karakteriseras de av att volymströmmen genom pumpen vid ett givet
driftsvarvtal bestäms av rådande mottryck.
Figur 3.1 Exempel på turbopumpar
Vätskeringpumpar är i vissa avseenden besläktade med förträngningspumparna. Då det excentriskt
placerade pumphjulet roterar bildas en vätskering längs pumphusets innervägg. I skovelluckorna innanför
vätskeringen uppstår under ett varv först ökande delvolymer (insug) och därefter minskande delvolymer
(utlopp).
Figur 3.3 Exempel på vätskeringspumpar
18
Sidokanalpumpen arbetar efter samma princip. Den har pumphjulet centriskt placerad och åstadkommer de
under varvet varierande instängda delvolymerna genom att vätskeringen delvis tillåts att vandra ut i kanaler i
pumphusets sidoväggar. Sidokanalernas djup varierar under varvet. Vätskeringpumpar är självsugande.
Förträngningspumpar arbetar med innestängda vätskevolymer, som tvingas framåt i pumpriktningen och som
trängs eller trycks ut vid pumputloppet. Den äldsta och kanske mest typiska förträngningspumpen är
kolvpumpen. För varje kolvslag pressas en viss vätskevolym ut ur cylindern. Är antalet kolvslag per tidsenhet
känt, så är också volymströmmen känd. Kolvpumpen tillhör den undergrupp bland förträngningspumparna, som
arbetar med en fram- och återgående rörelse. Den andra undergruppen utgöres av de roterande
förträngningspumparna. Hit hör exempelvis kugghjulspumpen där vätskan transporteras i kuggluckorna och där
tryckskillnaden upprätthålls bl a genom tätningen i kuggingreppet. Andra exempel på roterande förträngningspumpar är skruvpumpar, vingpumpar, slangpumpar etc.
Figur 3.2 Exempel på förträngningspumpar
Förträngningspumpar leverar en volymström, som bortsett från läckage och eventuell komprimering av vätskan
är oberoende av trycket vid pumpens utlopp. Normalt ökar emellertid det inre läckaget med ökande mottryck,
varför volymströmmen i verkligheten minskar något då utloppstrycket ökar.
Som exempel på pumpar ur huvudgruppen "övriga pumpar" har strålpumpen och pitotrörspumpen utvalts.
I strålpumpens dysa, där hastigheten hos det drivande mediet ökar, sjunker det statiska trycket. Det pumpade
mediet sugs in och blandas med det drivande. Den gemensamma vätskeströmmens hastighet nedbringas och det
statiska trycket ökas i strålpumpens diffusor. Strålpumpen används bl a som vakuumpump och är självsugande.
Figur 3.4 Exempel på pumpar ur huvudgruppen ”övriga pumpar”.
Pitotrörspumpens roterande hus accelererar den inströmmande vätskan till hög hastighet. Vid det stillastående
pitotrörets mynning råder ett högt statiskt tryck, som skapats dels av centrifugalkraftverkan och dels av
uppbromsningen av vätskan framför pitotröret. Avsevärda tryck (av storleksordningen 10-talet MPa) kan
åstadkommas på detta sätt.
I efterföljande avsnitt i detta kapitel kommer pumpar inom de angivna huvudgrupperna att ges en mer detaljerad
behandling med avseende på teoretiska aspekter, utförandeformer, driftsegenskaper och användningsområden.
Avsikten är att skapa en välmotiverad grund för val av rätt pump för en given arbetsuppgift.
Transportuppgiften definieras av vätskeegenskaper, volymflöde och uppfordringshöjd, samt av allmänna förutsättningar som exempelvis uppställning, sugförmåga, hygien etc.
19
3.2 TURBOPUMPARS GRUNDER
Uppfordringshöjd
I gamla tider användes pumpar nästan uteslutande för att transportera vatten från en lägre till en högre nivå, t ex i
en gruva eller i en bevattningsanläggning. Det var då praktiskt att använda begreppet uppfordringshöjd som mått
på pumpens prestationsförmåga. Trots att pumpar numera i stor utsträckning används för ändamål, där mediets
höjdlägesändring är av underordnad betydelse, har begreppet uppfordringshöjd levt kvar.
Den process, som äger rum då vätskan passerar pumpen, är adiabatisk, dvs värmeutbytet mellan det pumpade
mediet och omgivningen är så litet att det kan försummas. Lika mycket massa passerar per tidsenhet in och ut
genom pumpen, ty det yttre läckaget är normalt försumbart vid sidan om massflödet genom pumpen. För en
sådan process lyder energiekvationen för stationär strömning räknad per massenhet pumpat medium och med
beteckningar enligt figur 3.5.
Ekv. 3.1
Figur 3.5 Pumpbeteckningar
Uttryckt i ord säger energiekvationen: Det tekniska arbetet It som tillföres via pumpaxeln, orsakar hos mediet en
ökning av den inre energin (u), en ökning av statiska trycket (termen p/ρ), en ökning av rörelseenergin (c2/2) och
en ökning av lägesenergin (gh).
Önskvärt är att så stor del som möjligt av det tillförda axelarbetet resulterar i en statisk tryckökning hos vätskan.
Rörelseenergi och lägesenergi kan i princip helt omvandlas till statiskt tryck. Ökningen av den inre energin är
svårare att nyttiggöra. Den svarar mot en onödig, icke önskad temperaturhöjning hos mediet och räknas som en
förlust.
Mot denna bakgrund definieras pumpens uppfordringshöjd H som den nyttiga delen av vätskans
tillståndsförändring mätt i meter vätskepelare.
Ekv 3.2
20
Förluster och verkningsgrader
En schematisk bild av effektflödet genom en pump visas i figur 3.6.
Figur 3.6 Effektflöde genom en pump
Den tillförda axeleffekten P definieras som produkten av vridande moment och vinkelhastighet vid pumpens
axelkoppling. En del av axeleffekten åtgår till att övervinna friktionsmotstånd i lager och tätningar. Denna
effektförlust påverkar överhuvudtaget ej det pumpade mediet utan övergår i värme, som tillföres omgivningen.
Tillhörande verkningsgrad kallas mekanisk verkningsgrad och betecknas ηm.
Ekv 3.3
Den inre effekten (Pi) är således den axeleffekt, som återstår av den tillförda efter det att de mekaniska
förlusterna övervunnits. Den inre effekten tillföres den pumpade vätskan och medför en tillståndsförändring hos
denna. Den inre effekten är kopplad till det tidigare omnämnda tekniska arbetet enligt sambandet
Ekv 3.4
där m betecknar massflödet genom pumpen.
En del av den tillförda inre effekten omvandlas inuti pumpen till en icke önskvärd ökning av det pumpade
mediets inre energi. Denna effektförlust, som yttrar sig som en temperaturhöjning hos vätskan, uppdelas
traditionellt i tre delar. Den första delen utgöres av s k hjulfriktionsförluster dvs sådana förluster, som uppstår
genom friktionsverkan mellan pumphjulets yttersidor och omgivande medium. Tillhörande verkningsgrad kallas
hjulfriktions-verkningsgrad och betecknas ηhj.
Den andra delen utgöres av strömningsförluster i pumphus och skovelkanaler. Storleken av dessa förluster
(skovelförlusterna) är ett uttryck för hur väl pumpens hydrauliska strömningsvägar är utformade. Tillhörande
verkningsgrad kallas hydraulisk verkningsgrad eller skovelverkningsgrad och betecknas ηh.
Den tredje delen orsakas av ett icke försumbart inre läckage. Medium, som redan passerat pumphjulet, läcker
tillbaka och tillföres ytterligare skovelarbete. Dessa förluster brukar karakteriseras med den inre volymetriska
verkningsgraden ηv.
21
I den händelse yttre läckage förekommer bildas analogt en yttre volymetrisk verkningsgrad.
Av effektflödet återstår nu den nyttiga effekten
Ekv 3.5
där volymströmmen genom pumpen, Q införts i sista ledet.
För pumpens totalverkningsgrad gäller således.
Ekv 3.6
eller uttrycket med hjälp av delverkningsgrader
Ekv 3.7
Eulers ekvation
Figur 3.7 visar ett pumphjul med tillhörande hastighetstrianglar. Pumphjulet anströmmas av vätskan med
hastigheten c1 vid radien r1. Vätskan lämnar pumphjulet vid radien r2 med hastigheten c2. Genom skovelns
utformning tvingas den relativa hastigheten - dvs den hastighet, som upplevs av en observatör, som medföljer
skoveln i dess rörelse - att ändra storlek och riktning från w1 till w2. Därigenom kommer även absoluthastigheten
c2 vid hjulutloppet att avvika från anströmningshastigheten c1. Absoluthastighetens komponent i tangentiell led,
dvs i periferi – hastighetens riktning betecknas cu.
Figur 3.7 Pumphjul med hastighetstrianglar vid inlopp och utlopp
22
Genom att tillämpa den från strömningsläran kända impulsmomentlagen på strömningen genom pumphjulet
erhålles i tangentiell led
Ekv 3.8
Här är Mv det vridande moment, med pumphjulet måste påverka vätskan, för att strömningen enligt figur 3.7
skall kunna existera. Strömningshastigheterna i ekvation 3.8 avser att vara representativa medelvärden för det
medium, som genomströmmar pumphjulet.
Under tiden ∆t vrider sig pumpaxeln vinkeln ∆φ samtidigt som massan ∆m passerar in och en lika stor massa
∆m passerar ut genom pumphjulet. Multipliceras båda leden med ∆φ och samtidigt m = ∆m/∆t införes, blir
Ekv 3.9
Men Mv · ∆φ/∆m är det arbete per massenhet, som det vridande momentet utför under det att pumphjulet vrider
sig vinkeln ∆φ.
Detta arbete per massenhet kallas skovelarbete och betecknas I sk. Vidare är kvoten ∆φ/∆t lika med pumphjulets
konstanta vinkelhastighet ω. Därigenom blir
Ekv 3.10
Av skovelarbetet resulterar den del, som motsvarar skovelförlusterna i en ökning av mediets inre energi, medan
resten ( h · Isk) ger en nyttig tillståndsförändring hos vätskan (g · H). Införes vidare periferihastigheten u = r · ω
erhålles slutligen
Ekv 3.11
Ekvation 3.11 är Eulers ekvation så som den vanligen skrivs för
pumpar.
23
Pumpkurvor
Enligt Eulers ekvation är pumpens uppfordringshöjd beroende av hastighetstrianglarnas utseende och av de
hydrauliska förlusternas storlek. Båda dessa faktorer påverkas bl a av den volymström Q, som passerar genom
pumpen.
I många fall är absoluthastighetens tangentialkomponent framför pumphjulet liten, dvs c1u = 0. Då förenklas
Eulers ekvation till
Ekv 3.12
Om strömningen genom pumpen vore förlustfri ηh = 1), skulle den teoretiska uppfordringshöjden
Ekv 3.13
erhållas. Med ledning av figur 3.7 blir
Ekv 3.14
eller
Vinkeln β2, som är markerad i hastighetstriangeln, är något mindre än skovelvinkeln i hjulutloppet. Denna
vinkelskillnad kallas deviationsvinkel och beror på skovlarnas bristande förmåga att helt styra
relativströmningen. Deviationsvinkelns storlek är i första hand beroende av skovelantalet.
För en given pump, som arbetar med ett visst konstant varvtal, avtar enligt ekvation 3.14 den teoretiska
uppfordringshöjden Hteor linjärt med ökande volymström Q.
Den verkliga uppfrodringshöjden H skiljer sig från Hteor genom de hydrauliska förlusterna hf. Dessa är som vid
alla andra strömningsfall beroende av anströmningsriktningen mot den omströmmade kroppen. Vid pumpar
varierar anströmningsriktningen mot exempelvis skovlarna med volymströmmen. Vid en viss
anströmningsvinkel erhålles den gynnsammaste strömningen och därmed de minsta förlusterna. Vid såväl
högre som lägre värden på Q ökar hf. Genom att subtrahera hf från Hteor erhålles pumpens verkliga QHkurva vid konstant varvtal - figur 3.8. Beroende på olika värden på de parametrar, som ingår i Hteor och hf,
dvs olika konstruktiva utformningar, varierar QH-kurvans form från pumptyp till pumptyp.
24
Figur 3.8 Illustrationer till pumpens QH-kurva
Utöver pumpens QH-kurva brukar även som i figur 3.9 erforderlig axeleffekt P och pumpens totala
verkningsgrad η anges som funktion av volymströmmen i ett pumpdiagram. Pumpen kan i princip arbeta i
vilken punkt som helst längs QH-kurvan. Driftspunktens läge i ett verkligt fall bestäms av egenskaperna
hos det system, som pumpen är inkopplad i.
Figur 3.9 Pumpdiagram.
Specifikt varvtal
En viktig parameter, som flitigt utnyttjas för att beskriva olika fenomen hos pumpar, främst hos turbopumpar, är
det specifika varvtalet nq, definierat av sambandet
Ekv 3.15
25
Observera att nq icke är dimensionslöst och därför har olika talvärden i olika sortsystem. I ord kan nq
definieras som det mekaniska varvtalet, för en med den betraktad likformig pump, som med likformiga
hastighetstrianglar ger volymströmmen 1 m3/s vid uppfordringshöjden 1m. Alla likformiga pumpar har
därför samma specifika varvtal oberoende av storleken. Då man beräknar n q -värdet för en viss pump
skall man använda värden på n, Q och H, som refererar till pumpens optimalpunkt, dvs där
verkningsgraden är som högst.
Det specifika varvtalet användes bl a till att karakterisera pumphjulets form hos turbopumpar. Man kan
genom vunna erfarenheter i stort säga vilken hjulform, som i normala fall kommer att ge bästa resultat,
då varvtal, volymström och uppfordringshöjd är givna. Detta förhållande illustreras av figur 3.10. Vid
t ex stor volymström och liten uppfordringshöjd, dvs vid högt specifikt varvtal, har axialpumpen visat
sig vara lämpligast. Axialpumpar säges därför ha höga specifika varvtal.
Figur 3.10 Pumphjul med olika specifikt varvtal
Det finns i praktiken ett flertal varianter av specifika varvtal. De är i princip uppbyggda som nq, men kan på
grund av olika sortsystem eller olika definitionsmässiga detaljer ge olika talvärden.
Likformighet
Under vissa förutsättningar kan en pumps prestanda på ett speciellt enkelt sätt omräknas till att gälla för olika
pumpstorlekar vid olika driftsvarvtal. Dessa förutsättningar är:
•
•
•
De jämförda pumparna skall vara geometriskt likformiga.
De jämförda pumparna skall arbeta i likabelägna driftspunkter, dvs med likformiga hastighetstrianglar.
Eventuell skillnad i verkningsgrad försummas.
Vid en jämförelse mellan två pumpar I och II, som uppfyller dessa förutsättningarna, kommer följande samband
att råda mellan deras varvtal nI resp nII, deras dimensioner uttryckta som diametrarna DI resp DII och deras
prestanda:
Ekv 3.16
Affinitetslagarna, som gäller för en och samma pump, utgör ett specialfall av de allmänna likformighetssambanden. Då D I = D II blir.
Ekv 3.17
26
Då likformighetslagarna användes i praktiken försummas ändringen i verkningsgrad mellan de jämförda
pumparna. Likformiga pumpar har samma skovelvinklar. Likformiga hastighetstrianglar innebär samma
strömningsvinklar. Den för de hydrauliska förlusterna så viktiga anströmningsriktningen är därför
oförändrad i de jämförda fallen. Mot denna bakgrund synes oförändrad hydraulisk verkningsgrad vara en
rimlig approximation. Eftersom även hjulfriktionsverkningsgraden ηhj och den volymetriska
verkningsgraden ηv under de givna förutsättningarna behåller sina värden, gäller antagandet om oförändrad
totalverkningsgrad med god noggrannhet åtminstone då de olika varvtalen och diametrarna är någorlunda
lika. Vid mycket stora pumpar som testas genom modellprov i laboratorier, kan man förvänta sig en något
högre verkningsgrad på fullskalepumpen än den, som uppmätts vid modellprovet.
Axial- och radialkrafter
Den resulterande axialkraften på pumpaxeln måste tas upp av lagringen eller balanseras ut med en särskild
anordning. En särskild balanseringsskiva kräver emellertid alltid en viss driveffekt och nedsätter därmed
pumpens totalverkningsgrad. Det är därför fördelaktigt om axialkraften kan begränsas direkt genom pumphjulets
utformning.
Figur 3.11 Illustration till axialkrafter
Genom att tillämpa impulsekvationen - ekv. 11.7 - på en kontrollvolym, som just precis omsluter pumphjulet,
erhålles med beteckningar enligt figur 3.11.
Ekv 3.18 a
Om trycken på pumphjulets fram- och baksidor för r > rs antages vara lika, (pb=pf) och om vinkeln β är liten,
(sin β ~ 0) förenklas uttrycket ovan till
Ekv 3.18 b
En vanlig åtgärd i avsikt att begränsa Fax är att förse pumphjulets baksida med en extra tätningskant och att
samtidigt borra upp hål för tryckutjämning. Då blir
Ekv 3.18 c
27
Utöver axialkraften från pumphjulet verkar på axeln även krafter frän tätningar och lager samt atmosfärstrycket i
axeländan. Lagerkraften blir
Ekv 3.18 d
Vid höga systemtryck (ps stort) kan axialkraften trots extra tätningskant och tryckutjämningshål anta avsevärda
belopp.
Figur 3.12 Metoder för begränsning av axialkraften
Ett annat sätt att begränsa axialkraften är att förse pumphjulet med baksideskovlar. Därigenom ges vätskan en
kraftigare medrotation på baksidan än vad friktionen åstadkommer på framsidan. Den ökade medrotationen
medför lägre tryck för r < r2 och därmed även en reducering av axialkraften.
Vid flerstegspumpar eller vid dubbelsidigt sugande pumphjul erhålles små axialkrafter genom motriktad
placering av hjulinloppen.
I alla pumpar utrustade med spiralhus uppträder vid dellast avsevärda radialkrafter. I konstruktionspunkten
eftersträvas en jämn tryckfördelning runt pumphjulet. Detta villkor bestämmer spiralhusets form. Vid dellast
kommer emellertid trycket att variera längs hjulets periferi. Den radiella kraften på pumphjulet tas upp av
lagringen via axeln.
Figur 3.13 a Illustration till radialkraft på pumphjulet vid reducerat flöde (Q<Q0)
Eftersom trycket varierar längs hjulets periferi, kommer även strömningen i de olika skovelluckorna att variera
då pumphjulet roterar.
Ekv 3.19
Parametern kF antar olika värden för olika pumputföranden och varierar dessutom kraftigt med volymflödet
genom pumpen.
28
Figur 3.13 b Exempel på inverkan av driftspunktens läge och spiralhusets utformning på parametern k.
För en centrifugalpump med enkelspiral kan kF anta värden upp till 0,4 i dämda punkten (Q=0).
Ett effektivt sätt att begränsa radialkraftens storlek är att förse spiralhuset med en extra mellanvägg.
Radialkraften är som störst vid Q=0 (dämda punkten). Radialkraften orsakar en utböjning av pumpaxeln och
utsätter axeln för roterande utmattning. Som riktvärde för axelns dimensionering används ofta villkoret att axelns
utböjning vid dämda punkten skall vara mindre 0,05 mm vid axeltätningen.
Axial- och radialkraftens storlek är av avgörande betydelse för pumpens konstruktiva uppbyggnad
(dimensionering av spel, lagring etc). De är även ofta primärorsaken till haverier. Observera att både axial- och
radialkraften ökar vid dellast och är som störst vid dämda punkten.
3.3 FÖRTRÄNGNINGSPUMPARS GRUNDER
Teori för en "ekvivalent" förträngningspump
Förträngningspumpars teori är i princip mycket enkel. För varje arbetscykel - varje varv eller varje slag - stängs
en viss vätskevolym in och transporteras från pumpinlopp till pumputlopp oberoende av det mottryck, som finns.
Den instängda vätskevolymen beror enbart på storleken av förträngningspumpens håligheter eller det s k
deplacementet*. Den uppnåbara tryckstegringen är i första hand bara beroende av konstruktionens mekaniska
hållfasthet och tillgänglig driveffekt, vilket ofta kräver att en max tryckventil finns installerad.
