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액체를 취급하는 펌프의 종류를 형식별로 대별하면 다음과 같으며, 또한 이것은 구조에 따라 “입축” “횡축” “편흡입” “양흡입” “윤절형(輪切形)” ”수평 분할형” 단,다단” “고정익” “가동익”등으로 세분할 수 있다.
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펌프의 성능을 표시하는 수단으로서 성능곡선도가 있다. 펌프성능 측정방법은 KS B 6301에 규정되어 있다. 펌프의 성능곡선은 펌프의 규정회전수 (부하 변동에 따라서 다소는 변동이 생기지만 거의 일정하다)에서의 토출량과 전양정, 펌프효율, 소요동력 등의 관계를 나타내는 것으로 그림 2.1에 그 예를 나타내었다.
운전범위
토출량 大 → 전양정 감소
토출량 小 → 전양정 증가
토출량 0(ZERO) → 유효일 0
→ 열로 낭비, 과열현상 발생
최고효율점(설계점) 운전이 합리적임.
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비속도 ( Ns ) 란 ?
비속도는 회전차의 상사성 또는 펌프특성 및 형식결정 등을 논하는 경우에 이용되는 값이다. 회전차의 형상치수 등을 결정하는 기본요소는 펌프 전양정, 토출량, 회전수 3가지가 있고, 비속도는 다음식에서 구해진다.
여기에서,
N = 펌프회전수(rpm)
Q = 토출량(㎥/min)
H = 전양정(m)
비속도는 어떤 펌프의 최고 효율점에서의 수치에 의해 계산하는 값으로 정의되며, 그 점에서 벗어난 상태의 전양정 또는 토출량을 대입하여 구하여도 된다는 의미는 아니다. 단, 토출량에 대해서는 양흡입 펌프인 경우 토출량의 ½이 되는 한쪽의 유량으로 계산하고, 전양정에 대하여는 다단펌프인 경우 회전차 1단당의 양정을 대입하여 계산하여야 한다. |
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펌프의 상사법칙
서로 기하학적으로 상사인 펌프라면 회전차 부근의 유선방향, 즉 속도 삼각형도 상사로 되어 두 개의 펌프의 성능과 회전수, 회전차 외경과의 사이에 다음 관계가 성립한다.
여기서,
L : 소요동력
n : 펌프 회전수
D : 대표치수(예를 들면 회전차 외경)
 : 펌프 효율
주) 펌프의 회전수 변화에 따라 기계손실의 비가 다르게 되지만, 근사적으로  이 성립된다.
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회전수를 변화시키면 펌프성능은 일정한 법칙에 따라서 변화한다. 펌프효율도 어느 정도 변화하지만 일반적으로 기준회전수의 20%정도의 변동 범위에서는 그 효율변화는 미소한 것으로 무시 하여도 좋다. 회전수가 n에서 n’로 변화하면 전양정 및 동력곡선은 그림2.7, 2.8과 같이(Ⅰ), (Ⅱ)에서 (Ⅰ’), (Ⅱ’)로 변화하고, 회전수 n의 경우의 특성곡선도 상의 상태점을 전양정 H, 토출량Q, 소요동력L 및 필요흡입 수두를 NPSHre라고 하면 이것에 대응하는 n’의 경우의 상태점 H’, Q’, L’ 및 NPSHre’는 펌프의 상사법칙에 의하여 다음과 같이 주어진다.
토 출 량 Q’ = Q x ( n’ / n ) (2. 5)
전 양 정 H’ = H x ( n’ / n )^2 (2. 6)
동 력 L’ = L x ( n’ / n )^3 (2. 7)
필요흡입수두 NPSHre’ = NPSHre x ( n’ / n ) ^2 (2. 8)
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그림 2.7 동력특성
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그림 2.8 전양정특성 |
그림 2.9 | |
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현재 가지고 있는 펌프의 성능이 현장의 사정에 맞지 않아서 펌프성능을 줄일 필요가 있는 경우에는 전술한 바와 같이 펌프의 회전수를 내리면 펌프 성능을 변경하는 것이 가능하지만, 그 외의 방법으로서 회전수를 변화시키지 않고 회전차의 외경 가공에 의해서도 목적하는 바를 얻을 수 있다.
