1장

펌프 구성

1.1.1	원심 펌프

1689년 물리학자 데니스 파핀이 원심펌프를 발명한 이후 오늘날까지 원심펌프는 전 세계에서 가장 많이 사용되는 펌프가 되었다. 원심펌프는 “유체는 임펠러의 날개를 따라 흐르고 원심력에 의해 임펠러의 겉 표면으로 발산된다” 라는 단순한 원리를 기본으로 하여 발명되었다.

그림 1.1.1을 보면 이 그림은 펌프 내에서 유체의 흐름을 보여 주고 있다. 펌프의 흡입구는 유체를 회전하는 임펠러의 중심으로 유체를 흐르게 한 뒤 임펠러의 날개를 타라 임펠러 표변으로 발산하게 한다. 이러한 구조는 펌프의 효율을 높였으며 , 청수를 사용하기에 적합하게 하였다. 일반적으로 청수가 아닌 유체, 예로 오,폐수를 처리하는 펌프는 그림 1.2.5에서 보이는 것처럼 펌프의 임펠러 구조가 오, 폐수에 있는 어떤 물질이 펌프내부에 박혀 펌프운행이 되지 않게 하는 경우가 없도록 설계, 제작된다.

원심펌프가 운행되지 않는 동안 시스템 내부에 압력변화가 발생될 경우, 유체는 임펠러의 연린 구조로 인해 펌프를 통과할 수 있다.

표 1.1.2를 참조하면, 원심펌프를 다음과 같이 네 가지로 구분되어진다. : 원류펌프, 사류펌프, 축류 펌프. 원류 펌프와 사류펌프가 가장 일반적인 타입의 펌프이므로 다음 페이지에서는 이 두 펌프들에 대해서만 집중적으로 다뤄보려고 한다. 하지만, 1.2.8에서 간단히 용적형(positive displacement) 펌프에 대해 기술하려고 한다.

다양한 성능을 원심펌프에 요구하는 되는 것은 단순히 몇 가지 원인 때문이다. 양정, 유량, 설치법에 따라서 또는 가장 경제적인 펌프 운행 법을 요구하는 고객의 요청에 따라서 다양한 종류의 원심 펌프들이 현재 사용되어 지고 있다. 그림 1.1.3은 유량과 양정에 따라 서로 다른 펌프의 종류를 나타내는 표이다.

figure 1.1.1 펌프내부의 유체흐름

figure 1.1.2 여러 종류의 원심펌프 내부 구조

figure 1.1.3 다양한 원심펌프에 적용되는 유량과 양정

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1.1.2 펌프 곡선

이 장에서는 펌프 구조나 펌프의 타입에 대해서 보다 심도 있게 다루기 전에 펌프 성능곡선의 기본적인 특성에 대해 기술한다. 원심펌프의 성능곡선은 오직 단 한 개의 곡선이 아니라 몇 가지 곡선들이 한조를 이루게 된다. 그림 1.1.4는 원심펌프의 성능 곡선들을 보여주고 있다. 양정, 소비전력, 효율 그리고 정미흡입수두(NPSH)가 유량에 따라 표에 곡선으로 도시되어진다.

일반적으로, 자료집에 있는 펌프 곡선들은 단지 펌프(모터 제외)만에 대한 곡선들이다. 그래서, 소비 동력, 즉 P2 값만 자료집에는 제시되어있다.  그리고 이들 동력 값은 단지 펌프로 제공되는 동력만 측정된 것이다. 그림 1.1.4.를 보면 앞의 사실을 확인할 수 있고 다른 곡선, 효율곡선도 단지 펌프에 대한 효율 값이다.

여러 가지 펌프 종류 중에 모터가 펌프에 내장된 종류나 주파수 변환기가 내장된 종류를 내장형 펌프(canned pump,그림 1.2.3)라 하는데, 이 경우에 동력 소비 곡선과 효율 곡선은 모터와 펌프 두개가 다 적용된 것이다. 이 경우에는 P1 값이 일반적인 동력 값이 된다.

Q +/- 9%

H +/- 7%

P +9%

η –7%

이 절 다음에는 서로 다른 펌프의 성능 곡선에 대한 짧은 설명을 해보도록 하겠다.

양정, 유량-양정 곡선

유량-양정 곡선은 주어진 유량에서 펌프가 만들어내는 양정을 나타내는 곡선이다. 양정은 일반적으로 유체 기둥의 높이[mLC]로 측정된다. 일반적으로 측정단위 미터[m]로 단위는 채택된다. 펌프의 양정을 나타내는 단위로 미터를 사용해서 얻어지는 이점은 유량-양정 곡선은 펌프에 사용되는 유체의 종류에 따라 곡선이 영향을 받지 않는데 있다.

더 많은 정보를 위해 Section 2.2를 참조바랍니다.

figure1.1.4

원심 펌프의 전형적인 성능 곡선

양정, 동력 곡선, 효율 곡선 그리고 NPSH가 유량에 따라 도시됨

figure 1.1.5

동력 곡선과 효율곡선은 보통 펌프에서만 적용된다.( P2,Np)

figure 1.1.6 전형적인 원심펌프의 유량-양정 곡선: 작은 유량, 높은 양정 그리고 많은 유량, 낮은 양정

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효율, 효율 곡선

효율은 공급되는 전력과 사용되어지는 전력 관의 관계를 말한다. 세계적으로 펌프를 사용함에 있어서 효율 ηp 는 유체를 이동하는데 드는 힘(PH)과 축에 공급되는 힘(P2)의 관계로 정의한다.

여기서,

ρ는 유체의 점성계수[kg/m3]

g는 중력 가속도[m/s2]

Q는 유량[m3/s], h는 양정[m]

물의 온도가 섭씨 20 °C 인 유체의 유량 Q, 양정 m 이라 할 때 유체를 이동하는데 소요되는 동력은 아래의 식으로 나타내어진다.

펌프를 선정할 때 요구 유량에 맞는 펌프를 선정하는 것과 펌프를 최적 유량 범위에서 운행

하는 것은 중요한 일이다.

소비 동력, P2 곡선

그래프 1.1.8을 보면 펌프의 소비 동력과 유량의 관계를 알 수 있다.

다수의 원심펌프 소요동력 곡선은 그림 1.1.8에서 보이는 것과 유사한 그래프이며

소비 동력 P2는 유량이 증가함에 따라 증가한다.

NPSH-곡선(정미 수두)

정미 수두는 펌프의 흡입에서 캐비테이션이 생기지 않기 위해 필요한 최소의 흡입측 압력이다

(section 2.2.1 참조)

정미수두의 단위는 미터[m]이며 이는 유량에 따라 그 값이 변한다. 유량이 증가할 때 NPSH도 같이 증가하는 것은 그림 1.1.9를 참조하면 알 수 있다. 캐비테이션과  NPSH의 관계에 대한 추가정보는 Section 2.2.1을 참조바람)

figure 1.1.7 원심 펌프의 전형적인 효율곡선

figure 1.1.8 원심 펌프의 전형적인 동력 곡선

figure 1.1.9 원심 펌프의 전형적인 NPSH 곡선

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1.1.2	원심펌프의 특징

이 장에서는 원심펌프의 몇 가지 중요한 특징에 대해 적어놓았다. 다음에 다양한 펌프에 대한 보다 심도 있는 설명을 하려고 한다.

• 임펠러 단수

임펠러의 단수에 따라서 원심펌프는 단단 펌프와 다단 펌프로 구분되어 질 수 있다.

• 펌프 샤프트의 위치

단단과 다단 펌프들에 수직으로 또는 수평으로 축이 설치되어 있다. 이들 펌프들은 일반적으로 입형과 횡형 펌프로 디자인 된것이다. 자세한 설명은 section 1.1.4 를 참조하길 바람.

• 편 흡입 또는 양흡입 임펠러

임펠러의 구조에 따라 펌프는 편 흡입 임펠러나 양흡입 임펠러로 적용되어 질 수 있다.

자세한 정보는 section 1.1.5를 참조 바람

• 펌프 연결

펌프의 연결은 다음과 같이 두 가지 방식으로 연결된다. 직렬과 병렬. Figure 1.1.10 참조

• 펌프 케이싱의 구조

펌프의 케이싱에 따라 와류식 케이싱과 보조 날개를 가진 순환 통로 케이싱으로 나눌 수 있다.

section 1.1.6 참조

figure 1.1.10 병렬연결 임펠러인 트윈 펌프

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1.1.3	펌프의 구분

편 흡입 펌프 = 유체가 임펠러로 곧장 들어가고, 흡입구와 토출구가 90도로 꺾여있는 펌프. Section 1.1.9 참조

인라인 펌프 = 유체가 곧장 펌프의 흡입구를 따라 들어가고 흡입구와 토출구가 정반대의 방향으로 한선위에 있는 펌프로 수평 또는 수직한 배관에 직접 설치 가능한 펌프

분리형 펌프 = 분할된 펌프의 하우징을 가진 펌프 . Section 1.2.2 참조

횡형 펌프 = 펌프의 축이 수평으로 설치된 펌프

입형 펌프 = 펌프의 축이 수직으로 설치된 펌프

단단 펌프 = 하나의 임펠라로 구성된 펌프

유동 커플링 펌프 = 펌프와 모터가 연결되는데 유동성을 가진 커플링으로 연결된 펌프. 모터와 펌프가 서도 분리된 베이링 구조를 가지고 있다. Section 1.1.9 참조

강제 커플링 펌프 = 펌프와 모터가 연결되는데 있어 강제성을 가진 커플링으로 연결된 펌프.section 1.1.9 참조

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1.1.4	임펠러 종류(축력)

원심펌프는 정지된 부분과 회전하는 부분에 힘을 가하는 압력을 발생시킨다.

펌프 부품은 이러한 힘들을 지탱하도록 만들어 진다.

만약 축력과 원심력이 펌프에서 서로 조화를 이루지 않는다면 일반적인 시스템에 있는 펌프(모터내에 볼 베어링 내장)를 선정할 때에는 이런 힘들은 면밀히 검토되어야 한다.

편흡입 펌프에서는 큰 축력이 발생되곤 한다,Figure 1.1.11과 1.1.12 참조

이들 힘들은 아래에 열거된 방법 중 하나로 조화를 이룬다.

•  기계적으로 추력 베어링 사용. 이런 타입의 베어링들은 특히 추력을 임펠러에서 흡수하기 위해 설계되었다.(1.1.13 참조

• 밸런싱용 홀을 임펠라에 뚫어서 이용. Figure 1.1.14 참조

• 임펠러 후면에 설치된 씰링으로 부터 조절판 사용.

• 양흡입 입펠라를 사용하여 펌프에 가해지는 충격 제거 figure 1.1.16 참조

figure 1.1.11

Axial forces = 축력

단일 흡입 임펠러

figure 1.1.12 단일 흡입 임펠라 표준 펌프

figure 1.1.13 밸런싱 홀이 있는 단단 원심펌프에서 축력 균형을 잡는 경우

figure 1.1.14 토출부에 씰링 간격이 있고 밸런싱 홀이 있는 단단 원심 펌프에서 축력 균형이 이루어지는 경우

figure 1.1.15 임펠러 후면에 날개차가 있는 단단 원심펌프에서 축력 균형이 이루어지는 경우

figure 1.1.16 양흡입 임펠러에서 축력 균형이 이루어지는 경우

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1.1.6	케이싱 종류(회전력)

회전력은 케이싱 내에 있는 정압의 결과이다. 이런 연유로 축에 편차가 발생하고 임펠러와 케이싱간의 간섭을 일으키게 된다.

회전력의 크기와 방향은 유량의 비율과 양정에 따라 변하게 된다.

펌프의 케이싱을 디자인 할 때, 수력학적인 회전력을 조절 하는 것은 가능하다. 여기서 두 가지 케이싱 타입에 대해 설명하도록 하겠다. 단식 와류 케이싱과 복식 와류케이싱 Figure 1.1.18 을 보고 설명하면 두 케이싱 다 와류형태를 하고 있다. 이들 케이싱의 다른 점은 복식 와류 케이싱이 보조 날개를 가지고 있다는 것이다.

단식 와류 케이싱의 특징은 최적 효율 점에서 와류의 압력이 균일하다는 것에 있다. 여기서 최적 효율점이라는 것은 회전력이 0일 때를 말한다. 다른 모든 운행 점에서 임펠러 주변의 압력은 일정치 않고 결과적으로 회전력은 존재하게 된다.

그림 1.1.19에서 보이는 것처럼, 복식 와류 케이싱에서는 지속적으로 적은 회전 반발력을 어느 점에서나 보여준다.

순환 통로는 다단 펌프에서 사용되어진다.(figure 1.1.20) 그리고, 이 통로는 와류 케이싱으로의 역할을 하고 있다.

한 개의 임펠러를 통해 나온 유체는 처음 철차와 마찬가지로 다음 임펠러로 유체의 흐름은 이어지고 물의 회전으로 인해서 동압은 정압으로 변환된다. 순환 통로 케이싱의 원형 디자인으로 인해 회전력은 존재하지 않게 된다.

1.1.7	단단 펌프

일반적으로 단단 펌프는 전체 양정이150 m 를 넘지 않는 설치 사양에 주로 사용되어진다.

주로, 단단 펌프는 2-100m 의 양정이 필요한 경우 사용된다.

단단 펌프의 특징은 낮은 양정에 대한 유량을 공급하는 것을 특징으로 한다.(figure 1.1.3 참조)

단단 펌프에는 크게 두 가지 타입, 횡형 펌프와 입형 펌프가 있다. (figure 1.1.21,figure 1.1.22)

fig. 1.1.17 단일 흡입 임펠러

radial forces = 원심력

fig.1.1.18 단일 와류 케이싱 , 양 와류 케이싱

fig.1.1.19 단일 와류 케이싱과 양와류 케이싱에서 회전력

fig. 1.1.20 순환 채널 케이싱 구조의 입형 다단 인라인 펌프

fig. 1.1.21 횡형 단단 편흡입 단축 펌프

fig. 1.1.22 입형 단단 인라인 단축 펌프

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1.1.8	다단 펌프

다단 펌프는 고양정을 요구하는 시설물에 주로 사용되어 진다. 펌프의 임펠러는 직렬로 연결되어 있고 한 임펠러에 흡입 측에 들어간 유체는 토출 측으로 나오게 되는데 토출 측은 바로 다음 임펠러의 흡입 측으로 연결되어있다. 펌프의 토출 측에서 산출되는 펌프의 최종 압력은 펌프를 이루는 각 임펠러의 하나하나에서 발생된 압력의 합이다.

다단 펌프의 장점은 유량과 연관되어서 고양정을 시스템에 적용할 수 있게 한다는 것이다. 단단 펌프와 같이 다단 펌프도 입형과 횡형 펌프로 나뉘어져있다. Figure 1.1.23, 1.1.24 참조

1.1.9	장축 펌프/ 단축 펌프

장축 펌프

장축 펌프는 탄력적인 커플링으로 펌프와 모터를 연결하였다. 이런 종류의 커플링은 기본 커플링이나 이격 커플링이 가능하다.

만약 펌프와 모터의 연결이 기본 커플링이라면 펌프에 수리가 필요할 경우 펌프와 모터를 분리해야 한다. 이러한 연유로, 펌프를 설치할시 펌프와 모터의 수평을 조정하여야 한다.(figure 1.1.25 참조)

이와는 반대로 펌프가 이격 커플링으로 연결되어 있다면 펌프를 수리하여야 할 때 모터와 분리하지 않고도 수리 가능하다. 이런 이유로 펌프와 모터의 수평 조정은 그리 중요한 문제가 아니다.(figure 1.1.26 참조)

단축 펌프

단축 펌프는 다음과 같은 두 가지 구조를 가지고 있다.

펌프가 모터의 축에 직접적으로 임펠러가 연결된 경우나 펌프가 표준모터이고 강제 커플링이나 이격 커플링일 경우이다. (figure 1.1.27, 1.1.28 참조)

fig. 1.1.23 입형 다단 인라인 펌프

fig. 1.1.24  횡형 다단 편 흡입 펌프

fig.1.1.25 기본 커플링으로 장축 연결된 펌프

fig.1.1.26 스페이서 커플링으로 연결된 장축 펌프

fig.1.1.27 강제 커플링인 단축 펌프

fig.1.1.28 커플링의 종류

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1.2.1 표준 펌프

원심 펌프에 관해서 몇 가지 세계 표준이 있다.

사실 세계에 있는 만은 나라들은 자국 표준을 가지고 있으며 이들 기준은 다른 나라의 기준과 비슷하거나 혹은 차이가 있기도 하다.

표준 펌프는 국가 기관에서 정해진 규정에 맞는 , 일례로는 펌프의 운행점, 펌프를 말한다. 아래는 펌프에 대한 국제 표준 규격에 대해 나열하였다.

• EN 733(DIN 24255) 은 편흡입 원심펌프에 적용되는 규칙이며 압력 10 bar의 물 펌프의 표준으로 알려져 있다.

• EN 22858(ISO 2858) 은 원심펌프에 적용되는 규약으로 압력 16bar 의 화학용 펌프의 표준으로 알려져 있다.

위에서 언급된 표준에서는 설치할 때 치수와 다른 종류의 펌프 운행 점에 대해 언급해놓았다.

이들 펌프의 수력학적 부분에 대해서는 제조업체에 따라 그 형태가 다양하다. 이런 연유로 이들 부분들에 관한한 국제적인 표준이 정해지지는 않았다.

표준에 의해 설계된 펌프들은 소비자에게 서비스, 수리, 유지 측면에 관해서 이점을 제공한다.