* Härav även benämningen deplacementpump.
Effektiviteten - verkningsgraden - hos en förträngningspump bestäms av uppträdande förluster - inre läckage,
inre friktioner, strömningsförluster i inlopp och utlopp (portar) samt eventuella mekaniska förluster.
Totalförlustens storlek beror sedan på både konstruktionsprincip och vätskeviskositet.
En jämförande teoretisk betraktelse för förträngningspumpar kan göras, om den mängd olika
konstruktionsprinciper som finns, överföres till en "ekvivalent" pump. Därvid skall de dimensioner, som
bestämmer läckage, glidfriktionsförluster och ev övriga förluster, omräknas till att motsvara dem för en
ekvivalent pump med samma prestanda och samma förluster. Den ekvivalenta pumpen -figur 3.14- studeras
sedan beträffande förlusternas storlek. Som åskådningsexempel för en ekvivalent pump har här en kolvpump
valts för att undvika att behandlingen blir alltför abstrakt.
29
Figur 3.14 Viktiga dimensioner hos en ”ekvivalent” förträngningspump av kolvtyp.
Förträngningspumpens nyttiga effekt är
Nyttig effekt = p · Q ≈ slagvolym · slagantal
Med beteckningarna:
υ för kinematisk viskositet
N för slagantal (varvtal)
Q för volymflöde
p för tryckstegring
kan de olika delförlusterna hos den ekvivalenta pumpen bestämmas, om laminär strömning råder.
Ekv 3.20
Ekv 3.21
Ekv 3.22
Ekv 3.23
Ekv 3.24
30
De olika delförlusterna blir som synes beroende av en parameter p/νn med en variation enligt figur 3.15.
Läckförlusten är vidare proportionell mot tredje potensen på spelet a och glidfriktionsförlusten omvänt
proportionell mot a.
Figur 3.15 Förluster i en förträngningspump är beroende av en parameter p/ υn. Läckförlusten – vänstra bilden – ökar med
denna, medan glidfriktionsförlusten – högra bilden – avtar.
Summaförlusterna- figur 3.16- får ett minimum där relativ läckförlust är lika stor som relativ glidfriktionsförlust.
Optimalvärdet för p/νn bestäms av dimensionerna på och kring kolven i den ekvivalenta pumpen. För olika typer
av deplacementpumpar fås vitt varierande dimensioner på den "ekvivalenta" kolven. Den praktiska slutsatsen blir
att varje typ av deplacementmaskin har sitt specifika arbetsområde.
Figur 3.16 Minimum för summaförlusterna inträffar
när de två delförlusterna är lika stora.
Slitage hos förträngningspumpar
Det inre läckagets beroende av tredje potensen av spelet mellan avtätande detaljer i en förträngningspump gör
denna mycket känslig för slitage. Förträngningspumpen anses av tradition begränsad till:
•
•
rena vätskor
viskösa vätskor gärna med något "smörjvärde"
Undantag härifrån utgörs dels av de konstruktionsprinciper, där läckaget eliminerats genom användning av
elastiska element t ex membranpumpar och slangpumpar, dels av pumpar med extremt låga arbetshastigheter
med därtill hörande stora och klumpiga konstruktioner. Ytterligare undantag finns i speciella "slitagevänliga"
konstruktioner.
Vid en elementär betraktelse är slitage en funktion av:
•
•
•
yttryck mellan detaljer
glidhastighet mellan detaljer
ett beroende av friktionskoefficienten
= pg
= vg
=µ
31
eller med den inom slitageteorin vanliga ansatsen med pg-värden:
•
•
slitage
värmeutvecklingen per ytenhet är
~ pg · vg
= µ · pg · vg
Tekniken att skapa "slitagevänliga" förträngningspumpar blir närmast att reducera produkten pg · vg. Att välja vg
lågt ger, som tidigare antytts, klumpiga konstruktioner; lösningen kan då bara vara att reducera pg.
I förträngningspumpar kan driveffekten överföras till de olika detaljerna på olika sätt. I exempelvis
kugghjulspumpar sker den yttre drivningen normalt endast på ena kugghjulet, medan det andra drivs via
kuggingreppet från det första. Helt annorlunda blir förhållandet, om båda kugghjulen drivs utifrån. För att
kuggarna vid sin rörelse, då skall kunna passa in i varandra måste axlarna synkroniseras genom en separat s k
synkroniseringsväxel. Yttrycket mellan de samarbetande detajerna har då reducerats till noll.
Bland förträngningspumparna skapas på detta sätt en särskild "familj" kännetecknad av att de samarbetande
detaljerna är tvångsstyrda genom utanför vätskan liggande anordningar. Till samma familj måste även räknas
sådana konstruktioner, där glidtrycket på andra sätt är eliminerat. Exempel på sådana förträngningspumpar är:
•
Rotationskolvpumpar som i princip utgör en kugghjulspump, där kuggantalet reducerats till ett fåtal och
drivningen sker med en yttre synkroniseringsväxel.
•
Kolvpump med kolvstången gejdrad - lagrad - utanför vätskan i motsats till de fall där kolven själv
upptar sidokrafter.
•
Skruvpumpar av s k Imotyp, där en central skruv driven utifrån samarbetar med två tätande sidoskruvar.
Genom en sofistikerad utformning av skruvgängans profil, drivs sidoskruvarna huvudsakligen av
vätsketrycket medförande låga kontakttryck mellan skruvarna.
Med glidtrycket eliminerat eller kraftigt reducerat vidgas insatsområdet. Alltefter olika andra
konstruktionskännetecken kan detta då vidgas till förorenade vätskor, låga viskositeter, torrkörningsförmåga eller
högre varvtal.
Viktiga faktorer
De för alla förträngningspumpar viktiga faktorerna utgör:
•
•
•
•
•
•
•
•
Spel kring arbetsytan
Kontakttryck - glidtryck - för arbetselement
Längd på arbetsytans tätningskant
Glidhastighet för arbetselement
Vätskans viskositet
Ventiler eller portars storlek
Vätskans renhet och smörjvärde
Tryckalstring
En tillämpning av den "ekvivalenta" förträngningspumpen ger direkt:
•
•
•
En kolvpump för högt tryck skall utföras med en lång kolv med liten diameter - en s k plunge-pump.
Vid användning av denna för hög viskositet blir kolvfriktionen däremot för stor.
En kolvpump för hög viskositet skall ha en kort kolv dvs motsatsen till plunge-pumpen. I extremfall
övergår pumpen till en membranpump.
En kugghjulspump skall på motsvarande sätt ha många kuggar vid högt tryck och låg viskositet och få
kuggar vid lågt tryck och hög viskositet.
32
För en "slitagevänlig" förträngningspump gäller:
•
•
•
De samarbetande detaljerna skall vara tvångsstyrda från utanför vätskan liggande anordningar eller
kraftigt avlastade från glidtryck.
På arbetselementen verkande krafter från vätsketryck skall tas upp av lager liggande utanför vätskan.
Stor volym på varje enskild deplacementhålighet bör eftersträvas vid förorenade vätskor för att minska
vätskans kontaktyta med pumpmaterialet.
Flödes- och tryckpulsationer
I många förträngningspumpar varierar levererat volymflöde under en arbetscykel. Ett drastiskt exempel på detta
utgör den encylindriga kolvpumpen - figur 3.17.
Figur 3.17 Volymflöde Q från encylindrig, enkelverkande kolvpump som funktion av tiden.
De flesta förträngningspumpar har ett under en arbetscykel mer eller mindre varierande deplacement. För
att minska flödesvariationerna kan på tryck- och/eller sugsida utjämningsklockor vara inbyggda. De kan
vara luftfyllda eller utförda med luftkuddar eller fjädrar skilda från vätskan med elastiska skiljeväggar.
Flödesvariationernas storlek utgör en kvalitetsegenskap, som dessvärre bara undantagsvis anges av
tillverkare. Kännedom om storleken uttryckt t ex som flödesamplitud vid olika frekvenser är viktig för
dimensionering och val av både sug- och tryckledningar.
Alternativt till flödesvariationer kan tryckvariationer - tryckpulsationer - anges. Värdena avser då i
allmänhet värden mätta i någon speciell provrigg och kan bara med svårighet överföras till en praktisk
rörledning.
I en provrigg utgörs strömningsmotståndet till stor del av strypförluster i reglerventiler dvs med ett av
flödet i kvadrat varierande motstånd. Resonansfenomen och dämpning i t ex gummislangar inverkar vidare
mycket kraftigt. Tryckpulsationernas storlek är principiellt oberoende av medeltrycket. Storleksangivelser i
% av detta kan därför vara missledande.
Volymflödesvariationerna varierar från ca ± 100% för den visade kolvpumpen till några få procent för
skruvpumpar. Flödesvariationerna tillsammans med i olika fickor instängda volymer utgör vid
förträngningspumpar primärorsaken till buller och vibrationer. Användning av högre varvtal-slagantal- begränsas
för förträngningspumpar av de instängda vätskevolymerna och av kavitation från den instationära strömningen
vid fyllning av arbetsrummet.
Effektbehov och verkningsgrad
De för turbopumpars effektbehov gällande ekvationerna – nr 3.1 till 3.7 – är generella och gäller således även för
förträngningspumpar.
Vanligen anges dock vid förträngningspumpar tryckstegring p (tryckskillnad utlopp – inlopp) i stället för
uppfordringshöjd H. Sambanden blir då, om rörelseenergi och lägesenergi vid inlopp och utlopp är lika stora:
Ekv 3.25
och för effektbehovet P
Ekv 3.26
33
Verkningsgraden η avser totalverkningsgraden. Av särskilt intresse för förträngningspumpar är den volymetriska
verkningsgraden ηv bestämd av
Ekv 3.27
Eftersom det inre läckaget är oberoende av Q- se ekvation 3.20- kommer volymetriska verkningsgraden att öka
med ökat varvtal eller slagantal.
För gas- och lufthaltiga vätskor liksom i viss mån, när ångbildning - kavitation - inträffar, kommer det levererade
volymflödet att minska ytterligare. Förhållandet är särskilt accentuerat vid trögflytande vätskor, som kan
innehålla stora mängder gas eller har otillräckligt tillrinningstryck - matning - för att helt fylla deplacementet.
Genom att införa en fyllnadsgrad f, som är mindre än eller lika med 1, kan pumpens inre läckage - ηv - skiljas
från sådana minskningar, som beror på vätska och pumpinstallation. För inflödet Qin till pumpen fås därmed:
Ekv 3.28
där Q avser volymflödet vid gasfri vätska.
Utflödet mätt i volymenheter blir givetvis mindre än inflödet pga gasens kompression*
* Vid mycket höga tryckstegringar inverkar på ungefär likartat sätt vätskors kompressibilitet. Vatten, som
tryckstegras t ex 50 MPa, minskar ca 2 % i volym.
3.4 PUMPKURVOR
Pumpkurvor för olika pumptyper
Pumpars prestanda och framförallt turbopumpars, uttryckes vanligen i kurvform. Av primärt intresse är
sambandet mellan volymflöde och uppfordringshöjd dvs energiökningen per transporterad massenhet. De olika
huvudtyperna har därvid drastiskt olika egenskaper - figur 3.18.
Figur 3.18 Pumpkurvor för olika pumptyper
34
Förträngningspumpens volymflöde är sålunda praktiskt taget oberoende av uppfordringshöjden - mottrycket dvs i ett Q-H diagram enl figur 3.18 fås en vertikal linje. Turbopumpens prestandakurva uppvisar ökande
uppfordringshöjd med minskande volymflöde. Vätskeringspumpar får en kurva liggande mellan de två
pumpgrupperna. Pumpkurvor för gruppen "Övriga pumpar", se specialavsnitt om dessa.
Turbopumpars kurvor. Olika presentationssätt
En turbopumps fullständiga kurvunderlag omfattar förutom sambandet volymflöde - uppfordringshöjd (Q-H),
även volymflöde- effektförbrukning, volymflöde - verkningsgrad och volymflöde - NPSH*. Figur 3.19 visar ett
exempel på ett fullständigt kurvunderlag. Detta diagram tar även upp prestanda vid olika ytterdiameterar på
pumphjulet - se vidare kapitel 1.2 - dvs de olika prestanda, som kan fås för en och samma pump genom utbyte
eller avsvarvning av pumphjulet. Vid måttliga ändringar av hjuldiametern påverkas inte NPSH-kurvan och
verkningsgradskurvan påverkas endast obetydligt.
* NPSH uttrycker pumpens kavitationsegenskaper. Se vidare avsnitt 4.5.
Figur 3.19
Exempel på prestandakurvor för centrifugalpump med varvtalet 1450 r/min.
Siffror 150-170 avser pumphjulsdiameter i mm.
Verkningsgradens storlek uttrycks ibland genom att ett s k musseldiagram inläggs i Q-H-diagrammet enl figur
3.20.
35
Figur 3.20
Q-H diagram med verkningsgrad angiven som musseldiagram.
Siffror längst till höger avser beteckningar för olika hjuldiametrar.
För pumpar av axial- eller halvaxial typ kan olika prestanda fås genom ändring av skovelbladens vinkelläge
på pumphjulet - figur 3.21. På ungefär likartat sätt ändras prestanda genom omställning av en fast
ledskenekrans på sådana pumpars inloppssida-figur 3.22.
Förändras pumpvarvtalet fås olika prestanda, som då även uttrycks som en serie kurvor i Q-H och Q-P diagram.
Se vidare avsnitt 10.11 och figur 10.22.
Figur 3.21
Pumpkurvor för axialpump med ställbara
skovlar. Kurvor a-e betecknar olika
inställning. Prestanda är uttryckt relativt
konstruktionspunkten ( η max ).
Figur 3.22
Pumpkurvor för halvaxiell pump
med ställbar ledskenekrans på
inloppssidan. Vinkelvärden avser
ledskenornas vinkelställning.
I specialfall anges en pumps prestanda minskad med ingående armatur eller minskad med strömningsmotståndet
vid t ex olika rörledningslängder - figur 3.23
36
Figur 3.23
Data för pump vid olika rörledningslängder. Uppfordringshöjd ersätts då av nivå- och/eller tryckskillnad.
De hittills beskrivna pumpkurvorna har avsett en och samma pumpstorlek. För att visa data för många
pumpstorlekar samtidigt används översiktsdiagram med logaritmiska skalor för både volymflöde och
uppfordringshöjd - figur 3.24. Diagram av denna typ användes både för att snabbt finna lämplig
pumpstorlek och för att systematisera indelningen i olika storlekar. Genom användning av olika
pumphjulsdiameterar eller skovelvinklar täcker en pumpstorlek en ruta i diagrammet med en kvot för
volymflödet till nästa storlek på ca 2 och en kvot för uppfordringshöjd på ca 1,6. För att täcka in varierande
behov av volymflöde och uppfordringshöjd kan 20-50 olika pumpstorlekar behövas.
Figur 3.24
Översiktsdiagram (kurvsammanställning) för en pumpserie med många pumpstorlekar. Första siffran i varje
beteckning avser anslutningsdimension i mm och andra siffran max pumphjulsdiameter i cm.
37
Turbopumpars kurvor. Olika egenskaper
En turbopumps Q-H-kurva anges som stabil eller labil alltefter om uppfordringshöjden ständigt är stigande eller
inte vid minskande volymflöde - figur 3.25.
Den labila kurvdelen kan ge besvär genom att skärningspunkten med systemkurvan inte blir entydig. Labila
pumpkurvor är därför inte önskvärda och brukar undvikas, när systemets rörledningsförluster är små och när
parallelldrift med flera pumpar förekommer.
Figur 3.25 Stabil och labil pumpkurva
Allt efter Q-H-kurvans lutning skiljer man ibland vid teoretiska betraktelser mellan branta och flacka
kurvor. Som mått på brantheten kan då kvoten mellan uppfordringshöjden vid flödet Q=0 (dämda punkten)
och uppfordringshöjden vid flödet med max verkningsgrad användas - figur 3.26.
Vid uppritning av en 0-H-kurva kan val av skalor medföra att samma pumpkurva skenbart ser flack eller
brant ut. Val av arbetspunkt till höger eller till vänster om flödet vid bästa verkningsgrad - Qo i figur 3.26avgör i praktiken, om kurvan ihop med ett rörsystem kommer att fungera som en brant resp flack
pumpkurva.
Figur 3.26
Flacka och branta pumpkurvor vid radialpumpar. Brantheten beskrivs av Hmax/Ho med ungefärliga värden 1,1
till 1,3. Punkten Qo, avser bästa verkningsgrad.
38
De olika varianterna av turbopumpar - radialpumpar, axialpumpar osv - har mycket olika utseende på
prestandakurvorna - figur 3.27. Med ökat specifikt varvtal fås en allt brantare Q-H-kurva medan effektkurvan
ändras från stigande med flödet till avtagande. Verkningsgraden som funktion av volymflödet är fylligast vid
låga specifika varvtal.
Figur 3.27
Pumpkurvor uttryckta relativt bästa verkningspunkten för olika typer av turbopumpar.
Effektkurvans form är tillsammans med variationer i volymflödet bestämmande för drivmotorns storlek. Vid
axialpumpar - se figur 3.27 - finns största effektbehovet vid flödet noll, vilket kan innebära att pumpens
startförhållanden måste anpassas därefter.
För turbopumpars effektbehov i pumpkataloger avses, om ej annat anges, vätskor överensstämmande med kallt
vatten dvs med densiteten 100 kg/m3. För vätskor med densiteten avvikande från vattens kan vidare enheten "m
vp" vålla missförstånd.
Enheten står för "meter vätskepelare", medan "meter vattenpelare" bör undvikas, men om den måste förekomma,
skrivs den lämpligen som "m H20". Orsaken till missförståndet är att turbopumpar ger samma uppfordringshöjd
i meter vätskepelare (m vp) oavsett vätskans densitet. Pumpens effektbehov är däremot proportionellt mot
densiteten. Vid densiteter avvikande från vattens gäller angivna effektbehov i köpehandlingar alltid angiven
vätska. Vid tveksamhet bör dubbla effektbehov anges, varvid det för vatten, enbart gäller vid leveransprovning.
Turbopumpars prestanda sjunker snabbt med ökande viskositet hos den pumpade vätskan. Minskningen yttrar
sig så att Q-H-kurvan faller, men med bibehållen dämd punkt. Effektbehovet stiger kraftigt främst pga ökningen
av hjulfriktionen. Exempel på prestandaändringar för mindre turbopump visas i figur 3.28. för större
turbopumpar blir viskositetsinverkan kraftig först vid ca 10 gånger högre viskositet. Se vidare avsnitt 4.11 om
pumpval.
39
Figur 3.28
Exempel på viskositetsinverkan för en mindre radialpump, nq = 11 r/min, anslutningsdimension 50 mm.
Max verkningsgrad (ej visad) sjunker från ca 50 % till ca 5 %
Förträngningspumpars kurvor
Förträngningspumpars prestanda presenteras i allmänhet i tabellform och mer sällan i diagramform. Orsaken är
givetvis att volymflödet är praktiskt taget oberoende av mottrycket. När prestandadiagram förekommer kan inte
samma typ som för turbopumpar användas, då effektbehovet blir svårt att läsa av - figur 3.29 a. Diagramtyp med
ombytta placeringar av volymflöde och uppfordringshöjd (tryck) är därför nödvändiga - figur 3.29 b. I
diagrammen kan värden för t ex olika viskositeter förekomma.
Figur 3.29
Prestandakurvor för förträngningspumpar. Samma diagramtyp som turbopumpar – figur a – går ej att
använda då effektbehovet är svårt att läsa av. Diagram enligt b används därför alltid.
Vid förträngningspumpar med inbyggd överströmningsventil (reducerventil, säkerhetsventil) förändras kurvan,
när trycket når upp till ventilens arbetsområde-figur 3.30.
40
Figur 3.30
Kurva för förträngningspump med inbyggd överströmningsventil.
Viskositetens inverkan på förträngningspumpars prestanda beskrivs t ex enligt figur 3.31.
Figur 3.31
Viskositetsinverkan på volymflöde för mindre kugghjulspump vid två olika varvtal.