토 출 량 비 Q / Q’ = ( D / D’ )^2 (2. 9)
전 양 정 비 H / H’ = ( D / D’ )^2 (2. 10)
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그림 2.10 회전차 외경 가공 |
그림 2.11 외경 가공과 성능 변화 |
회전차 외경가공 (D → D’)
회전차 형상에 따라 상이(원주속도,깃의 간섭길이, 회전차 출구폭, 출구각의 변화에 유의)
터빈펌프는 깃만 가공하는 것이 좋음. 축류(프로펠라)펌프는 깃 각도 조정, 사류펌프는
회전차 입출구 끝을 연결하여 만나는 P점을 통과하게 한다.
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기포의 발생
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액체의 압력이 그 온도의 포화증기압 이하로 내려가면 액체의 내부에서
증발하여 기포가 생김
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캐비테이션
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펌프 내부에서도 흡입양정이 높거나, 유속의 급변 또는 와류의 발생, 유로 에서의 장애 등에 의해 압력이 국부적으로 포화증기압 이하로 내려가 기포가 생성되는 현상이 일어날 수 있는데 이 현상을 캐비테이션이라고 함
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이 상 현 상
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펌프에서는 회전차 입구부에서 발생하는 경향이 크며, 생성된 기포가
액체의 흐름에 따라 이동하여 고압부에 이르러 갑자기 붕괴하는 현상이
되풀이 됨에 따라 펌프의 성능은 저하되고, 진동 및 소음을 수반하며,
나중에는 양수 감소 또는 양수불능이 된다.
또한, 캐비테이션이 오랜 시간동안 계속되면 기포가 터질때 생기는 충격의 되풀이에 의한 재료의 손상이 발생한다. 이와 같이 캐비테이션의 발생은 펌프의 성능저하, 재료의 손상 등 해로운 영향이 있기 때문에 캐비테이션 발생이 방지되도록 흡입조건의 결정에 각별한 주의가 필요하다.
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기포의 생성→ 파괴
기포의 붕괴압력 !!!
“300㎏/㎠”
(Haller의 측정치) |
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캐비테이션은 액체의 압력이 포화증기압 이하로 되면 생기는 것이므로 캐비테이션의 발생을 막는 데는 펌프내에서 포화증기압 이하의 부분이 생기지 않도록 하면 된다. 이를 위해서는 펌프의 흡입조건에 따라 정해지는 유효 흡입수두(NPSHav) 및 흡입능력을 나타내는 필요 흡입수두(NPSHre)에 대하여 생각해 볼 필요가 있다. 여기서 NPSH는 Net Positive Suction Head의 약어이다.
유효 흡입수두(NPSHav)
펌프가 설치되어 사용될 때, 펌프 그 자체와는 무관하게 흡입측의 배관 또는 System에 따라서 정하여지는 값으로 펌프 흡입구 중심까지 유입되어 들어오는 액체에 외부로 부터 주어지는 압력을 절대압력으로 나타낸 값에서 그 온도에서의 액체의 포화 증기압을 뺀 것을 유효 NPSH라 한다.
NPSHav 의 계산식
NPSHav=hsv=Ps/γ - Pv/γ± hs - fVs²/2g (2.15)
여기서,
hsv : 유효흡입 헤드(m)
Ps : 흡수면에 작용하는 압력(Kgf/㎡ abs)
Pv : 사용온도에서의 액체의 포화 증기압 (Kgf/㎡ abs)
γ : 사용온도에서의 단위체적당의 중량 (Kgf/㎡)
hs : 흡수면에서 펌프기준면(그림 2.15 참조)까지 높이(m),
[흡상되면 음(-), 가압되면(+)]
fVs²/2g : 흡입측 배관에서의 총손실 수두(m)
식(2.15)에 의하면 NPSHav은 hs가 일정하다고 가정하면 토출량이 증가하거나, 흡입측의 배관 길이가 길어지는 만큼 작아져서 캐비테이션에 대한 위험도가 높아진다.
