Der Weg zum stabilen Pumpbetrieb

Wenn Kreiselpumpen in der Petrochemie zum Einsatz kommen sollen, müssen sie spezielle Standards des American Petroleum Institute (API) erfüllen. Für die Anforderungen der API 610 müssen die Pumpenhydrauliken unter anderem über eine stabile Pumpenkennlinie verfügen. Speziell bei Kleinstfördermengen ist darauf zu achten, dass Kennlinien-Instabilitäten vermieden werden und die Förderhöhe der Pumpe mit abnehmendem Durchfluss stetig zunimmt – oder zumindest nicht sinkt. Speziell bei Halbaxialpumpen mit nachgeschalteter Rückführpartie muss das Hauptaugenmerk dabei auf den schaufelfreien Raum zwischen Laufrad und Diffusor gelegt werden, in welchem typischerweise Bereiche mit rotierender Strömungsablösung (Rotating Stall) auftreten, die sowohl die Pumpenförderhöhe als auch den Pumpenwirkungsgrad beeinträchtigen. Des Weiteren legt die API 610 auch die Bandbreite von Druckpulsationen in unterschiedlichsten Betriebsbereichen fest, die es nachweislich einzuhalten gilt.

Der freien Gestaltung der Hydraulik sind in einer vertikalen Rohrgehäusepumpe allerdings Grenzen gesetzt. Vor allem der Durchmesser des Pumpenaggregats ist dabei ein limitierender Faktor. Um die Anzahl der nacheinander angeordneten Pumpenstufen zu reduzieren, muss es gleichzeitig das Ziel sein, die Förderhöhe je Stufe zu maximieren. Dies wirkt sich wiederum negativ auf das Kavitationsverhalten der Saugstufe aus, welches bei einer Hydraulikoptimierung niemals vernachlässigt werden darf.

Der hier vorgestellte Ansatz zur Optimierung der Pumpe ist daher ein typisches Beispiel einer Mehrziel-Optimierung. Dabei gilt es, Geometrieparameter der Pumpenhydraulik zu finden, die sich sowohl auf die Kennlinienform als auch auf den Wirkungsgrad, das Kavitationsverhalten und das Schwingungsverhalten positiv auswirken – bei minimalem Durchmesser und möglichst geringer Stufenlänge.

Dem Problem der Mehrziel-Optimierung wurde mit einem multidisziplinären Optimierungsansatz begegnet. Die maximale Länge je Stufe wurde vom Auftraggeber vorab festgelegt. Mit Hilfe diverser Geometrieempfehlungen wurde zunächst der Meridianschnitt des Pumpenlaufrads entworfen und dafür die Beschaufelung eindimensional ausgelegt. Unter Verwendung des Software-Pakets Ansys-Bladegen wurde ein 3D-Modell der Hydraulik erstellt, mit Hexaederelementen vernetzt und die Strömung mit Ansys-CFX stationär numerisch simuliert. Die Berechnungsergebnisse wurden analysiert und daraus jeweils Optimierungsmaßnahmen abgeleitet, mit denen die Geometrieparameter „manuell“ verändert wurden.

Auf Basis der Erkenntnisse der CFD-Simulation wurde das Laufrad der Pumpe somit Schritt für Schritt optimiert. Für die Rückführpartie beziehungsweise den Diffusor der Pumpe wurde zur Auslegung und Optimierung hingegen ein vollkommen parametrisiertes 3D-Modell entworfen. Unter Verwendung des sogenannten Design-of-Experiments (DoE) und der Response-Surface-Methode wurden ausgewählte Geometrieparameter automatisch optimiert. Um verlässliche Berechnungsergebnisse für die hochgradig instationäre Strömung im Teillastbereich zu erhalten, wurde die Performance der gesamten Pumpenstufe auch mit Hilfe transienter CFD-Simulationen validiert. Die Abnahmeprüfung durch den Anwender erfolgte abschließend im Zuge eines Modellversuchs im Labor, auch die homologe Modellmaschine wurde von unseren Ingenieuren gebaut. Mit Hilfe experimenteller Untersuchungen gemäß ISO9906 und diversen Aufnahmen mit Hochgeschwindigkeitskameras konnten die mittels 3D-CFD-Simulation erzielten Berechnungsergebnisse für den gesamten Einsatzbereich der Pumpe bestätigt werden.

Besondere Beachtung wurde im Zuge des Modellversuchs dem Teillast-Verhalten der Pumpe geschenkt. So wurden die Schwingungen an der Pumpe im Betrieb an verschiedenen Positionen gemessen, um den Nachweis zu liefern, dass die Schwinggeschwindigkeiten den API 610-Grenzwert von 5 mm/s nicht überschreiten. Des Weiteren konnte der vollständige Betriebsbereich bis zur Nullförderhöhe für zulässig erklärt werden, da die Zunahme der Schwingungen in Bezug auf den Bestpunkt der Maschine immer unter 30 % gehalten wurde. Zusätzlich wurden beispielsweise im schaufellosen Raum zwischen Laufrad und Diffusor Druckpulsationen über den gesamten Betriebsbereich der Pumpe aufgezeichnet. Die Frequenz und Amplitude der gemessenen Druckpulsationen nehmen in Richtung Teillastbetrieb (Q/Qopt gegen 0) stark zu. Begründen lässt sich dies durch die immer stärkere Ausbildung der rotierenden Ablösungen im schaufelfreien Raum und der Entstehung eines Vordralls im Zulaufbereich der Pumpe. Die Auswertung der CFD-Simulationen im Hinblick auf Verwirbelungen verdeutlich diese These.

Der einsetzende Vordrall bei abnehmender Fördermenge beeinflusst nicht nur die Druckpulsationen, sondern lässt auch die gemessene Förderhöhe deutlich abnehmen. Das ist der Fall, weil die Fliehkraft des Vordralls für einen Anstieg des saugseitigen Drucks sorgt, welcher aber nicht von der Zuströmung stammt, sondern von der Pumpe selbst. Folglich lässt die ISO 9906 eine Förderhöhenkorrektur zu. Im Zuge des Versuchs konnte gezeigt werden, dass der Abfall der Nullförderhöhe durch die Installation eines Drallbrechers völlig unterbunden werden kann, was somit zur Stabilisierung der Pumpenkennlinie beiträgt.

Der Betreiber der optimierten Pumpe profitiert also nicht nur von einer hocheffizienten Lösung, sondern darf sich auch über einen stabilen Teillastbetrieb der Pumpe und eine geringe Geräusch- und Pulsationsentwicklung freuen. Die Reduktion der Druckpulsationen wirkt sich dabei nicht nur positiv auf die Lebensdauer der Pumpe, sondern auch auf einen ruhigen und wartungsarmen Betrieb der gesamten Anlage aus.