41
3.5 SUGFÖRMÅGA
Kavitation
Ordet kavitation är av latinskt ursprung och kan närmast översättas med "hålrumsbildning".
Kavitation uppstår då statiska trycket i vätskan någonstans lokalt inuti pumpen sjunker till vätskans
ångbildningstryck. Delar av vätskan kommer då att förångas och ångblåsor att bildas. Dessa ångblåsor följer med
vätskeströmmen och når - längre in i pumpen-områden med högre tryck än ångtrycket. Där kan mediet ej längre
existera i ångform och ångblåsorna störtar samman, "imploderar”. Vid varje implosion uppstår en kraftig
tryckpuls. Då detta förlopp upprepas med hög frekvens ett stort antal gånger av ständigt nybildade ångblåsor kan
mekaniska skador uppstå på materialet i pumpen. Därutöver försämras även pumpens hydrauliska prestanda med
inträdande kavitation. Kavitation är därför ett i pumpsammanhang icke önskvärt fenomen och bör om möjligt
undvikas.
Figur 3.32 Kavitationsmodell
Risken för kavitation är som störst där trycket i pumpen är som lägst. Lägsta trycket inuti pumpen återfinns
på skovlarnas sugsidor ett stycke nedströms framkanterna (figur 3.32). Vid pumpens sugstuts i nivå med
pumphjulets axel är trycket en viss kvantitet ∆p större. I denna punkt, som ligger på geodetiska sughöjden
hs över nedre vätskeytan, är strömningshastigheten cs. Bernoullis ekvation, tillämpad på strömningen
genom sugröret lyder
Ekv 3.29
eller
Ekv 3.30
Det lägsta trycket i pumpen bestäms således dels av yttre faktorer som trycket på den nedre vätskeytan (oftast
atmosfärstrycket) pa, geodetiska sughöjden hs och strömningsförlusterna i
sugröret ∆hfs, dels av faktorer, som sammanhänger med pumpens konstruktion. De senare utgöres av den lokala
trycksänkningen ∆p och strömningshastigheten vid sugstutsen cs. För att undvika kavitation gäller det att se till att
pmin är större än vätskans ångbildningstryck på.
42
Begreppet NPSH
I kavitationssammanhang använder man sig flitigt av begreppet NPSH (Net Positive Suction Head) med följande
definition.
NPSH = skillnaden mellan totaltrycket på pumpens sugsida pos och vätskans ångbildningstryck på mätt i meter
vätskepelare.
Utgående från definitionen erhålles efter omskrivning av pos
Ekv 3.31
NPSH-värdet är således helt bestämt av parametrar relaterade till anläggningen och oberoende av pumpens
konstruktion. i förtydligande syfte används ofta benämningarna anläggningens NPSH eller tillgängligt NPSH
(NPSHtillg).
Om man i en anläggning exempelvis ökar den geodetiska sughöjden hs, kommer NPSHtillg att minska. Samtidigt
sjunker pmin enligt ekvation 3.30 och kavitationsrisken ökar. Kavitation inträder då pmin = på. Då gäller
Ekv 3.32
dvs NPSH-värdet är i just detta tillstånd (inträdande kavitation) direkt kopplat till pumpens egenskaper. NPSHvärdet vid inträdande kavitation benämnes erforderligt NPSH.
Ekv 3.33
och är ett mått på pumpens kaviationskänslighet. Eftersom NPSHerf bestäms av pumpens konstruktiva utformning,
lämnar pumptillverkaren uppgift om storleken av NPSHerf vid olika volymströmmar tillsammans med andra
pumpdata.
Figur 3.33 Exempel på pumpprestanda vid konstant varvtal
För att undanröja tveksamhet med innebörden i uttrycket inträdande kavitation anges i pumpprovningsnormerna* kriterier för bestämning av NPSH erf . Enligt figur 3.34 är NPSH erf det NPSH-värde
för vilket uppfordringshöjden H vid aktuell volymström på grund av kavitation reducerats ett visst
belopp ∆H. För standardpumpar är ∆ H ungefär 3 % av H.
43
Figur 3.34 Experimentell bestämning av erforderligt NPSH (NPSHerf)
Att helt förhindra kavitation i en pump skulle ställa sig ganska så kostsamt. Villkoret för vad man i ett
praktiskt fall brukar kalla kavitationsfri drift(H < 3 % av H) kan uttryckas med sambandet
Ekv 3.34
Samma vilkor kan också tecknas
Ekv 3.35
Med pmin avses då det minsta trycket vid ett för pumpens funktion väsentligt ställe (ej lokalt i spalt, i hörn, vid
skarp kant etc).
NPSHerf är beroende av pumpvarvtalet. Vid en och samma pump ändras NPSHerf kvadratiskt med varvtalet.
Ekv 3.36
Detta samband gälland för mindre varvtalsändringar* under förutsättning av likformiga hastighetstrianglar, dvs
då samtidigt
* Se ISO 2548, SMS 363
ISO 3555
Ekv 3.37
Figur 3.35 NPSHerf vid ändrat pumpvarvtal
44
Tillåten sughöjd
Den enda parameter i kavitationssammanhang, som man som köpare av en pump normalt kan påverka, är den
geodetiska sughöjden hs. För att säkerställa kavitationsfri drift skall pumpen installeras så att
Ekv 3.38
vilket är samma villkor som ekv. 3.34.
Den första termen i högerledet pa/ρg återspeglar inverkan av det tryck, som verkar på nedre vätskeytan. Om
pumpen suger från ett öppet kärl är det aktuella trycket lika med atmosfärstrycket.
Figur 3.36 Öppet och slutet kärl vid nedre vätskeyta. Positiv sughöjd.
Atmosfärstrycket varierar bl a med höjden över havet. Detta illustreras i tabell 3.1 där barometerståndet vid
havsytan antagits vara 760 mm Hg.
Atmosfärstrycket varierar även med väderleksförhållandena. Normalt sjunker ej atmosfärstrycket vid havsytan
under 720 mm Hg (960 mbar, 9,8 m H20).
I händelse av ett slutet kärl skall det tryck, som råder inuti kärlet, användas i ekvation 3.38.
Tabell 3.1 Atmosfärstryckets variation med höjden över havet (760 mm Hg vid havsytan)
Figur 3.37 Ångbildningstryck för vatten.
45
Vätskans ångbildningstryck är beroende av temperaturen. Som exempel visas i figur 3.37 ängbildningstrycket för
vatten vid olika temperaturer. Det förekommer, t ex vid pumpning av varmvatten då termen på/ρg är stor, att
geodetiska sughöjden enligt ekv. 3.38 blir negativ. Detta innebär att pumpen måste placeras under den nedre
vätskeytan för att arbeta kavitationsfritt.
Den tredje termen NPSHerf erhålles vid aktuellt varvtal från pumptillverkarens datablad.
Figur 3.38 Erfoderligt NPSH
Förlusterna i sugröret kan beräknas som rörströmningsförluster på vanligt sätt. Eftersom sugrörsförlusterna
reducerar den tillåtna sughöjden vid kavitationsfri drift bör sugrörsförlusterna hållas så små som praktiskt
möjligt. Sugledningen bör vara kort, ha stor diameter och ej innehålla onödiga böjar, ventiler etc.
Sugrörsförlusterna och NPSHerf ökar med ökande volymström genom pumpen. Det är därför viktigt att känna
till den största volymströmmen vid vilken pumpen skall arbeta kavitationsfritt.
Den geodetiska sughöjden räknas från nedre vätskeytan till det övre referensplanet enligt figur
Figur 3.39 Övre referensplan vid bestämning av geodetisk sughöjd.
Om pumpen ligger under den nedre vätskeytan blir geodetiska sughöjden negativ och benämnes tillrinningshöjd.
Figur 3.40 Tillrinningshöjd (negativ sughöjd)
46
Kavitationens inverkan på pumpens prestanda
Kavitationen kan, om den får fortgå under längre tider, orsaka mekaniska skador på pumpen. Dessutom
försämras pumpens hydrauliska prestanda med inträdande kavitation. Prestandaförsämringen yttrar sig på olika
sätt för pumpar av olika utföranden.
Figur 3.41 Kavitation vid radialpump (nq ~ 20).
Figur 3.41 (vänstra bilden) återger med heldragna linjer pumpens uppfordringshöjd och verkningsgrad vid
kavitationsfri drift. Vidare visas pumpens kavitationskänslighet i form av NPSHerf. Pumpen är av radialtyp med
lågt specifikt varvtal (nq = 20). Pumpen tänkes inbyggd i ett system med viss geodetisk sughöjd. När
volymströmmen ökar, ökar också NPSHerf och Pmin sjunker. Så småningom nås kavitationsgränsen och
pumpens prestanda försämras drastiskt (streckade linjer). Den snabba försämringen av prestanda hänger samman
med de smala skovelkanaler, som karakteriserar pumphjul med låga specifika varvtal. Skovelns framkant ligger i
hela sin utsträckning på ungefär samma diameter och upplever samma hastighetsnivå. Sedan den första
ångbildningen en gång skett, krävs endast en liten ökning av volymströmmen för att skovelkanalens hela
tvärsnitt skall fyllas med ånga. Pumpen upphör därmed att fungera.
Figur 3.42 Kavitation vid axialpump (nq ~ 200)
Vid axialhjul blir förhållandena annorlunda. Där inträder kavitationen på profilernas sugsidor vid
skoveltopparna, där relativhastigheten är störst (∆ p störst). Trots ångbildningen vid skoveltoppen finns
fortfarande en stor fungerande del av skovelkanalen kvar (figur 3.42). Prestandaförsämringen får därför ett
lugnare förlopp vid axialpumpar (propellerpumpar).
Evakuering
En turbopump (rotodynamisk pump) ger, om den får arbeta med atmosfärsluft i stället för vatten, ca 1000 gånger
mindre tryckökning. Om pumpen är placerad ovanför nedre vätskeytan och sugledningen är fylld med luft
förmår pumpen därför ej själv att vid start transportera bort luften. Man säger att en centrifugalpump (eller
propellerpump) ej kan evakuera sin egen sugledning. För att pumpning skall komma till stånd måste pumpen vid
start vara fylld med vätska. Detta kan arrangeras på ett flertal olika sätt.
47
Figur 3.43 Pumpen placerad under nedre vätskeytan (tillrinningshöjd)
Placeras pumpen under nedre vätskeytan uppstår inga som helst evakueringsproblem samtidigt som
kavitationsrisken elimineras. Tillrinningshöjden kan åstadkommas exempelvis med våt uppställning av en
dränkbar pump.
Figur 3.44 Backventil och evakueringstank
Backventilen hindrar att sugledningen vid stopp töms på vätska. Backventilen har dock alltid ett litet läckage och
har dessutom nackdelen att skapa stora tryckförluster i sugledningen vid pumpning.
Evakueringstankens volym måste vara flera gånger större än sugledningens volym. Man måste även kontrollera
att kavitation ej uppstår i sugledningen.
Figur 3.45 Evakueringspump
Luften i sugledning och pumphus kan evakueras med hjälp av en mindre självsugande pump. Som
evakueringspump kan användas en mängd pumptyper. Vanligast är vätskering- eller sidokanalpumpar och
strålpumpar. Alla förträngningspumpar är i princip självevakuerande vid tillräcklig god inre tätning och under
förutsättning att torrkörning är tillåten under evakueringsperioden.
Vid speciellt utformade s k självevakuerande centrifugalpumpar är en vätskebehållare inbyggd i pumpen.
Behållaren innehåller tillräckligt med vätska för att driva en strålpump som evakuerar sugledningen.
48
Inverkan av löst och olöst gas
Den pumpade vätskan kan innehålla vissa mängder löst gas (mestadels luft). Vätskans förmåga att lösa gas avtar
med minskande tryck och med ökande temperatur. Gas kan därför frigöras vid ställen med lokalt lågt tryck och
åter gå i lösning då trycket stiger. Detta förlopp liknar i viss mån förloppet vid ångbildning och ångblåsornas
implosion men sker betydligt lugnare och ger ej upphov till mekaniska skador. Då gasutfällning och ångbildning
uppträder samtidigt har gasen en dämpande effekt på implosionsförloppet och bidrar därigenom till att begränsa
omfattningen av kavitationsskadorna.
Den pumpade vätskan kan även innehålla olöst gas (oftast luft). Den olösta gasen påverkar kraftigt pumpens
prestanda. Såväl uppfordringshöjd som verkningsgrad försämras avsevärt med ökande gasinnehåll.
Figur 3.46 Inverkan av luftinnehåll i vatten på pumpens Q-H-kurva.
Som framgår av figuren blir den ursprungligen stabila Q-H-kurvan labil under inverkan av den olösta luften. Vid
den inritade systemkurvan erhålles vid en viss lufthalt två alternativa skärningspunkter med risk för instabila
driftsförhållanden.
Under vissa omständigheter kan luften ansamlas i pumphjulet, vilket leder till att pumpen upphör att fungera.
Risken för luftansamling ökar vid flöden som är mindre än konstruktionsflödet. En lufthalt av 2-4 volymsprocent
mätt vid pumpens sugstuts är normalt möjligt att pumpa utan andra komplikationer än försämrad verkningsgrad.
Förträngningspump klarar som regel större lufthalter än centrifugalpumpar.
Beräkningsexempel
Exempel 1
En pump skall leverera vatten av 60°C från en öppen behållare. Vid aktuell volymström och
aktuellt varvtal uppger tillverkaren pumpens NPSH-värde till 3 m vp. Barometerståndet är 735
mm Hg och strömningsförlusterna i sugröret uppskattas till 1 m vp.
Bestäm högsta tillåtna sughöjd vid kavitationsfri drift.
Lösning
Enligt ekvation 3.38 skall.
49
Barometerståndet 735 mm Hg
Exempel 2
För vattentemperatur (60°C), erforderligt NPSH (3 m vp), sugrörsförluster (1 m vp) och
barometerståndet (10 m vp) gäller samma värden som i Exempel 1. Denna gång suger emellertid
pumpen från en sluten behållare. Beräkna högsta tillåtna sughöjd om
a) trycket i behållaren är 0,2 kp/cm2 undertryck
b) trycket i behållaren sänkes så att vattnet börjar koka.
Lösning
Enligt ekvation 3.38 är
50
Exempel 3
Atmosfärstrycket, som verkar på vätskeytan i en öppen behållare, är vanligen ca 10 m vp. Om 1 m
vp reserveras för sugrörsförluster, vilken sughöjd kan då tillåtas för olika vattentemperaturer?
Räkna för NPSHerf - 2,4 och 6 m vp.
Lösning
Enligt ekvation 3.38 är
som funktion av temperaturen vid vatten kan hämtas ur figur 3.37.
Figur 3.47 Illustration till exempel 3, beräkning av tillåten sughöjd.
Exempel 4
En pump har provats vid 970 r/min och då givit NPSH-kurvan enligt figur 3.48.
Figur 3.48
Uppskatta pumpens NPSH-kurva för varvtalet 730 r/min!
Lösning
Enligt ekvationerna 3.36 och 3.37 gäller
51
Avläs för 970 r/min
Q|
NPSHerf|
0,02
0,04
0,06
Beräkna för 730 r/min
Q||
NPSHerf||
1,9
2,6
4,1
0,015
0,03
0,045
1,1
1,5
2,3
Observera att både Q och NPSHerf ändrar värden vid omräkningen!
Figur 3.49
Exempel 5
I en provningsanläggning förändras tillgängligt NPSH genom att geodetiska sughöjden ändras.
Pumpen körs med konstant varvtal och volymströmmen hålles oförändrad då sughöjden ökar.
När uppfordringshöjden minskat 3 % avläses:
Atmosfärstrycket
Geodetiska sughöjden
Vattentemperaturen
Förlusterna i sugröret
1000 millibar
6m
40°C
1 m vp
Beräkna pumpens erforderliga NPSH-värde vid aktuell volymström och aktuellt varvtal.
Lösning
Enligt ekvation 3.31 är
52
Enligt normerna, ISO 2548/SMS 363, är NPSHtillg = NPSHerf då uppfordringshöjden minskat ca
3%
3.6 TURBOPUMPARS UTFÖRANDEN
Pumphjul
Pumphjulet utgör den väsentligaste detaljen i en turbopump. Pumphjulets utformning bestäms av kombinationen;
volymflöde, uppfordringshöjd och varvtal. Med dessa tre storheter definieras enl. avsnitt 4.2 det specifika
varvtalet. Principiellt kan alla pumpar med samma specifika varvtal vara geometriskt likformiga. Undantag
utgörs av olika tillverkningsmetoder för små och stora pumphjul liksom även ytojämnhetens inverkan.
Erfarenhetsmässigt vet man hur pumphjulet skall utformas för att högsta möjliga verkningsgrad skall fås.
Alltefter strömningsvägen genom pumpen benämns pumphjulen (och även hela pumpen) som radialhjul,
halvaxial- och axialhjul (propellerhjul) - figur 3.50. Mellanformer till de där visade pumphjulen finns i
obegränsad omfattning för att varje prestandabehov skall kunna uppfyllas.
Två pumphjul kan byggas samman för parallelldrift - dubbelsidigt sugande pumphjul - figur 3.50. För förorenade
vätskor och när tillverkning måste förenklas, frångås konstruktionsprincipen "högsta möjliga verkningsgrad" och
pumphjulen får annan utformning. Begreppsmässigt skiljs då mellan slutna, halvöppna och öppna pumphjul samt
specialformer för förorenade vätskor- se vidare avsnittet stockningsfria pumpar.
Figur 3.50 Pumphjul med olika utföranden
53
Normala vattenpumpar
För rena, icke korrosiva vätskor används "normala vattenpumpar" dvs pumpar konstruerade för att arbeta med
rent, kallt vatten. Både antalet, utföranden och marknadsutbudet är här enormt stort, men en indelning kan dock
göras i huvudgrupper enl. figur 3.51.
Figur 3.51 Olika utföranden av pumpaggregat.
Kompaktpumpar med pumphjulet monterat direkt på motoraxeln är lämpliga för volymflöden upp till max c:a
200 m3/h och för uppfordringshöjden max c:a 80 m, dock bör inte motoreffekten överstiga 20-30 kW. Vid större
motoreffekter blir nämligen lagren i normala motorer för hårt belastade och motorn blir dessutom alltför tung att
hantera vid service. Kompaktpumpar kan ofta monteras direkt i rörledningen utan stöd, givetvis förutsätter detta
att ledningen då har erforderlig styvhet. Montagesättet brukar vidare kunna vara helt godtyckligt med undantaget
att motorn ej får vara under pumpen med hänsyn till motorskador vid ett tätningshaveri.
För något större pumpar används egen lagring för pumpens rotor med motorn helst placerad så att pumpen kan
demonteras för byte av axeltätning utan för stor arbetsinsats - figur 3.52. Pumpens inre läckage påverkar givetvis
verkningsgraden. Med utbytbara tätningsringar i pumphuset kan tätningsspalterna enkelt återställas till
"fabriksnytt" tillstånd.
För mycket stora vattenpumpar t ex renvattenpumpar för större vattenverk förekommer dubbelsidigt sugande
pumpar med ett eller två pumpsteg.
Material i vattenpumpar är gråjärn med pumphjul av rödmetall eller brons. Axeltätningar utgörs av packboxar
eller plantätningar.
54
Figur 3.52 Vertikal pump med egen lagring och motorn i separat stativ.
VVS-pumpar
För de olika pumpbehoven inom en fastighet finns speciellt utvecklade pumpar s k VVS-pumpar. Ett för
samtliga dessa gemensamt kännetecken är låg ljud- och vibrationsnivå, men kraven varierar här alltefter
fastighetens storlek från en ljudnivå på c:a 25 dBA för en villa till c:a 65 dBA för pumpar placerade i ett
välisolerat maskinrum i en större fastighet. De olika pumpbehoven täcks av:
•
Värmebärarpumpar ("värmeledningspumpar") för cirkulation av vatten i ett värmeledningssystem.
Mindre storlekar upp till effektbehov på normalt några hundra watt är av s k våt typ dvs försedd med
spaltrörsmotor - figur 3.53. Pumparna massproduceras med fixerade prestanda, varvid för att undvika
brus i ledningssystemet prestanda kan minskas genom inbyggda stryp- och shuntanordningar s k
reglerbara pumpar. För större storlekar används pumpar med stutsar placerade i linje med tystgående
elmotorer av normal typ - figur 3.53.