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흡상배관의 경우(액면에 대기압이 작용하고 있을 때)
여기서, Pa : 대기압 (1.03 Kgf/c㎡ · abs)
Pv : 액체의 포화 증기압 (Kgf/c㎡ · abs)
γ : 액체의 비중량 (Kg/ℓ)
hs : 흡입 실양정(m)
hl : 흡입 배관 손실(m) |
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가압되는 배관의 경우(액면에 대기압이 작용하고 있을 때)
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흡입수조가 밀폐되어 있는 경우
여기서, Pg : 흡입수조내의 압력 (Kgf/c㎡?gauge)
*. 흡입 Tank 압력이 포화증기압과 같은 경우는
 로 계산된다. |
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절대압력과 GAUGE 압력의 관계
압력의 표시에는 진공을 “0”으로 하는 절대압력과, 대기압을 “0”으로 하는 GAUGE 압력이 있다.
통상적으로는 GAUGE 압으로 표시하지만, 포화증기압력 등은 절대압력으로 표시하고 있다.
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절 대 압 력 |
GAUGE 압 력 |
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(Kg/cm2·a) |
(mAq) |
(Torr) |
(Kg/cm2·G) |
(mAq) |
(mmHg) |
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정압(+)
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2.03 |
20.3 |
1498 |
1.0 |
10.0 |
738 |
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대 기 압
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1.03 |
10.3 |
760 |
0
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부압(-)
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0.4 |
4.0 |
295 |
-0.63 |
-6.3 |
-465 |
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절대진공 |
0
|
-1.03 |
-10.3 |
-760 | |
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회전차 입구 부근까지 유입 되어지는 액체는 회전차에서 가압 되기 전에 일시적인 압력 강하가 발생 하는데 이에 해당하는 수두를 필요흡입양정(NPSHre)라 한다. 이때의 펌프 흡입측의 압력분포를 알아보면 그림 2.19와 같으며, NPSHre는 그림에서의 a-c'의 높이에 해당되며, 이 값은 시험에 의해서만 구할 수 있고, 다만 설비 계획단계에서 Thoma의 캐비테이션 계수 또는 흡입비속도로 대략 추정해 볼 수 있다. 실험에 의한 방법은 그림2.20에 나타낸 바와 같이 펌프 운전시의 흡입 압력을 점차 내려가면서 각각의 토출량에 대한 펌프 전양정의 저하가 3% (△H/H=0.03)가 되는 경우의 흡입조건에서 계산한다.
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 ← 설비계획 단계에서 NPSHre를 대략 추정 |
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흡입비속도에 의한 방법
NPSHre (Hsv)는 회전차 입구에서의 감압량을 의미하며, 일종의 부의 양정으로 고려되는 값으로 Hsv 와 Q, n과의 사이에는 다음식의 관계가 성립한다.
단, Q는 최고 효율점의 토출량이며 양흡입 펌프인 경우에는 1/2을 잡는다. Q를 ㎥/min, Hsv를 m, n을rpm으로 나타냈을 때 일반설계를 한 펌프에서는 S의 값은 Ns에 무관하게 대략 1200∼1300으로 채용함이 바람직하다. S=1300인 경우의 n과 Q에서 NPSHre를 구하는 선도를 그림 2.21에 나타내었다.
 그림 2.21 Q, n에 따른 NPSHre |
S=1300 이외의 경우는 그림2.22 상의 계수를
곱하여 다음과 같이 구할 수 있다.
NPSHre’= β x NPSHre
여기서
NPSHre' : 구하고자 하는 필요 유효흡입 수두
NPSHre : S=1300의 경우의 유효흡입 수두
β : 필요 유효흡입 수두 환산계수 |
 그림 2.22 NPSHre 환산계수 | |
| ← 설비계획 단계에서 NPSHre를 대략 추정 |
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캐비테이션 계수(Thoma 계수) 의한 방법
펌프 전양정을 H, 그 점에서의 필요 흡입양정을 Hsv로 표시하면 Thoma 계수(σ)는 다음과 같이 된다.
여기서의 캐비테이션 계수 σ 값은 실험에 의해 구해지는 값이다.
단, 다단 펌프의 경우에는 첫째단 회전차의 전양정으로 한다. 그러나 σ의 값은 일반적인 설계인 경우에 대하여는 S에 의해 대략 정해지는데 그림 2.23과 같이 된다.
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안전운전 조건 |
캐비테이션의 발생없이 펌프를 안전하게 운전하기 위해서는 펌프 입구
직전에서의 전압력을 액체의 포화증기압 보다도 [ 필요NPSH x (1 + α )] 에 상당하는 압력 이상으로 높일 필요가 있으므로, 운전범위 내에서 항상
[ NPSHav > NPSHre x (1 + α )] 의 관계를 유지하여야만 한다.
