Obniżenie żywotności pompy związane z pracą, z wydajnością różną od optymalnej, jest spowodowane występowaniem w przepływie prądów powrotnych oraz lokalnych oderwań strugi wynikających z niedostosowania prędkości i kierunku przepływu do geometrii łopatek wirnika, i jeśli występuje, kierownicy. Dodatkowo, zwiększanie wydajności ponad zalecany zakres lub lokalne przyspieszanie cieczy, powoduje obniżenie ciśnienia do wartości ciśnienia parowania i w konsekwencji tego, wytrącanie pęcherzyków pary z cieczy nazywane kawitacją. Kawitacja może wystąpić również jako skutek bardzo silnego zawirowania ze względu na wysoką prędkość i obniżanie się ciśnienia wewnątrz wiru. Pojawianie się pęcherzyków pary nie zagraża pracy pompy, jednakże powoduje obniżenie generowanej wysokości podnoszenia. Przetłocznie cieczy z wytrąconą parą wodną do strefy wyższego ciśnienia powoduje zanikanie wyodrębnionego gazu. Proces implozji pęcherzyków jest bardzo gwałtowny i następuje z bardzo wysoką częstotliwością (~25kHz [12]) powodując wzrost hałasu oraz drgań. Dodatkowo, zapadający się pęcherzyk, wytwarza mikro strugę, która może uderzać o ściany układu przepływowego powodując ich przyspieszoną erozję. Zjawisko kawitacji można podzielić na trzy fazy. W pierwszym stadium, mimo że, w przepływie pojawia się nieznaczna ilość pęcherzyków, nie zaburza parametrów pompy, jednakże przyspiesza jej zużycie. W drugiej, następuje obniżenie generowanej wysokości podnoszenia oraz zauważalne zwiększanie hałasu i drgań wiążące się ze znacznym skróceniem bezawaryjnej pracy. W trzeciej fazie następuje silne obniżenie parametrów energetycznych, co praktycznie uniemożliwia normalną pracę pompy.

Konsekwencją ww. zjawisk jest występowanie podwyższonych drgań układu mechanicznego pompy co przekłada się na skrócenie czasu eksploatacji. W zależności od lokalnych warunków pracy oraz odporności konstrukcyjnej pompy, przyspieszone zużycie może dotyczyć pierścieni ślizgowych uszczelnienia mechanicznego i łożysk tocznych oraz powodować erozję ścian elementów przepływowych. Możliwym jest również nałożenie się kilku przyczyn i skutków występowania drgań co w konserwacji bardzo silnie obniża czas eksploatacji pompy

A – główna magistrala zasil. DN500
B – umowny punkt pocz.ruroc. ssawnego
C – rurociąg DN400
D – zwężka niesym. DN400/DN250
E – zasuwa motylowa DN250
F – kompensator DN250
G – kolano hamburskie „3D”, DN250
H – manowakuometr
I – odcinek uspakajający DN250
J – umowny punkt końca ruroc. ssawnego
3-Z – pomiar drgań, łożysko 3
4-Z – pomiar drgań, łożysko 4
5-X – pomiar drgań, spirala

W związku z powyższym, zaistniało podejrzenie dużego spadku ciśnienia na odcinku kontrolnym, tj. od wylotu z głównej magistrali zasilającej (B, Rys. 1) do wlotu do pompy (J). Jednakże, obserwacje zamontowanego na rurociągu ssawnym manowakuometru (H), dla obu wartości poziomu lustra wody, wskazywały ciśnienia manometryczne odpowiednio wynoszące pm1=~+0.2÷0.4 bara oraz pm2=~+0.6 bara. Zainstalowana pompa charakteryzowała się wymaganą nadwyżką antykawitacyjną wynoszącą NPSHRpp=5 m co oznacza, że powinna prawidłowo pracować przy ciśnieniu manometrycznym do pm=~ - 0.4 bara. Celem znalezienia przyczyny nagłego spadku ciśnienia za manowakuometrem oraz zilustrowania obrazu przepływu przeprowadzono analizy numeryczne CFD. Zdyskretyzowaną zgodnie z zasadami modelowania matematycznego geometrię 3D układu, zaimplementowano do komercyjnego kodu obliczeniowego ANSYS Fluent i przeprowadzono symulacje przepływu w stanie ustalonym [3].