Figur 3.53 Värmebärarpumpar med stutsar placerade i linje. Vänstre bilden av ”våt” typ. Högra bilden med ”torr” motor.
55
För inte alltför små värmebärarpumpar finns s k tvillingpumpar - ett pumpaggregat med två pumpar
sammanbyggda till en installationsklar enhet. Pumparna kan vara sammanbyggda för parallelldrift- figur 3.54 eller seriedrift. I enheten ingår en klaffventil, styrd av pumpad vätskeström så att godtycklig pump kan köras
ensam eller båda samtidigt.
Figur 3.54 Värmebärarpump i tvillingutförande
•
Tappvarmvattenpumpar för cirkulation av förbrukningsvarmvatten i större fastigheter så att varmvatten
fås nästan omedelbart vid tappning. Till skillnad mot "värmeledningspumparna" är vätskeberörda delar
av brons, rödmetall eller rostfritt stål i stället för gråjärn. Såväl våt som torr motor förekommer varvid
specialkonstruktioner används för motor resp axeltätning för att undvika blockering pga
kalkavlagringar.
•
Övriga pumpar i fastigheter utgörs av tryckstegringspumpar (se flerstegspumpar), grundvattenpumpar
och i någon mån även normala vattenpumpar.
Vattenautomater
Vattenautomater används för dricksvattenförsörjning till, hushåll, sommarstugor och mindre lantgårdar. Vatten
tas normalt från en brunn med en sughöjd för pumpen på 3-7 m. Pumparnas volymflöde och tryckhöjd är
avpassad för 1 till 3 tappställen kopplade till vattenautomaten med förhållandevis korta rörledningar eller
slangar.
En vattenautomat är uppbyggd av en självsugande pump - turbo- eller vätskeringstyp - en elmotor, en hydrofor
eller vanligen en membranförsedd tryckcell och automatik. Automatiken ombesörjer start av pumpen, när trycket
sjunker p g a vattentappning, och stopp, när tryckcellen har fyllts med motsvarande tryckökning.
På marknaden finns många olika fabrikat och utföranden - figur 3.55. Vid anskaffning bör ljudnivå beaktas
liksom även att vattenautomatiken uppfyller gällande elektriska bestämmelser - t ex S-märkning.
56
Figur 3.55
Vattenautomater – några olika utföranden.
1. Foke Pump AB 2. Täljepump 3. Robota AB 4. Terratest AB
5. Gustavsbergs Fabr. AB 6. Siemens AB
Läns- och grundvattenpumpar
För dränering av byggnadsgrunder placerade djupare än avloppssystemet används i pumpgropar (-sumpar)
placerade grundvattenpumpar. Två olika utföranden finns - figur 4.56. Vid de minsta storlekarna används
dränkbara pumpaggregat och vid större är pumpen nedsänkt och motorn torrt placerad.
Figur 3.56 Grundvattenpumpar. Vänstra bilden dränkbar typ. Högra bilden med nedsänkt pump och motorn torrt placerad.
Grundvattenpumpar anordnas för automatisk drift med start-stoppreglering från i pumpgropen placerade
nivågivare vanligen bestående av nivåvippor. Normalt används två pumpar med den andra som reserv och
komplettering. Vid aggressivt grundvatten väljs pumpar av gråjärn, annars är för de mindre pumparna
pressgjuten lättmetall normalt utförande.
Byggnadslänspumpar eldrivna
Eldrivna byggnadslänspumpar är dränkbara pumpar direkt sammanbyggda med motor och utgör tillsammans
med automatik en komplett enhet. Vikten är lägsta möjliga genom användning av lättmetallegeringar trots deras
låga korrosionsbeständighet. De för slitage från vätskan utsatta detaljerna är däremot av hög klass. Typiskt är
pumphjul av hårdgods, gummerade slitdelar runtom pumphjulet och axeltätning med hårdmetall. Elmotorn är
helt kapslad och kyld av den pumpade vätskan genom en dubbelmantling. För att skydda motorn vid blockering
eller vid drift utan vätska, är motorn försedd med särskilt inbyggt motorskydd. Vanligtvis har motorlindningarna
inbyggda termokontakter, som via en inbyggd kontaktor stannar motorn vid för hög temperatur. Axeltätningen är
57
nästan alltid av dubbel typ med en mellanliggande oljekammare - figur 3.57. Normalt är byggpumpar försedda
med sugsil, som begränsar partikelstorleken till 5-10 mm, men specialutföranden finns med genomlopp upp till
c:a 100 mm för pumpning av slam och dy.
Figur 3.57 Dränkbar byggnadslänspump
Byggnadslänspumpar används för länsning av alla sorters byggarbetsplatser från minsta grop till stora
anläggningsarbeten i berg eller vid hamnbyggnad. Vid översvämningar och vid alla andra temporära pumpbehov
är användning av denna pumpsort praktisk och underlättas ytterligare av att de flesta pumpfirmor inom denna
bransch hyr ut både små och stora pumpar för tidsperioder från en enda dag till flera månader.
Länspumpar, ej eldrivna
Där elkraft ej finns tillgängligt på t ex en byggplats tvingas man att använda andra drivkällor som
förbränningsmotorer, tryckluft från t ex en transportabel dieseldriven kompressor eller hydrauliska från separat
eller i ett fordon inbyggt aggregat.
Förbränningsmotordrivna länspumpar är nästan alltid självsugande turbopumpar - figur 3.58 För den
självsugande verkan måste pumpen vara vätskefylld före start. Enl svensk praxis avser angivna evakueringstider
vid en viss statisk sughöjd tiden för att erhålla full tryckhöjd på pumpen vid en sugslang med samma dimension
som pumpens sugstuts och med en längd överstigande sughöjden med 2 meter.
58
Figur 3.58
Förbränningsmotordriven länspump för pumpning av brandfarliga vätskor.
Motorn är försedd med bl a. Gnist- och flamsläckare.
En turbopump blir självsugande, om sugstutsen placeras över pumpens axelcentrum och om pumphuset är så
utformat att gas eller luftblåsor innesluts av vätska och "pumpas" från sug - till trycksida. Eftersom
vätskemängden under evakueringen är begränsad måste gas och vätska separeras, varvid vätskan återleds till
sugsidan för förnyad "gaspumpning". Den inre utformningen av pumphusen för att nå denna verkan skiljer sig
avsevärt mellan olika fabrikat. Viktigt att beakta vid anskaffning är hur mycket slitage genom t ex sand
försämrar evakueringsförmågan.
Förbränningsmotorn utgörs vid axeleffekter till c:a 2 kW av tvåtakts bensinmotorer, till c:a 10 kW av
fyrtaktsmotorer. Dieselmotor. Dieselmotorer används från c:a 4 kW.
Tryckluftdrivna länspumpar av turbotyp är uppbyggda likartat med eldrivna. De är sålunda dränkbara och
utförda med eller utan särskilda slitdelar för pumpning av förorenat vatten. Tryckluftmotorn kan utgöras av en
högvarvig lamellmotor smord med en dimsmörjapparat - figur 3.59.
Figur 3.59 Tryckluftdriven turbopump.
59
Mindre flerstegspumpar
Större uppfordringshöjder delas upp på flera seriekopplade pumphjul. Friktionsförlusterna mellan ett pumphjuls
sidor och pumphuset växer med femte potensen på pumphjulets diameter, medan uppfordringshöjden växer
kvadratiskt med hjuldiametern. Motivet för att använda flerstegspumpar är att ej få för låg verkningsgrad.
Mindre flerstegspumpar byggs alltid upp av segment med radiell delning. Varje segment innehåller ett pumphjul.
Segmentet är utformat med ledskenor för omsättning av hastighetsenergin efter pumphjulet till tryckenergi samt
med överledningskanaler till nästa pumphjul -figur 3.60.
Figur 3.60 Mindre flerstegspumpar med horisontellt resp vertikalt utförande.
Olika uppfordringshöjder fås naturligtvis genom olika stegantal. För att få god verkningsgrad måste för given
uppfordringshöjd ju fler pumpsteg användas ju mindre volymflödet är - figur 3.61.
Figur 3.61 Prestandafält vid 2.900 r/min för mindre flerstegspumpar. Siffror 1 till 13 avser antalet pumpsteg.
60
Större flerstegspumpar
Användningsområdet för större flerstegspumpar är mycket brett och där märks bl a gruvlänsning,
ångpannematning samt processer av olika slag, framför allt inom raffinaderier och petrokemisk industri. Den
konstruktiva uppbyggnaden påverkas av specifika funktioner och detaljer som - se vidare figur 3.62 och 3.63.
•
•
•
•
Balansering av axialkrafter
Typ av lagring- kriterier för detta samt metoder för smörjning
Spel mellan stationära och roterande element
Olika pumphusarrangemang. Horisontellt delat pumphus och cylindriskt pumphus av "barrel"konstruktion.
Vid måttliga tryckstegringar eller små flöden är axialkrafterna möjliga att direkt ta upp i axiallager. I allmänhet
måste dock axialkraften utbalanseras. De mest förekommande typerna av utbalansering av axiella krafter är
motvända löphjul och balanseringsskiva eller balanseringskolv.
Den klassiska högtryckspumpen var utförd med många steg. Världsrekordet lär vara 42 st. Genom problem med
kritiska varvtal och spel har man övergett hydraulisk konstruktion för högsta verkningsgrad - dvs många steg för mer driftsäkra utföranden. I dag begränsar man stegantalet till högst 6 à 8 st. Användning av högre varvtal än
elmotorers är många gånger nödvändig. Möjligheterna är då ångturbindrift eller uppväxlade elmotorer. Varvtalen
är i allmänhet 5000-8000 r/min. Utvecklingen går mot 1-stegspumpar med en konstruktion för extremt hög
driftsäkerhet och med en specificerad utbytestid för hela rotorsystemet mindre än 8h
Figur 3.62 Matarvattenpump med axialkraftbalansering med balanseringskolv.
För processindustri föredras numera enstegs högvarviga pumpar enl. figur 3.64 med varvtal ända upp till 40 000
r/min trots något lägre verkningsgrader. Orsaken är den ur mekanisk synpunkt mer robusta uppbyggnaden och
lägre känslighet för driftstörningar. En högvarvig enstegspump kan få gå torrt över längre tidsperioder, medan
detta skulle innebära totalhaveri för en flerstegspump. Sådana enstegspumpar finns med uppfordringshöjder upp
till c:a 1500 m och effekter på c:a 500 kW.
Figur 3.63 Flerstegspump för processindustri med axialkraftbalansering med motvända pumphjul. Pumphus axialdelat.
61
Figur 3.64
Högvarvig enstegspump för processindustri. Pumphjulet 1 är försett med NPSH-minskande inducer 2 och är
drivet med en tvåstegs kuggväxel. Motorn kopplas till axeltapp 3.
Djupbrunnspumpar med ejektor
Djupbrunnspumpar med ejektor kompletterar de tidigare beskrivna vattenautomaterna, när vattenytan i en brunn eller
framförallt i ett borrhål (djupborrat i berg) ligger mer än 5-7 meter lägre än pumpens uppställningsplats. Under vattenytan
i borrhålet placeras en ejektor (=strålpump), som förses med drivvatten från en pump på godtycklig plats. Det med hjälp
av ejektorn från borrhålet insugna vattnet transporteras tillsammans med drivvattnet till pumpen. Mellan denna och
ejektorn behövs följdaktligen två slangar eller rör-figur 3.65. Förbrukningsvatten tas ut från ett separat uttag på pumpen.
Vid flerstegspumpar placeras detta uttag ungefär mitt i pumpen.
Med ejektor (djupsugare) kan vattenytan i borrhålet få vara mer än 100 meter under pumpen. I den mån
tillrinningen till ett borrhål är liten kan torrkörning av pumpsystemet undvikas, om ejektorn förses med ett sugrör
med längd något överstigande 10,3 m. En självreglering genom kavitation (ångbildning) i ejektorn uppstår då.
För första start av pumpsystemet fylles en liten vätskebehållare (självsugningsanordning) på pumpen. Vid
normal drift sker start och stopp automatiskt från tryckskillnaden i hydrofor eller en membranförsedd tryckcell.
62
Figur 3.65 Djupbrunnspump med ejektor
Djupbrunnspumpar dränkbara
Dränkbara djupbrunnspumpar av mindre storlek har samma användningsområde som djupbrunnspumpar med
ejektor. Till skillnad mot dessa placeras pumpen direkt i borrhålet med anslutning i form av tryckslang och
elkabel. Eftersom minsta förekommande borrhålsdiameter är 4 tum måste då pumpens diameter vara något
mindre - figur 3.66. Pumputförandet är en flerstegs turbopump försedd med långsmal elmotor i specialutförande.
Motorn är kyld av vattnet i borrhålet och placerad under pumpen.
Figur 3.66 Dränkbar djupbrunnspump för ”hushållsbruk”. Pumplängd L varierar med borrhålsdjup mellan 500 och 2500 mm.
Dränkbara djupbrunnspumpar i större storlekar har ytterdiameter upp till c:a 500 mm och längder upp till c:a 5
m. Hydrauliska data varierar kraftigt, men max värden är ungefär, volymflöden 5000 m3 /h och
63
uppfordringshöjder upp till c:a 1000 m. Motoreffekter på några tusen kW förekommer med motorer utförda för
drift med högspänning.
Användningsområden är dricksvattenförsörjning, grundvattensänkning och gruvlänsning. Typiskt är därvid
placering i trånga brunnar eller schakt - figur 3.67. Andra användningsområden kan vara tryckstegring i
dricksvattennät varvid pumpen kan byggas in i ett kapslande rör.
Figur 3.67
Djupbrunnspumpar placerade i brunnar – bild 1 och 2 – och placerade som en rörledningsdel för tryckstegring –
bild 3 och 4.
Elmotorerna är alltid kortslutna asynkronmotorer fyllda
med vätska, vilket ju innebär mycket höga krav på
motorns elektriska isolering. Vätskefyllningen utgörs
av vatten – oljeemulsion eller olja alltefter kraven i
varje specifikt fall. Vätskefyllningen avtätas från den
pumpade vätskan med en plantätning och ett membran
för att kompensera volymutvidningar p g a
temperaturändringar.
Lagring av pumpens och motorns rotor sker sålunda i
vätskesmorda glidlager. Axiallagret är det mest utsatta,
varför några tillverkare använder hydrauliska
konstruktioner med motställda pumphjul. För
sandhaltigt eller korrosivt vatten finns
specialutföranden.
Figur 3.68 Konstruktiv uppbyggnad av större djupbrunnspump.
64
Spolpumpar
För spolningsändamål t ex biltvättning finns färdiga aggregat tillgängliga på marknaden. Normala data brukar
vara volymflöden omkring 40 liter/min med tryckstegring c:a 1,5 MPa motsvarande en uppfordringshöjd av c:a
150 m. Pumpdelen utgörs normalt av en eldriven flerstegs turbopump. För att undvika körning med vätskeflödet
avstängt, vilket skulle medföra skadlig upphettning av pumpen, ingår i automatiken en s k vätskeströmningsvakt.
Denna känner av vätskeströmningen genom systemet och förhindrar pumpkörning vid alltför små vattenflöden.
Ett typiskt utförande av spolpumpar framgår av figur 3.69.
Figur 3.69 Spolpump med tillbehör
1.
2.
3.
Avstängningsventil. Erfordras vid översyn av pump eller tillbehör.
Filter med renspropp. Hindrar föroreningar att tränga in i vätskeströmningsvakten.
Vätskeströmningsvakt. Startar och stoppar pumpen automatiskt. Ansluts med 1-fasledning till
motorskyddsbrytaren. Pumpen måste arbeta med tillrinningstryck där vakten monteras.
4. Backventil. Hindrar vattnet att strömma tillbaka i ledningen.
5. Vakuumventil. Träder i funktion om vattenledningen vid något tillfälle inte förmår leverera den
vattenmängd pumpen kräver.
6. Motorskyddsbrytare. Bryter strömmen till elmotorn och ger larm om fel uppstår. Behövs alltid när
vätskeströmningsvakt används.
7. Manometer. Monteras på pumpens tryckfläns.
8. Magnetventil. Fuktskyddad. Öppnas och stängs av myntautomaten.
9. Tappventil. Försedd med vred och slanganslutning.
10. Högtrycksslang. Om tryckledningen är lång bör en större dimension väljas för att minska tryckfallet i
ledningen.
11. Tvättpistol. Helt gummiklädd och avstängnings- och reglerbar. Kan ställas in mellan hård slagstråle
och fin dusch.
12. Myntautomat. För allmänhetens självbetjäning. Inställbar för 10, 15, 20, 25, 30 och 35 minuter.
Standardpumpar enl ISO
Det internationella standardiseringsorganet ISO har utfärdat en standardrekommendation - ISO 2858-för
horisontella centrifugalpumpar i tryckklass PN 16 (max tryck 1,6 MPa). Standardiserat är samtliga
anslutningsdimensioner - figur 3.70 - och prestanda. Dessa
65
Figur 3.70 Standardpump enl. ISO. De med pilar angivna måtten och flänsdimensioner är normerade.
täcker uppfordringshöjden 5-140 m och volymflödet 3-300 M3/h. Bortsett från specialpumpar för olika ändamål
täcker standardpumpar enl. ISO c:a 80 % av alla behov inom turbopumpområdet.
ISO-pumparnas konstruktiva uppbyggnad är s k "back pull-out' - figur 3.71 - dvs demontering av pumprotorn
sker på motorsidan efter att motorn eller vanligen en distansdel i axelkopplingen demonterats. Konstruktionen är
vidare baserad på ett byggsatssystem med 3-4 lagringar omfattande axel med lagerhus, axeltätningselement m m.
De flesta fabrikanter - minst ett trettiotal i Europa - har alla ett omfattande leveransprogram beträffande
materialkvaliteter och axeltätningar. Det finns till och med tätningslösa pumpar med ISO-inbyggnadsmått och
prestanda. Det bör observeras, att ISO-normen omfattar enbart dimensioner och prestanda, varför även en
kvalitativt tvivelaktig konstruktion kan uppfylla normen. Vid upphandling bör därför komplettering ske med
hänvisning till någon kvalitetsnorm eller åtminstone bör vissa minimikrav anges för axelnedböjningar och
kullagerlivslängder.
Figur 3.71 Back pull-out konstruktion.
Pumpar med speciella krav (Kemi- och processpumpar)
Speciella krav på pumpar ställs inom kraftverk kemisk och petrokemisk industri. Till en del kan kraven uppfyllas
av ISO-normpump, men vid högre inloppstryck, höga eller låga vätsketemperaturer samt vid annan
stutsplacering används specialkonstruktioner. Med högre inloppstryck följer högre tryckklass PN med ökad
godstjocklek i pumphus och med högre vätsketemperatur följer ökad belastning från rörledningar på pumpens
stutsar och värmeutvidgningar påverkande uppriktning mellan pump och drivmotor.
Processpumpar utformas för högsta tillförlitlighet, vilket innebär att hydrauliska krafter på pumphjul minskas
med hjälp av dubbelspiral och med axialkraftsbalansering samt att axeltätningen i möjligaste mån är avlastad
från vätsketryck och försedd med kylanordningar. Utförandet varierar i hög grad efter varje specialområde-figur
3.72.
66
Figur 3.72 Processpumpar. Vänstra bilden vertikal linjepump. Högra bilden horisontell 2-stegspump.
Tätningslösa pumpar
Tätningslösa pumpar kännetecknas av att läckaget har nedbringats till noll. Detta innebär således att läckage
möjligen bara finns genom mycket små otätheter i gjutgods, genom statiska tätningar etc. En axeltätning av
plantätningstyp kan i detta sammanhang inte på något sätt betraktas som tät och därav följa benämningen
tätningslösa pumpar med den alternativa benämningen hermetiskt kapslade pumpar.