일반적으로 α 의 값으로 α ≥ 0.3 (단, NPSHre x 0.3 ≥0.5) 을 채용하는
것이 바람직하다. |
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안 전 운 전 |
사용 가능범위 → A 점에서 좌측
사용 불가능 범위 → A 점에서 우측 |
주 의 !!!
경우에 따라서는 부분유량 범위에서 NPSHre 가 증가하는 경우도 있다. |
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 ← 펌프의 설비계획 및 사용시 캐비테이션을 방지 |
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1. |
펌프의 설치위치를 가능한 한 낮게 하고, 흡입손실수두를 최소로 하기 위하여 흡입관을 가능한 한 짧게 하고, 관내 유속을 작게하여 NPSHav를 충분히 크게 한다. |
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2. |
NPSHav ≥ 1.3 ×NPSHre가 되도록 한다. |
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3. |
횡축 또는 사축인 펌프에서 회전차 입구의 직경이 큰 경우에는 캐비테이션의 발생 위치와 NPSH 계산상의 기준면과의 차이를 보정하여야 하므로 NPSHav에서 흡입배관 직경의 1/2을 공제한 값으로 계산한다. |
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4. |
흡입수조의 형상과 치수는 흐름에 과도한 편류 또는 와류가 생기지 않도록 계획하여야 한다. |
|
5. |
편흡입 펌프로 NPSHre가 만족되지 않는 경우에는 양흡입 펌프로 하는 경우도 있다. |
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6. |
대용량펌프 또는 흡상이 불가능한 펌프는 흡수면보다 펌프를 낮게 설치하거나 입축펌프로 선택하여 회전차의 위치를 낮게하고, Booster펌프를 이용하여 흡입조건을 개선한다. |
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7. |
펌프의 흡입측 밸브에서는 절대로 유량조절을 해서는 안된다. |
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8. |
펌프의 전양정에 과대한 여유를 주면 사용 상태에서는 시방양정보다 낮은 과대 토출량의 범위에서 운전되게 되어 캐비테이션 성능이 나쁜점에서 운전되게 되므로, 전양정의 결정에 있어서는 실제에 적합하도록 계획한다. |
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9. |
계획 토출량 보다 현저하게 벗어나는 범위에서의 운전은 피해야 한다. 양정변화가 큰 경우에는 저양정 영역에서의 NPSHre가 크게 되므로 캐비테이션에 주의하여야 한다. |
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10. |
외적 조건으로 보아 도저히 캐비테이션을 피할 수 없을 때에는 임펠러의 재질을 캐비테이션 괴식에 대하여 강한 재질을 택한다. |
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11. |
이미 캐비테이션이 생긴 펌프에 대해서는 소량의 공기를 흡입측에 넣어서 소음과 진동을 적게 할 수도 있다. | |
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이 상 현 상 |
펌프 운전중에 압력계기의 눈금이 어떤 주기를 가지고 큰 진폭으로 흔들린다.
토출량도 어떤 범위에서 주기적인 변동이 발생한다.
흡입 및 토출 배관의 주기적인 진동과 소음을 수반한다. |
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발 생 조 건
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펌프의 H-Q곡선이 오른쪽 위로 향하는 산(山)형 구배특성을 가지고 있다.
펌프의 토출 관로가 길고, 배관 중간에 수조 또는 기체상태의 부분 (공기가 모여 있는 부분) 이 존재한다. (그림 2.32 참조)
기체상태가 존재하는 부분의 하류측 밸브 B 에서 토출량을 조절한다.
토출량 Q₁이하의 범위에서 운전한다. |
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방 지 법
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펌프의 H-Q 곡선이 오른쪽 하향 구배특성을 가진 펌프를 채용한다.
유량 조절밸브의 위치를 펌프 토출측 직후에 위치시킨다 (밸브 A로 조정한다).
바이패스관을 사용하여 운전점이 펌프의 H-Q 곡선이 오른쪽 하향 구배 특성 범위에 있도록 한다.
