Den sistnämnda huvudgruppen består av sådana utföranden, som inte låter sig inordnas varken bland turboförträngnings-

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. Figur 3.5 Pumpbeteckningar Ekv. 3.1 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 η h. 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 η v. 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 c 1 vid radien r 1. Vätskan lämnar pumphjulet vid radien r 2 med hastigheten c 2. 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 w 1 till w 2. Därigenom kommer även absoluthastigheten c 2 vid hjulutloppet att avvika från anströmningshastigheten c 1. Absoluthastighetens komponent i tangentiell led, dvs i periferi hastighetens riktning betecknas c u. 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 M v 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 I sk) 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 Om strömningen genom pumpen vore förlustfri ηh = 1), skulle den teoretiska uppfordringshöjden Ekv 3.12 Ekv 3.13 erhållas. Med ledning av figur 3.7 blir eller Ekv 3.14 Vinkeln β 2, 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 H teor genom de hydrauliska förlusterna h f. 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 h f. Genom att subtrahera h f från H teor erhålles pumpens verkliga QHkurva vid konstant varvtal - figur 3.8. Beroende på olika värden på de parametrar, som ingår i H teor och h f, 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 n q, definierat av sambandet Ekv 3.15 25

Observera att n q icke är dimensionslöst och därför har olika talvärden i olika sortsystem. I ord kan n q definieras som det mekaniska varvtalet, för en med den betraktad likformig pump, som med likformiga hastighetstrianglar ger volymströmmen 1 m 3 /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 η hj och den volymetriska verkningsgraden η v 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 (p s 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<Q 0) 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 = p g glidhastighet mellan detaljer = v g ett beroende av friktionskoefficienten = µ 31

eller med den inom slitageteorin vanliga ansatsen med p g -värden: slitage ~ p g v g värmeutvecklingen per ytenhet är = µ p g v g Tekniken att skapa "slitagevänliga" förträngningspumpar blir närmast att reducera produkten p g v g. Att välja v g lågt ger, som tidigare antytts, klumpiga konstruktioner; lösningen kan då bara vara att reducera p g. 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: och för effektbehovet P Ekv 3.25 Ekv 3.26 33

Verkningsgraden η avser totalverkningsgraden. Av särskilt intresse för förträngningspumpar är den volymetriska verkningsgraden η v 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 - η v - skiljas från sådana minskningar, som beror på vätska och pumpinstallation. För inflödet Q in till pumpen fås därmed: där Q avser volymflödet vid gasfri vätska. Utflödet mätt i volymenheter blir givetvis mindre än inflödet pga gasens kompression* Ekv 3.28 * 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 3.26- avgör 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 H max /H o med ungefärliga värden 1,1 till 1,3. Punkten Q o, 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 h s över nedre vätskeytan, är strömningshastigheten c s. 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 h fs, dels av faktorer, som sammanhänger med pumpens konstruktion. De senare utgöres av den lokala trycksänkningen p och strömningshastigheten vid sugstutsen c s. För att undvika kavitation gäller det att se till att p min är större än vätskans ångbildningstryck p å. 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 p os och vätskans ångbildningstryck p å mätt i meter vätskepelare. Utgående från definitionen erhålles efter omskrivning av p os 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 (NPSH tillg ). Om man i en anläggning exempelvis ökar den geodetiska sughöjden hs, kommer NPSH tillg att minska. Samtidigt sjunker p min enligt ekvation 3.30 och kavitationsrisken ökar. Kavitation inträder då p min = p å. 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 NPSH erf bestäms av pumpens konstruktiva utformning, lämnar pumptillverkaren uppgift om storleken av NPSH erf 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 h s. 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/cm 2 undertryck b) trycket i behållaren sänkes så att vattnet börjar koka. Lösning Enligt ekvation 3.38 är 50

Exempel 3 Lösning 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 NPSH erf - 2,4 och 6 m vp. 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