Tätningslösa pumpar måste användas för de allra besvärligaste vätskorna ifråga om giftighet och radioaktivitet,
vid höga eller mycket låga temperaturer och vid mycket höga inloppstryck. I många andra fall motiverar även
den absoluta friheten från läckage användning av dessa pumpar. Anskaffningskostnaden för tätningslösa pumpart
är ungefär 2 till 3 gånger högre än för konventionella pumpar, men de till dem hörande komplicerade och
kostsamma i tätningsarrangemangen undvikes.
Tätningslösa pumpar finns i två principutföranden:
•
Magnetdrivna pumpar enl. figur 3.73 med magnetisk momentöverföring genom en tunn ickeroterande
hylsa. Magnetfältet fås från två permanentmagnetiserade ringar. Pumpens rotor måste då lagras i den
pumpade vätskan. Magnetdrivna pumpar finns med axeleffekter upp till några kW.
•
Våtmotordrivna pumpar med i allmänhet statorn avtätad från den pumpade vätskan genom ett spaltrördärför även benämningen spaltrörspumpar. - figur 3.74. En mängd olika utföranden med effekter till
flera tusen kW finns.
Figur 3.73 Princip för magnetdriven pump.
Figur 3.74 Våtmotorpump av spaltrörstyp dvs rotor och stator är skilda
åt av en tätande omagnetisk hylsa.
Gemensamt för båda principerna är vätskesmorda lager, vilka utförs som glidlager av t ex grafit, brons,
hårdmetall och keramik och vid helt rena vätskor även som kullager. I möjligaste mån försöker man undvika
axiallager genom hydraulisk balansering av axialkrafterna.
Våtmotorpumpar finns i såväl enstegs- som flerstegsutförande med motorenheten utförd på olika sätt - figur
3.75. Vätskor med temperaturer från minus 200°C till +500°C med vätsketryck (tryckklass) upp till PN 1000 kan
67
hanteras. För vätskor med höga smältpunkter finns värmemantlar och vid förorenade vätskor används i första
hand inbyggda filter samt vid höga partikelhalter även spädmatning till rotorkammaren.
Figur 3.75 Våtmotorpump för hetvätska – vänstra bilden och för kraftigt förorenad och het vätska – högra bilden
Pumpar av plast
Pumpar av plast kommer framför allt till användning vid pumpning av syror, alkalier och korrosiva saltlösningar.
För olika plastmaterials korrosionsbeständighet och hållfasthet ges en översikt i avsnitten 5.2 resp. 5.3. På grund
av plastmaterialens hållfasthetsegenskaper måste större plastpumpar som regel förses med en yttre bärande
konstruktion för avlastning av rörledningskrafter och för att ta upp krafter från vätsketrycket - figur 3.76. För
mindre pumpar och vid plastmaterial med särdeles god hållfasthet kan den bärande stagningen utelämnas. Till
följd av de besvärliga vätskorna måste stor omsorg ägnas åt axeltätningen och dess inbyggnad. Uppbyggnaden i
stort överensstämmer oftast med den för ISO-normpump.
Figur 3.76 Pump av plast med yttre bärande stagning.
68
Massapumpar
För pumpning av pappersmassa används speciella pumputformningar alltefter halten (koncentration) fiber i
suspensionen; varvid gäller:
Upp till 0,5 %
0,5 till c:a 2 %
C:a 2 till c:a 5 %
C:a 5 till 16-7 %
Över 6-7 %
normala pumpar
massapumpar eller normala pumpar försedda med specialpumphjul avhalvöppen typ.
massapumpar.
massapumpar, varvid inloppsledning måste formgivas med yttersta omsorg.
tjockmassapumpar av förträngningstyp.
För osilad massa och över c:a 3 % koncentration bör pumparnas genomlopp vara minst c:a 40 mm. Pumphjul för
massapumpar utförs halvöppna med baksideskovlar för samtidig axialkraftbalansering och "renhållning" bakom
pumphjulet - figur 3.77. Materialval är normalt syrafast stål och för enklare fall även gråjärn. Till följd av
luftinnehåll hos massasuspensioner krävs speciell skovelutformning vid pumphjulsinlopp och sådan utformning
av pumphuset att luft ej kan samlas. Lufthalten medför vidare en "hård" gång med ökad vibrationsnivå och ökade
mekaniska påkänningar. Jämfört med en vattenpump kräver en massapump en extra säkerhetsfaktor för den
mekaniska uppbyggnaden på c:a 2 för att tillfredsställande tillförlitlighet skall nås. För pumpning av kvist och
avfall från makulatur används med fördel stockningsfria pumpar av friströmstyp.
Figur 3.77
Massapump med halvöppet pumphjul med baksideskovlar. Utbytbar slitskiva i pumphus och axiell ställbarhet hos
rotor.
Godspumpar
Godspumpar används för pumpning av suspensioner med uppslammat fast material med olika kornstorlek. För
kornstorlekar upp till c:a 5 mm används gummerade vätskeberörda detaljer och för större partiklar och höga
vätsketemperaturer hårda metalliska material-se vidare avsnitt 5.5. Trots att sålunda mycket slitbeständiga
material används blir livslängden förhållandevis kort med storleksordningen några månader och är kraftigt
beroende av strömningshastigheten. Vid uppfordringshöjder över 30 till 50 m seriekopplas därför flera pumpar.
Pumphjulen är av sluten eller halvöppen typ med kraftig godstjocklek i både sidor och skovlar. Skovelantalet blir
därigenom ganska lågt. Vid slutna pumphjul ges tätningsspalten mot pumphuset axiell form för att minska
slitaget. Axlar och lager måste vara extra kraftigt dimensionerade p g a obalanskrafter - figur 3.78. Godspumpar
är som regel kilrepsdrivna för att volymflödet skall kunna anpassas efter aktuellt behov. Strypreglering är
nämligen svår att genomföra vid transport av fast material uppslammat i vätskor.
69
Figur 3.78 Godspump med utbytbart foder av gummi.
Till följd av de slitande vätskorna utgör axeltätningen ett problem. Konstruktionslösningar finns som packbox
med ren spärrvätska, som svävartätning enl. figur 5.5, som centrifugaltätning med baksideskovlar på pumphjulet
samt som "tätningslös" med överhängande pumphjul vid vertikalutförande enl. figur 3.79. Pumpen enl. denna
figur är särskilt lämplig vid skummande vätskor. då luft kan stiga uppåt och därmed ej blockerar
pumphjulsinloppet. En viss självreglering fås genom luftinblandning vid låg nivå.
Figur 3.79 Godspump i vertikalutförande sammanbyggd med pumpsump.
Livsmedelspumpar
För användning inom livsmedelsindustrin finns speciella turbopumpar - figur 3.80 - kännetecknade av:
•
•
•
•
Material utgörs av rostfritt stål.
Polerade ytor både in- och utvändigt.
Snabb demonteringsmöjlighet för rengöring och "diskning"
Elmotorn eller pumplagring ofta kapslad med polerad rostfri kåpa.
70
Figur 3.80 Livsmedelspump av turbotyp.
Stockningsfria pumpar
Stockningsfria pumpar har huvudsakligen användning som spillvattenpumpar för pumpning av obehandlat spillvatten
från bostäder, allmänna inrättningar och industrier. För varierande applikationer används samma pumpar för såväl
pumpning till reningsanläggning eller recipient, som för intern förflyttning av vattnet mellan processerna inom
reningsverket. Genom spillvattenpumparnas antalsdominans beskrivs dessa i det följande. Avslutningsvis ges dock vissa
exempel på andra utföranden.
Spillvattenpumparna domineras helt av rotodynamiska konstruktioner och inom denna grupp i sin tur av de pumptyper
vilka traditionellt hänföres till gruppen centrifugalpumpar:
•
•
•
Centrifugalpumpar med genomströmningshjul (kanalhjul)
Friströmspumpar
Pumpar med halvaxiella pumphjul och axiella pumpar (propellerpumpar) för större volymflöden och
lägre uppfordringshöjder.
• Genomströmningshjul (kanalhjul)
Pumpar med kanalhjul blev tidigt de mest utvecklade och intar antalsmässigt en särställning såväl vad beträffar
antalet typer som antalet installerade pumpar i drift. Praktiskt förekommer hjul med en eller två kanaler och i
undantagsfall på stora pumpar även hjul med tre kanaler, som framgår av beteckningen genomströmningshjul
skall den pumpade vätskan efter pumphusets inloppsdel passera genom pumphjulet och ut i pumphusets
tryckstuts. Figur 3.81.
Figur 3.81 Olika typer av kanalhjul
71
Kännetecknande för pumpar med genomströmningshjul är en god verkningsgrad över en stor del av QH-kurvan.
Totalverkningsgraden i bästa driftpunkt för medelstora pumpar är ca 60 %. Slitbeständigheten hos pumphjulen är
måttligt god i kombinerade system och god i separatsystem.
• Friströmspumpar
Friströmspumpar skiijer sig konstruktivt från genomströmningspumpar i utformning och placering av pumphjul
och utnyttjande av pumphus - figur 3.82. Pumphjulet är symmetriskt och har öppna skovlar. Profilen är låg och
genom sin tillbakadragna placering vid axeltätningen lämnas pumphuset helt eller delvis fritt.
Figur 3.82 Friströmspump.
Friströmspumpen kan beskrivas som en centrifugalpump med mycket stor tätningsspalt. Vätskan med
föroreningar passerar fritt under pumphjulet och ut genom tryckstutsen. Frånvaron av tätningsspalt innebär en
försämrad verkningsgrad i förhållande till pumpar med genomströmningshjul. Totalverkningsgrad i bästa
driftpunkt är för små och medelstora pumpar 40-42 %.
• Mekaniskt utförande
Alla spillvattenpumpar utförs med enkelsidigt sugande pumphjul. Detta för att undvika en pumpaxel i inloppet.
Pumparna utförs för såväl torr och våt som dränkbar uppställning.
Den dränkta pumpen har idag en dominerande ställning framför den konventionellt torrt uppställda. Dränkbara
pumpar är som regel utförda för att även klara torr uppställning och kan då placeras i låga montage där risk kan
föreligga för översvämning t ex vid spänningsbortfall - figur 3.83.
72
Figur 3.83 Dränkbar spillvattenpump lämplig för både torr och våt uppställning.
• Dränkbara pumpars konstruktion
Konstruktionen kännetecknas av att pumphjulet är placerat direkt på den kombinerade rotoroch pumpaxeln.
Motorn, en kortsluten asynkronmotor, är helt avtätad genom axiella och radiella o-ringar och i
axelgenomföringen genom en dubbel axialplantätning som går i oljebad. Lagringssystemet med
axeldimensionering och tätningssystem är avgörande för hela aggregatets driftsäkerhet. Nedböjningen vid
axeltätningen p g a radialkrafter bör ej överstiga 0,05 mm. Axeltätningens komponentrör bör vara samlade i ett
tätningshus, vilket ger möjlighet till separat provtryckning av axeltätningen före montering av utbytestätning.figur 3.84.
Figur 3.84 Tätningspatron med dubbla plantätningar för dränkbar spillvattenpump.
En fördel ur service- och underhållssynpunkt har pumpsystem uppbyggda på separata motordelar, vilka med ett
flertal motorstorlekar alla är anslutbara till ett antal olika pumphus. Med sådant system kan ett fåtal motordelar
utgöra driftreserv för en hel kommun. För några pumpsystem gäller att möjligheter till konvertering mellan
genomströmningshjul och friströmshjul kan utföras fältmässigt.
73
Speciella stockningsfria pumpar
Pumpar med likartat utförande som spillvattenpumpar används för transport av större föremål med hjälp av
vatten. Föremålen kan därvid röra sig om t.ex. stora hela fiskar, frukt och rotfrukter. Kanalareor och kanalform
avpassas då efter föremålen så att möjligast skonsamma transport fås.
Direkt motsatt verkan fås i en annan grupp av stockningsfria pumpar där man i stället strävar efter att finfördela
föremålen. Förutom spillvattenpumpar med inbyggda finfördelningsanordningar (rensskärare) finns speciellt
utvecklade pumptyper för hantering av slam och avfall inom främst livsmedelsindustrin - figur 3.85 och 3.86.
Figur 3.85 Avfallspump med ”kompressionsskruv” för matning av efterkopplad turbopump.
Figur 3.86 Snedskivepump (Goratorpump) för samtidig malning och pumpning.
Dubbelsidigt sugande pumpar
För 25 år sedan var dubbelsidigt sugande pumpar antalsmässigt dominanta för röranslutningar större än 200 mm.
Det klassiska utförandet med dubbelsidig lagring, med två packboxar och pumphuset axiellt delat med
röranslutningar i underhalvan - figur 3.87 - används numera enbart, där särskilda motiv finns.
Figur 3.87 Dubbelsidigt sugande pump.
Med dubbelsidigt sugande pumphjul fås ett lägre specifikt varvtal räknat per pumphjulshalva än ett enkelsidigt
sugande och till följd därav fås motsvarande förändring av Q-H-kurvan mot en mindre brant kurvform. l
gränsfall kan NPSH-värdena bli gynnsammare medförande att högre varvtal kan användas. För specialfall, där
möjligaste pulsationsfria flöde önskas, t.ex blandningspumpar till pappersmaskiner, används dubbelsidigt
sugande pumphjul med skovlarna i de båda pumphjulshalvorna förskjutna. Även i de fall, där pumpens
anslutningsstutsar skall ha speciell placering, kan medföra att dubbelsidigt utförande är att föredraga. Den
74
dubbelsidiga lagringen och den axiella pumphusdelningen har på senare tid alltmer ersatts av enkelsidig lagring
med radiellt delat pumphus - figur 3.87. Orsaken är främst, att då fås bara en enda axeltätning liksom att
tillverkningskostnaderna blir lägre.
Halvaxiella och axiella pumpar
Halvaxiella* och axiella (propeller-) pumpar används för stora volymflöden och låga uppfordringshöjder. Nästan
alltid är de uppställda med pumpen nedsänkt i vätskan och motorn torrt placerad - s k långaxliga pumpar med våt
uppställning. Vid förhållandevis rena vätskor utgör ett centralt bärrör samtidigt tryckledning medan vid
förorenade vätskor tryckledningen drages separat-vänstra bilden i figur 3.88.
Typiskt för de våtuppställda pumparna är åtminstone vid större aggregat att tryckstuts och fötter för upphängning
placeras efter behoven i varje installation. Om pumpens totala höjd överstiger tillgänglig lyfthöjd för montering
och demontering, utförs bär- och tryckrör liksom axel delade i segment. Större axellängder kräver mellanlager
för att böjningskritiska varvtal skall undvikas. En ganska klar trend finns att ersätta långaxliga pumpar med
dränkbara. Sådana propellerpumpar kan då ha elmotorn monterad i anslutning till propellerhjulets nav.
Det hydrauliska utförandet varierar alltefter önskade prestanda - figur 3.89. Flerstegsutföranden förekommer och
det även för axialpumpar. De axiella pumparna kan förses med ställbara skovlar, som kan ställas om vid
stillestånd (inställbara) eller under gång (omställbara) med hjälp av mekaniska eller hydrauliska anordningar.
Figur 3.88 Våtuppställda, långaxliga pumpar i olika utföranden.
Figur 3.89 Våtuppställda långaxliga pumpar med hydrauliska utformningar. Axialhjul till höger.
* Observera att benämningen halvaxiell pump även kan användas för pumpar med lång axel för våtuppställning.
75
3.7 VÄTSKERINGPUMPARS UTFÖRANDE
Vätskeringpumpen - figur 3.90 används i stora antal för vattenuppfordring från brunnar till hushåll och
lantgårdar samt som mindre högtryckspump. Högsta uppfordringshöjd vid flerstegspumpar ca 300 m. Nackdelar
är slitage vid sandhaltigt vatten och trots lågt varvtal en relativt hög ljudnivå. Verkningsgraden är lägre än för en
centrifugalpump med samma prestanda. Vätskeringspumpens stora fördel är att den är självsugande, om den
vätskefylls före start och den kan transportera vätskor med mindre mängder gas. Genom vätskeringpumpens
branta Q-H kurva stiger effektförbrukningen vid minskande volymflöde och vid ökande mottryck. Eftersom
elmotorerna brukar vara ganska knappt tilltagna kan detta medföra överbelastning. Nedreglering av volymflödet
till små värden bör därför göras med shuntreglering - figur 8.18- dvs genom återledning av vätska från
trycksidan till sugsidan och en reglerventil inkopplad i återledningen.
Figur 3.90 Vätskeringpump med pumphjul och mellandel.
Vätskeringpumpens verkningssätt framgår av figur 3.91. Pumphjulet är försett med vingar A, som sätter vätskan
i pumphuset i rotation. I pumphusväggen finns ett "spår" B utfräst, som är format så att djupet är störst vid B.
Härigenom ändras volymen mellan två vingar, när pumphjulet roterar. När spårets djup ökas vid C, får mer
vätska plats i utrymmet mellan två vingar. Därvid bildas ett undertryck, som gör att mer vätska sugs in genom
inloppet D. Vid E minskar spårets storlek och därigenom det tillgängliga utrymmet för vätskan. Ett övertryck
bildas, som pressar vätskan genom utloppet F. Spårets utformning och djup relativt in- och utloppsöppning bestämmer evakueringsförmågan och i viss mån även prestanda. Spåret eller sidokanalen kan ersättas av
motsvarande utrymme utanför pumphjulets periferi.
Figur 3.91 Verkningssätt för vätskeringpump
Figur 3.92 Vätskeringspump med 3 pumphjul
Vätskeringpumpar av olika fabrikat är så lika uppbyggda att till och med reservdelar kan passa mellan
fabrikaten. Det normala utförandet framgår av figur 3.92 och utgörs av en mellandel och ett pumphjul per steg
samt två gavlar med anslutningar. Axeln är lagrad i ett vätskesmort glidlager och ett fettsmort kullager. Normalt
använda material är gråjärn med pumphjul av mässing. Specialutföranden av rostfritt stål finns för användning
inom främst livsmedelsindustrin.
76
3.8 FÖRTRÄNGNINGSPUMPARS UTFÖRANDE
Förträngningspumpar, deplacementpumpar, positiva pumpar eller "självsugande" pumpar är några benämningar
man möter på denna huvudgrupp av pumpar. Väljer vi att kalla dem förträngningspumpar finns i själva
benämningen förklaringen till arbetsprincipen. Vätskan transporteras nämligen från sugsidan instängd i relativt
konstanta hålrum fram mot trycksidan, där hålrummen förminskas (förträngs), och vätskan trycks ut ur pumpen figur 3.93.
Figur 3.93 Arbetsprincip för en förträngningspump.
Det finns ett stort antal typer av förträngningspumpar. Många är dock så extrema i sin konstruktion att de endast
klarar just det pumparbete, som de konstruerats för. Följande huvudtyper är dock mera allmängiltiga till sin
konstruktion och kan därför användas för varierande arbetsuppgifter:
Roterande typ
Fram- och återgående typ
Kugghjulspumpar
Skruvpumpar
Excenterskruvpumpar
Rotationskolvpumpar (lobrotorpump)
Vingpumpar
Slangpumpar
Kolvpumpar
Membranpumpar
Gemensamt för alla dessa är att de i viss mån är självsugande, dvs de kan starta pumparbetet med torr sugledning
och torrt pumphus. De klarar också vätskor av mycket skiftande karaktär och de kan användas för
transportpumpning av både tunnflytande vätskor och högviskösa pastor.
Ovanstående pumptyper skiljer sig dock väsentligt ifrån varandra vad gäller konstruktion, användning och
pumpegenskaper. Det är därför nödvändigt att väl känna till varje specifikt pumparbete. Kugghjulspumpen
lämpar sig t ex inte för vätskor med slitande egenskaper. Där passar excenterskruvpumpen med sin elastiska
stator bättre. Är mottrycket relativt högt i ett ledningssystem, är t ex en vingpump med elastiska vingar olämplig,
under det att en kugghjulspump eller en kolvpump är ett bättre val.
Det avgivna volymflödet per arbetsvarv är relativt konstant i en förträngningspump och minskar obetydligt vid
måttliga tryckökningar. Reglering av volymflödet bör ske genom ökning eller minskning av pumpvarvtalet.