W wyniku przeprowadzonych badań numerycznych uzyskano mapy ciśnienia statycznego w przekroju wzdłużnym rurociągu ssawnego (Rys. 3.) oraz wyznaczono spadek wysokości ciśnienia na odcinku kontrolnym (B÷J). Strata wysokości ciśnienia wynosiła hlos=1.2 m (Rys. 3.), stąd po odniesieniu się i uwzględnieniu ciśnienia zmierzonego na manowakuometrze (H), bezpośrednio przed wlotem do pompy (J), panowało ciśnienie manometryczne odpowiednio pI1=~+0.1÷0.3 bara dla poziomu hp1=1.9 m oraz pI2=~+0.5 bara dla hp2=4.5 m. Uzyskane wyniki, pozornie wykluczyły możliwość pracy w I stadium kawitacji co potwierdza Rys. 3

Kolejnym etapem poszukiwań było sprawdzenie jakości przepływu w rozpatrywanym odcinku (B÷J). Trajektorie cząstek cieczy pokazano na Rys. 4a. Ciecz z głównej magistrali zasilającej DN500 wpływała do rurociągu DN400 w taki sposób, że część czynna przekroju, którym płynęła ciecz, została pomniejszona do wymiaru odpowiadającemu typowielkości rurociągu ~DN250. Spowodowane to było recyrkulacją, która zawężała przekrój czynny. W następstwie tego, ciecz w rurociągu płynęła z większą prędkością niż wynika to z przekroju rurociągu, a po przepłynięciu przez kolano (G), powodowała znaczną nierównomierność pola prędkości w przekroju kontrolnym (B÷J, rys. 4b) oraz w króćcu ssawnym pompy (J, żółty kolor płaszczyzny - Rys. 1). Uzyskany numerycznie profil prędkości, dla przepływu w stanie ustalonym przedstawiono na Rys.4b. Z uwagi na to, że towarzysząca przepływowi, fizyka zjawisk była zmienna w czasie, przeprowadzono kolejną symulację numeryczną przepływu w stanie nieustalonym. Symulowano t=4.1 sekundy przepływu, a wynik przedstawiono w postaci 4 map prędkości, odczytanych w przekroju (J). Opracowane wyniki umożliwiły przedstawić zmiany profilu prędkości uzależnione od czasu. Analizując uzyskany profil prędkości cieczy dopływającej do króćca ssawnego pompy, zauważono znaczne podwyższenie prędkości (vIP≥~4,4 m/s) w prawej połówce wlotu do pompy (P, Rys. 5a), i obniżenie prędkości w lewej części (L) wlotu (vIL=~3.5 m/s). Dodatkowo, struktura profilu, zmieniała się w czasie, powodując jego niestabilność zilustrowaną na Rys. 5b.

Na podstawie przeprowadzonych symulacji i analiz, z uwzględnieniem lokalnych warunków zabudowy, przebudowano rurociąg po stronie ssawnej pompy. Rozpatrywany odcinek kontrolny, wraz z kolanem, wykonano w wielkości DN400, a dopiero przed wlotem do pompy zastosowano niesymetryczny konfuzor. Wizualizację map prędkości w tym przekroju, uzyskaną za pomocą obliczeń numerycznych, zilustrowano na Rys. 8a i 8b. Profil prędkości w przekroju wlotowym do pompy został wyrównany, a różnica prędkości minimalnej i maksymalnej wynosiła tylko ΔvI=~0.3 m/s. Z uwagi na to, że nie było możliwości przebudowy połączenia głównej magistrali zasilającej (A) z rozpatrywanym odcinkiem rurociągu ssawnego, strefa recyrkulacji w obszarze (B) nie została wyeliminowana. Jednakże, celem nadrzędnym, oraz możliwym do zrealizowania w przedstawionym układzie, było wyrównanie profilu prędkości na wlocie do pompy (Rys. 8a i 8b) co zostało osiągnięte poprzez obniżenie prędkości w kolanie i armaturze, a ciecz przyspieszono dopiero przed wlotem do pompy. Potwierdzeniem słuszności prowadzonych badań była weryfikacja na docelowym stanowisku pracy agregatu pompowego. Wdrożenie zaproponowanego rozwiązania konstrukcyjnego przedstawiono na Rys. 9 i całkowicie wyeliminowało problem.