배관중에 수조 또는 기체 상태인 부분이 존재하지 않도록 배관한다. |
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펌 프 형 식
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일반적으로 원심펌프 (체절축동력비 < 1) |
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기 동 특 성
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펌프가 정지상태에서 정규 회전수로 도달할 때 까지의 소요동력은 회전수의 약 3승에 비례 하여 증가한다.
정격 회전수에 도달하면 펌프의 체절 축동력과 일치한다.
소요 토르크는 회전수의 약 2승에 비례해서 증가하며, 체절점에서 체절축동력에 대응되는 체절 소요토르크 (T2) C 점과 일치한다.
- T1 : 정지마찰 및 회전체의 관성을 이기기 위한 토르크(정격 토르크 T3 의 10~30% 정도)
- T2 : 회전수 100% 인 시점 ( B → C : 수력토르크 특성)
- T3 : 토출량 100% 인 시점 ( C → D : 축동력 토르크 특성) |
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펌 프 형 식
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일반적으로 원심펌프 (체절축동력비 < 1) |
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기 동 특 성
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부분속도 n’ 부터 송수가 시작된다 (변곡점 D).
100% 속도로 되면 정격유량이 흐르기 때문에 소요토르크가 정격토르크 T3 로 된다.
전폐 기동시 보다 원동기 부담이 커짐. |
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펌 프 형 식
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축류펌프 |
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기 동 특 성
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축류펌프에서는 정격 송수중의 토르크 T3 가 정격속도 일때가 체절 부근에서의 소요토르크 T2 보다도 작기때문에 밸브를 전개한 상태로 기동하는 편이 원동기의 부담을 줄일 수 있다. |
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소 비 열
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펌프 토출량이 0 또는 극소의 상태에서 운전하면 펌프의 효율이 현저하게 저하되고, 원동기 에서 나오는 동력의 대부분은 열로되어 수온이 상승한다.
[펌프의 구동동력 → 유효일 + 기계손실 + 양액을 가열시키는 소비열] |
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온 도 상 승
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일정량의 토출량 까지는 온도상승 비율이 급격히 감소.
압력에 비례하여 커진다.
동일 압력에서는 회전수가 증가하면 펌프가 작아지므로 온도상승은 커짐. |
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온도상승의
영향
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심한 열변형을 발생시킨다.
증기를 발생시켜 캐비테이션의 원인.
내부 섭동 부분의 고착 원인.
극한적인 경우 증기 폭발의 원인. (1987년 부산, 덕천가압장) |
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방지대책
- 상시 Relief 밸브 설치
- 자동밸브 부착 Check 밸브를 사용
- 유량을 검출하여 Relief 밸브를 작동
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실양정이
일정한 경우
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운전점 : H-Q 곡선과 관로저항곡선 R 과의 교점 A
사용후의 경년변화에 의해 관로저항곡선이 R’로 바뀌면 B |
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실양정이
변하는 경우
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운전점 : H-Q 곡선과 R, R’ 곡선이 만나는 범위
배수펌프장 등에서 많이 볼 수 있다. |
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밸 브 제 어
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운전점 : H-Q 곡선과 각 저항곡선이 만나는 점.
토출밸브의 개도를 조절하여 관로저항곡선 R 을 변화시킨다. |
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속 도 제 어 |
운전점 : A1 → B2 → B3
새로운 H-Q 곡선(n1, n2, n3) 과 저항곡선과의 교점 |
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수동력이란 펌프 양수시의 이론동력.
축동력이란 수동력에 펌프내에 생기는 손실동력을 감안한 것.
여기서,
Pw : 수동력 (kW )
P : 펌프 축동력 (kW )
γ : 취급액의 비중 (g/㎤)
Q : 펌프 토출량 (㎥/min)
H : 펌프전양정 (m)
ηp : 펌프효율
펌프효율
KS 규격에 펌프 표준효율에 대해 규정되어 있지만, 펌프 효율은 메이커마다 조금씩 다르기 때문에 메이커이 문의하는 것이 바람직하다.
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원동기 소요 출력
펌프의 구동기에 사용하는 원동기의 소요출력은 다음과 같이 결정한다.