Genom att anordna en överledning mellan tryck- och sugledningen, s k by-pass, kan också en reglering av flödet
göras. Stryp dock aldrig tryckledningen som på en centrifugalpump i avsikt att reducera volymflödet. Resultatet
blir ett ökat tryck, större effektåtgång och en ökad belastning på de arbetande delarna, utan att flödet minskas i
nämnvärd grad. Skulle tryckledningen blockeras helt, t ex genom att en ventil stängs, kan skador uppstå. Trycket
kommer nämligen att byggas upp mycket snabbt, och det kan bli så stort att tätningar, ledningar eller andra vitala
delar sprängs. Där risk finns att en pump kan komma att köras mot stängd ventil måste en överströmningsventil
monteras som skydd. Dess öppningstryck skall väljas så att den med god marginal kan skydda de komponenter,
som finns i ledningssystemet.
I en förträngningspump förekommer alltid ett inre läckage p g a det spel, som finns mellan de arbetande
elementen. Detta spel, som kan vara i storleksordningen 0,01 mm till 0,9 mm, är nödvändigt för att motverka
skärning och minska den inre friktionen i pumpen.
77
Läckaget går i riktning från trycksidan tillbaka mot sugsidan, alltså mot flödesriktningen. Storleken på det inre
läckaget, som reducerar den volymetriska verkningsgraden, varierar kraftigt mellan de olika
pumpkonstruktionerna. En excenterskruvpump med sin långa rotor och en i flera punkter tätande gummistator
har t ex ett mindre inre läckage än en konventionell kugghjulspump med en enda punktkontakt mellan hjulen.
Den pumpade vätskan kan, om den är tillräckligt viskös, hjälpa till att minska det inre läckaget genom att "täta"
de spel, som finns. Läckaget påverkas inte av varvtalsförändringar, således är storleken av läckaget detsamma,
vare sig pumpen körs med 200 r/min eller 400 r/min, förutsatt att mottrycket är oförändrat.
Som tidigare nämnts är alla förträngningspumpar mer eller mindre självsugande. Graden av evakueringsförmåga
är beroende av det nödvändiga inre spel, som finns mellan de arbetande delarna, samt pumpens uppbyggnad. Ju
"tätare" en pump kan göras, desto bättre evakueringsförmåga får den. Ett förhöjt varvtal förbättrar också
evakueringsförmågan.
Vid installation av en förträngningspump bör den inte placeras så att dess maximala sugförmåga utnyttjas. Det är
nämligen ofrånkomligt att pumpen med tiden kommer att bli sliten, och den förlorar då i första hand förmågan
att prestera sitt maximum på sugsidan. Den "tappar" då vätskan och pumpfunktionen upphör. Helt onödiga
servicekostnader för att återställa pumpen i skick som ny kommer att belasta en sådan installation.
I detta avsnitt kommer ej s k hydraulpumpar att behandlas. Dessa användas främst för effektöverföring i
hydrostatiska transmissioner och bara i undantagsfall för vätsketransport. Typiskt för hydraulpumpar är att
arbetsvätskan - i allmänhet olja - valts för funktionen effektöverföring. Hydraulpumpar arbetar med tryck inom
området 10-70 MPa och utgörs av kolv-, kugg- eller skruvpumpar.
Kugghjulspumpar
Gemensamt för alla kugghjulspumpar är att de har två kugghjul, det ena hjulet drivet av det andra. Som regel är
det drivna hjulet glidlagrat. Lager och axeltapp är placerade på insidan av pumphusgaveln och således omflutna
av den pumpade vätskan. Detta lager är då beroende av den pumpade vätskans smörjande egenskaper.
Kugghjulspumpen bör därför inte användas för vätskor utan eget smörjvärde. Eftersträvar man en någorlunda
acceptabel livslängd på pumpen, bör den inte användas för så "torra" vätskor som t ex vatten eller bensin.
Fotogen och dieselolja kan ges som exempel på vätskor med relativt låga men för kugghjulspumpen helt
acceptabla smörjande egenskaper.
Den enklaste kugghjulspumpen har två utvändigt kuggade hjul - figur 3.94. Den används för relativt lättflytande
vätskor, och den kan nå relativt höga tryckstegringar.
Figur 3.94 Kugghjulspump med ytterkugg.
Ett betydligt större användningsområde har de kugghjulspumpar, som har en drivande rotor med invändig kugg
samt ett drivet utvändigt kuggat hjul. Mellan dessa ligger en skiljevägg i form av en månskära - figur 3.95. Då
rotorn drivs, roterar även kugghjulet. På grund av differensen mellan rotorns och kugghjulets diameter och
kugghjulets excentriska placering gör hjulets kuggar ingrepp i rotorns kuggluckor endast på ett ställe. Under det
första halvvarvet går kuggen successivt ur kuggluckan i rotorn. Härvid uppstår vakuum och kuggluckan fylls
med vätska från sugledningen. Under andra halvvarvet pressar den inträngande kuggen ut vätskan i
tryckledningen.
78
Figur 3.95 Kugghjulspump med innerkugg vid 3 olika arbetsfaser – fyllning, transport och vätskeutlopp.
Kuggtalen väljs så låga som möjligt för att få god materialutnyttjning genom stora djupa kuggluckor och därmed
stort deplacement. Genom avancerade kuggformer kan så låga kuggtal som 10-15 användas för
kugghjulspumpen med utvändig kugg. Kugghjulspumpen med invändig kugg kan genom de för innerkuggväxlar
gynnsamma ingreppstalen förses med ännu färre kuggar. I själva kuggingreppet blir lätt en liten vätskevolym
instängd i en ficka vars volym ändras under vridningen. Detta ger upphov till en hård gång och hög ljudnivå.
Med en svag spiralvinkel på kugghjulen efter en avlastningsficka kan problemet reduceras avsevärt.
Vätsketrycket ger upphov till en sidokraft på kugghjulen, som tas upp av lagringen. Axialkraften är som regel
relativt liten, men genom skillnader i sidospel mot gavlarna och därmed olika tryckfördelningar kan slitage
uppstå där. Ett genom slitage förstorat kuggspel påverkar inte det inre läckaget så mycket som slitage på
periferin och sidorna.
Viktigt att känna till är inom vilket temperaturområde pumpen får arbeta. Skall pumpen arbeta med vätskor med
höga temperaturer, måste större spel än normalt tas upp mellan de arbetande delarna. Vissa tillverkare kan
leverera pumpar avpassade för temperaturer ända upp till 3000˚C.
Kugghjulspumpen bör inte användas för vätskor med fasta föroreningar, och de bör användas med försiktighet
för slitande vätskor. Skall pumpen användas för en vätska med slitande innehåll, kan slitaget fördröjas genom att
man väljer en i kapacitetshänseende något för stor pump och kör den med lågt varvtal. Kugghjulspumpen är inte
lämplig inom livsmedelsindustrin, där krav på hygienisk pumpning föreligger. Den bör heller inte användas för
ömtåliga vätskor, känsliga för "klämning".
Utföranden med ytterkugg resp innerkugg har något olika användningsområden. Med ytterkugg nås högre
tryckstegringar och något större flöden medan innerkugg är bättre lämpade för högviskösa vätskor. Pumpar med
innerkugg har vidare något bättre sugförmåga och tål en viss halt av partiklar i vätskan. För att uppnå god
fyllnadsgrad i kuggluckorna måste pumpvarvtalet alltid rättas efter den pumpade vätskans viskositet. En hög
viskositet fordrar ett lågt varvtal.
Kugghjulspumpar tillverkas av gjutjärn, rödgods och syrafast stål, men även högvärdigare material förekommer.
Som axeltätning används packbox eller plantätning. För att öka kugghjulspumpens livslängd, när det gäller
vätskor utan egentligt smörjvärde, kan den specialutrustas med t ex hårdmetallbelagd axeltapp, självsmörjande
glidlager och speciellt ytbehandlade kugghjul.
Kugghjulspumparna är självsugande med sugförmåga 4-8 m. Normalt kan de uppnå en tryckstegring på 0,3-3
MPa, i extrema fall ända upp till 10 MPa. Variationen beror på konstruktion av lager och tätningar. Pumparnas
maximala tryck får dock inte utnyttjas för vätskor med dåligt smörjvärde. För sådana kan ibland bara 15 % av
pumpens maximala tryckstegring tillåtas.
Kugghjulspumpen finns i ett stort antal modeller för små flöden avpassade för laboratoriebruk och stora
industripumpar med ett max flöde på upp till 300 m3/h. Flödet är pulsationsfritt.
79
Skruvpumpar
Den vanligaste förekommande skruvpumpen har tre stycken roterande skruvar - figur 3.96. Mittenskruven är
drivande och de två sidoskruvarna har huvudsakligen tätande funktion och drivs till större delen av
vätsketrycket. Skruvgängorna bildar tillsammans med pumphusväggen ett antal avtätade celler, som, när skruven
roterar, transporterar vätskan axiellt framåt. Vätskeflödet är jämnt och utan störande pulsationer. Skruvpumpen
är tystgående och kan köras med direktkopplade motorer med 1400 r/min eller 2800 r/min. Genom att bygga
pumpen med långa skruvar får man flera tätningspunkter, och därmed kan pumpen klara högre tryckstegringar.
Figur 3.96 Skruvpump med 3 skruvar.
Skruvpumpen används företrädesvis för oljor, som bör vara fria från föroreningar. Pumpen är självsugande men
får inte torrköras. Torrkörning förorsakar skador på skruvarnas lagringar. De axiella krafterna upptas dels genom
hydraulisk balansering och dels av axiallager. Med hänsyn till axiallagringens konstruktion utförs pumparna
normalt bara för en bestämd rotationsriktning och därmed även för en flödesriktning.
Vissa tillverkare utför skruvpumpar med två skruvar och en yttre synkroniseringsväxel. I detta fall kan vätskor
med mindre partikelhalter pumpas.
Skruvpumparna tillverkas av gråjärn och kolstål. För att öka slitstyrkan kan ibland speciella ytbehandlingar
utföras. Som axeltätningar används packbox- eller plantätning.
Skruvpumpar finns för volymflöden från c:a 300 I/h till c:a 1000 m3/h och med tryckstegringar normalt upp till
3 MPa samt för högtrycksutföranden upp till c:a 30 MPa. Viskositeten får ej vara alltför låg och bör överstiga 5
till 10 mm2/s. Högsta tillåtna viskositet är c:a 1000 mm2/s. Skruvpumpar kan användas för vätsketemperatur 40°C till +90°C och med förstorade inre spel upp till c:a 250°C.
Excenterskruvpumpar
Excenterskruvpumpen har en enda skruv, som arbetar inuti en gummistator. Skruven som kan liknas vid en
utdragen korkskruv, roterar i en stator med dubbel invändig gänga. Stigningen på statorns gänga är dubbelt så
stor som rotorns. Härigenom bildas avtätade håligheter mellan rotor och stator, vilka - då rotorn vrids - vandrar
axiellt utmed statorn. På detta sätt erhålles ett jämnt flöde med axiell strömningsriktning. Genom att skruvens
rotationscentrum förflyttar sig i en cirkelbåge under rotationen, sker drivningen i regel med en kardanaxel och
kardanknutar, vilka ligger i vätskeströmmen - figur 3.97.
80
Figur 3.97 Excenterskruvpumpar.
På senare tid har nya lösningar på kraftöverföringen - figur 3.98 gjorts. Vissa tillverkare har t ex en flexibel
kopplingsstång med fast infästning i rotor och drivaxel i stället för de tidigare använda kardanknutarna. Andra
har utvecklat nya kopplingstyper och försett dessa med skydd och avtätningar.
En ökning av längden på rotor och stator möjliggör en högre tryckstegring. En standardpumps tryckstegring
ligger mellan 0,6 och 1,0 MPa. ökade längder kan ge tryckstegringar på upp till 3 MPa.
Excenterskruvpumpen används för praktiskt taget alla typer av vätskor, från tunnflytande till mycket
trögflytande. Den kan användas för vätskor med slitande innehåll och är relativt okänslig för fasta partiklar. I de
större pumparna kan man tillåta passage av partiklar med en diameter av 30-40 mm. Är den produkt, som skall
pumpas, så viskös att den inte flyter, måste produkten matas fram till pumpens sugöppning.
Figur 3.98 Olika typer av drivknutar för excenterskruvpumpar.
Excenterskruvpumpens sugförmåga är god – 3-8 m – men pumpen är mycket känslig för torrkörning, vilket
begränsar dess användning.
Pumparna tillverkas med pumphus och rotor i många olika material från gjutjärn till titan. För statorn finns ett
stort antal elastomerer tillgängliga, t ex naturgummi, nitrilgummi, kloroprengummi och fluorgummi. För att
kunna välja rätt elastomer måste man känna vätskans kemiska egenskaper samt ha uppgift om inom vilka
temperaturgränser pumpen skall arbeta. Det kan många gånger vara mycket svårt att bestämma vilket material
som skall väljas. Rådfråga därför alltid pumpleverantören.
Excenterskruvpumpen finns i volymflöden från 0,1-300 m3/h.
81
Rotationskolvpumpar- Lobrotorpumpar
Rotationskolvpumpen har två rotorer, som - till skillnad från kugghjulspumpen - arbetar utan metallisk kontakt
med varandra. Drivningen och synkroniseringen av de båda rotorerna sker från en kuggväxel, helt skild från
pumphuset figur 3.99. I kuggväxeln är också axlarna lagrade. Pumphuset har således inga lager, som kan komma
i kontakt med den pumpade vätskan.
Figur 3.99 Rotationskolvpump (lobrotorpump).
Genom att drivningen sker över en synkroniseringsväxel kommer den ena rotorn att rotera medsols och den
andra motsols. Det inkommande vätskeflödet delas då upp i två hälfter, stängs in i det utrymme, som bildas
mellan rotor och pumphusvägg och transporteras utan volymförändring fram mot utloppet. Där möts rotorerna,
hålrummen förminskas (förträngs), och vätskan pressas ut.
Figur 3.100 Rotationskolvpumpars arbetssätt.
Då rotorerna icke har någon metallisk kontakt vare sig med varandra eller med pumphuset, är slitaget på de
roterande delarna obetydligt. Det slitage, som kan uppstå, sker genom friktion med den pumpade vätskan.
Då lagringen vanligen ligger utanför pumphuset, erhålles relativt långa fria axeländar, varför dessa pumpar är
begränsade vad gäller höga tryckuppsättningar. För att klara tryck över 1,2-1,5 MPa monterar vissa tillverkare
glidlager som stödlager inuti pumphuset. Andra placerar ett extra stödlagerhus framför pumphuset. I de senare
fallet får man 4 axelgenomgångar och därmed 4 axeltätningar.
Rotorernas utformning växlar från fabrikat till fabrikat. De vanligaste visas i figur3.101.Utformningen påverkar
inte arbetssättet. Generellt kan dock sägas, att en rotor med en eller två lober ger en större pulsation än en rotor
med tre lober. Vill man ha en mycket skonsam behandling av en vätska, skall en rotor med en eller två lober
väljas.
82
Figur 3.101 Rotationskolvpumpar med olika utformning av rotorerna.
Rotationskolvpumpen kan användas för både tunnflytande och viskösa produkter. Matning fram till pumpen
måste dock anordnas, om viskositeten är så hög, att vätskan inte har egen flytkraft.
För att klara vätskor med högre temperaturer måste ett större spel tas upp mellan rotorerna samt mellan rotor och
frontlock. Göres detta kan vätskor med temperaturer på upp till 200°C pumpas.
Ökas spelet bakom rotorerna kan vätsketemperaturer på ner till - 40°C klaras. För konstanthållning av
temperaturer förses pumparna med värme- eller kylmantel.
Rotationskolvpumpen behandlar den pumpade vätskan ytterst skonsamt. Som exempel från livsmedelsindustrin
kan nämnas, att den används för pumpning av kokt ärtsoppa, sylt med hela bär m.fl. liknande produkter. Den
används dessutom i stor utsträckning inom kemisk och kemisk-teknisk industri för både aggressiva och neutrala
produkter. För cellulosaindustrin har en speciell tjockmassapump utvecklats, som är avpassad för
massasuspensioner med koncentrationer 6-30 %, se figur 3.102.
Figur 3.102 Tjockmassapump med matarskruv.
Rotationskolvpumpen arbetar som regel med relativt låga varvtal, då den ofta används för att transportera
vätskor med höga viskositeter. Pumpen är tystgående och den ger ett i stort sett pulsationsfritt flöde.
De flesta rotationskolvpumpar tillverkas med samtliga vätskeberörda delar av syrafast stål. Ett enklare utförande
finns också med pumphus av gjutjärn och rotorer och axlar av stål. I några fall kan materialet i rotorerna varieras.
För att t ex öka pumpens sugförmåga finns rotorer av nitrilgummi. Som axeltätning används olika former av
plantätningar och packbox. Då pumpen har två ingående axlar till pumphuset, erfordras två tätningar till varje
pump.
Rotationskolvpumparna finns i ett stort antal storlekar från 0,1-300 m3/h. Tryckstegringen är normalt 0,3-1,5
MPa. Sugförmågan varierar mellan 1 och 5 m, beroende på inre spel, pumpstorlek och varvtal.
83
Vingpumpar med stela eller flexibla vingar
En vingpump med stela vingar arbetar med rotorn excentriskt placerad i huset, under det att den med flexibla
vingar arbetar i ett centriskt hus med en kamkurva mellan sug- och trycköppningarna, figur 3.103. Vätskan
transporteras i båda fallen instängd mellan vingarna och trycks ut, när volymen minskar framför utloppet.
Figur 3.103 Olika principutföranden av vingpumpar. Vänstra bilden visar stela vingar och högra flexibla.
En pump med stela vingar kan ha vingarna styrda av fjädrar, eller de kan röra sig enbart genom
centrifugalkraften från rotationen. Det finns också konstruktioner, där vingarnas rörelse tvångsstyrs av en
roterande nock. Utan tvångsstyrning fås ett visst slitage på vingarna, som gör att dessa vid kontinuerlig drift får
bytas någon gång per år.
Figur 3.104 Vingpump med stela vingar.
Pumphus och rotor tillverkas i regel av gjutjärn, rödgods eller syrafast stål, medan vingarna göres i brons eller
glasfiberarmerad PTFE.
Vingpumpen med stela vingar är lämplig för de flesta rena vätskor och särskilt för sådana med visst gasinnehåll
eller med stort kokpunktsintervall t ex bensin. Genom vingarnas utbytbarhet ger vingpumpen låga
underhållskostnader även vid vätskor med måttlig halt av fasta partiklar. Vingpumpen kan arbeta inom ett stort
viskositetsområde. Som för alla förträngningspumpar gäller att pumpvarvtalet måste rättas efter viskositeten; dvs
ju högre viskositet ju lägre varvtal.
Vingpumpen klarar sughöjder på 2-5 m och tryckstegringar på 300 kPa. I specialfall kan den klara c:a 3 MPa.
84
l vingpumpar med flexibla vingar är alltid rotorn tillverkad av en elastomer (gummi). Det är därför viktigt att
känna till de olika rotormaterialens resistens mot olika vätskor. Likaså måste man känna till inom vilka
temperaturgränser respektive elastomer kan användas:
•
•
•
Neoprengummi
Nitrilgummi
Fluorgummi
min. +4°C
min. +4°C
min. +7°C
max. +80°C
max. +90°C
max. +90°C
Då vingarna är flexibla, begränsas tryckstegringen till relativt små värden. En standardpump klarar upp till 200
kPa och ett högtrycksutförande 400 kPa.
Torrkörning bör undvikas. Utan vätska i pumpen "bränner" elastomeren genom friktionen mot pumphusväggen.
Tack vare det flexibla materialet i rotorn har pumpen praktiskt taget inga inre spel. Den har därför en mycket god
sugförmåga. Start med tom pump och ledning kan därför tillåtas, då en pump i god kondition suger upp vätskan
på några sekunder.
Rotorns livslängd är begränsad, därför bör inte dessa pumpar användas för kontinuerlig drift, då kostnaderna för
utbyte av pumphjul då kan bli höga. Som axeltätningar används radial- och plantätningar. Som material i
pumphuset används syrafast stål, gjutjärn, rödgods och epoxy. Pumparna tillverkas i ett stort antal storlekar med
kapaciteter från 0,1-30 m3/h. Sugförmågan är 5-8 m. Flödet är pulsationsfritt.