1.2.2 분리형 케이싱 펌프

분리형 케이싱 펌프란 수직 수평방향으로 두 부분으로 나누어진 펌프의 케이싱을 가진 펌프를 말한다. Figure 1.2.4 는 양흡입 임펠러의 단단 분리 케이싱 펌프를 보여주고 있다. 양흡입 구조는 축력을 제거하고 베어링의 장기 사용을 보장한다. 주로 분리형 케이싱 펌프는 고효율이며 보수가 쉬우며 폭 넓은 펌프 성능 범위를 가진다.

fig.1.2.1 장축형 표준 펌프

fig. 1.2.2 일반 축 표준 펌프

fig. 1.2.3 분할 케이스 장축 펌프

fig.1.2.4 양흡입 임펠러 분할 케이스 펌프

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1.2.3 밀폐형 씰 펌프

펌프 축의 인입 부는 밀봉 되어 있어야 한다는 것은 놀랍지도 않은 보편적인 사실이다. 일반적으로 이렇게 밀봉하는 데는 기계 축 씰이 쓰였다.(figure 1.2.5 참조) 기계 축 씰을 사용함에 있어서 주된 단점은 펌프에 사용되는 유체가 독성이 있거나 물과 다른 산도를

가진 유체를 사용할 때 누수 현상이 발생된다는 것이다. 이러한 문제는 이중 기계 축 씰을 사용함으로 어느 정도 해결되었다. 또 다른 해결책을 택한다면 밀폐형 씽 펌프를 사용하는 것이다.

여기서 밀폐형 씰 펌프는 두 가지 형태로 나뉘어 질 수 있다. 하나는 캔 타입 모터 펌프이고 다른 하나는 자력 구동 펌프이다. 이 장에서는 이 두 가지 펌프에 대해 적어보도록 하겠다.

캔 타입 모터 펌프

캔 타입 모터 펌프는 밀폐형 씽 펌프로 모터와 펌프가 한 개의 유닛, 캔 안에서 씰 없이 연결 되어 있다. (figure 1.2.6, 1.2.7 참조)

사용되는 유체는 얇은 로터 캔으로 분리된 로터 챔버로 유입된다. 로터는 유체와 모터사이에서 밀폐형 보호벽으로 이용되어진다. 화학펌프에서는 화학물질에 견딜 수 있는 플라스틱이나 스테인레스 스틸 재질로 만들어 진다.

가장 일반적인 캔 타입 모터 펌프는 순환 펌프이다. 이런 타입의 펌프는 전형적으로 온수 순환 시스템에 사용되는데 그 이유는 구조상 이점 때문에 낮은 소음과 무정비 운전 때문이다.

fig.1.2.5 메카니컬 샤프트 씰 내장 표준 펌프

liquid = 유체

atmosphere = 대기

fig.1.2.6 캔 타입 모터와 결합된 화학 펌프

fig.1.2.7 캔 타입 모터와 결합된 순환 펌프

자력 구동 펌프

최근에 들어서 자력 구동 펌프가 독성이 있거나 산도가 있는 유체를 유동시키는데 점점 인기를 끌고 있다.

figure 1.2.8에서 보이는 것처럼, 자력 구동 펌프는 내부 자석, 외부 자석 두 그룹으로 구성되어 있다.

비 자성 물질은 이 두 그룹을 나눌 수 있다. 여기서 캔의 역할은 유체와 공기 사이에 밀폐형 보호벽이다. 그림 1.2.9에서 보이는 것처럼, 외부 자석은 펌프의 회전축에 연결되어 있고, 내부 자석은 펌프의 샤프트에 연결되어 있다. 이로서 펌프 회전축의 토크는 펌프 축으로 전달된다. 펌프에 이용되는 유체는 이 펌프에서는 베어링을 위한 윤활유로 사용된다. 그래서 충분한 에어 빼기는 베어링에 상당히 중요하다.

outer magnets = 외부 자석들

inner magnets = 내부 자석들

fig.1.28 자력 구동장치 구조

fig. 1.2.9 자력 구동 다단 펌프

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1.2.4 위생 펌프

위생 펌프는 주로 식품, 음료, 제약 그리고 생명과학 분야에 쓰인다. 이 펌프는 이들 분야에서 유체는 상당히 중요하며 특별히 관리된다. 그리고 이 분야의 펌프는 세척이 용이해야 한다.

이들 산업분야에 적합한 조건을 맞추기 위해서, 표면의 거칠기는 3.2~0.4 마이크로미터 Ra 사이여야 한다. figure 1.2.12를 보면서 알 수 있듯 단조 혹은 압연으로 제조된 스테인레스 스틸이 재질면에서는 최상의 선택이다 이들 물질은 입자 구조가 조밀하고 기공이 없어서 다양한 조건을 요구하는 표면처리에 쉽게 적용되어 질 수 있다.

위생 펌프의 고려되어야 할 특성은 세척이 쉬워야 하며 유지에 편리하여야 한다는 것이다.

위생 펌프 제조 생산에 선도자는 아래와 같은 기준에 맞춰서 위생 펌프는 설계합니다.

EHEDG - 유럽 위생 장비 설계 단체

QHD -  위생 설계 자격

3-A - 위생 표준

3A0/3A1 : 산업/위생 표준

Ra<= 3.2 마이크로

3A2 : 살균 기준

Ra<= 0.8마이크로

3A2 : 살균 기준

Ra<= 0.8마이크로

fig.1.2.10 위생 펌프

fig.1.2.11  단일 채널, 자체 마중물 위생 펌프

fig.1.2.12 재질 표면 거칠기

sand casting = 주조

precision casting = 정밀 주조

rolled steel = 압연 철판

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1.2.5 오/폐수 펌프

오폐수 펌프는 모터와 펌프가 한 개의 유닛안에 설치된 밀폐형 구조로 되어었다.

이런 구조로 인해 오/폐수 펌프는 구덩이 안에 수중 설치하기에 적합하다.

수중 설치에 자동 탈착 장치 시스템에서는 두개의 레일이 사용되어진다.

자동탈착장치는 유지보수 그리고 펌프 교환 시에 상당히 유용한 장치이다.

펌프의 구조로 인해 구덩이 안에 들어가서 유지, 보수 관리를 하는 것이 반드시 필요하지는 않다. 사실 펌프를 자동적으로 끄고 켜는 작업이 구덩이 박에서 가능하다. 오폐수 펌프는 또한 수직으로나 수평으로 유체가 없는 곳에 설치 가능하다. 이런 타입의 설치는 손쉬운 유지 작업을 가능하게하고 구덩이에 물이 찬 경우에 펌프의 운행을 방해하지 않고 쉬운 보수작업을 가능하게 한다.(figure 1.2.14 참조)

일반적으로, 오폐수 펌프는 큰 고형의 입자가 있는 유체를 이송할 수 있어야 한다. 이런 연유로 오폐수 펌프는 임펠러 구조가 이런 고형물질에 의해 막히지 않는 특별한 임펠러를 내장하고 있다. 다음과 같은 다양한 종류의 임펠러가 있다.  단일 채널 임펠러, 양방향 채널 임펠러,3-4개 채널 임펠러, 볼텍스 임펠러 figure 1.2.15에 상기에 명시된 임펠러에 대한 그림이 있다.

오폐수 펌프는 주로IP68 인증이 있는 건식모터를 탑재한다.(IP 인증에 대한 상세설명은 section 1.4.1 참조) figure 1.2.13을 보면 모터와 펌프가 두개의 메카니컬 씰 시스템을 탑재한 확장형 축을 중간 오일 챔버에 가진 펌프 구조를 알 수 있다..

오폐수 펌프는 목적에 따라 간헐적으로나 지속적으로 펌프 운전이 가능해야 한다.

fig.1.2.13 침수용 폐수 펌프 단면

fig.1.2.14 건식용 폐수 펌프

fig.1.2.15 폐수용 임펠러 펌프

vortex impeller(볼 텍스 임펠러)

single-channel impeller=단일 채널 임펠러

Double-channel impeller = 양 채널 임펠러

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1.2.6 참수형 펌프

참수형 펌프란 펌프의 일부분이 펌프가 이동시켜야할 유체에 잠기고 모터부분은 잠기지 않는 펌프 종류를 말한다. 일반적으로 참수형 펌프는 탱크나 용기의 상부나 우물 상부에 설치된다. 참수형 펌프가 사용되는 곳은 주로 기계 부품인 곳이 많다. 용접용 기계, 그라인딩 기계, 냉각 시스템, 중앙 통제 장치와 같이 시스템이나 기계에 탱크나 용기가 있는 산업용 기구에 주로 이용된다.

이러한 장비에 설치되는 펌프들은 크게 두 종류로 나뉜다. 필터의 청결한 부분에 사용되는 펌프나 필터에서 더러운 곳에 사용되는 펌프, 두 종류이다. 폐쇄형 임펠러를 장착한 펌프는 일반적으로 청결한 부분에 사용되는 펌프로 사용된다. 그 이유는 만약 필요할 경우에 이들 펌프가 높은 효율과 높은 압력을 제공해 주기 때문이다. 개방형과 반 개방형 임펠러를 탑재한 펌프는 일반적으로 필터가 더러운 부분에 쓰이는 데 그 이유는 이런 임펠러들이 금속조각이나 부유물을 사용하여도 막힘이 없기 때문이다. fig.1.2.16 침수 펌프

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1.2.7 시추형 펌프(수중 펌프)

시추형 펌프에는 아래와 같이 두 종류가 있다.

수중형 모터를 탑재한 수중 펌프와 깊은 우물용 펌프로 긴 축으로 건식 모터와 연결된 펌프 두 종류이다. 들 펌프는 일반적으로 급수와 관개에 연결되어 사용된다. 이런 두 종류의 펌프는 깊고 좁은 시추공 안에 설치되며 시추공 안에 설치되므로  반경을 줄이고 길이를 길게 해 figure 1.2.17에서 보이는 것과 같은 형태를 가지게 된다.

시추형 펌프는 특별히 유체에 완전히 잠길 수 있도록 설계되었으며 그에 따라 IP68 등급의 수중형 모터를 탑재하도록 하고 있다. 이 펌프는 단단과 다단(일반적으로 다단펌프가 폭 넓게 쓰인다)펌프로 구분되며 이들 펌프에는 비역류 밸브가 펌프의 헤드 부분에 탑재되어 있다.

오늘날 깊은 우물용 펌프는 수중펌프로 대체되어 가고 있다. 장축의 깊은 우물용 펌프는 설치할 때나 고장을 수리하고자 할 때 상당한 어려움이 있다. 깊은 우물용 펌프는 주로 공랭식으로 냉각되기 때문에 산업현장에서 개방 탱크에서 뜨거운 물을 이송할 때 주로 쓰인다. 수중 펌프는 높은 온도에서는 운전이 불가능한데 그 이유는 모터가 유체에 담겨져 있으므로 냉각을 시켜줄 수 있는 것이 사용되는 유체이기 때문이다. fig.1.2.17 수중 펌프

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1.2.8 정량 펌프

정량 펌프는 역압에 변화가 없어도 일정한 유량을 일정한 속도로  제공하는 펌프이다.

정량 펌프를 보면 아래와 같이 두 가지 종류가 있다.

회전 펌프

왕복 펌프

펌프의 성능 곡선상 원심펌프와 정량 펌프, 회전 펌프,왕복 펌프와의 차이점은 오른 쪽 그림에 표시 되어 있다.(figure 1.2.18 참조)

표시된 펌프의 곡선도를 보면 펌프의 역압의 작은 변화는 곧 유량에서 차이를 보인다.

원심펌프의 유량 변화는 상당하고, 회전 펌프의 유량 변화는 미세하나 왕복펌프의 유량 변화는 거의 없다고 본다. 그러나, 여기서 왜 회전 펌프와 왕복 펌프에 차이점이 발생되느냐는 질문을 하게 된다. 씰의 실제 접촉 표면이 회전 펌프가 왕복펌프보다 크다. 그래서 비록 두 펌프가 같은 오차를 가지도록 설계가 되었다 하더라도 회전펌프의 오차 범위가 더 크다.

펌프들은 전형적으로 높은 수준의 효율과 흡입 능력에서 치소한의 편차가 있게 설계됩니다.

그러나, 어떤 경우에는 이런 편차를 넓히는 것이 필요합니다. 예를 들면, 점성이 높은 유체를 펌프가 취급할 경우에 유체가 입자를 함유하고 있는 경우에, 높은 온도의 유체인 경우.

정량 펌프는 맥동하는 펌프다. 맥동이라는 것은 이 펌프의 유량의 흐름이 한 싸이클안에서 지속적이지 않기 때문이다. 즉, 사이클을 가지고 분사되기 때문에 흐름이 맥동하는 것과 같다.

유량과 유속에서는 변동은 압력의 변동을 만드는데 이는 배관과 밸브의 저항 때문이다.

fig.1.2.18 펌프에 따른 유량-양정 사이의 전형적인 관계

1)	원심펌프

회전 펌프

2)	왕복펌프

fig. 1.2.19 정량 펌프의 분류

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도징 펌프

도징 펌프는 정량펌프 군에 속해져 있으며 전형적인 진동판형 펌프이다.

진동판형 펌프는 누수가 없는데 이것은 진동판이 유체와 주변 장치 사이에 씰 작용을 하기 때문이다.

진동판형 펌프는 두개의 비역류 밸브가 내장되어있다 -- 하나는 흡입 쪽이고 하나는 토출 쪽이다. 작은 진동판형 펌프를 보면 진동판형 펌프는 전자석과 연결된 연결봉에 의해 가동된다. 이것 때문에 코일은 부가적인 충격량을 필요로 하게 된다.(figure 1.2.22 참조)

큰 진동판형 펌프를 설치할 경우에는 펌프가 일반적으로 움직이는 캠축에 연결된 연결자에 진동판이 연결된다. 캠축은 표준 비동기 모터에 의해 구동된다. (figure 1.2.22 참조)

진동판형 펌프의 유량은 판의 동작 범위를 변화하거나 판의 동작 횟수를 통해 조정되어 진다. 만약 전체 구동 영역을 크게 하는 것이 필수적이라면 주파수 변환기가 큰 진동판형 펌프에 연결될 수 있다.(figure 1.2.22 참조)

여기에 또 다른 종류의 진동판형 펌프도 있다. Figure 1.2.20과 1.2.23을 보면 진동판이 스텝 모터와 비동기 모터에 의해 구동되는 연결자의 일정하지 않은 구동으로 움직인다. 스텝퍼 모터를 사용하여 펌프의 활동 영역은 증가되고, 펌프의 정확성은 적지 않게 향상된다. 이런 구조를 가진 펌프에서는 펌프의 구동 길이를 조정하는 것은 더 이상 필요한 것은 아니다. 왜냐하면 연결자가 직접 진동판에 연결되어 있기 때문이다. 그 결과 최적의 흡입 조건과 탁월한 구동 특성을 가지게 된다.

상기와 같은 이유로 흡입부문과 토출부분을 조절하기는 간단하다. 강력한 진동적 흐름을 주는 전통적인 전자석 진동판 펌프와 비교한다면 스텝퍼 모터를 사용하는 진동판형 펌프는 보다 확신한 첨가제 양을 전송하는 게 가능하다.

fig.1.2.20 도징 펌프

fig 1.2.21 솔레노이드 스프링 타입

fig 1.2.22 캠 운전 타입

fig 1.2.23 크랭크 운전 타입

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1950년대부터 메카니컬 축 씰은 전통적인 씰링 방법인 패킹 상자와 함께 사용기반을 탄탄히 하였다. 패킹 상자와 비교하면, 메카니컬 축 씰은 아래와 같은 장점이 있다.

축에 있는 진동과 다소 변화가 있더라도 씰링이 확실히 된다. 어떤 조정 작업도 필요 없다. 씰의 표면이 적은 마찰을 가지기 때문에 동력 손실을 줄인다. 축이 씰의 어떤 구상품에 대해서도 미끄러짐이 없고 마모 때문에 손상을 입지도 않는다.

메카니컬 축 씰은 유체와 공기를 나누는 펌프의 한 부품이다. figure 1.3.1 을 보면 다양한 타입의 펌프에 탑재된 메카니컬 샤프트 씰을 볼 수 있다. 메카니컬 샤프트 씰의 대다수는 유럽기준 EN 12756에 따라 만들어 졌다. 샤프트 씰을 선택하기 전에 유체에 대해서 알아야할 몇 가지 요인과 씰과 유체의 마찰에 대해 알아야 할 것을 아래에 정리해 놓았다.

유체 종류 결정

샤프트 씰이 노출되는 압력 결정

샤프트 씰이 노출되는 속도 결정

설치되는 치수 결정

다음 페이지에서 샤프트 씰의 작용과 종류, 재질에 따른 분류법 그리고 어떤 요소들이 메카니컬 샤프트 씰의 성능에 영향을 주는가에 대해 적도록 한다.

fig 1.3.1 메카니컬 샤프트 씰 펌프

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1.3.1 메카니컬 샤프트 씰의 부속과 기능

메카니컬 샤프트 씰을 주요 부위로 나누게 되면 회전 부분과 정지 부분으로 나뉘게 된다. 그리고 각 부분에 대한 리스트는 figure 1.3.2 에 열거되어 있다. Figure 1.3.3에서는 씰의 구성품과 위치를 도시했다.

씰의 고정부는 펌프 하우징에 고정된다. 씰의 회전 부분은 펌프의 축에 고정되면 펌프가 운전되면 회전한다.

두개의 주요 씰 표면은 서로 서로 스프링과 유체압력으로 밀게 된다. 펌프가 가동 되는 중에는 유체막이 두개의 씰 표면에 형성되어 좁은 막을 형성하게 된다.

이 막은 대기에 들어가기 전에 사라지며 메카니컬 샤프트 실이 유체와 근접하게 만들어 준다. (figure 1.3.4 참조)

2차 씰은 조립부와 축사아의 누수발생을 막는다. 스프링은 씰의 두 표면을 함께 기계적으로 누른다. 스프링을 지지하고 있는 케이스는 토크를 축에서 씰로 전달한다. 메카니컬 bellows 샤프트 씰에 연결된 경우에 토크는 bellow로 직접 전달된다.

씰 간격

펌프 운전 중 유체는 씰 표면상에 윤활막을 형성한다. 이 막은 정수와 동수 막으로 형성되어있다.

정윤활막은 사용되는 유체가 씰표면 사이에 있는 간격으로 밀려들어가면서 발생한다.

동윤활막은 축 회전으로 발생되는 압력으로 발생된다.