여기서,
Pm : 원동기 소요 출력 (kW)
α : 여유율 (표 4.13 참조)
η : 전달효율 (표 4.14 참조)
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원동기의 종류 |
α(여유율) |
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유도전동기 |
0.1~0.2 |
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소출력의 엔진 |
0.15~0.25 |
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대출력의 엔진 |
0.1~0.2 |
표 4.13 여유율
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전달형식 |
η(전달효율) |
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평밸트 |
0.9~0.93 |
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V밸트 |
0.95 |
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기어변속 |
평기어1단 |
0.92~0.95 |
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헬리컬기어1단 |
0.95~0.98 |
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베벨기어1단 |
0.92~0.96 |
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유성기어1단 |
0.95~0.97 |
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유체이음 |
0.95~0.97 |
표 4.14 전달효율
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| 펌프계에서 발생하는 수충격현상 |
수충격 현상을 한마디로 정의하면 관로내의 유체의 급격한 변화에 따라 유체압력이 상승 또는 강하하는 현상이라 할 수 있다.
펌프에서의 수충격 현상은 (1) 펌프의 기동시 (2) 펌프의 정지시 (3) 펌프의 회전수 제어시 (4) 밸브의 개폐시 등의 경우에 생기지만, 일반적으로 수충격이 문제가 되는 것은 정전등에 의한 펌프구동력 차단에 따라 펌프가 급정지하는 경우가 대부분이다. |
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| 수충격에 의한 피해 |
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수충격작용을 방지하기 위해서는 펌프 급정지 후의 관내유속의 변화가 늦어지도록 하면 좋지만, 그 주된 목적이 압력의 이상저하에 있는지 이상상승에 있는지에 부설계획과 더불어 수충격의 충분한 검토와 적절한 대책을 세울 필요가 있다.
- 압력상승에 의해 펌프, 밸브, 플랜지, 관로등 여러기기가 파손된다.
- 압력강하에 의해 관로가 압괴하거나 수주분리가 생겨 재결합 시에 발생하는 격심한 충격파에 의해 관로가 파손된다.
- 진동, 소음의 원인이 된다.
- 주기적인 압력변동 때문에 자동제어계 등 압력컨트롤을 하는 기기들이 난조를 일으킨다.
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| |
| 수충격 방지장치 |
- 부압(수주분리) 방지법
- 펌프에 Flywheel을 설치한다.
- 펌프 토출측에 공기조(Air Chamber)를 설치한다.
- 통상의 서어지탱크를 설치한다.
- One-Way 서어지탱크를 설치한다.
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- 압력상승 경감법
- 완폐역지변을 사용한다.
- 급폐역지변을 사용한다.
- 주 토출변을 자동 폐쇄한다.
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부품 |
교환시기 |
비고 |
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회전차와
케이싱 링 |
C의 값이 당초 값의 2~3 배 정도가 되었을 때 교환
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2~3배 이상의 값이 되어도 사용상 문제가 없으면 사용해도 좋다. | |
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슬 리 브
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B x 0.03 정도의 마모가 되었을 때 교환.
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국부적인 마모의 경우 편마모량이 B x 0.03 이상 깊이로 파여 있으면 교환. | |
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구름베어링
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이상소음(금속 마찰음), 진동, 발열이 있을 때에는 운전 시간에 관계없이 이상유무를 조사하여, 이상이 있으면 교환 하여야 함. |
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축과 저어널
베어링
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C의 값이 당초 값의 1.5~2.0 배 정도가 되었을 때 교환
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1.5~2.0 배 이상의 값이 되어도 사용상 문제가 없으면 사용해도 좋다. | |
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회전차와 케이싱 또는 케이싱 링 |
C의 값이 당초 값의 3 배 정도가 되었을 때 교환 |
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3배 이상의 값이 되어도 사용상 문제가 없으면 사용해도 좋다. | |
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그랜드 패킹 |
6개월 ~ 1년 사용 후 교환
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운전 시간에 관계없이, 패킹부에서의 누수량이 과다할 경우에는 이상유무를 조사하여 이상이 있을 시 교환함. |
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M/Seal (기계적 씰)
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연속사양일 때 약 8000~10000 시간
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사용액에 따라 크게 차이가 날 수 있음 |
범용품일 때 약 2000 시간
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범용 수중펌프, 범용펌프(물펌프) 등 |
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오일 씰 |
연속운전일 때 약 1년
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사용액에 따라 크게 차이가 날 수 있음. | |
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