Slangpumpar -Peristaltiska pumpar
En peristaltisk pump transporterar vätskan genom att den på mekanisk väg fortplantar en klämrörelse längs ett
flexibelt utrymme. Den vanligaste peristaltiska pumpen, den s k "slangpumpen", arbetar med rullar eller kammar
direkt på den slang, som vätskan finns i figur 3.105. Antalet rullar eller kammar varierar mellan olika fabrikat,
men vanligast är att de har två eller tre. I samma pump kan en eller flera slangar monteras, i vissa fall ända upp
till 25 st. Slangpumpen används huvudsakligen för laboratoriebruk.
Figur 3.105 Slangpump med 3 rullar.
I en slangpump är den pumpade vätskan helt innestängd och kan inte läcka ut, såvida inte slangen brister genom
den mekaniska bearbetningen. Då sådana bristningar inte kan förutsägas, måste slangarna bytas regelbundet i
preventivt syfte.
85
Slangpumpen kan användas för alla typer av vätskor och i viss mån även för gaser. Sugförmågan varierar starkt
mellan olika konstruktioner. Tryckstegringar mellan 0,1 och 0,3 MPa är normalt. Kapaciteterna varierar från små
dosermängder på 0,001 I/h upp till flöden på 10-100 m3/h.
En annan typ av peristaltisk pump arbetar med en excenter mot ett flexibelt gummielement med vätskan
innesluten mellan gummielementet och pumphuset. Genom excenterns rotationsrörelse förflyttas vätskan från
inlopp till utlopp- figur 3.106.
Figur 3.106 Excenterbälgpump.
Också denna pump är tätningslös och kan inte läcka. Förutsättningen är dock att det flexibla gummielementet
inte spricker på grund av den mekaniska bearbetningen. Byte av gummielement bör därför ske regelbundet för
att ett plötsligt läckage inte skall uppstå. Det är viktigt att känna till den pumpade vätskans kemiska egenskaper
och temperatur för att kunna välja rätt elastomer och rätt material i pumphus.
Kapacitetsområdet ligger mellan 0,06 och 0,15 m3/h. Sugförmåga 1-3 m. Pumpen ger ett kraftigt pulserande
flöde, varför sug- och tryckledning bör utföras med slang. Används fasta ledningar bör någon form av
kompensator inkopplas mellan pump och rör.
Kolvpumpar
Kolvpumpar utförs vid mindre volymflöden med en cylinder, som kan vara enkel- eller dubbelverkande. Med
flera parallellkopplade cylindrar utjämnas flödet i sug- och tryckledningar- figur 3.107 - samtidigt som
driveffekten får motsvarande utjämning. Särskilt gynnsamt är parallellkoppling av ett udda antal cylindrar som 3,
5 eller, 7 stycken. För att minska flödesvariationerna och av dem beroende störningar, speciellt svängningar i
sug- och tryckledningar, kan sug- och tryckklockor vara sammanbyggda med pumpen.
Figur 3.107 Flödesvariation hos kolvpumpar beror på cylinderantal.
Slagantalet n i slag/min för en kolvpump bestäms av kolvpumpens medelkolvhastighet vi m/s, som beror av
slaglängden s i m enligt:
Ekv 3.39
86
Medelkolvhastigheten bestämmer kolvens acceleration, som ej får vara större än att vätskan hinner med i
kolvrörelsen. Medelkolvhastighetien kommer därigenom att bero på anläggningens NPSH-värden genom att
tillgängligt NPSH-värde momentant används för acceleration av vätskan i sugledning och i pumpens sugkanaler.
Ventilbelastning och slag i ventiler beror även av medelkolvhastigheten. Denna blir därför förhållandevis låg
med normala värden på 0,5 till 1 m/s -jämför även figur 4.108.
Figur 3.108 Teoretisk gräns för medelkolvhastighet med motsvarande praktiskt uppnåbara gränsvärden.
Kolvpumpens ventiler utföres som kul-, kägel- eller tallriksventiler. Vid höga tryckstegringar ställs mycket stora
krav på materialet i ventilernas tätningsytor. Ventilerna är normalt styrda enbart av vätsketrycket med viss
hjälpverkan från fjädrar, men de kan även vara tvångsstyrda från drivmekanismen.
Alltefter kolvens proportioner skiljer man mellan plungeutförande och skivkolvsutförande - figur 3.109.
Figur 3.109 Kolvpumpar av plungetyp – vänstra bilden och med skivkolv – högra bilden.
Kolvpumpar av plungetyp används för höga och mycket höga tryckstegringar upp till 300-500 MPa. Avtätning
mellan plunge och cylinder sker genom tätningselement direkt verkande mot plungen - figur 3.110.
Tätningselementet kan variera från en enkel flättätning till kombinationer av olika tätningar med mellanliggande
kammare för spärr-, spol- och kylvätska - figur 3.110. Med det senare utförandet kan praktiskt taget alla vätskor
pumpas oavsett föroreningar, giftighet osv. Drivanordningen - oftast en vevmekanism - blir mycket omfattande
vid höga tryckstegringar för att då kunna överföra och ta upp de stora kolvkrafterna-figur 3.111.
87
Kolvpumpar av plungetyp finns i många speciella utföranden för de mest skilda arbetsuppgifter. Sålunda
används s k betongpumpar för pumpning av betong vid större anläggningsarbeten med tryckstegringar på 2-5
MPa och volymflöden upp till 200 m3/h. Pumpen är av plungetyp och är normalt hydrauldriven samt är ofta
sammanbyggd med en särskild matare och en omrörare för
betongen.
Figur 3.110 Tätningselement för plunge i högtryckskolvpump.
Figur 3.111 Kolvpump av plungetyp för höga tryckstegringar.
Kolvpumpar med skivkolv har i allmänhet en kolvring (kolvtätning) placerad i kolven. Kolven är vidare försedd
med en kolvstång, som vid dubbelverkande utförande förs ut genom en kolvstångstätning. - figur 3.112.
Drivning sker från en vev- eller excenterrörelse vid eldrift eller direkt från en till kolvstången kopplad
ångcylinder vid ångdrift. Kolvpumpar med skivkolv har ungefär samma insatsområde som små och medelstora
turbopumpar, dvs tryckstegringar upp till c:a 2 MPa, men har jämfört med dessa den stora fördelen att de lika lätt
"pumpar" både gas och vätska. De får därigenom ypperliga självsugande egenskaper och används t ex för
bottenlänsning av tankar.
Mindre kolvpumpar för hushållsbruk utförs hand- eller eldrivna med en enda cylinder. För högtrycksspolning
finns vidare snabbgående flercylindriga pumpar med ungefär samma uppbyggnad som kolvpumpar för
hydraulik.
Kolvpumpar finns tillgängliga i en mängd olika materialkombinationer för både smörjande och icke smörjande
vätskor. Viskositetsområdet är mycket stort- från vatten till trögflytande pastor.
Figur 3.112 Kolvpump med skivkolv för t ex. vatten.
88
Membranpumpar
Membranpumpen eller diafragmapumpen arbetar med ett flexibelt membran, som får sin framoch återgående
rörelse genom en kolvstång. Drivningen kan ske genom en elmotor; rörelsen överförs med en vevrörelse eller
också kan pumpen drivas med tryckluft direkt mot membranet - figur 3.113. För att pumpen skall fungera måste
den förses med två stycken ventiler, en på trycksidan och en på sugsidan. Konstruktionen av dessa ventiler
varierar. Den vanligaste är en kulventil, som i vissa fall är fjäderbelastad. Andra ventiltyper är klaffventil,
tallriksventil, kägelventil och elastiska "munventiler", figur 3.114.
Figur 3.113 Tryckluftdriven membranpump
Figur 3.114 Ventiltyper för membranpumpar. Från vänster: mun-, tallriks- och kulventil.
Membranpumpen är läckagefri, då den saknar axelgenomgångar in till pumphuset. Läckage kan dock uppstå, om
membranet brister. Förebyggande underhåll med membranbyte måste därför ske för att undanröja risken av ett
plötsligt läckage. Membranmaterialet är som regel en elastomer (gummi) som nitrilgummi, neoprengummi och
fluorgummi. Vätsketemperaturen begränsas av membranmaterialet till c:a 100°C. Används PTFE-membran kan
temperatur på upp till 200°C tillåtas.
Membranpumpen har god sugförmåga. Den kan dock variera mellan 1-8 m, beroende på storlek på pump,
slaghastighet och typ av ventiler. Pumparna kan, med undantag av de mindre membranpumparna, användas för
praktiskt taget alla typer av vätskor, tunnflytande, viskösa, rena eller starkt förorenade. Den ventiltyp, som
används, bestämmer dock hur stora de föroreningar får vara, som skall passera genom pumpen. Klaffventilen
släpper igenom de största partiklarna. En pump med 50 mm:s anslutning kan, om den utrustas med klaffventiler,
släppa igenom fasta föremål med 40-45 mm diameter.
89
Membranpumpen ger alltid ett pulserande flöde.. Tryckutjämnare, som reducerar pulseringen, kan kopplas in
efter pumpen.
Volymflödena kan variera mellan 0,4 och 300 m3/h. Pumparna tillverkas med pumphus av aluminium, gjutjärn
eller syrafast stål.
Små membranpumpar har en annorlunda uppbyggnad och används huvudsakligen för doseringsändamål. De
drivs av en elmotor med växel via en vevaxel eller en nockskiva. Slaglängd och slaghastighet är i regel
inställbara för att pumpen skall kunna regleras till önskad kapacitet. Pumpen är ofta försedd med dubbla
fjäderbelastade kulventiler i både sug- och tryckledningen, för att minska risken för återläckage i ventilen efter
respektive sug- och tryckslag.
Membrandoserpumpen är endast avsedd för rena och tunnflytande vätskor. För att den skall behålla sin
precision, måste den placeras så att den får ett konstant tillrinningstryck.
Materialet i membranet kan varieras lika som för de övriga membranpumparna. Membran av PTFE är genom
dennas lägre elasticitet ibland utfört veckat eller till och med som en bälg. Pumphuset görs i syrafast stål eller
plast. Volymflödet kan vara så litet som några cm3/dygn.
Doseringspump
Inom vissa processer skall vätska i små kvantiteter doseras till ett större vätskeflöde.
Tabell 3.2 ger exempel på några sådana arbetsuppgifter.
Tabell 3.2 Exempel på arbetsuppgifter för doseringspumpar.
De funktioner som därvid krävs av doseringspumpar utgörs av
•
•
•
Energiökning
Mätning
Styrning eller reglering
Mätfunktionen hos en doserpump är indirekt genom val av sådana pumpkonstruktioner, som har sitt volymflöde
oberoende av mottrycket dvs förträngningspumpar i allmänhet av kolv-, slang eller membrantyp. Volymflödet
varieras då genom variabel slaglängd - figur 3.115 eller variabelt varvtal. När flera olika vätskor skall doseras till
90
samma huvudflöde byggs flera pumpelement samman. För ofta återkommande doseringsfall lagras "receptet" på
hålkort eller hålremsa för numerisk styrning.
Doserpumpens konstruktion för måttligt aggressiva medier framgår av figur 3.116. För höga tryck införs en
mellanvätska t ex en olja enligt figur 3.117, som får verka på ett membran. För begränsning av membranets
rörelse finns stödväggar med slitsar på ömse sidor om membranet.
Figur 3.115
Doseringspump av kolvtyp med variabel slaglängd. Genom höjning eller sänkning av den ”Z”-formade vevaxeln
ändras slaglängdens storlek.
Figur 3.116 Doseringspump för måttligt korrosiva medier.
Figur 3.117 Doseringspump för höga tryck eller starkt
korrosiva medier (inget läckage)
91
3.9 ÖVRIGA PUMPAR
Strålpumpar
I strålpumpar eller ejektorer kan vätskor eller gaser pumpas genom att impulsöverskottet hos en drivstråle direkt
överföres till det pumpade mediet utan insats av rörliga mekaniska hjälpmedel. Drivmediet kan vara en gas - t ex
luft, vattenånga - eller en vätska - t ex vatten. Olika kombinationer drivmedium - pumpat medium förekommer.
Vanliga sådana är vattenånga - luft, vattenånga - vatten, vatten - luft och vatten - vatten.
Figur 3.118 Schematisk uppbyggnad av en strålpump
Genom att tillämpa impulsekvationen - ekv 3.7 - på en kontrollvolym, som just precis omsluter mediet i
blandningsröret, erhålles
Ekv 3.40
Ekv 3.41
Från ekvation 3.41 kan vissa egenskaper hos strålpumpar utläsas. För att trycket p6 skall bli större än p4 måste
hastigheten ut ur munstycket c4 vara avsevärt större än c6 och C5. Därmed är också avsevärda
blandningsförluster oundvikliga. Tryckökningen blir som störst då mp = 0. Skjuvspänningen vid
blandningsrörets vägg tenderar att reducera tryckökningen.
Efter blandningsröret följer en diffusor där hastigheten nedsätts och statiska trycket ökar. Förhållandet mellan
pumpat massflöde mp och drivmassflöde md kallas flödesförhållandet och tecknas
Ekv 3.42
Vidare definieras strålpumpens tryckförhållande
Ekv 3.43
Med dessa beteckningar blir strålpumpens verkningsgrad η = q · z
92
Ekv 3.44
Figur 3.119 Prestandakurvor för en strålpump
Strålpumpens förluster består av strömningsförluster i drivdysan, inloppskammaren, blandningsröret och
diffusorn, varav blandningsförlusterna är de största. Blandningsförlusterna är i första hand beroende av
areaförhållandet
Ekv 3.45
För varje kombination av tryckförhållandet z och flödesförhålllandet q existerar ett optimalt
areaförhållande a.
Figur 3.120 Exempel på prestanda för en oljestrålpump vid olika areaförhållanden a.
Andra viktiga konstruktionsparametrar är avståndet mellan drivdysans mynning och blandningsrörets början,
blandningsrörets längd och diffusorvinkeln.
Det lägsta trycket i en vätskestrålpump inträffar i blandningsrörets uppströmsdel. Om lägsta trycket når vätskans
ångbildningstryck, kaviterar strålpumpen. Kavationstalet definieras
Ekv 3.46
Om för en given vätskestrålpump p02 minskas, samtidigt som p01 och p03 justeras så att tryckförhållandet z
förblir konstant, kommer kavitationstalet a att minska med till en början oförändrade värden på q och η. Minskas
P02 ytterligare inträder efter hand en alltmer omfattande ångbildning i blandningsröret och verkningsgraden
sjunker starkt. Detta värde på kavitationstalet betecknas σk.
93
Figur 3.121 Kavitation vid vätskestrålpumpar
Ett annat sätt att illustrera inträdande kavitation i en vätskestrålpump är att vid konstant drivoch mottryck (p01
resp p03) reducera p02. Pumpens dirftspunkt kommer då att vandra längs prestandakurvan - z ökar, q minskar
och σ minskar. För σ > σk arbetar pumpen utan störande kavitation. Vid σ = σk försämras prestanda i förhållande
till kavitationsfritt förlopp. Vid långvarig kaviterande drift kan blandningsröret och diffusorn skadas.
Strålpumpar har vissa fundamentala fördelar:
•
•
•
•
Inga rörliga delar- inget behov av smörjning
Inga tätningsproblem
Självsugande (kan evakuera sugledningen)
Ingen elektrisk drivning - explosionssäkerhet
Den mest påtagliga nackdelen är den låga verkningsgraden. Maximal verkningsgrad uppgår till 25-35 %.
Angstrålpumpen användes vanligen vid - eller för att skapa - låga tryck på inloppssidan. För inloppstryck ner till
103 Pa- absoluttryck - användes som regel vattenånga som drivmedium. Vid ännu lägre tryck- ner till hundradels
Pa- utnyttjas oljeånga som drivmedium.
Användningsexempel: Avluftning av kondensorer, bortsugning av brandfarliga gaser, vätsketransport vid
samtidigt uppvärmningsbehov.
Tryckluft finns ofta tillgänglig och är det vanligaste drivmediet för en gasstrålpump.
Några vanliga användningsexempel för vätskestrålpumpar- oftast med vatten som drivmedium - illustreras i figur
3.122.
djupbrunnspumpmning
slamsugning
evakuering av sugledning
start av hävert
Figur 3.122 Vattenstrålpumpar – användningsexempel
Speciellt fördelaktiga ställer sig strålpumpar med olika driv- och pumpmedium, om ett samtidigt behov av
blandning av de olika medierna föreligger. Sådana fall är exempelvis ventilation med samtidig luftbefuktning ångstrålpump, och transport av vätskor med samtidig utspädning - vätskestrål pump.
94
Mammutpump
Mammutpumpen består av ett stigrör - nedstucket i den pumpade vätskan, en tryckluftsledning och en
tryckkammare där luften via små hål tillföres vätskan i stigröret. Luft-vätske-blandningen är lättare än den
omgivande vätskan och stiger därför uppåt. Vätskeflödet genom stigröret ökar med ökande luftflöde upp till ett
maximalt värde för att därefter åter sjunka.
Figur 3.123 Mammutpump
Den tillförda luften måste komprimeras till ett tryck motsvarande nedsticksdjupet + förluster i ledning och
inloppshål. Produkten av kompressionsarbete och luftmassflöde - exklusive kompressorns verkningsgrad - utgör
mammutpumpens tillförda effekt Ptillf.
Ekv 3.47
är starkt beroende av nedsticksdjupet i relation till lyfthöjden. Även luftbehovet i kg per pumpad vätskevolym i
m3- med beteckningen Lv- påverkas kraftigt av nedsticksdjupet.
Figur 3.124 Exempel på maximal verkningsgrad – eklusive kompressorverkningsgrad – och luftbehov för en mammutpump.
Till mammutpumpens fördel räknas
Mammutpumpens nackdel är
Enkel konstruktion, inga rörliga delar
Inga tätningsproblem
Liten igensättningsrisk
Ej temperaturkänslig
Låg verkningsgrad
Krav på nedstickningsdjup – S/H > 1.
Kostnaden för tryckluften kan bli hög.
Mammutpumpen användes för pumpning av slam, förorenade vätskor, stora partiklar - sockerbetor - samt heta
och frätande vätskor.
95
Fatpumpar
Fatpumpar är-som namnet antyder-avsedda för tömning av mindre behållare-fat. Fatpumpar består av en
motordel, ett insticksrör och en pumpdel. Pumpdelen är placerad i insticksrörets ända och drivs av motorn via en
förlängd axel. Axeln skyddas av ett innerrör. Den pumpade vätskan strömmar mellan innerröret och insticksröret
till fatpumpens utlopp vid motorändan. Av naturliga skäl bör en fatpump vara lätt och enkel att flytta till nästa
behållare, som skall tömmas.
Fatpumpar tillverkas med olika instickslängder och i kemiskt motståndskraftiga material. Fatpumpar förses ofta
med elmotorer i explosionssäkert utförande. Lågspänningsmotorer och tryckluftsdrifter förekommer.
Vid lättflytande vätskor är pumpdelen av typ turbopump. Vid trögflytande vätskor utnyttjas excenterskruvpumpar eller andra likartade pumptyper.
Figur 3.125 Fatpumpar för lätt- och trögflytande vätskor.
Snäckpump
Snäckpumpen är en efterföljare till Arkimedes skruv, som är den äldsta kända pumpkonstruktionen av roterande
typ.
Figur 3.126 Snäckpumpens uppbyggnad och verkningsgrad.
Snäckpumpens rotor är försedd med gängformade "skovlar" av plåt. Gängan kan ha 1, 2 eller 3 ingångar. Rotorn
arbetar i en öppen ränna med cirkulärt tvärsnitt, som omsluter ca 3/4 av rotorns periferi.
Snäckpumpens axel bildar vanligen ca 30° vinkel med horisontalplanet, vilket innebär att rotorns längd blir
ungefär lika med dubbla uppfordringshöjden. Lyfthöjderna är måttliga och överskrider sällan 10 m.
96
Med ökande nominellt flöde följer ökande rotordiameter och minskande varvtal. Varvtalen rör sig om 20-80
r/min.