회전부

고정부

씰 표면(1차 씰)

2차 씰

스프링

스프링 리테이너(토크 전달)

시트(씰 표면,1차 씰)

정적 씰(2차 씰)

fig.1.3.3 메카니컬 씰의 주요 부품

fig. 1.3.4 운전 중 메카니컬 씰

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윤활막의 두께는 펌프의 속도, 유체의 온도, 유체 점성 그리고 메카니컬 샤프트 씰의 축력에 의해 좌우된다. 씰 간격에서 유체는 지속적으로 변한다. 이유는

유체의 대기 중으로 기화

유체의 순환 운동

figure 1.3.5 는 적정 윤활 특성들과 누수한계점 사이의 최적 비율을 보여주고 있다.

최적비란 윤활막이 전체 씰 간격을 메울 때 이다. 단 메카니컬 샤프트 씰이 대기와 접촉하는 표면에 가까운 매우 좁은 증기 구역을 제외된다.

씰의 표면에 침착된 물질로 인해 종종 누수가 발견된다.

윤활제를 사용하는 경우 씰이 대기에 노출된 면에서 기화되면서 침착물은 축에 빠른 속도로 형성된다

유체가 정기화 될 때 유체내의 미세한 입자들이 씰 간격에 침전물로 남아 마모를 유발시킨다.

이런 침전물은 거의 모든 타입의 유체에서 보인다.

그러나 만약 사용되는 유체가 결정화 되는 경향을 가진다면 이는 펌프를 사용하는데 문제가 될 수 있다. 마모를 방지하는 최선의 방법은 씰 표면의 재질을 경화재질로 선택하는 것이다- 탄화 텅스템(WC)이나 탄화 실리콘(SiC)과 같은 약 0.3 마이크로미터 Ra사이의 좁은 씰 갭은 고체가 씰 간격에 들어 올 수 있는 위험을 최소화 하고 그렇게 해서 침착되는 물질의 양을 줄이게 된다.

1.3.2 균형, 비균형 샤프트 씰

씰의 표면 사이에 적합한 표면압을 얻기 위하여, 두 종류의 씰 타입이 있다. 하나는 균형 씰이고 다른 하나는 비균형씰이다.

균형 샤프트 씰

figure 1.3.6 는 균형 샤프트 씰에서 힘이 축의 어느 부분에 가해지는지 보여준다.

비균형 샤프트 씰

figure 1.3.7 는 비균형 샤프트 씰에서 힘이 축의 어느 부분에 가해지는지 보여준다.

몇 가지 다른 힘들이 씰 표면에 축에 충격을 준다.

씰 간격의 윤활막에서 방생된 힘이 다양한 축력을 막는 동안 펌프에 사용되는 유체에서 나오는 스프링의 힘과 수력학적 힘은 씰을 누른다. 유체의 높은 압력을 연관 지어 생각해보면, 씰 간격에서 유체막이  씰 표면 사이의 접촉을 막음으로 인해 수력학적 힘은 매우 커질 수 있다. 유체압력이 작용되는 지역에서 수력학적 힘이 균등하게 평행을 이루기 때문에 축 충격량이 감소되는 방법은 압력부하영역을 감소하는 것이다.

fig 1.3.5 제한된 누수와 윤활 기능 사이에 최적 비

fig 1.3.6 균형 잡힌 샤프트 씰에서 작용하는 내부 힘들

fig 1.3.7 균형이 이루어 지지 않은 샤프트 씰에서 작용하는 내부 힘들

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메카니컬 씰의 균형 지수(K)는 면적 A와 면적 B의 비로써 정의 된다.

균형 샤프트 씰이 되기 위해서는 균형지수가 일반적으로 약 0.8(K=0.8) 이어야 하고 비균형 샤프트 씰이 되기 위해서는 약 1.2(K=1.2) 여야 한다.

1.3.3 메카니컬 샤프트 씰의 종류

이 절에서는 주요 메카니컬 샤프트 씰인 오링 씰과, 베로우즈 씰 그리고 한 개의 장치로 된 씰인 카트리지 씰에 대해서 알아본다.

오링 씰(O-ring seals)

오링씰에서 회전축과 회전하는 씰 표면 사이에 씰링은 O형 링에 의해 이루어진다.(figure 1.3.9 참조) 오링은 온도변화나 마모로 인해 축의 미세한 변화에 적용되기 위해서라도 축방향으로 자유롭게 움직일 수 있어야 한다.

고정부의 잘못된 위치는 마찰의 원인이 되면서 오링과 축의 마모를 가져온다. 오링은 다른 종류의 고무 재질로 만들어 진다. 고무의 종류는 NBR, EPDM 그리고 FKM 인데 이것들은 펌프 운행 조건에 따라 선택되어져야 한다.

베로우 씰

베로우 씰의 공통적인 특징은 회전하는 링과 축 사이에 동작하는 씰의 요소로서의 기능을 고무 씰이나 금속 씰, 모두 행한다는 것이다.

고무 베로우 씰

figure 1.3.10을 보면 고무 베로우즈 씰을 볼 수 있는데 이 씰을 다른 종류의 고무재질로 만들어 진다. 고무 종류는 NBR, EPDM, FKM 으로 운행 조건에 따라 사용되는 고무 재질은 다르다. 아래와 같은 고무 베로우즈를 설계하기 위해 주로 사용되는 두개의 기하학적 원리들이 사용되어 진다.

접이 베로우즈(folding bellows)

롤링 베로우즈(Rolling bellows)

fig 1.3.8 밸런씽 정도에 따른 마모율

fig 1.3.9 O-링 씰

오링 씰의 장점과 단점

장점 : 고압용 장비와 고온의 유체에 사용 적합

단점 : 축에 부유물 발생( 녹 ) 되어 축방향으로 움직이는 오링 샤프트 씰을 방해할 수 있음

fig 1.3.10 고무 벨로우즈 씰

고무 벨로우즈 씰의 장점과 단점

장점 : 축에 발생되는 녹과 같은 부유물에 민감하지 않음

단점 : 고압용 장비와 고온의 유체에 사용 부적합

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금속 베로우즈 씰

일반 메커니컬 샤프트 씰에서 스프링은 씰의 면을 덮기 위해 필요한 폐쇠력을 만든다.

금속 베로우즈 씰(figure 1.3.11)에서 스프링은 비슷한 힘을 가진 금속 베로우즈로 교체된다.

금속 베로우즈는 회전 링과 축 사이에서 움직이는 씰 역할로 작용하고 축에서는 스프링 역할을 하기도 한다. 이 베로우즈는 몇 개의 주름을 가지고 있는데 스프링처럼 적정한 탄성을 이 베로우즈에 주기 위함이다.

카트리지 씰

카트리지 씰에서 샤프트 슬리브에 모든 부품이 내부에 조밀하게 구성된 유닛이 설치되어 있다 카트리지 씰은 전통적인 샤프트 씰과 비교하면  많은 이점을 가지고 있다.(figure 1.3.12)

세척,플러싱(Flushing)

몇몇 펌프에서는 플러싱을 설치함으로 인해서 메카니컬 샤프트 씰의 성능을 향상시킬 수 있다. 플러싱은 메커니컬 샤프트 씰의 온도를 낮출 수 있으며 부유물이 발생되는 것을 막을 수 있다. 플러싱은 펌프 내부나 외부 어느 쪽에도 설치가능하다. 내부 플러싱은 펌프 토출구에서 적은 유량이 씰부분으로 우회될 때 설치된다. 내부 플러싱은 일반적으로 열 교환 시스템에서 씰에서 발생되는 열을 막기 위해 주로 사용된다. 외부 플러싱은 플러싱 액에 의해 작용된다 그리고 사용하는 액체가 연마제이거나 고형물이 있는 유체를 사용할 때 문제가 없는 운행을 보장하기 위하여 사용된다.

fig 1.3.11 카트리지 메탈 베로우즈 씰

카트리지 메탈 베로우즈 씰의 장점과 단점

장점 : 축에 발생되는 녹,석회물에 민감하지 않음

고압용 장비와 고온의 유체에 사용 적합

낮은 밸런씽 비율은 낮은 마모율과 결과적으로 긴 제품 수명을 보장

단점 : 펌프의 중심 조정이 되어 있지 않은 경우에 메카니컬 씰의 피로 파괴가 일어날 수 있음

고온, 고압으로 인해 피로 파괴가 발생될 수 있음

fig. 1.3.12 카트리지 씰

카트리지 씰의 장점

쉽고 빠른 서비스가능

씰 표면을 보호하는 구조

선 하중 스프링 구조

안전한 관리 가능

fig. 1.3.13 단일 메카니컬 샤프트 씰의 플러싱

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이중 메카니컬 씰

이중 메카니컬 씰은  유체내 고형 입자, 고압, 저압 그리고 온도로 인해 마모가 생겨서 일반 메카니컬 씰의 수명 주기가 불충분할 경우에 사용하게 된다. 또한 이중 메카니컬 씰은 독성, 산성, 폭발성 유체를 펌프에 사용하는 경우에 주변 보호를 위하여 사용되어진다. 이중 메카니컬 샤프트 씰에는 직렬로 연결된 것과 등을 맞댄 것과 같이 연결된 씰이 있다.

직렬 이중 메카니컬 씰

이 메카니컬 쌰프트 실은 직렬로 설치되어 있으며 한 개는 바로 다른 하나의 뒤에 있으며 서로 다른 씰 캠버 안에 높여있다.(figure 1.3.14 참조) 이 타입의 메카니컬 샤프트 씰은 기밀 구조의 이중 메커니컬 샤프트 씰이 맞대어 설치된 타입의 메카니컬 샤프트 씰이 필요하지 않을 경우 쓰인다.

직렬 이중 메카니컬 씰은 아래에 열거된 사항을 조건으로한  냉각용수 시스템 사용에 적합여야 한다.

누수 흡수

누수 비율 관측

어는 것을 막기 위해 외부씰에 윤활유 및 냉각수 사용

공회전 방지

윤활막 안정

진공상태의 펌프네 공기의 유입을 막음

냉각수의 압력은 반드시 사용되는 유체의 압력보다 항상 낮아야 한다.

직렬 – 순환

비압력 탱크를 경유하는 냉각수의 순환은 figure 1.3.14와 같다.

상부의 탱크로 부터 냉각수는 씰에서 열 사이펀 운동 혹은 펌프 운동으로 인해 순환된다.

직렬 - 막힌 관

상부 탱크에서 냉각수가 흐름. Figure 1.3.15를 보면 이 시스템으로 부터는 어떤 열도 방산되지 않는다.

직렬 – 배수

냉각수가 곧장 재사용되기 위해서 씰 챔버로 흐르거나 혹은 배출되기 위해서 흐른다.( figure 1.3.16 참조)

fig.1.3.14 순환 시스템 하에 직렬 씰 배열

fig. 1.3.15  막힌 관 시스템 하에서 직렬 씰 배열

fig. 1.3.16 배수되는 냉각수 시스템 하에서 직렬 씰 배열

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맞대어 설치된 더블 씰

이 형태의 씰은 연마제, 산도가 있는 유체, 폭발 위험이 있거나 점성이 높은 유체를 사용하여 메카니컬 샤프트 씰에 마모나, 결함 또는 막힘을 줄 가능성이 있는 운전 조건에서는 이상적인 씰이다.

figure 1.3.17을 보면 이  더블 씰을 각각 분리된 씰 챔버안에 두개의 샤프트 씰이 서로 맞대어 설치되어 있다. 이렇게 맞대어 설치된 씰은 주변 환경을 보호하고 펌프 주위에서 일하는 사람들을 보호하게 된다.

씰 챔버안의 압력은 펌프의 압력보다  적어도 1-2bar 정도는 높아야 한다.

압력은 다음과 같은 조건에서 발생된다. 현재의 분리된 압력 원. 많은 요소들이 압력 시스템과 연계된다.

분리된 펌프, 예 : 도징 펌프

1.3.4 씰 표면 재질

산업용으로 사용되어지는 메카니컬 샤프트 씰에서 가장 중요한 재질에 대한 간단히 소개하면 다음과 같다

탄화 텅스텐, 탄화 실리콘 그리고 탄화 텅스텐/실리콘

탄화 텅스텐 / 탄화 텅스텐

단단한 탄화 텅스텐(WC) 그리고 일반적으로 연한 금속 합금을 기초로 하여 강한 금속질을 탄화 텅스텐이 결함된 금속으로 코팅한다. 정확한 기술용어는 탄소결합 텅스텐이나 약자로 탄화 텅스텐으로 사용함.

코발트와 합금이된 WC가 주철과 같은 기본 금속이 물에서 쓰일 때 유일하게 부식에 대해 저항성이 있다

크롬-니켈-몰리브덴 합금 WC는 EN 14401과 동일한 부식 저항치를 가진다.

교결제 없이 소결 처리된 WC는 매우 높은 부식 저항치를 가지고 있다. 그러나 유체 내 예를 들어 차아염소산염과 같은 유체에서는 그리 높지 않은 부식 저항치를 보여준다.

WC/WC 은 아래와 같은 특징을 가진다.

매우 높은 내마모성

매우 강하고, 거친 조작에도 강한 내구성을 가짐

공회전에는 매우 약함. 공회전을 하는 경우 단지 몇 분 사이에 수백도로 온도가 증가하고 결과적으로 O 링에 소손을 가져옴

만약 일정 압력, 일정 온도가 넘어가게 되면 씰에서는 소음이 발생된다. 이 소음은 씰에 부적합한 운전이 되고 있다는 표시이며 이 조건에서 장기적으로 운행하게 되면 씰의 마모를 가져온다. 사용 한계는 씰의 반경과 설계에 따라 좌우된다.

WC/WC 씰 표면을 가진 경우에는, 비록 처음 3-4일 동안 잡음이 없다 하더라도 소음이 발생되어 마모가 발생되는 기간 중 운전되어도 3-4주는 운행된다.

fig. 1.3.17 백 투 백 씰 배열

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탄화 실리콘/ 탄화 실리콘

(SiC/SiC)

탄화 실리콘/탄화 실리콘 조합은 WC/WC 조합을 선택하지 않을 때 선택할 수 있는 또 다른 조합이며 매우 높은 부식 저항성이 요구될 때 사용한다.

SiC/Sic 재질은 다음과 같은 특징이 있다.

주의 깊은 관리를 요구하는 매우 깨지기 쉬운 물질

마모에 매우 강하다.

매우 강한 내 부식성. SiC(Q1S, Q1P 그리고 Q1G) 는 어떤 유체에 사용되어도 거의 부식하지 않는다. 그러나 매우 낮은 전도율을 가진, 미네럴분이 없는, 물은 예외이다. 이런 물을 사용하면 이 유체가 SiC의 Q1s와 Q1P 요소에 영향을 끼치게 된다. 하지만 Q1G는 이런 유체에서도 부식 저항성을 가진다.

일반적으로 탄화 실리콘 물질 조합은 공회전에 매우 약하다는 특징이 있다. 하지만 Q1G/Q1G 물질의 조합은 물질에 포함된 그라파이트 성분비율에 따라서 공회전이 가능한 기간을 연장/단축할 수 있다.

여러 가지 다양한 목적을 위해 다양한 SiC/Sic 조합이 아래와 같이 존재한다.

Q1S,  밀집 소결된, 결이 고운 SiC

직접 소결된, 결이 고운 SiC는 적은 양의 작은 기포를 가지고 있다.

수년 동안이 재료의SiC는 메카니컬 샤프트 씰의 표준 재질로 사용되어졌다.

압력과 온도의 제한은 WC/WC의 메카니컬 샤프트 씰보다는  낮다.

Q1P,  다공 소결된, 결이 고운 SiC

변형된 밀집 소결된SiC. 이 변형된 SiC는 큰 고리형태의 폐 기포를 가지고 있다. 다공율을 5-15% 이며 크기는 10-50 마이크로 Ra 압력과 온도 제한 범위는 같은 종류의 WC/WC보다 우수하다. 결과적으로, 따뜻한 물에서 Q1P/Q1P 표면재질은 WC/WC 재질의 제품보다는 낮은 소음을 발생한다. 그러나 다공 SiC 씰에서 소음이 발생된다면 이것은 3-4일 동안 마모가 이루어지며 운행된 이후이다.

Q1G, 자체 윤활, 소결된 SiC

몇몇 변형된 Sic 재질은 건식 윤활제를 사용하는 것이 가능하다

위에 설명된 물질과는 전혀 다르게 Q1G는 증류수 혹은 미네랄이 없는 물에서 사용에 적합한 SiC 재질로 적합하다.

Q1G/Q1G의 압력, 온도 제한 수치는 Q1P/Q1P의 수치와 유사하다.

건식 윤활제, 다시 말하면 그라파이트는 공회전시에 마찰을 줄여주는 작용을 함으로 씰이 공회전 시 내구성에 대해서는 결정적인 요소이다.

탄소/탄화 텅스텐 또는 탄소/탄화 실리콘 특성

탄소 표면 씰의 특성은 아래와 같다.

주의 깊은 관리를 요구하는 매우 깨지기 쉬운 물질

고체 입자를 지닌 유체로 인한 마모

부식에 대한 강한 내구성

공회전에 강함(일시적인 공회전)

탄소의 자체 윤활 특성은 이 씰을 심지어 윤활이 부족한 조건(고온)에서도 소음 없이 사용하기 적합하게 만들었다. 그러나 그러한 조건은 탄소 씰 표면의 마모를 가져오고 이로 인해 씰의 수명은 줄어든다. 마모는 압력, 온도, 유체, 씰의 지름과 씰 구조에 따라 다르다.

낮은 속도는 씰 표면간의 윤활성을 줄이게 되면서 그 결과 마모정도는 늘어나게 된다. 하지만 일반적으로 이것이 마모를 일으키는 주된 원인이 될 수 없다. 왜냐하면 씰 표면이 움직이면서 간격이 줄어들기 때문이다.

금속에 침투된 탄소(A)는 제한된 부식 저항치를 가진다. 그러나 기계 강도를 향상하고 열 전도성을 높이고 마모를 감소시켜준다. 기계적인 강도를 줄인, 그러나 높은 내 부식성, 합성수지 탄소(B)는 폭넓게 사용가능하며, 합성수지 침투형 탄소는 음료에 적합하다. 물과 탄소의 질에 따라서, 탄소/Sic 가 온수 시스템에 사용되어 경우 Sic에 심한 마모를 일으키는 원인이 된다. 이렇게 마모가 되는 조건에서는 주로 Q1S/탄소 재질을 적용한다. Q1P,Q1G 또는 탄소/WC 페어링은 마모를 감소시킬 수 있다. 따라서 온수 시스템에는 탄소/WC, 탄소/Q1P 또는 탄소/Q1G 재질의 사용을 추천한다.

1.3.5 씰 성능을 좌우하는 요소들

앞에서 이야기 되었듯이, 씰이 완전히 빈틈이 없는 것은 아니다. 이 절에서는 펌프 씰의 성능에 중요한 역할을 차지하는 요소들 : 에너지 소비, 소음, 누수에 대해서 알아보고자 한다. 이들 요소들은 각각 개별적으로 다뤄질 것이다. 그러나 무엇보다 중요한 것은 이들 요소들이 각각 서로 연계되어 있다는 사실이고 이 요소들을 검토할 때 전체로 고려되어야 한다는 것이다.

에너지 소비

씰을 회전 시키는데 전력이 필요하다는 것은 전혀 놀랄만한 사실이 아니다. 아래에 메카니컬 샤프트 씰에서 이루어지는 전력 손실에 대해 적어보았다.

원심펌프에서 회전하는 부분.

전력의 손실은 회전 속도가 빨라지면서 급격히 늘어난다.

씰 표면 마찰

씰의 표면 마찰은 다음과 같은 요소로 이루어져있다.

형성된 유막과의 마찰

씰 표면사이에 접촉점으로 인한 마찰

전력 소모 정도는 씰의 디자인, 윤활 조건 그리고 씰 표면 재질에 따라 변한다.

Figure 1.3.18 은 메카니컬 샤프트 씰의 전형적인 전력소모를 나타내고 있다.

그림에서 보면 3600rpm 이상의 회전이 걸리게 되는 경우 마찰이 메카니컬 샤프트 씰의 전력 소모에 주원인이 된다.

fig.1.3.18 12mm 메카니컬 샤프트 씰의 동력 곡선

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특히 패킹 상자와 연결된 경우에는 예제에서 보는 것 과 같이 패킹 상자를 교체함으로 인하여 상당한 수준의 에너지 절감이 이루어 질 수 있다. (Figure 1.3.19)

잡음

씰 표면 재질에 대한 선정은 마찰과 메카니컬 샤프트 씰의 수명기간을 정하는데 상당히 중요한 부분이다. 씰이 낮은 점도의 유체를 사용할 때 윤활조건이 좋지 않으면 소음이 발생되게 된다. 온도가 증가됨에 따라서 물의 점도는 떨어진다. 이것은 다른 말로 온도가 증가함에 따라서 윤활 조건은 더 나빠진다는 것이다. 만약 펌프에 사용되는 유체의 온도가 끓는점에 도달하던가 넘게 되면 씰표면에서의 유체는 증기화 된다. 이렇게 증기화 되는 유체로 인해 윤활조건은 더욱 나빠지게 된다. 속도가 줄어들어도 같은 효과를 가진다.(figure 1.3.20 참조)

누수

펌프에 사용되는 유체가 메카니컬 샤프트 씰 표면을 윤활 한다. 그 결과, 좋은 윤활 조건이라 하면 적은 마찰에 누수가 많은 것이고, 이를 다르게 표현하면 적은 누수란 윤활조건이 나쁜 것이고, 마찰이 늘어난다는 것이다. 매우 다양한 형태로 누수와 전력손실이 메카니컬 샤프트 씰에서 나타난다. 이렇게 다양하게 나타나는 이유는 누수라는 것이 씰의 종류, 유체 종류, 스프링 하중 등이 작용하기 때문에 이론적으로 그 양을 계산하는 것이 불가능하다. 그래서 Figure 1.3.21 은 하나의 가이드라인으로 받아들여져야 한다.

누수율을 정확하게Figure 1.3.21에서 읽기 위해서는 아래와 같은 절차를 밟아야 한다.

Step 1 : 압력을 확인 - ex) 5 bar

Step 2 : 30 mm 비균형 샤프트 씰

Step 3 : 3000 rpm

Step 4 : 누수율 0.06 ml/h

fig 1.3.19 패킹상자 대 메카니컬 샤프트 씰

표준 펌프 50mLC;50 mm 샤프트, 2900rpm

에너지 소비

패킹상자

메카니컬 샤프트 씰

누수

패킹상자 3.0l/h(정확히 설치된 경우)

메커니컬 샤프트 씰

fig. 1.3.20 운행 범위와 속도사이의 관계

fig. 1.3.21 누수율

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모터들은 전 세계에서 많은 산업 기자재에 장치되어서 사용된다.

전기 모터의 목적은 회전을 일으키는 것이며 이것은 전기적 에너지를 기계적인 회전 에너지로 전환하는 기계장치라는 의미를 가진다. 펌프는 기계적인 에너지로 구동회는 것이며 이 기계적인 에너지는 모터로 부터 발생한다.

1.4.1 기준

NEMA

The National Electrical Manufacturers Association(NEMA)- 국제 전기 제품 생산자 연합-는 모터를 포함하여 폭넓게 전기 제품에 대한 표준을 정하였다.

NEMA는 주로 북부 아메리카에서 사용되는 모터들에 대한 규정을 확립하였다. 여기서 설정된 기준들은 일반 산업용을 주로 표기하고 있고 전기 장치 제조업자들로 부터 기준의 신뢰성을 지지받고 있다. 기준들은 NEMA 표준 출판 No.MG1에서 그 내용을 확인할 수 있으며 몇몇 대형펌프는 NEMA 기준 이하인 것으로 나타난다.

IEC

The International Electrotechnical Commission(IEC) - 세계 전기 기술 위원회 -는 각 나라마다 사용하는 펌프에 대한 표준을 정하였다. 기준서 IEC 60034에는 IEC 위원회에 참여한 나라들에 의해 개발된 추천 전기 실험 사례들을 기술하고 있다.

fig. 1.4.1전기 모터

fig. 1.4.2 NEMA 와 IEC 표준

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방폭 모터

ATEX(Atmosphere Explosible) 는 두개의 EU 지침에서 폭발의 위험성에 대해서 언급하였다. ATEX 지침에서 는 전기, 기계, 유체, 공기압력 장비에 대해서 언급하고 있다. 기계장비에서는 ATEX 지침에서 펌프 부품, 샤프트 씰과 베어링에 대해서는 가열되지 않아야 하고 가스나 먼지를 발생시키지 않아야 한다고 적혀있다. 첫째로 ATEX 지침(94/9/EC)은 장비를 폭발의 위험이 있는 장소에 사용하는 장비에 대해 기본적으로 필요한 사항에 대해 언급했다.

생산자들은 이 지침에서 요구하는 항목들을 충족하여야 하고 그들의 제품에 이 사항들을 기입해야한다. 둘째로 ATXE 지침(99/92/EC)은 사용자들이 폭발의 위험이 있는 장소에서 지켜야하는 최소 안전 지침과 건강을 지키기 위한 지침을 언급하였다. 다양한 기술들, Protection type d(내화성), e(안전도 증가) 그리고 먼지가 많은 곳에서는 DIP(먼지 발화 방지),이 전기 제품이 발화의 원인이 되는 것을 막기 위해 사용되어 진다.

내화 모터들 - protection type Eexd(de)

무엇보다 내화등급 Eexd(type de)인 모터들은 zone 1에서 사용하는 장비 분류 2G에 해당한다. 고정자 하우징과 플랜지가 폭발할 수 있는 환경에서 발화 가능한 내화 모터 부분들을 감싸고 있다. 이렇게 동봉된 상태여서 모터 내부에서 폭발성 혼합물이 폭발하여 발생되는 압력에 대해서 모터가 지탱할 수 있다. 화염 경로의 크기는 EN 50018 기준에 의해 정의된다. 내화 밀봉 부분의 표면 온도는 항상 온도 분류에 따라야 한다.

안전도 증가 모터- protection type Eex(e)

안전도 증가 모터들(type e)은 zone 1에서 사용하기위한 장비 분류 2G에 해당된다.

이들 모터는 내화 방지 되어 있지 않으며 내부 폭발에 대해 견딜 수 있게 제조되지도 않았다.

이런 모터의 구조는 일반 운전 중이나 예측된 오류 상황에서 허용 온도, 불꽃 발생 그리고 아크 발생에 대한 안전도를 증가시킨 것이다. 안전도 증가모터에 대한 온도 분류는 내부,외부 양쪽에서 허용된다. 이런 연유로 고정자에 감긴 코일의 온도를 측정하는 것은 매우 중요하다.

fig 1.4.3

zone과 장비 분류사이의 관계는 최소요구사항이다. 만약 국제 규격이 더 엄격해지면 이와 관련해서 더 지켜야 할 사항이 있다.

fig 1.4.4

모터 내부에서 폭발이 일어나고, 화염으로 이뤄진 길을 통해 모터내부에서 발생된 가스가 흘러나오게 된다. 내화 Eexd 모터에 대한 온도 등급은 외부 표면에 대해 유효하다.

fig 1.4.5 안전도 증가 모터 Eexe 에서는, 불꽃 발생은 없다. 온도 등급은 내부와 외부, 둘 다 해당된다.

fig 1.4.6 불꽃이 발생하지 않는 모터 ExnA가 설치되면 점화는 일어나지 않는다.

불꽃 발생이 없는 모터 - protection type Ex(nA)

불꽃 발생이 없는 모터(type nA)는 zone 2에서 사용되는 장비 분류 3G에 해당된다.

이들 모터들은 일반적인 운전아래에서 폭발할 수 있는 환경 속에서 어떤 형태로든 불꽃이 발생되지 않는 모터이다.(Figure 1.4.6 참조)

먼지 점화 방지(DIP)

먼지 점화 방지에는 두 가지 종류가 있다: 2D/ 장비 분류 2 제품과3D/ 장비 분류 3 제품이다.

2D/ 장비 분류 2 제품

정전기로 인해 불꽃이 생성되는 것을 막기 위하여 zone21(폭발 위험이 있는 지역)에서 사용되는 분류 2 DIP 모터에 탑재되는 냉각 팬은 금속재로 만들어져야 한다.

이와 마찬가지로 점화 가능성을 최소화 하기위하여 외부 지면 접지는 구조의 보다 엄격한 사항으로 통제된다. 모터 명판에 기재된 동봉되는 부분의 외부 표면 온도는 모터 허용 최저 조건상에서 운전 성능에 상응한다. zone 21(폭발 위험이 있는 지역)에서 사용되는 모터는 IP65 보호 인증을 받아야 하며 먼지로 부터 완벽하게 보호되어야 한다.

3D/ 장비 분류 3 제품

zone22(폭발의 위험이 크지 않은 지역)에서 사용되는 장비 분류 3 DIP 모터에 명기된 온도는 몇몇 특수한 모터에 대해 허용된 최저 조건하에서 운전된 성능에 상응한다.

종류

코드

표준

영역/ZONE

상세내용

적용

일반

기름 잠김

기밀

분말 사용

내화벽

안전치 증가

전자 안전

캡슐화

n 보호 타입

영역 2,zone 2

영역 2,zone 1

영역 2,zone 1

영역 2,zone 1

영역 2,zone 1

기본적인 전기 요구 사항

전기 구성품이 기름에 잠기어 발화시에 폭발할 수 있는 환경이 되지 않도록 함.

폭발 가능한 환경을 없애기 위해 기밀된 하우징을 청결히 하고 주변 기체의 유입을 막기 위해서 가압,기밀시킨다.

전기 부분을 분말, 석영가루로 둘러싸서 폭발 가능한 대기 환경과 접촉을 막는다.

만약 내부 폭발이 있더라도 밀봉된 하우징 전기 장치들은 주변 대기를 발화시키지 않는다.

아크,불꽃 발생, 고온 표면을 제거하여 점화 가능한 환경에서 점화를 막는다.

장비의 전기력을 제한하여 회로에 불꽃이나 열로 인해 발회되는 것을 막음

전기 부품을 승인받은 물질 내부에 넣어 캡슐화 함으로 폭발 가능성이 있는 기체와 접촉되는 것을 막음

아크와 불꽃이 발생하지 않음

모든 기기

변압장비

스위치,콘트롤 박스, 대용량 모터

전기 장치 (축전지,퓨즈)

AC 모터,콘트롤 패널, 전구류

AC 모터, 터미널과 연결 박스,전구류, 다람쥐장 모터

측정 장치, 컨트롤 장비, 센서류, 기계 기구

측정 장치, 콘트롤 장비, 솔레노이드 밸브

AC motors, 터미널 박스, 전구류

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zone 22에 사용되는 모터는 IP55인증이 있어야 하며 먼지로 부터 보호되어야 한다.

2D/ 장비 분류 2 제품과 3D/ 장비 분류 3 제품사이에 유일하게 다른 점은 IP 보호 등급이다.

탑재(국제 탑재- International Mounting,IM)

모터를 펌프에 연결하는 것에는 세 가지 탑재 법이 있다 - 횡형 탑재, 홀이 없는 플렌지와 플랜지 있는 모터(FF) 그리고 홀 있는 모터와 플랜지 있는 모터(FT). Figure 1.4.8에서 세 가지 다른 종류의 모터 탑재 방법을 보여주고 있으며 이는 각 탑재 법에서 표준으로 적용된다.

모터의 탑재에 대해서는 아래와 같은 기준에 따라 서술하였다.

IEC 60034-7, Code I,

즉 말하자면 일전에DIN 42590 code로 사용되어 진 후 IM으로 임명되었음.

IEC 60034-7, Code II

밀봉 등급(진입 보호 - IP)

밀봉 등급이란 고체나 물의 인입에 대한 모터의 방지정도를 말한다.

밀봉 등급은 IP 다음에 적히는 두 자리 숫자로 그 등급이 표시된다,(예: IP55) 첫 번째 숫자는 접촉과 고체의 인입에 대한 보호 정도를 나타내고 두 번째 숫자는 물의 유입에 대한 보호 정도를 표시한다.(Figure 1.4.9 참조) 배수 구멍은 고정자 하우징에 일시적인 응결로 인해 발생된 물을 배수할 수 있게 한다. 습한 환경에서 모터가 설치된 경우에 바닥에 있는 배수 구멍은 열어두어야 한다. 배수 구멍이 열리게 되면 모터의 밀봉 등급은 IP55에서 IP44로 변경된다.

fig.1.4.8 모터 탑재 방법

횡형 탑재, 홀이 없는 플렌지와 플랜지 있는 모터(FF) 그리고 홀 있는 모터와 플랜지 있는 모터(FT)

fig. 1.4.9 IP 밀봉 등급

첫 번째 숫자

인입되는 고체물질과 접촉에 대한 보호등급

0 특별한 보호 없음

1 55mm보다 큰 고형체에 대해 모터는 보호(ex.손)

2	12mm보다 큰 고형체에 대해 모터는 보호(ex.손가락)

3	25mm보다 큰 고형체에 대해 모터는 보호(ex.전선,도구)

4	1mm보다 큰 고형체에 대해 모터는 보호(ex.전선)

5	모터를 먼지의 인입으로 부터 보호

두 번째 숫자

인입되는 물에 대한 보호 등급표시

0 특별한 보호 없음

수직으로 떨어지는 물, 응결액에 대해서 모터는 보호됨

모터가 15도 범위에서 기울어져 있어도 수직으로 떨어지는 물, 응결액에 대해서 보호된

수직에서 60도 사이로 설치된 펌프가 분사되는 물에 대해서 보호됨

어느 방향에서든 튕기는 물에 대해서 모터 보호

노즐에서 어떤 방출되는 물을 모터로 부터 보호

6	해수 혹은 고압의 워터 제트로부터 모터 보호

7	7 수심 15cm와1m 사이에 잠수되어 생산 표기된 기간 동안 모터는 모호

8	8 생산 표기된 조건하에서 지속적인 잠수로 부터 모터 보호

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Frame size

Figure 1.4.11은 뼈대 크기와, 샤프트 끝단, 모터 전력 그리고 플랜지 종류와 크기- 이들 사이에 관계에 대한 개략을 보여준다. 315M을 포함해서 프레임 크기가 63 이상인 모터들에 대해서, EN 50347에서 그 관계가 명기되어 있다. 프레임 크기가 315L 이거나 이거보다 큰 모터인 경우, 이들의 관계에 대해 표준이 명시되지 않는다. 그림에서는 모터의 어떤 부분에서 측정된 값이 프레임 사이즈를 결정하는지를 보여준다.

플렌지와 샤프트 끝단은 EN 50347,IEC 60072-1에 따른다. 부드러운 모터 샤프트 끝단과 표준에서는 정의 되지 않는 샤프트 연장을 특별히 요구하는 펌프인 경우 커플링을 가진다.

절연 등급

절연 등급은 IEC 60085 표준서에서 정의 하고 있으며 어떻게 절연 시스템이 온도에 대해 지탱하는지에 대해 말해주는 것이다. 절연 물질의 수명은 물질이 노출된 온도에 상당부분 의존한다. 다양한 절연 물질과 시스템은 높은 온도에서 견딜 수 있는 정도에 따라 절연 등급이 정해진다.

fig 1.4.10 프레임 크기

fig 1.4.12 절연 종류와 일반 전압, 부하 조건에서 온도 증가

fig 1.4.11 전력 공급과 프레임 크기사이 관계

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1.4.2 모터 시동

모터 시동하는 여러 가지 방법에 대해서 다음과 같이 분류해 보았다. Direct-On-Line(DOL) 스타팅, star/delt 스타팅, 단권변압 스타팅, 소프트 스타팅 그리고 주파수 변환 스타팅 각 방법들은 장점과 단점이 있는데 아래 figure 1.4.13에 정리해 놓았다.

Direct-on-line 스타팅(DOL)

이름에서 알 수 있듯이, 이 스타팅은 모터를 직접 공급받는 전원에 연결시켜서 시동하는 방법이다. 안정적인 전원 공급과 기계적으로 안정되고 샤프트 시스템의 치수 가공이 잘된, 예를 들면 펌프, 기계에서 사용이 적합하다. 이 방식을 적용할 때마다 지역 전문가와 상의가 필요하다.