Uppfordringshöjden är praktiskt taget oberoende av flödet upp till ett maxflöde - max fyllnadsgrad.
Verkningsgradskurvan är flack. Enligt figur 3.126 reduceras verkningsgraden från fullast till 50 % flöde med ca
5 %.
Snäckpumpar användes vid pumpning av vätskor med innehåll av större fasta föroreningar t ex vid helt
obehandlat avloppsvatten. Låg uppfordringshöjd och stora flöden passerar snäckpumpen.
Som avloppspump är snäckpumpen självreglerande vid olika tillrinning. Då nivån i pumpsumpen sjunker,
reduceras automatiskt fyllnadsgraden i snäckpumpen och pumpflödet minskar.
Snäckpumpens fördelar kan sammanfattas.
•
•
•
•
Hög verkningsgrad
Flack verkningsgradskurva
Självreglerande vid varierande tillrinning
Okänslig för förorening
Snäckpumpen kan endast användas vid stora anläggningar med liten uppfordringshöjd.
Pitotrörspump
I pitotrörspumpens roterande hus accelereras den pumpade vätskan till en hög tangentiell hastighet. Hastighetens
storlek beror av formen hos skovlarna i husets väggar och av friktionskrafternas inverkan.
Figur 3.127 Pitotrörspump.
Förutsättes vätskans hastighet i nivå med pitotrörets mynning vara densamma som husets periferihastighet u, blir
pumpens teoretiska tryckökning
Ekv 3.48
Den första deltermen motsvarar den tryckökning, som vätskan erhållit på grund av rotationen, och den andra
uppbromsning vid pitotrörets mynning.
I ett vanligt fall reduceras tryckökningen av strömningsförluster och av ofullständig medrotation. Speciellt
viktiga ur förlustsynpunkt är skovlarnas och pitotrörets utföranden.
97
Vid små flöden och höga tryck - låga specifika varvtal - uppvisar centrifugalpumpar låga verkningsgrader
orsakade av stora hjulfriktionsförluster. Pitotrörspumpens verkningsgrad överträffar i detta område
centrifugalpumpens. Toppverkningsgrader av storleksordningen 50-60 % är uppnåbara.
Pitotrörspumpens prestandakurvor påminner om centrifugalpumpens. Överströmningsventil för skydd mot
trycköverbelastning erfordras ej och pumpen kan strypregleras.
Fördelaktiga egenskaper hos pitotrörspumpen är
•
•
•
Högt tryck i ett steg
God verkningsgrad vid små flöden
Ej krav på självsmörjande medium
Pitotrörspumpen kan ej konkurrera med centrifugalpumpen vid "normala" flöden. Den är ej lämplig vid
förorenade, slitande eller trögflytande vätskor. Kapaciteten rör sig om någon eller några hundra liter per minut
med tryck upp till ca 70 bar.
3.10 NORMER -STANDARD. FÖRESKRIFTER
Utvecklingeninom detta område strävar att nå en allt större internationallisering vilket ofta förlänger
handläggningstiden för nya produkter. Nedan återfinns namn och länkar till de viktigaste normutfärdande
organisationerna och myndigheterna som utfärdar föreskrifter inom pumpområdet:
Standards – normer
SIS
Sveriges Standardiseringskommission
SEK
Svenska Elektriska Kommissionen
SSR
Sveriges Standardiseringsråd
SSg
Skogsindustriella Standardiseringsgruppen
ISO
International Organization for Standardization
IEC
International Electrotechnical Commission
DIN
Deutsches Institut fur Normung
VDI
Verein Deutscher Ingenieure
VDMA
Verein Deutscher Maschinenbau-Anstalten
ASME
The Anerican Society of Mechanical Engineers
API
American Petroleum Institute
ANSI
American National Standards Institute
BSI
Brittish Standards Institute
www.sis.se
www.sekom.se
www.svenskstandard.org.se
www.ssg.se
www.iso.ch
www.iec.ch
www.din.de
www.vdi.de
www.vdma.org
www.mecheng.asme.org
www.api.org
www.ansi.org
www.bsi.org.uk
Föreskrifter
AV
EV
SRV
SP
Arbetsmiljöverket/Arbetarskyddsstyrelsen
Elsäkerhetsverket
Räddningsverket/Sprängämnesinspektionen
Statens Provnings- och Forskningsinstitut
98
www.av.se
www.elsak.se
www.sprangamnes.se
www.sp.se
3.11 PUMPVAL
Allmänna förutsättningar
Ett givet vätsketransportbehov ger direkt att volymflöde, uppfordringshöjd och vätskeegenskaper är bekanta. Det
första steget i pumpvalet är att analysera, de givna förutsättningarna beträffande variationer. Sålunda bör
följande uppgifter sammanställas:
•
•
•
•
•
Volymflöde min, medel och max. Helst bör volymflödets variation med tiden kännas,
t ex som ett varaktighetsdiagram.
Uppfordringshöjd min, medel och max.
Vätskeegenskaper vid normal drift, vid start och vid speciella förhållanden som t ex
rengörning av system eller provtryckning. Varierande vätskeegenskaper kan medföra
drastiskt olika uppfordringshöjder t ex p g a skillnader i viskositet vid driftsvarm och
kall vätska.
Variationer i volymflöde bestämmer hur många pumpar totalflödet skall delas upp på. Systemkurvans
(uppfordringshöjdens variation) utseende avgör sedan, om fördelningen skall ske på lika eller olika stora
aggregat. Stora variationer i vätskans flytförmåga kan medföra att t ex en turbopump omväxlande med en
förträngningspump skall användas vid låg resp hög viskositet.
Variationer i volymflöde och uppfordringshöjd bestämmer vilken typ av reglering, som skall användas. Pumpens
driftstid är därvid av stort intresse liksom verkningsgradens storlek vid en medeldriftspunkt, men däremot är max
data (= beställningsdata) mindre intressanta, då spetsbelastning ju sällan förekommer. Energikostnaderna vid
pumpning kan vara lika stora som en pumps anskaffningskostnad redan efter några månaders drift.
Uppställningsplatsen för pumpen påverkar pumpvalet mycket starkt. Uppställningen avgör dels kraven på
sugförmåga - NPSH och evakuering - dels själva uppställningens typ - torr, våt eller dränkbar. Utrymmesbehov
kan vidare ge en valsituation mellan horisontellt eller vertikalt utförande. Miljön vid uppställningsplatsen kan
medföra särskilda krav på pumpens drivanordning etc.
Vätskans viskositet liksom storlek på och halt av partiklar inverkar naturligtvis starkt, men även mer
"personliga" egenskaper hos vätskan som giftighet, explosionsbenägenhet,aggressivitet och gashalt är
synnerligen viktiga för pumpvalet.
Driftsäkerhet, reparationstider och underhållskostnader är viktiga faktorer, men svåra att bestämma såvida inte
erfarenhet finns från liknande pumpar. Det bör påpekas att de kostnader som uppstår genom produktionsbortfall i
dagens stora anläggningar kan bli så höga att de efter endast några timmar jämnar ut merpriset för driftsäkrare
pumpar. Vidare bör man försöka att vid utrustning av anläggningar i så stor utsträckning som möjligt klara sig
med få olika typer och storlekar, även om det i något fall skulle räcka med en något billigare pump. Dessa
merkostnader betalar sig med avseende på underhållskostnader och reservdelshållning.
För pumpen nödvändiga hjälpsystem bör beaktas vid pumpvalet. Själva pumpen måste ofta förses med skydd
mot torrkörning, mot överhettning vid körning mot stängd ventil och vid förträngningspumpar mot oavsiktlig
strypning. Axeltätningar behöver i många fall tätnings- eller kylvätska med rätt tryck och säkerställt flöde.
Utrymme och lyftanordningar för montering och demontering bör också finnas.
99
Pumpval vid lättflytande vätskor
Erfarenhetsmässigt kan lämpliga arbetsområden anges för olika pumptyper vid lättflytande vätskor enl. figur
3.129. Anskaffningskostnad, driftskostnad, livslängd och driftssäkerhet ger tillsammans en kompromiss.
Turbopumpar av olika utföranden täcker minst 80 % av alla pumpbehov. Undantag utgör mycket höga
tryckstegringar, volymflöden mindre än c:a 2 m3/h och hantering av vätskor med vissa "personliga" egenskaper.
Gränser mot viskösa vätskor ges av tabell 3.6 i nästa avsnitt och några synpunkter för förorenade vätskor ges i
därpå följande avsnitt.
Figur 3.129 Urvalsdiagram för olika pumptyper vid lättflytande vätskor.
Det bör observeras att val mellan olika pumptyper är förhållandevis enkelt. Det är bara i rena specialfall som helt
olika pumptyper kan komma ifråga. Urvalssystemet är ungefär följande:
•
•
•
•
•
För många specialområden finns specialkonstruktioner som då nästan utan undantag är de lämpligaste.
Några exempel på detta är VVS-pumpar och livsmedelspumpar.
I vissa gränsområden finns för turbopumpar valsituationer mellan enstegs- och flerstegspumpar. En
analys av verkningsgrad och driftskostnader å ena sidan och av driftsäkerhet å andra sidan ger då
tillräckligt beslutsunderlag.
Pumpvarvtalet utgör en ofta diskuterad parameter. Principiellt bör varvtalet väljas så högt att tillgängligt
NPSH i anläggningen utnyttjas. Eventuella farhågor om försämrad driftsäkerhet vid högre varvtal bör ej
föranleda ett lågt varvtal utan hellre skall ett högre varvtal sammanbindas med bättre specificerade
kvalitetskrav vid upphandling. Sådana krav kan t ex vara axelnedböjningar och kullagerlivslängd. Det
bör dock observeras att en högvarvig elmotor ofta har en högre ljudnivå än en lågvarvig.
I gränsområden mellan turbo- och förträngningspumpar inverkar pumpkarakteristikans form och sättet
för pumpreglering på valet. Båda pumptyperna har för övrigt specifika fördelar. Se vidare avsnitten 5.6
till 5.9 om olika pumpars utförande.
Ett för alla pumpar besvärligt problem är luft eller gas i vätskan. Turbopumpar får nedsatta prestanda
vid gashalter på sugsidan över c:a 1 volymprocent dock kan vissa speciella turbopumpar klara upp till 5
à 10%. Förträngningspumpar klarar här betydligt större halter. Enda begränsning är den tid, som en
förträngningspump kan torrköras helt eller ha en sporadisk fyllning.
100
Pumpval vid viskösa vätskor
•
Allmänt
Viskositeten för en vätska påverkar pumpvalet avsevärt. Inverkan beror på volymflödets och
uppfordringshöjdens storlek. I stort sett finns en viskositetsinverkan för pumpval vid volymflöden enl. tabell 3.6.
Tabell 3.6 Ungefärliga viskositetsgränser vid pumpval.
För viskositeter mindre än gränsvärdet mot lättflytande vätskor gäller de principer för pumpval, som angivits i
föregående avsnitt. I viskositetsområdet mellan detta gränsvärde och max värdet för turbopumpar kan både
turbopumpar och förträngningspumpar användas. Verkningsgraden för turbopumpar faller, när viskositeten ökas,
medan varje typ av förträngningspump har en viss bestämd viskositet som ger högsta verkningsgrad - figur
3.130.
Figur 3.130 Viskositetens inverkan på verkningsgrad för olika pumptyper.
Verkningsgraden för något större pumpar är avgörande för de totala pumpningskostnaderna och bestämmer då
direkt metodiken vid pumpval. Tre olika valsituationer uppträder:
•
•
•
Vid låg viskositet tillämpas principerna för lättflytande vätskor.
Vid medelhög viskositet kan både turbo- och förträngningspumpar användas. Förutom verkningsgrad
blir då bl a QH-kurvans form, sugförmåga, pumpmaterial och anskaffningskostnader avgörande.
Vid hög viskositet skall rätt typ av förträngningspump väljas
101
•
Turbopumpars data vid olika viskositeter
Analogt med strömning i rör kan ett Reynolds tal - Red - för turbopumpar definieras baserat på pumpens
geometriska dimensioner:
Ekv 3.50
l den mån dimensioner ej är kända kan andra Reynolds tal användas, som bara beror på prestanda:
Ekv 3.51
Ekv 3.52
där ReQ, Rep är på Q och H resp på p baserade Reynolds tal och
Q = volymflöde
p = tryckstegring
H = uppfordringshöjd
n = varvtal
ρ = densitet
g = 9,8065 m/s2
De tre olika Reynolds-talen får sinsemellan olika talvärden, som dessutom beror på enheten för varvtalet. l Rep
återfinns den för förträngningspumpar viktiga parametern från avsnitt 5.3.
Turbopumpars prestanda vid olika viskositeter kan uppskattas från omfattande provserier med hjälp av något av
de nämnda Reynoldstalen. Principiellt skall jämförda pumpar vara geometriskt likformiga, men tillgängligt
underlag är dock inte så omfattande att detta villkor kan uppfyllas. För normalt förekommande
prestandaområden kan omräkning ske med en förenklad metod enl figur 4.132 Figuren ger faktorer uttryckande
förhållandet mellan olika prestandastorheter vid viskös vätska och vid vatten - figur 4.131.
Figur 3.131
Pumpkurvor vid vatten – index W – och viskös vätska – index Z. Punkten med bästa verkningsgrad förskjuts
därvida från QWo till QZo.
102
Av figur 3.132 framgår även, att en pump inte alltid kan väljas vid bästa verkningsgrad (index o), Därvid sker
avläsning på de olika kurvorna för Q/Qo. Med samma figur kan även en "vattenkurva" omräknas till viskösa
vätskor. Gången blir då densamma som i exemplet under figuren, men i stället för QZ och HZ används QW resp.
HW.
Figur 3.132
Diagram för bestämning av korrektionsfaktorer till turbopumpars vattendata från givna värden för viskös
vätska QZ resp HZ.
Exempel: Givet är QZ = 170 m3/h, HZ = 30 m och viskositet 206 mm2/s = 206 * 10-6 m2/s.
Diagrammet ger kQ = 0,94; kH = 0,92 för 1,0 Q/Qo (dvs för bästa verkningsgrad) och kn = 0,64.
Pumpval skall nu ske efter vattendata med:
103
•
Förträngningspumpar för högviskösa vätskor
Vid höga viskositeter måste förträngningspumpars varvtal sänkas. Principiellt skall varvtal väljas omvänt
proportionella mot viskositeten, men detta medför att pumpen får för hög anskaffningskostnad. Som regel
minskar därför pumpvarvtalet omvänt proportionellt med viskositeten upphöjt till c:a 0,7.
Val av pumpar för förorenade vätskor
•
Pumpning av suspensioner
Redan vid partikelhalter över c:a 0,5 % kan pumpens livslängd påverkas starkt. För lätta partiklar t ex
pappersmassa hänvisas till det tidigare avsnittet om massapumpar. För tyngre partiklar bör vid partikelhalter över
c:a 3 viktsprocent pumpar med specialutföranden användas. Gränsdragningen är här givetvis beroende av
partiklarnas storlek, hårdhet och form. Gipsslam och krita är lätthanterat medan sand är besvärligt. Området
mellan pumpar för rena vätskor och specialpumpar för godstransport överbryggas med specialutföranden av
renvätskepumparna t ex halvöppna pumphjul för turbopumpar och specialmaterial för förträngningspumpar.
•
Spillvattenpumpar
Pumpens egenskaper skall formuleras med utgångspunkt från den vätska den skall pumpa. En modern
spillvattenpump skall vara utförd, för en om möjligt störningsfri pumpning, av det idag och 10 år framåt tänkbara
spillvattnet. En viss gradering av vattnet kan göras. Ytterligheterna är extrem glesbygd - storstadscity. Oavsett
ramen för spillvattendefinition gäller följande krav:
•
•
•
•
Minimal risk för igensättning (stockningsfrihet)
Hög driftsäkerhet (maskinellt)
Låga driftskostnader (energi och service)
Enkelt ubyte vid haveri
Sedan några år tillbaka används allt mindre definitionen stockningsfri som beskrivning av den önskade pumpen.
Med detta avsågs en pump utrustad med genomströmningshjul av kanaltyp. Tidigare kunde denna pumptyp i
förhållande till då producerat spillvatten anses uppfylla kraven för denna egenskap. Med dagens och framför allt
morgondagens spillvatten får pumpar med genomströmningshjul-kanalhjul-allt svårare att uppfylla egenskapen
stockningsfrihet.
Kanalernas storlek och utformning i förhållande till den i vätskan förekommande typen av föroreningar har
avgörande betydelse för pumpens förmåga att undvika igensättning. Utformning av ett kanalhjuls tvärsnittarea
varierar från rektangulär till cirkelformat. Det är osäkert om kanalformen har någon egentlig inverkan på hjulets
stockningsegenskaper. En cirkulär genomloppsarea kan antas erbjuda bättre egenskaper vid pumpning av
sfäriska föremål än ett hjul med kvadratiskt tvärsnitt. Vid textila föroreningar kan en rektangulär form vara det
bästa utförandet. Tillgänglig statistik från driftstopp på grund av igensättning av kanalhjul ger ingen ledning vid
utvärdering av olika hjulformer figur 3.133.
Figur 3.133 Olika kanalhjulstyper
104
Genomströmningshjul för spillvattenpumpar utförs vanligen med en eller två kanaler. Bortsett från hydrauliskt
konstruktiva skäl, vilka kan motivera olika antal kanaler, saknas även här säkra bedömningar av
genomsläppsförmågan hos respektive en- eller tvåkanalhjul. Osäkerheten är dock mindre än vid utvärdering av
tvärsnittsformer. Generellt kan påstås att två utlopp från pumphjulet är bättre än ett under förutsättning att den
tillgängliga arean hos varje kanal är av acceptabel storlek. Vad som är acceptabel storlek på en kanalarea är
givetvis beroende av storleken och karaktären hos föroreningarna i spillvattnet. Vissa riktvärden har fått fäste i
specifikationer vid upphandling. Ofta anges area motsvarande sfäriskt genomlopp 75 mm för mindre pumpar och
genomlopp 80 mm eller 100 mm för större pumpar. I några fall förekommer önskemål om en genomloppsarea
lika stor som tryckledningen. Den lilla pumpen med genomlopp 75 mm kan alltså accepteras för pumpning av
samma vatten där en större pump ej kan accepteras med en area understigande genomlopp 100 mm. Fixeringen
kring dessa värden har sin sannolika grund i att OH-kurvans storlek i förhållande till de idag använda motorvarvtalen ej ger utrymme för större pumphjul.
Pumphjulets varvtal har en avgörande inverkan på genomströmningshjulets totala volym och därmed på
storleken hos genomloppsarean. Med hjälp av affinitetslagarna kan påvisas att en given pump med varvtalet n,
vid dubbla varvtalet får sitt flöde fördubblat och sin uppfordringshöjd ökad 4 ggr medan effektbehovet ökar 8
ggr. För pumpar med små flöden och måttliga tryck måste varvtalet bestämmas med utgångspunkt för minsta
tillåtna genomloppsarea. Varvtalet påverkar i stor utsträckning dimensioneringen av genomloppsarean hos
genomströmningshjul. Däremot är varvtalet i sig utan betydelse för pumpens förmåga att pumpa föroreningar.
Friströmspumpen är genom sin hydrauliska konstruktion oberoende av varvtalet. Pumphjulet har som enda
funktion att sätta energi till vätskan och kan dimensioneras utan hänsyn till genomloppsarean. Det låga,
symmetriska pumphjulet ger en obetydlig nedböjning av rotoraxeln. Detta medför ökad livslängd för axeltätning
och lager. För normalt spillvatten kan friströmspumpen betecknas som stockningsfri.
Val av stockningsfri pump innebär en kompromiss mellan stockningsfrihet och energiförbrukning.
Erfarenhetsmässigt utgör friströmspumpar det optimala valet upp till en storlek c:a 5 kW och upp till c:a 10 kW
vid avlägset placerade pumpstationer. Resekostnader för rensning och underhåll påverkar optimum mycket
starkt. Framtidens spillvattenpumpar kommer sannolikt att domineras av dränkbara högvarviga friströmspumpar
ända upp till effekter på 30 kW. För större pumpar kommer dominansen för genomströmningspumpar att
bibehållas.
105