Star/delta 스타팅

3상 유도 모터에 사용되는 Start/delta 스타팅의 목적은 시동 전류를 줄이는 것이다. 처음 시동을 위해서 star(Y)에 연결된 코일이 감진 연결자에 전류를 공급한다. 그런 뒤에 코일이 감긴 델타(삼각형)에 다시 연결되어 모터의 속도를 높인다.

단권변압 스타팅

이름에서 보이듯, 이 기동방식은 단권변압기를 사용하여 기동하는 방법이다. 시동하는 동안 모터와 직렬로 배치되어 전압을 일반 전압에서 두배,네배까지 변화 시킨다.

소프트 스타터

소프트 스타트는 ,많이 사람이 기대하듯, 모터의 부드러운 기동을 가능케 하는 장치이다. 이것은 전압을 미리 설정한 승압 시간까지 전압을 승압해서 스타팅하게 한다.

주파수 변환기 스타팅

주파수 변환기는 지속적으로 모터에 전류를 공급하기 위해 설계되었다. 그러나 이 변환기 또한 소프트 스타팅을 위해 사용된다.

fig 1.4.13 점화방법들

점화방법

장점

단점

DOL

간단하며 비용이 효율적, 안전한 시동가능

시동 전류를 3배까지 줄일 수 있음

로터 전류와 토크를 감소

부드러운 시동 가능, 전류 안정, 워터 해머 현상이 시동시 줄어듦, 필요에 따라 두 배에서 3배까지 시동절류 감소

전류안정, 시동시 워터 해머 현상 줄일 수 있음, 2배에서 3배까지 로터 전류 줄일 수 있음, 모터에 지속적인 모터 피딩용으로 사용가능

로터에 필요한 전류가 높다

star에서 delta로 바뀌는 중에 전류 불안정, 낮은 관성의 부하에는 부적합, 로터 토크 감소

줄인 전압과 최대 전압이 바뀔 때 전류 불안, 로터 토크가 줄어듦

로터 토크 감소

고가이며, 로터 토크가 작음

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1.4.3 전압 공급

모터의 정격 전압은 어떤 일정한 전압 범위 안에 든다. Figure 1.4.14는 50Hz와 60Hz에서 전형전인 전압을 보여준다. 국제 기준 IEC 60038에 따르면, 모터는 주 전압 편차 10% 인 전압에서 운전되어야 한다고 기술되어있다. IEC 60034-1 표준에 따라 설계된 모터들에 한해서는 넓은 전압 범위를 가진다, 예 380-415V,  주 전압은 5%의 편자를 가진다. 모터가 정격 전압의 범위 내에서 운전될 때 실제 절연 등급에 대한 허용 최대 온도는 넘지 않는다.

한계 경계에서의 조건에 대해 온도는 일반적으로 약 10 Kelvin 증가한다.

1.4.4 주파수 변환기

주파수 변환기는 종종 펌프의 속도 조절을 위해 쓰인다. 4장 검토. 주파수 변환기는 주 전압을 새로운 전압과 주파수로 변환하는 이는 모터가 다른 속도로 운행 가능하게 해준다. 이 방법으로 주파수를 조정하는 것은 아래와 같은 몇몇 문제점을 낳는다.

모터에서 발생되는 소음. 이 소음은 가끔 시스템에 전달되어 매우 거북한 소음이 되기도 한다. 주파수 변환기에서 모터사이에서 출력에 고압이 발생한다.

fig 1.4.14 전형적인 압력조건

fig 1.4.15 IEC 60038에 따른 주 전압

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주파수 변환기와 연결된 모터의 절연

주파수 변환기와 연결된 모터들에서 다른 종류의 모터와 여러 다른 종류의 절연방식들을 볼 수 있다.

상 절연이 없는 모터

상 절연을 사용하지 않고 생산된 모터에 대해서 460V이상의 지속적인 전압은 감긴 코일에서 분열적인 방출이 일어날 위험을 증가시키고 그 결과 모터가 파손된다. 이들 원칙들에 따라서 위와 같은 사항은 모든 모터를 생산될 때 고려된다. 최고 전압이 650V 이상에서 지속적으로 운전하게 되면 이것은 모터에 손상을 일으키는 원인이 된다.

상 절연이 있는 모터

3상 모터에서, 상절 연은 일반적으로 이루어지며 결과적으로 공급전원이 500V보다 낮으면 특별한 사전 주의가 필요하지는 않다.

강화 절연된 모터

공급 전원이 500V~690V사이인 경우, 모터는 한층 강화된 절연을 채택하거나 delta U/delta t 필터를 사용해 보호돼야 된다. 690V나 그보다 높은 전압이 공급 전압인 경우에는 모터는 절연 강화와 delta U/delta t 필터, 두가지다를 사용해야 한다.

절연 베어링이 사용되는 모터

베어링을 통해 위험한 전류가 흐르는 것을 막기 위해서, 모터 베어링은 전기적으로 절연이 되어야 한다. 프레임 크기가 280이상인 모터부터 적용된다.

fig 1.4.16 상 절연이 된 고정자

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모터 효율

일반적으로, 전기 모터들은 매우 효율적이다. 모터 크기에 따라서 몇몇 모터는 전기력이 축동력으로 전환하는데 80~93% 정도의 효율을 가지고 있고 가끔은 큰 모터에 대해서는 이보다 높은 효율을 유지한다. 전기 모터에는 두 가지 에너지 손실이 있는데 이는 부하 의존 손실과 부하 비의존 손실이다. 부하 의존 손실은 전류 단면적에 따라 다양하며 아래와 같은 요소를 포괄한다.

권선 손실(구리 손실)

로터 손실(미끄러짐 손실)

공회전 손실(모터의 다른 부분에서)

부하 비의존 손실은 아래와 같다.

순수 손실

기계적 손실(마찰 손실)

효율에 따라서 모터들은 여러 가지 부류로 나뉘어 진다.

가장 중요한 것은 EU기준들(EFF1,EFF2,EFF3)중 CEMEP와 미국 기중 중 EPAct 이다.

모터들은 과부하에서 장기간 사용할 경우 사용할 수 없는 경우가 발생되어서 대부분 모터를 선택할 때는 고의적으로 설계 모터 보다는 한단계정도 큰 모터를 선택하고 모터의 최대 부하의 75%~85% 사이에서 운전한다. 이정도 수준의 부하에서는 모터 효율과 안전율 정도가 각각 높은 수준을 유지한다. 그러나 모터의 부하가 25% 미만인 경우에는 효율과 안전율이 줄어든다.

모터의 효율은 부하율이 어느 적정점 이하로 떨어지는 순간 떨어진다. 그래서 허용 용량아래에서 모터가 운행 중일 때 발생되는 손실을 최소화 하기위해서 모터의 용량을 선정, 선택하는 것은 매우 중요하다.

펌프 모터를 펌프의 요구 동력에 맞춰서 선택하는 것은 매우 일반적이다.

1.4.5 모터 보호

모터들은 거의 항상 절연 시스템에 문제를 일으키는 온도에 대해서 보호받게 된다. 모터의 구조와 적용 시스템에 따라서, 열 보호는 또 다른 기능을 가진다. 말하자면 주파수 변환기가 모터에 장착된 경우에 열로 인한 피해를 막아주기도 한다.

모터 종류에 따라 열 보호 종류도 다양하다. 전력 소모와 함께 모터의 구조도 열 보호 방식을 선택할 때 고려되어야 한다. 일반적으로, 모터들은 아래와 같은 조건에서는 보호되어야 한다.

코일에서 천천히 온도 상승이 일어나는 경우

천천히 과부하 될 경우 :

과부하가 천천히 걸릴 때

시동에 걸리는 기간이 긴 경우

냉각이 줄어들거나 부족한 경우

주위 공기의 온도 증가

빈번한 시동과 정지

주파수의 잦은 변화

일정하지 않은 전압 공급

코일에서 빠른 온도 상승이 일어나는 경우

로터 회전에 원활하지 않는 경우

상에 문제가 있을 경우

fig 1.4.17 효율 대 부하 파워 팩타 대 부하

fig 1.4.18 효율과 크기가 다른 모터들과 부하 사이의 관계

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열 보호(TP)

IEC 60034-11 표준에 따르면, 모터의 열 보호 등급은  아래 표에서 나온 등급규칙에 맞게 모터의 명판에 명기되어야 한다.

PTC 서스미터

PTC(Positive Temperature Coefficient) 서스미터는 생산 중에 모터의 권선 내부에 설치될 수 도 있고 또는 생산 된 후에 새롭게 설치될 수도 있다.

일반적으로 3 PTCs 는 직렬로 설치되는데, 코일의 각 상은 1번이다. 이들은 90도에서 180도까지 5도 차 정도의 온도 범위에서 시동 온도로 정해진 것으로 구입되어 진다. PTCs는 서스미터가시동 온도에 도달했을 경우 서스미터의 저항의 빠른 저항 증가를 감지하는 서스미터 중계기에 연결되어진다. 이런 장치들은 비선형이다. 대기온도에서 세 개를 한 세트로 했을 경우 저항치는 약 200~300OHM이 되고, 시동온도에 서스미터가 다다르게 된 경우 이 저항치는 빠르게 증가한다. 만약 이 온도가 어느 정도 이상 증가하게 되면 PTC 서스미터는 수천 ohm에 도달하게 된다. 서스미터 중계기는 보통 3000 ohm에서 시동한다고 설정하거나DIN 44082 기준서에 명시된 것에 따라 시동을 설정한다. 만약 PTCs를 권선에 맞춘다면 11kW보다 낮은 모터에 대한 PTCs로 TP 설정표을 보면 TP211이다. 만약 PTCs를 새로 설치한다면 TP는 TP111이 된다. 11kW보다 큰 경우에는 보통 TP111이 TP로 설정된다.

열 스위치 와 자동온도 조절 장치

열 시위치는 작은 두 금속으로 된 스위치로 자동온도 조절장치로 인해 작동된다. 열 스위치는 넓은 폭의 시동 온도 영역을 가지고 사용가능하고 보통 오픈 타입과 닫힌 타입이 있다. 가장 일반적인 형태로는 닫힌 타입이다.

한 개 또는 두 개가 직영으로 보통 권선에 서스미터 처럼 설치된다. 그리고 주 접촉기 코일 회로에 직접 연결될 수도 있다. 이 경우에 중계기가 필요하지 않다 이런 방식의 보호는 서스미터보다 경제적으로 싸지만, 기계적으로 민감하지도 않고 로터가 움직이지 않는 형태를 감지하지 못한다.

열 스위치는 또한Thermik, Klixon 스위치 그리고 PTO로 종종 표현된다. 열 스위치는 항상 TP111 지시를 수행한다.

단상 모터

단상 모터는 보통 열 보호 장치와 폐합되어있다.

열 보호 장치는 보통 자동 재폐쇠 기능을 가지고 있다. 이런 장치는 모터가 직접 주 장치에 연결되어야 하며 자동 재 폐쇄 장치로 인해 어떤 문제가 생기지 않도록 한다는 것을 암시한다.

3상 모터

3상 모터는 지역 법규나 규칙에 의해서 보호되어야 한다. 이런 종류의 모터는 주로 재설정을 위해 외부 컨트롤 회로와 통합되어 사용된다.

fig. 1.4.19 TP 등급표

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휴지 가열

모터가 정지할 때는 분명 몇 가지 열을 일으키는 요소가 있다. 이런 열 발생 요소는 특히나 습기, 응결된 물이 발생되는 시설과 연결되어 사용된다. 휴지 가열을 사용하기 위해서 모터는 주변 온도보다 높아야 하며 공기 중 습도는 모터 안보다 항상 100% 낮아야 한다.

유지

모터는 일정한 간격을 두고 점검해야한다. 모터를 깨끗이 하는 것도 적정한 통풍을 유지한다는 점에서 중요하다. 만약 펌프가 먼지가 있는 곳에 설치되었다면 펌프는 일정한 간격으로 청소, 점검이 이루어 져야 한다.

베어링

보통 모터들은 고정된 베어링을 구동장치 끝에 가지고 있고, 구동장치가 아닌 끝단에는 축이 움직이는 방향으로 하나의 베어링이 있다. 축운동의 경우에는 제품의 편차, 제품 운전 중 열팽창으로 인해서 필요하다. Figure 1.4.21을 보면 비 구동장치의 끝단에서는 모터의 베어링이 흔들리는 스프링 와셔로 인해 유동성 있게 설치되어 있다. 구동장치 끝단에 고정되는 베어링으로는 깊게 홈이 파인 볼 베어링이나 angular contact 베어링이 있다

베어링 유극과 편자는 ISO 15,ISO 492에 따라 명시된다. 베어링 제조사는 이런 규약들을 반드시 실천해야 하기 때문에 베어링은 국제적으로 혼용되어 사용된다.

회전이 자유롭게 되기 위해서, 볼 베어링은 반드시 볼과 베어링 관 사이에 내부 편차가 있어야 한다. 이러한 내부 편차 없이는 베어링의 회전이 어렵거나 혹은 베어링이 크다면 회전이 불가능할 것이다. 한편으로는, 너무 베어링의 내부 유격이 클 경우에는 불안정한 베어링이 되어서 심한 소음 또는 축 흔들림이 발생하게 된다.

모터의 종류에 따라서 모터는 설정되고, 깊게 홈이 파인 볼 베어링이 구동 장치에 설치된 경우 이 베어링은 C3 혹은 C4 급의 유격을 가진다. C4 유격의 베어링은 열 민감도가 낮고  축 부하 전달력이 증가된다.

만약 아래와 같은 조건이 있다면 펌프 축동력을 다루는 베어링은 C3 급 유격을 가진다.

펌프에 완전하거나 부분적으로 물의 경감이 있는 경우

펌프가 빈번히 짧은 운전을 행하는 경우

펌프가 장기간 저속 운전 하는 경우

C4 급 유격은 축력이 자주 변화하는 펌프를 위해 보통 사용된다.

펌프가 한 방향으로 축력이 강하게 작용하는 펌프인 경우에 angular contact 베어링이 사용된다.

1.4.20 휴지 가열되는 고정자

1.4.21 모터 단면도

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영구 윤환 베어링 내장 모터

폐쇄형 영구 윤활 베어링에는 아래에 있는 고온용 윤활제 중 하나가 사용된다.

리튬 베이스 그리스

Polyurea 베이스 그리스

기술적인 특성은 표준 DIN - 51825 K2 또는 그보다 강화된 조건에 상응해야 한다.

기본적인 기름의 점도는 반드시 아래 조건 보다 커야한다.

50 cSt(10-6m2/sec, 섭씨 40도 조건)

8cSt(mm2/sec, 섭씨 100도 조건)

윤활 시스템이 있는 모터

보통, 프레임 크기 160인 모터거나 그보다 사위 모터는 구동 장치 끝단이나 비구동 장치 끝단에 윤활제 주입용접관이 있다.

윤활제 주입용 접관은 잘 보여야 하고 사용하기에 쉬워야 한다. 모터는 아래와 같은 조건에 적합하도록 설계된다.

베어링 주위에 기름(윤활유)의 흐름이 있도록 할 것 새로운 기름이 베어링에 접촉될 수 있도록 할 것. 사용된 윤활유는 베어링에서 제거될 것.

윤활 시스템이 있는 모터는 윤활유를 넣는 방법에 대한 지시서와 함께 공급된다. 쉽게 말해 냉각팬 뚜껑위에 라벨을 붙여 두는 방식으로 공급된다. 이것과는 별도로 설치 및 작동 지시서도 같이 공급된다.

윤활유는 종종 리튬 베이스의 고온용 윤활제이다. 예로는 EXXON UNIREX N3 or Shell Alvania 그리스 G3 이다. 기본 점성은 아래와 같아야 한다.

점도는 50cSt(10-6m2/sec, 섭씨 40도 조건)

8cSt(mm2/sec, 섭씨 100도 조건)

fig. 1.4.22 펌프 모터에서 다양한 베어링 종류

축력

적당히 강한 축력, 주로 샤프트 끝단에서 외부로 당기는 힘

샤프트 끝단에서 강하게 외부로 미는 힘

적당한 축력, 주로 샤프트 끝단에서 외부로 당기는 힘(부분적으로 수력으로 인해 펌프에서 감쇄)

작은 축력(유동 커플링)

내부로 가해지는 강한 압력

1.5 : 사용 액체

1.5.1 점성 액체

1.5.2 Non-Newtonian  액체

1.5.3 점성이 높은 액체 이송 시 원심펌프의 성능 변화

1.5.4 부동액 이송 시의 펌프 선정

1.5.5 점도 에 따른 동력 계산의 예

1.5.6 농도와 점도를 고려한 펌프선정 프로그램

54 P

1.5.1 점성 액체

펌프가 이송하는 가장 일반적인 액체는 물이다. 그러나 펌프는 다양한 적용분야에 따라 오일, 프로필렌 글리콜(propylene glycol), 가솔린 등 많은 종류의 액체를 이송해야 한다. 이러한 종류의 액체들은 물과 비교하여 밀도와 점도가 상이하다.

점도는 액체의 점성의 정도를  나타낸다.

점도가 높으면 액체의 점성 또한 증가한다. 한 예로  프로필렌 글리콜과 모터 오일은 점도가 높은 액체이며, 반대로 가솔린과 물은 점도가 낮은 액체이다.

점도에는 다음과 같이 두 가지 종류가 있다. :

l	절대점도 (Dynamic viscosity) : Pa.S 혹은 Poise 로 표시 (1 Poise = 0.1 Pa.S )

l	동점도 (Kinematic viscosity) : centistokes 혹은 m2/s (1 cSt = 10-6 m2/s)

절대점도(μ)와 동점도(ν)와의 관계는 우측 공식을 참조

다음 페이지는 동점도(Kinematic viscosity)에 관한 설명이다.

액체의 점도는 온도에 따라 변화하게 된다. Figure 1.5.1 에 따라 50%의 프로필렌 글리콜은 온도가 +20℃ 에서 –20℃ 로 떨어질 때 점도는 10배가 증가하는 것을 확인 할 수 있다.

액체의 점도에 관한 더 자세한 정보는 L 편을 참조

54P 우측 편

동점도(ν) = 절대점도(μ) / ρ

ρ = 액체의 밀도

액체	온도 t [℃]	밀도 ρ [kg/ m3]	동점도 ν [cSt]
물	20	998	1.004
가솔린	20	733	0.75
올리브 오일	20	900	93
50% 프로필렌 글리콜	20	1043	6.4
50% 프로필렌 글리콜	-20	1061	68.7

Figure. 1.5.1 : 액체 종류별 점도 값의 비교표

55P

1.5.2 Non-Newtonian 액체

Newtonian 액체의 점도는 그 액체의 크기와 이동성에는 영향을 받지 않는다. 그 예로 석유와 물은 전형적인 Newtonian 액체이다. 다시 말해, Non-Newtonian 액체의 점도는 교반할 때 변화하게 된다.

예는 다음과 같다.

l	크림과 같은 부피가 팽창하는 액체 – 교반시 점도가 증가

l	캐첩과 같은 가공된 액체 – 교반시 점도가 감소

l	페인트와 같은 Thixotrophic(점성물질에서 하중속도가 빠를수록 변형률이 증가하는 성질) 액체  - 교반시 점도가 감소

Non-Newtonian 액체는 이 장에서 앞서 설명 했던 점도에 관한 공식에 적용되지 않는다.

1.5.3 점성이 높은 액체 이송 시 원심펌프의 성능 변화

물보다 점도 혹은 밀도가 높은 액체는 다음과 같이 원심펌프의 성능 변화에 영향을 미친다.

l	소비동력이 증가한다. 예를 들어, 일반 물 이송시와 같은 성능을 발휘하기 위해서는 동력이 큰 모터가 요구 된다.

l	유량 및 양정 비율과 펌프 효율은 떨어진다.

0℃ 이하의 액체를 사용하는 냉각시스템을 예를 들어보자. 액체가 어는 것을 방지하기 위하여 프로필렌 글리콜과 같은 부동액을 첨가해야 한다.  글리콜 혹은 비슷한 부동액이 펌프 내 액체에 첨가되었을 때 액체는 물과 다른 속성을 갖게 된다.

l	낮은 어는 점, 단위 삽입

l	낮은 비열, 단위 삽입

l	낮은 온도 전도율, 단위 삽입

l	높은 끓는 점, 단위 삽입

l	높은 팽창계수, 단위 삽입

l	높은 밀도, 단위 삽입

l	높은 동점도, 단위 삽입

펌프 선정과 시스템 구성시에 이러한 속성들은 중요하게 고려되어져야 한다. 앞서 언급한 바와 같이, 밀도가 높을수록 동력이 증가되며, 점도가 높을수록 유량 및 양정 그리고 모터 동력의 증가에 따른 효율은 감소하게 된다.

[그래프 삽입]

Figure. 1.5.2 : 액체 점도가 높아짐에 따라 변화 되는 성능 , 효율 , 동력 곡선

56P

1.5.4 부동액 이송 시의 펌프 선정

펌프의 특성은 보통 20℃ 온도, 동점도 1cSt, 밀도 1,000 kg/m3 상태의 물을 기초로 한다.

0℃ 이하의 부동액을 포함하고 있는 액체 이송 시 펌프가 시스템에서 요구하는 성능을 발휘할 수 있는지 혹은 더 큰 동력이 필요한지에 대해 검토가 필요하다. 다음 장은 점도가 5-100 cSt 이고 밀도가 최대 1,300 kg/m3 인 액체를 이송해야 하는 시스템에서 정확한 펌프 성능곡선을 계산하기 위해 사용되는 간단한 방법을 알아보자.

높은 점도의 액체를 이송하는 펌프의 성능곡선

Qs, Hs , 점도, H, P2 는 Figure 1.5.3 참조

Figure 1.5.3 : 다른 유량, 양정 , 점도 값에 따른 양정과 소비동력의 보정 값을 결정할 수 있다.

57P

Figure 1.5.3 에 사용된 공식은 다음과 같다.

그래프에서 점도에 따른 kH , kP2  값을 찾아보자. 그 값에 해당하는 Hw (청수) 와 실제 축동력 P2S 은 다음의 공식에 의해 계산 될 수 있다.

[ 공식 삽입 ]

Hw  :  이송 액체가 청수 일 때의 해당 양정

P2W :  이송 액체가 물일 때 사양점(QS , HW) 에서의 축동력

HS :   이송 액체가 작용제를 포함했을 시 요구되는 양정

P2S :  이송 액체가 작용제를 포함했을 시 사양점(QS , HS) 에서의 축동력

ρS :   이송 액체의 밀도

ρW :   물의 밀도 = 998 kg/ m3

펌프의 선정은 일반 물에서의 곡선과 기술 자료를 기초로 한다. 펌프는 사양점인 Q, H = Qs, Hs 를 만족 해야 하며, 모터 동력은 펌프 샤프트의 동력(P2S)을 고려하여야 한다.

Figure 1.5.4 는 펌프 선정과  펌프 샤프트의 동력을 고려한 모터 동력 선정에 대한 방법을 제시하고 있다.

[ 그림 삽입 ]

Fig. 1.5.4 시스템에 적합한 펌프 선정 시 올바른 성능곡선

펌프와 모터의 선정은 다음 단계와 같다 :

l	HS , kH 를 기초로 보정된 Hw 의 계산  Figure 1.5.4 1-2 참조

l	보정된 사양점 (Qs, Hw) 에 따르는 성능을 만족하는 펌프를 선정

l	사양점 (Qs, Hw) 에 따르는 P2W 를 확인 , Figure 1.5.4 3-4 참조

l	P2W, kP2 , ρW , ρS 를 기초로 보정된 P2S 계산 , Figure 1.5.4 4-5 참조

l	만약 P2S < P2MAX 이면 모터는 사용 가능, 그렇지 않으면 동력이 큰 모터를 선택

58P

1.5.5 점도 에 따른 동력 계산의 예

냉각시스템에 적용되는 순환 펌프는 –10℃ 의 프로필렌 글리콜 40%의 액체를 이송시켜야 한다. 시스템에서 요구하는 유량 Qs = 60 m3/h 이고, 양정 HS = 12m 이다. 이러한 유체 정보를 기초로 시스템의 사양점을 만족하는 펌프의 선정과 성능곡선의 특성을 알아 낼 수 있다. 다음단계로 펌프 형태와 크기가 결정되면 펌프에 장착 되는 모터가 요구하는 펌프의 성능을 발휘 하는 데에 적당한지 알아 볼 수 있다.

액체의 기본 정보는 다음과 같다.

동점도 : 20cSt    ,   밀도 : 1049 kg/m3

유량 Qs = 60 m3/h ,  양정 HS = 12m 에서 동점도가 20cSt 일때 보정 상수 값은 Figure 1.5.3 에서 찾을 수 있다.

[ 삽입 ]

펌프는 위 결과에 따라 유량 Qs = 60 m3/h ,  양정 HS = 12.4m 의 운전이 가능해야 한다. 필요한 펌프크기가 결정되면, 시스템에서 요구하는 유량 Qs = 60 m3/h 과 양정 HS= 12m

에 기초하는 P2 값을 찾을 수 있고, 이 값 P2W 은 2.9kW 이다. 이제 프로필렌 글리콜이 첨가된 액체의 모터 동력을 계산해 보자.

[ 삽입 ]

가장 작은 모터 크기는 계산 값에 따라서 P2S = 3.5kW 이상 되어야 하므로  4kW 로 선정 된다.

1.5.6 농도와 점도를 고려한 펌프선정 프로그램

몇 몇 펌프선정 프로그램들은 액체의 밀도와 점도를 입력하여 펌프의 성능곡선을 보상하여 나타내는 기능을 가지고 있다.

펌프 선정 프로그램의 예 - Figure 1.5.5

아래그림은 점성이 있는 액체이송시의 성능곡선 (굵은 선)과 일반 물을 이송시의 성능곡선 (점선)을 나타내고 있다. 유량, 양정, 효율이 감소함에 따라, 소비동력이 증가하는 결과 또한 확인 할 수 있다.

앞서 1.5.5 에서 계산한 결과와 대응하는 P2 값인 3.4kW를 아래 그래프에서 확인 할 수 있다.

[ 펌프 성능곡선 ]

Fig. 1.5.5 : 펌프 성능 곡선

1.6장 물질 보류 관계

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2장. 펌프 설치 및 성능 분석

2.1 절. 펌프 설치

2.1.1 신규 설치

2.1.2 기존 설치된 펌프의 교체

2.1.3 단일 펌프 설치 시의 배관

2.1.4 소음 및 진동 규제

2.1.5 소음 수준(L)

2.2 절. 펌프 성능 분석

2.2.1 수력학 용어

2.2.2 전기 용어

2.2.3 액체의 물성치

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2.1 절. 펌프 설치

올바른 펌프 선택과 적절한 펌프 설치를 위해 여러 가지 고려사항을 검토해야 한다. 펌프가 대형일수록 펌프의 초기 구매 가격, 설치비용, 운전비용 및 유지비용이 증가한다. 이러한 전체 비용을 포함하는 개념을 제품 수명 주기 비용(LCC, Life Cycle Cost)이라 한다.

따라서 펌프를 선택할 시에는, 폭 넓은 제품군을 갖추고 제품 적용에 대한 기술적인 지원이 가능하며, 판매 후 돌발적인 문제 상황 시 바로 대처할 수 있는 서비스 능력을 갖춘 펌프 업체를 고려하는 것이 올바른 선택이라 할 수 있다.

펌프를 설치할 경우 고려해야 할 점과 권고 사항을 알아보고 올바른 선택을 위한 권고 사항을, 펌프의 신규 설치 및 기존 펌프의 교체로 나누어 아래에 제시 하였다.

2.1.1 신규 설치

l	배관 설비에 대한 계획이 아직 완성되지 않은 상태라면, 펌프의 효율, 펌프의 초기 구매 비용, 또는 제품수명주기비용(LCC) 등을 먼저 고려해야 한다.

l	배관 설비 계획이 완료된 이후라면, 신규 설치라 하더라도 기존 펌프의 교체 시와 같은 개념으로 펌프를 선택하여야 한다.

2.1.2 기존 설치된 펌프의 교체

아래에 제시된 다섯 단계의 고려 사항을 검토 한다면, 올바른 펌프 선택에 큰 도움이 될 것이다.

펌프가 설치된 현장을 방문하여 아래의 사항들을 미리 조사하여야 한다.

l	건물 전체의 배관의 배치 – 배관이 지하에서 올라오는 경우, 바닥에 평행한 경우, 상층에서 내려오는 경우 등등

l	펌프 주위의 배관 배치 – 인라인 형식 또는 편흡입 형식, 배관 배치에 대한 자세한 치수, 헤더 설치 유무 등등

l	펌프 설치 공간 – 설치 공간의 폭과 너비, 높이

l	펌프 설치 및 유지보수를 위한 여유공간 및 물품반입을 위한 통로 확보 가능 여부

l	크레인, 호이스트 등의 중량물 이동 장비 현황 또는 동일 장비 진입 가능 여부

l	펌프가 설치된 층, 즉 지면과 맞닿은 경우 또는 지하실이 있는 1층이거나, 2층 이상에 설치하는 경우.

l	기존에 펌프가 설치된 기초 토대

l	기존의 전기 설비

기존의 펌프 사양

l	펌프 제조사, 펌프 종류, 기존의 운전점(유량, 양정)을 포함하는 펌프 사양, 샤프트 씰 형태, 펌프 각 부위의 재질, 개스킷, 제어 방법 등

l	제품 운전 년수, 유지 보수를 포함하는 이력

추가 요청되는 사양

l	개선 요구 사항 및 특이점

l	신규 운전점(유량, 양정), 운전 시간, 유체의 온도, 압력, 유체 특성 등의 운전 조건

l	향후 유지 보수를 위한 부속품 공급 가능 여부를 포함하는 공급업체 조건

개선 권고 안

l	제품의 변경으로 인하여 설치 시의 비용 절감, 제품 수명 주기 비용(LCC), 소음/진동과 같은 환경문제, 유지 보수 요청 편의성 등 장단기 적인 이점을 전체적으로 고려하여 선정할 것을 권고하여야 한다.

제품 선정

l	제품에 대한 최종 선정은 상기 여러 가지 고려사항을 바탕으로 고객과의 우선순위에 대한 합의를 거쳐 이루어 져야 한다.

올바른 펌프의 선택과 설치를 위해서는 무엇보다 배관의 배치 및 소음/진동의 한계치 두 가지 사항을 반드시 고려하여야 한다. 배관에 따른 펌프 선정과 소음/진동에 대한 허용 한계 값에 대해서는 다음의 장에서 다루어진다.

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2.1.3 단일 펌프 설치 시의 배관

그림 2.1.1은 단일 펌프 설치 시의 여러 배관 형상을 보여 준다. 2 대 이상의 펌프가 병렬로 설치될 때에는 설치 및 유지보수 시의 여유 공간 및 접근 용이성이 펌프 선정의 주요 고려 사항이 된다.

펌프의 설치 시에는 가능한 한 배관이 복잡하지 않고 간단해야 하며, 따라서 엘보 사용수를 최소한으로 줄일 수 있어야 한다.

선정기준

최선(Best choice)

양호(Good choice)

불량(Least good choice)

불가(Not applicable)

펌프 설치 타입

A.	인라인 단축 형식(수평설치 및 수직설치)

B.	편흡입 단축 형식(수평설치 및 수직설치)

C.	편흡입 장축 형식(수평설치 만 가능)

배관 형상

펌프 흡입측	펌프 출구측

수평흡입	수평토출, 하향구배, 상향구배

흡상흡입	수평토출, 하향구배, 상향구배

상부흡입	수평토출, 하향구배, 상향구배

수직흡입	수직토출

그림 21.1 배관 형상과 펌프 타입

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여러 대의 펌프를 병렬로 연결할 시에는 접근의 용이성이 펌프 타입 선정에 큰 영향을 준다. 일반적으로, 배관이 간편하다는 인라인 펌프도 여러 대가 병렬로 연결될 시에는 배관이 복잡해지며 펌프 기자재에 대한 접근성이 떨어지며, 오히려 편흡입 펌프 형식이 접근성이 용이해 진다.(그림2.1.2, 2.1.3 참조)

그림 2.1.2 인라인 펌프 3대가 병렬로 연결된 경우 – 배관의 제약으로 유지보수를 위한 접근성이 떨어지는 경우

그림 2.1.3 편흡입 펌프 3대가 병렬로 연결된 경우 – 유지보수를 위한 접근이 용이함

2.1.4 소음 및 진동 규제

운전 중 소음 및 진동을 최소화하기 위하여, 진동 감쇠를 위한 별도의 설비를 고려가 필요할 경우가 있다. 일반적으로, 7.5kW 이상의 모터가 장착되는 펌프의 경우에는 소음 및 진동에 대한 고려가 필요하다. 그 이하의 작은 펌프에서도 소음과 진동이 문제가 되는 경우도 있다.  소음과 진동은 모터와 펌프의 회전 및 배관과 배관 부품을 지나는 유체의 흐름에 의해 발생한다. 소음과 진동으로 인한 환경 문제의 발생은 펌프 설치나 전체 배관시스템의 문제에 기인한다.  펌프 운전 소음 및 진동을 줄이기 위한 설치 시의 고려 사항 3 가지-펌프 설치 기초, 감쇠기, 익스펜젼 조인트를 아래에 상술한다.

설치 기초

펌프가 설치될 바닥은 아래의 두 가지로 나누어진다.

지면 위에 설치하는 경우 – 그림 2.1.4와 같이 설치 기초에 의한 소음의 위험을 최소화 할 수 있다.

지하층이 있는 1층이나, 2층 이상에 설치하는 경우 – 설치 기초 바닥이 소음을 증폭시키는 공진 현상을 일으킬 수 있다. 그림 2.1.5

그림 2.1.4 지면 위에 설치하는 경우

바닥

지면

그림 2.1.5 지하층이 있는 1층이나 2층 이상에 설치하는 경우

바닥

1층

지하층

벽

바닥

지면

펌프는 반드시 평행하고 단단한 기초 위에 설치되어야 하며 아래의 4가지 방법이 있다.

바닥 위에 설치, 고정 가대 위에 설치, 부동(浮動) 가대 위에 설치, 방진 가대 위에 설치

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바닥 위에 설치

어떠한 가대 없이 바닥 위에 바로 펌프를 설치하며, 진동이 바닥에 전달된다. 그림 2.1.6

고정 가대 위에 설치

바닥면 위에 바로 접하는 기초 위에 펌프를 설치한다. 그림 2.1.7

부동 가대 위에 설치

모래와 같이 감쇠 효과를 내는 재질 위에 기초를 만들어 펌프를 설치한다. 진동의 전달을 막아 감쇄효과가 있음. 그림 2.1.8

방진 가대 위에 설치

진동 전달을 통제하는 최선의 설치방법. 그림 2.1.9

경험적으로 콘크리트 기초의 무게는 펌프 중량의 1.5배로 하며, 펌프가 저속으로 운전할 시의 감쇄효과를 효과적으로 보기 위해서는 이러한 중량이 필요하다.

그림 2.1.6 바닥 위에 설치

바닥, 베이스 플레이트, 펌프 본체

그림 2.1.7 고정 가대 위에 설치

바닥, 고정 가대, 베이스 플레이트, 펌프 본체

그림 2.1.8 부동(浮動) 가대 위에 설치

바닥, 모래, 가대, 베이스 플레이트, 펌프 본체

그림 2.1.9 방진 가대 위에 설치

바닥, 진동 감쇄기, 가대, 베이스 플레이트, 펌프 본체

그림 2.1.10 인라인 형식의 펌프에도 동일한 소음/진동 감소 방식

바닥, 진동 감쇄기, 가대, 펌프 본체

page 80

감쇄기

올바른 감쇄기의 선택을 위해 아래의 데이터가 필요하다.

l	감쇄기에 작용하는 힘

l	모터의 회전수를 제어하는 경우, 모터의 회전수

l	필요 감쇄도 %(70%의 값을 일반적으로 제안함)

올바른 감쇄기의 선택은 현장에서의 여러 가지 펌프 설치 조건에 따라 변한다. 감쇄기를 잘 못 선정하였을 경우, 펌프의 운전으로 발생한 진동을 증가 시킬 수도 있다. 따라서 설치 시의 면밀한 주의가 요구된다.

펌프 설치 시 감쇄기를 설치할 경우, 펌프가 흡입/토출 양측의 플랜지 사이에 고정되어 설치되는 것을 방지하기 위하여, 반드시 익스펜션 조인트를 펌프의 흡입측과 출구 측에 추가로 설치해 주어야 한다.

익스펜션 조인트

익스펜션 조인트는 아래와 같은 이유로 설치된다.

l	배관을 흐르는 유체의 온도 변화에 따른 배관의 확대/응축을 흡수하기 위해

l	배관의 압력파에 의한 기계적 응력을 줄이기 위해

l	기계적 소음을 배관 상에서 고립시키기 위해(단, Metal Bellows 타입의 경우 해당 없음)

익스펜션 조인트를 배관상의 단순 맞춤을 위해서 사용하지는 말아야 한다.

익스펜션 조인트는 펌프 입/출구와 최소 1~1.5D(배관지름의 1~1.5배) 이상의 간격을 띄운 곳에 설치하여야 하며, 이는 익스펜션 조인트를 흐르는 유체의 난류를 막아 흡입조건을 개선하고 과도한 마찰 손실을 방지하기 위함이다.

유속이 빠른 경우(5m/s 이상), 배관의 직경 보다 큰 익스펜션 조인트를 사용하여야 한다.

그림2.1.11 익스펜션 조인트와 방진 가대를 이용한 펌프 설치

바닥, 방진가대, 베이스 플레이트, 방진 가대, 펌프 본체, 익스펜션 조인트

그림 2.1.11~2.1.14는 다양한 재질의 벨로우즈 타입 익스펜션 조인트를 보여 주고 있다.

익스펜션 조인트로 인해 발생하는 힘을 최소화하기 위해 익스펜션 조인트에 타이 바(Tie Bar)를 채용하기도 하며, 배관경 DN100 이상의 배관에는 타이 바를 적용할 것을 추천한다. 타이 바를 적용하지 않는 경우, 익스펜션 조인트에 생성된 과도한 힘이 펌프 플랜지에 바로 전달되어 펌프 및 배관에 영향을 주게 되기 때문이다.

배관은 그림 2.1.11과 같이 익스펜션 조인트 및 펌프에 응력을 전달하지 않도록 고정되어 있어야 한다. 배관의 고정점은 익스펜션 조인트와 최대한 가까이 두어야 한다.

배관의 유체가 섭씨100도 이상의 고온이고 고압일 경우 익스펜션 조인트의 파손을 방지하기 위하여 주로 금속제 벨로우즈 타입 익스펜션 조인트를 선호한다.

그림 2.1.12 고무 재질의 벨로우즈 타입 익스펜션 조인트. 타이 바 적용.

그림 2.1.13 고무 재질의 벨로우즈 타입 익스펜션 조인트.

그림 2.1.14 금속 재질의 벨로우즈 타입 익스펜션 조인트. 타이 바 적용.

2.1.5 소음 수준(L)

기계 시스템의 소음 수준은 데시벨(dB)로 측정된다.

소음 측정은 아래의 3가지 방법에 의해서 이우러 진다.

1.	소음의 압력-Lp : 공기파의 압력

2.	소음의 세기-Lw : 소리의 세기

3.	소음의 밀도-li : 단위 면적 당(1m2) 음의 세기(본 책자에서는 다루지 않음)

위 세 가지 값들을 동시에 비교할 수는 없지만, 표준에 의해 상관관계를 계산할 수 있다.

경험칙에 의하면 아래와 같다.

소형펌프, 1.5kW: Lw=Lp+11dB

대형펌프, 110kW: Lw=Lp+16dB

그림 2.1.15 인간의 청각과 음의 세기 및 주파수

연설, 음악, 가청 영역, 고통을 느끼는 영역

page 82,

기계류에 대한 유럽연합의 지령(EU Machine Directive)은 소음 수준이 85dB(A) 이하의 경우 음압으로 나타내도록 하고, 85dB(A) 초과의 경우에는 음의 세기로 나타내도록 규정하고 있다.

소음의 정도는 주관적이며, 젊은 사람이나 늙은 사람과 같이 개인의 청력에 따라 느껴지는 강도가 다르다. 따라서 상기 그림 2.1.15의 소음 값에 보통 사람의 청력을 기준으로 가중치를 두어 조정하였다. 이러한 가중치 조정을 소음의 A-가중치 조정이라고 하며, LPa로 나타낸다. 따라서 소음의 측정값은 그림 2.1.16과 같이 소음의 주파수에 의해 조정되며, 주파수에 따라 때로는 높게, 때로는 낮게 조정한다. 이 외에도 소음의 가중치 조정에 기타 조건을 감안한 B-가중치 조정, C-가중치 조정이 사용되나 이러한 것들은 다른 목적을 위해서 사용되면 본서에서는 다루지 않겠다.

두 대 이상의 펌프가 운전될 때의 소음 수준은 계산에 의하여 산출할 수 있다. 만일 운전되는 펌프들 각각의 소음수준이 동일하다면, 전체의 운전 소음은 그림 2.1.17의 해당 운전 대수에 따른 소음 상승분을 더한 값과 같다. 예를 들어, 두 대의 펌프가 운전될 때의 전체 운전 소음은 한 대의 펌프가 운전될 때의 운전 소음 Lp에 표에서 읽은 값 3dB을 더하면 되고, 세 대가 동시에 운전 될 때의 전체 운전 소음은 Lp에 5dB을 더한 값이 된다.

만일 각각의 펌프가 다른 소음 수준을 보인다면, 그림 2.1.18의 그래프를 이용하여 계산할 수 있다.

소음 수준에 대한 측정값들은 반향이 없는 자유공간을 가정하여 무소음실에서 측정되며, 이는 벽이 없는 공간에서의 소음을 의미한다. 하지만, 실제 현장에서 특정한 공간과 배관 시스템으로 이루어진 상태에서의 소음 수준을 보증한다는 것은 어려운 일이다. 현장에서는 다양한 구조물에 의한 간섭, 기타 장비의 소음, 배관 계통의 증폭 등으로 인해 소음을 증가 시키는 많은 조건이 상존하고 있다. 펌프의 설치 방법이나, 설치 기초 기반을 변경하여 소음의 증가를 줄일 수 있는 방법에 대한 제안은 가능하다.

소음 수준 증가에 대한 경험적인 설명

소음 증가 분	인식되는 정도

+3 dB	간신히 지각할 수 있음

+5 dB	명확히 구별 가능

+10 dB	두 배의 시끄러움

그림2.1.16 소음 수준의 소음 주파수에 따른 가중치 커브

그림 2.1.17 소음원의 소음 수준이 동일한 경우의 전체 소음 증가

동일 펌프의 수

소음 수준 증가 Lp(dB)

그림 2.1.18 소음원의 소음 수준이 다른 경우의 전체 소음 증가

추가되는 소음원의 소음 수준 차이 Lp(dB)

소음 수준 증가 Lp(dB)

83P

펌프를 측정할 때, 고려해야 할 몇 가지 사항들이 있다. 펌프의 물리적인 조건을 체크할 때 펌프가 녹이 슬거나 비정상적인 소음을 발생한다면, 성능결과를 예측하기 위해서는 몇 가지

값들을 정확히 알아야만 한다. 다음은 펌프의 성능을 측정할 때 , 집중해야 할 세 가지이다. :  수력학적 용어, 전기적 용어 , 기계적 용어 , 액체의 속성

2.2.1 수력학적 용어

이장에서는 가장 중요한 수력학적 용어인 유량, 압력 과 양정에 대한 설명이다.

유량

유량은 특정한 시간동안 펌프 내에 흐르는 액체의 양이다. 이러한 유량은 두 가지 파라미터가 있으며 그것은 부피유량과 질량 유량이다.

부피유량 (Q)

부피유량은 펌프성능으로부터 얻을 수 있는 값이나 액체의 밀도와는 관계없이 시간당 부피의 이동 값을 말한다(m3/h). 예를 들어, 상수도 급수의 경우 부피유량은 가장 중요한 파라미터이다. 취수나 관개용수의 경우 특정한 부피의 양을 이송해야 하기 때문이다. 이 책에서 말하는 유량이라는 용어는 부피유량을 말한다.

질량유량(Qm)

질량유량은 시간당 펌프가 이송 시키는 질량을 말한다(kg/s). 액체의 밀도는 온도에 따라 변화하기 때문에 액체의 온도는 시간당 펌프가 이송 시킬 수 있는 질량유량에 영향을 준다.

냉난방 및 공조 시스템의 경우, 질량은 에너지를 이송 시키는 운반책이므로  질량유량은 반드시 알아야 한다.

우측 테이블

[ 공식 삽입 ]

예시	단위	물
		20℃	120℃
부피 유량 Q	m3/h	10
밀도	Kg/ m3	998	943
질량 유량 Qm	Kg/h	9980	9430
	kg/s	2.77	2.62

Fig. 2.2.1 : 계산 공식의 예

84P

압력 (p)

압력은 면적 당 힘의 측정값이다. 우리는 정압력과 동압력, 전압력을 구별해 놓고 있으며, 전압력은 동압력과 정압력의 합이다.

[ 공식 삽입 ]

정압력

정압력(psta) 은 움직이지 않는 액체 혹은 유체의 흐름에 수직으로 놓인 압력게이지에서 측정한 압력이다. Figure 2.2.2 참조

동압력

동압력(pdyn)은 액체의 유속에 의해서 발생한다. 동압력은 일반 압력게이지에서 측정할 수 는 없지만 다음에 의해서 계산 되어진다.

[ 공식 삽입 ]

p : 액체의 밀도 [kg/ m3]

v : 액체의 유속 [m/s]

동압력은 유속이 감소하거나 증가함에 따라 정압력으로 바뀔 수 있다. Figure 2.2.3 은 배관 구경이 D1 에서 D2로 증가할 경우 유속은 V1 에서 V2로 감소하는 결과를 확인 할 수 있다. 시스템에서 마찰 손실이 없다고 가정할 경우 정압력과 동압력의 합은 수평배관을 통해서 일정하다.

[ 공식 삽입 ]

배관 구경의 증가는Figure 2.2.3 에서와 같이 정압력이 증가함을 압력게이지 p2 에서 확인 할 수 있다.

대부분의 펌프 시스템에서 동압력(pdyn)은 전압력에 소수의 영향을 미친다. 예를 들면 물의 유속이 4.5m/s 인 경우, 동압력은 약 0.1bar 이고, 이는 펌프 시스템에 중요하지 않은 요소로 간주된다. 이장의 마지막에 펌프의 양정을 결정하는 데 영향을 미치는 동압력에 대해 알아보자.

우측

[그림삽입]

Fig. 2.2.2 : 정압력 , 동압력 , 전압력의 결정 방법

[그림삽입]

Fig. 2.2.3 유속이 감소하면 정압력은 증가한다. 상기 그래프는 마찰손실이 적은 시스템에 적용된다.

85P

측정압력

압력은 Pa(N/m2), bar(105Pa), PSI(lb/in2) 등으로 표기한다. 우리가 압력을 다룰 때 가장 중요한 요인은 압력측정에 대한 여러 가지 표현 방법이다. 압력 측정에는 절대압력과 게이지압력이 있다.

절대압력 (Pabs )

절대압력은 진공( 0 atm )을 기준으로 표시한 압력이다. 일반적으로 절대압력의 값은 캐비테이션 현상에 대한 계산을 할 때 사용된다.

게이지압력

게이지 압력은 대기압( 1 atm )을 기준으로 표시한 압력이다. 일반적으로 압력 p 는 게이지 압력을 말한다. 대부분의 센서와 압력게이지는 시스템과 대기사이의 압력 차이를 측정하기 때문이다. 이 책에서 말하는 압력은 게이지 압력임을 참고

양정(H)

양정이란 펌프가 얼마나 높이 액체를 끌어 올릴 수 있는 가를 나타내는 표현으로써 미터(m)로 표기한다. 다음의 공식은 압력(p)과 양정(H)사이와의 관계를 보여 준다.

[공식 삽입]

H : 양정 [m]

p : 압력 [Pa = N/m2 ]

ρ : 액체의 밀도[kg/ m3 ]

g : 중력가속도 [m/s2]

일반적으로, 압력 p는[bar]로 표기하며 105 Pa 과 같다. 다른 압력 단위는 Figure 2.2.4 를 참조

압력과 양정의 사이의 관계는 Figure 2.2.5 (펌프가 4가지 다른 액체를 이송 할 때) 를 참조.

펌프의 양정은 액체의 형태에 따라 변한다. Figure 2.2.5 에서 처럼, 펌프는 액체에 따라 서로 다른 양정 값을 갖으며, 결과적으로 사양 점이 다름을 알 수 있다.

우측 페이지

압력 단위의 환산표

* 물리적인 대기  ** 이론적인 대기

Fig. 2.2.4 : 압력 단위의 환산표

[그림 삽입]

Fig. 2.2.5 : 대기압 1bar 에서 4가지 종류의 액체에 따른 양정의 변화

86P

양정을 결정하는 방법

펌프의 양정은 Figure 2.2.6 과 같이 펌프의 p2 와 p1 의 배관에 걸리는 압력에 의해 결정된다. 그러나 Figure 2.2.6 의 경우와 같이 만약 두 측정값이 차이가 발생하면, 그 차이에 대한 보상이 필요하다. 더욱이, 배관 구경이 다를 경우 실제 양정은 수정되어야 한다.

실제펌프의 양정인 H 는 다음의 공식에 의해 계산되어진다.

[공식 삽입]

H : 펌프의 실제 양정 [m]

P : 플렌지의 압력 [Pa = N/m2 ]

ρ : 액체의 밀도[kg/ m3 ]

h : 측지학적 높이 [m]

v : 액체의 유속 [m/s]

액체의 유속 v 는 다음에 공식에 의해서 계산되어진다.

[공식 삽입]

v : 유속 [m/s]

Q : 부피 유량 [m3/s]

D : 배관 구경 [m]

이 두 가지 공식을 조합하면, 양정 H는 다음의 요소들로 구할 수 있다 : 압력 측정값 p1 , p2 , 측정값 사이의 측지학적 높이 ( h2 – h1) , 펌프를 통과하는 유량 Q 와 배관 구경 D1, D2.

[공식 삽입]

배관구경 차이에 의한 교정 값은 동압력의 차이에 의해 발생한다. 공식으로부터의 교정 값은 부록 F 의 계산도표를 참조.

우측 페이지

[그림 삽입]

Fig. 2.2.6 흡입구경과 토출 구경의 차이는 갖는 표준 편 흡입 펌프

87P

양정 계산의 예

Figure 2.2.7 그림은 다음과 같이 시스템 구성이 되어 있다.

Q = 240 m3/h

p1 = 0.5 bar

p2 = 1.1 bar

액체 : 20℃ 물

흡입구경 D1= 150 mm

토출구경 D2 = 125 mm

압력 게이지가 있는 두 구경의 높이차(h2 – h1)는 355mm 이다.

위의 값들로 펌프의 양정 계산은 다음과 같다.

[수식 삽입 – 노란 글자 모두]

계산에서와 같이, 압력게이지에 의해 측정된 압력 차이는 실제 펌프가 운전하는 양정 보다 약 1.1m 낮다. 이것은 먼저 압력 게이지 사이의 높이 차(3.6m)와 두 배관구경의 차이에 의해 발생하는 편차(0.77m)에 의한 것이다.

우측 편

[그림삽입]

Fig. 2.2.7 : 흡입구경과 토출 구경의 차이는 갖는 표준 편 흡입 펌프(예)

88p

만약 압력 게이지들이 같은 높이에 위치하거나, 차압게이지가 측정에 사용된다면, 높이차 (h2 – h1)를 보정할 필요가 없다. 인 라인펌프의 경우, 흡입구와 토출구가 같은 선상에 있을 때 이 두 구경은 일반적으로 같은 크기를 갖는다. 이러한 형태의 펌프의 경우 양정을 결정하는 간단한 공식이 사용된다.

[공식 삽입 ]

차압(△p)

차압은 두 지점에서 측정된 압력의 차이를 말한다. 예를 들어, 압력은 시스템에서 밸브의 전후로 떨어지게 된다. 차압은 압력과 같은 단위로 표현한다.

시스템 압력

시스템 압력은 펌프가 운전하지 않을 때, 시스템의 한 지점에서의 정 압력 이다. 시스템압력은 폐회로를 다룰 때에 매우 중요한 요소이다. 시스템은 액체로 채워져 있고 적절히 배수되어야 함으로 가장 낮은 점에서 Hsta 의 시스템 압력은 반드시 시스템의 높이보다 항상 높아야 한다.

우측편

[그림삽입]

Fig.2.2.8 : 폐 회로에서의 시스템압력 Hsta 는 항상 설치 높이보다 높아야 한다.

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캐비테이션과 NPSH

캐비테이션은 유체의 증기압 보다 낮은 압력이 발생하는 펌프 부위에서 발생한다. 그림 2.2.9, 그림 2.2.10 참조

펌프의 흡입 측에서 압력이 유체의 포화수증기압 보다 떨어지게 되면(그림 2.2.10의 노란 점 부위) 작은 기포가 발생하기 시작한다. 이렇게 생성된 기포는 펌프의 압력이 상승하는 부위에서 붕괴되며 충격파를 발생한다. 결국, 펌프의 임펠러는 이러한 충격파를 받아 에너지를 흡수하는 과정에서 파손을 입게 된다. 임펠러의 손상 정도는 임펠러를 구성하는 재질에 따라 다르게 나타난다. 스테인레스 스틸 재질의 임펠러는 청동 보다, 또한 청동은 주철과 같은 기타 재질의 임펠러 보다 캐비테이션 현상에 의한 마모에 강하다. 1.6.3 절 참조.

캐비테이션이 발생하면 유량(Q)와 양정(H)이 감소하며, 펌프의 성능을 저하시킨다. 그림 2.2.11 참조. 현장에서는 캐비테이션 현상에 의한 펌프의 손상을 펌프를 분해하였을 경우에나 파악할 수 있다. 캐비테이션 현상이 발생하면 소음과 진동이 증가하며 결과 적으로 베어링 마모, 샤프트 씰과 용접 부위의 손상을 가져온다.

캐비테이션 발생 위험 계산

펌프 흡상 최대 높이를 계산하여, 캐비테이션을 방지하기 위하여 아래 공식을 사용할 수 있다.

"노란색 공식은 그대로 이용해 주세요."

hmax – 최대 흡상 높이

Hb-펌프가 설치된 지역의 대기압, 이 값은 이론적으로는 펌프의 최대 흡상 높이이다. 그림 2.2.13 참조

Hf-펌프 흡입 측 배관의 마찰 압력 손실

NPSH-펌프의 정미 흡입 수두(Net Positive Suction Head), 그림 2.2.12의 유량에 따른 NPSH 곡선에서 읽을 수 있다.

그림 2.2.9 캐비테이션 현상으로 발생한 기포의 임펠러 베인 후단에서의 붕괴

a=임펠러 베인의 앞면

b=임펠러 베인의 뒷면

기포의 붕괴

그림 2.2.10 원심 펌프의 압력 증가

임펠러 입구, 임펠러 출구

포화 수증기 압력

압력[Pa]

a=임펠러 베인의 앞면

b=임펠러 베인의 뒷면

그림 2.2.11 캐비테이션 발생 시의 펌프 성능 곡선 변화

캐비테이션 발생

그림 2.2.12 NPSH 곡선

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NPSH 값은 펌프가 어느 정도 까지 절대 진공에 미치지 못하는 가를 의미한다. 절대 진공은  배관에 10.33m의 물기둥을 수직으로 끌어 올렸을 때의 맨 위쪽 끝단에서의 압력이다. 그림 2.2.13 참조

정미흡입수두(NPSH)는 필요정미흡입수두(NPSHr)과 유효정미흡입수두(NPSHa)로 구분된다.

NPSHrequired=펌프가 필요로 하는 정미 흡입 수두

NPSHavailable=시스템이 제공할 수 있는 정미 흡입 수두

펌프가 필요로 하는NPSH 값은 ISO 9906 표준에 따른 펌프의 시험운전에 따라 결정되어 지며, 다음과 같은 방식을 따른다.

펌프가 운전되는 동안에 펌프의 흡입 양정을 유량의 변화가 없는 한계까지 낮춘다. 펌프의 흡입 토출 간의 차압이 3% 떨어졌을 때의 펌프 흡입 측압력을 읽는다. 이 값이 펌프의 필요정미흡입수두(NPSHr) 값이며 유량을 변동하여 시험을 반복한다. 이러한 정보들이 모여 각 유량에 대한 필요정미흡입수두(NPSHr) 그래프를 그릴 수 있다.

다르게 표현한다면, 펌프의 흡입 수두가 필요정미흡입수두(NPSHr) 값에 다다르면, 캐비테이션이 증가하여 펌프의 토출양정이 3% 감소하게 되는 것이다.

Hv-유체의 포화수증기압, 물의 포화수증기압과 관련하여 더 많은 정보를 위해서는 Appendix D를 참조하라.

Hs-안전 요소. Hs 값은 펌프가 설치된 상황에 따라 변경될 수 있으며 보통은 0.5~1m의 값을 주며, 가스를 함유하고 있는 액체의 경우 2m를 준다. 그림 2.2.15 참조

그림 2.2.13 해수면 위의 고도에 따른 대기압

해수면 기준 높이(해발,m)

대기압 Pb(bar)

수두 Hb(m)

물의 증발 온도(℃)

그림 2.2.14 펌프의 최대 흡상 높이를 결정하는 시스템의 각 변수들

그림 2.2.15 일반 액체와 가스를 함유한 액체의 전형적인 NPSH 곡선

기체를 포함한 액체

기체를 포함하지 않은 일반 액체

2.2.2 전기 용어

펌프의 성능자료를 분석하기 위해서는 여러 가지 전기 값들에 대한 이해가 필요하다. 본 장에서는 가장 기초적이며 중요한 전기 관련 값들-전력 소모량, 전압, 전류, 그리고 역률에 대해 설명하겠다.

동력(P)

펌프는 그림 2.2.16과 같이 몇 가지 요소로 이루어져 있으며 각 요소의 동력 값은 상이하며 다음과 같이 세 가지 동력이 존재한다.

P1 공급 전원을 통하여 모터로 인입되어 소모되는 전력, 실제로 펌프 운전에 따른 에너지 비용을 산출하는 근거가 됨.(전기적 동력)

P2 모터로부터 출력되는 동력, 커플링을 통한 동력전달이 이상적인 상태에서는 펌프로 전달되는 동력을 의미하며 축동력이라 함.(기계적 동력)

PH 수동력-펌프를 통하여 유체에 전달되어 유량 및 압력으로 나타나는 동력.

일반적으로 펌프의 동력이라 함은 상기 P2값을 의미하며 W 또는 kW 단위로 나타낸다.

그림 2.2.16 펌프의 운전과 관련된 다양한 동력

공급 전원

효율(η)

일반적으로 펌프의 효율은 주로 펌프 부분에만 해당하는 ηp를 나타낸다. 펌프 부분의 효율은 펌프 하우징의 형상, 임펠러와 디퓨저의 디자인, 각 부품의 표면 거칠기 등에 의하여 결정된다. 하지만, 펌프의 운전에는 펌프 부분 외에 모터의 역할도 중요하기에 펌프 전체의 효율 ηT는 모터 효율을 고려해야 한다.

노란색 공식을 그대로 써 주세요.

만일, 펌프의 회전수를 제어하기 위하여 인버터를 사용할 경우 전체 효율은 인버터의 효율 까지도 계산에 넣어야 한다.

노란색 공식을 그대로 써 주세요. 단, ηFC는 ηI로 변경요.

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전압(U)

배관 상에서 압력 차이에 의해 흐름이 발생하듯이, 전기 회로에서는 전압에 의하여 전류의 흐름이 발생한다. 전압은 볼트(V) 단위로 표기되며 1.5V 건전지와 같은 직류전원(DC)과 일반적으로 가정 등에 공급되는 교류전원(AC)이 있다.

교류 전원의 공급 체계는 각 국가마다 차이점이 있다. 하지만, 일반적으로 3상의 전원선과(L1, L2, L3) 중립선(N)으로 이루어져 있다. 이 4개 전선에 추가하여 접지를 위한 전선이 따른다. 그림 2.2.17 참조.

예를 들어, 3×380V/220V 공급 전원의 경우, 각 상간의 전압은 380V이며, 각 상과 중립선(N)과의 전압은220V 이다.

상간 전압 및 각 상과 중립선(N) 간의 전압은 오른쪽의 공식에 의하여 계산된다.

그림 2.2.17 공급 전원 3×380V/220V

380V 3상 전원

220V 단상 전원

공급 전원 3×380V/220V의 경우 L1, L2, L3 각 상간 전압은 380V이다. 각 상과 중립선(N) 간의 전압은 220V 이다. 상간 정압과 상-중립선 간의 전압과의 관계는 아래 공식과 같다.

노란색 공식을 그대로 써 주세요.

전류(I)

전류는 전기의 흐름이며 암페어(A) 단위로 표기된다. 전기 회로에서의 전류량은 공급 전원의 전압과 회로 내의 저항 및 임피던스에 의하여 결정된다.

동력(P)와 역률(Power Factor, cosΦ 또는 PF로 표기)

펌프의 운전과 관련하여 전력 소모량은 중요한 펌프 선정의 근거가 된다. 일반 교류 모터를 채용한 펌프의 경우, 펌프의 운전으로 인한 동력 소모량은 공급전원의 전압, 전류 그리고 모터의 명판에 표기된 역률 cosΦ 값에 의하여 결정된다. 역률 cosΦ는 전압과 전류의 위상차이 이며 Power Factor(PF)로 표기되기도 한다.

펌프의 운전에 따른 전력 소모량을 의미하는 P1 동력은 공급 전원이 단상인지 또는 삼상인지에 따라 오른쪽의 공식으로 계산된다.

단상 교류 모터, 1×220V

노란색 공식을 그대로 써 주세요.

삼상 교류 모터, 3×380V

노란색 공식을 그대로 써 주세요.

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2.2.3 액체의 물 성치

유체 시스템을 설계할 경우, 유체의 필수적 물 성치 세 가지-유체의 온도, 밀도, 비열은 사전에 반드시 고려하여야 올바른 설계를 완성할 수 있다.

유체의 온도(T)

유체의 온도는 섭씨(Celcius, ℃), 절대온도(Kelvin, K) 또는 화씨(Fahrenheit, ℉)로 표기된다.

섭씨(℃)와 절대온도(K) 단위는 근본적으로 동일한 단위계이다. 하지만, 섭씨(℃)에서의 물의 어는점은 0 ℃이지만, 절대온도로는 273.15 K로 표기된다. 마찬가지로 절대온도 0 K는 –273.15 ℃이다.

화씨(℉)와 섭씨(℃) 간의 관계는 다음과 같다.

℉=℃×1.8+32

화씨의 경우 물의 어는점은 32℉ 이며 대기압 하에서의 물의 끓는점은 100℃, 212℉ 이다.

유체의 밀도(ρ)

밀도는 단위 부피 당 질량을 나타내며, kg/m3 또는 kg/dm3 등으로 표기한다.

유체의 비열(Cp)

유체의 비열은 단위 질량의 유체를 가열 하였을 경우 얼마나 많은 에너지를 유체가 내부적으로 보유할 수 있는가를 나타낸다. 그림 2.2.18에서 보이는 바와 같이 유체의 비열은 온도에 따라 변화한다. 비열은 에너지를 순환시켜 분배하는 시스템, 예를 들어 냉난방 시스템이나 공기조화 시스템의 설계에 필수적으로 사용되는 유체의 물성치이다.

두 종류 이상의 유체가 서로 섞여 있는 경우, 예를 들어 냉방시스템에 쓰이는 물과 부동액의 혼합액에 대한 비열은 순수한 물의 비열보다는 적은 값을 가지며, 따라서 동일한 에너지를 이송하기 위해서는 더 많은 유체의 유량을 필요로 한다.

그림 2.2.18 비열과 온도의 상관관계 및 부동액(에틸렌 글리콜)의 비율에 따른 비열 변화

순수한 물

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3.1 장

시스템 특성

앞 절에서, Section 1.1.2 에서 우리는 펌프 성능곡선의 기본적 특성에 대해서 토론해보았다.

이장에서는 시스템의 전형적인 특징뿐만 아니라 다양한 운전조건에서 펌프 성능곡선을 시험하려고 한다.

최종적으로, 이장에서는 펌프와 시스템 사이의 상호 작용에 집중하려 한다.

시스템의 특성은 유량 Q와 양정 H 사의 관계로 시스템에서는 표현된다. 시스템의 특성은 시스템 종류에 따라 좌우된다. 이장에서는 시스템 종류를 다음과 같은 두 종류로 나누고자 한다. : 폐쇄형, 개방형

폐쇄형 시스템

폐쇄형 시스템이라 하면 순환 시스템으로 난방 혹은 냉방 시스템을 말한다. 이 시스템에선 파이프, 치구류, 밸브 등 시스템내부에 마찰 손실이 있는 곳에서 발생되는 손실을 펌프가 극복해야 한다.

개방형 시스템

상하수도 시스템과 같이 유체를 이동시키는 시스템을 개방형 시스템이라 한다.

이 시스템에서는 펌프가 시스템 내 파이프와 부품에 의한 마찰 저항과 정수압을 만족시켜야 한다.

펌프 특성 이 한 시스템에서 서로 작용하는 것으로 그려진다면 펌프 곡선에 대해서는 두개의 곡선이 그리는 선이 만나는 지점을 운행점으로 결정하는 것이 가능하다. 3.1.1 참조

개방형과 폐쇄형 시스템은 여러 저항 요소들(밸브, 파이프, 열 교환기 등)으로 구성되며 이들은 직렬 또는 병렬로 연결되었냐에 따라 시스템의 특성은 변경된다.

그래서 이장에서 개방형과 폐쇄형 시스템에 대해 다루기 전에 짧게 어떻게 이러한 저항 요소들이 시스템의 특성에 작용하는지를 먼저 알아보도록 하겠다.

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3.1.1 한 개의 저항요소만 다루는 경우

시스템 내에 모든 부품, 요소들은 시스템 내 모든 요소에 대해서 지속적으로 수두 손실을 일으키는 유량에 대에서 지속적인 저항을 가지게 된다.

아래의 공식은 양정 손실을 계산하는데 사용된다.

(삼각형) H = k (도트) Q2

k는 상수(이 값을 부품의 종류에 따라 좌우된다) Q는 각 부품을 통과하는 유량

공식에 있는 것처럼 양정 손실은 유량 제곱한 값에 비례한다. 그래서 만약 시스템에서 유량을 낮추는 것이 가능하다면,  양정 손실에서 상당한 감소를 이루게 된다.

저항이 직렬로 연결된 경우

시스템에서 전체 양정 손실을 몇 개의 부품들이 직렬로 연결되어 있는 경우에는 각각의 부품들이 가지는 손실량을 합한 것과 같다. Figure 3.1.2에서는 밸브와 열교환기가 직렬로 연결된 시스템을 보여준다. 만약 파이프에서 일어나는 손실을 고려하지 않는다면 이 시스템에서 발생하는 전체 양정 손실은 부분에서 발생되는 손실의 합으로 나타낼 수 있다.

(삼각형) Htot = (삼각형)H1+(삼각형)H2

게다가, Figure 3.1.2는 이 시스템에서 보이는 특성 곡선을 보여주고 만약 이 두개의 부품이 결합된 폐쇄 시스템에서 운행점이 어디로 선택되는지 보여준다.

그림에서 보이는 것과 같이 주어진 유량에서 변화된 양정 손실 (삼각형)H를 부가함으로 펌프 특성을 확인 할 수 있다. 마찬가지로, 그림에서는 시스템에 저항이 추가되면, 특성 곡선이 더욱 가파르게 변화 될 수 있음을 보여준다.

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저항이 병렬 연결된 경우

직렬로 저항이 연결된 시스템에 비하여, 병렬로 시스템이 연결된 경우 보다 평평한 시스템 성능 곡선이 그려진다.

그 이유는 병렬로 연결된 부분들은 시스템 내에 전체 저항을 줄여주고 그래서 양정 손실을 줄여주게 된다.

병렬로 연결된 부분들에서 압력의 차이는 언제나 같다. 시스템에서 결정된 특성은 특별 양정 (삼각형)H에 적용된 모든 부품의 개별 유량을 합하므로 얻어진다.

Figure 3.1.3은 병렬로 연결된 밸브와 열 교환기가 있는 시스템을 보여준다.

이 시스템의 특성곡선은 아래와 같은 식으로 양정 손실을 계산해 낼 수 있다.

Qtot = Q1 + Q2

3.1.2 폐쇄, 개방 시스템

앞에서 언급했던 대로 펌프의 기본 시스템은 폐쇄형과 개방형 시스템으로 분리된다. 이 절에서는 이들 시스템의 기본적인 특성에 대해 다루려고 한다.

폐쇄 시스템

보통 폐쇄시스템은 열 에너지를 전달하는 난방 시스템, 에어 콘 시스템, 냉각 처리 시스템 등을 일컫는다.

이들 시스템의 공통적인 특징은 열 에너지를 운반하는 유체가 시스템에서 순환한다는 것이다. 열 에너지는 실제 시스템이 운반해야 하는 것이다.

펌프를 포함한 폐쇄 시스템은 시스템에 설치된 모든 구성원에서 발생되는 마찰 저항만 고려하여 사용 될 수 있는 특성이 있다. Figure 3.1.4는 펌프가 물을 히터에서부터 콘트롤 밸브를 통해 열교환기로 순환시키는 폐쇄 시스템을 도시화한 그림이다.

Figure 3.1.5 에서 보이는 것처럼 파이프와 치공구를 포함하여 모든 부품을은 시스템의 특정을 결정짓는다. 폐쇄 시스템(시스템 곡선이 도시된)에서 요구 압력은 시작 지점을 (Q,H)=(0,0)으로 시작해서 포물선으로 그려지고 아래와 같은 수식을 만족한다.

H=k(점)Q2

공식과 그래프 곡선에서 보면, 유량이 떨어질 때 압력손실은 0 으로 떨어진다.

개방 시스템

오픈 시스템들은 유체를 한 지점에서 다른 지점으로 옮기는 시스템으로, 상수도 시스템, 관개 시스템, 산업 처리 시스템 등으로 생각할 수 있다.

이들 시스템에서 펌프는 유체의 최단 양정과 파이프와 부분들로 인해 발생되는 마찰 손실, 이 두 요소를 모두 만족시켜야 한다.

개방 시스템은 아래와 같이 두 시스템으로 나뉠 수 있다.

저수조가 급수조 보다 아래 있는 경우

급수조가 저수조 보다 위에 있는 경우

저수조가 급수조 보다 아래 있는 경우

Figure 3.1.6을 보면 펌프는 물을 저수탱크에서부터 건물위에 있는 급수 탱크까지 공급해야한다. 무엇보다, 펌프는 물의 최단 거리의 마찰 수두 보다 높은 양정을 공급해야 한다. 둘째로 펌프는 두 탱크 사이 파이프,치구류, 밸브 등에서 발생되는 전체 마찰 손실(Hf) 이상의 압력을 제공해야 한다. 양정 손실을 유량에 의해 변경한다. (Figure 3.1.7 참조)

그림에서 보면 만약 최대 펌프 양정(Hmax)이 수조간의 수두차(h)보다 낮은 경우에 이 개방형 시스템에서 유체의 흐름은 없다.  오직 H > h 인 경우에 한해서 유체는 저수조에서 급수조로 흐르게 된다. 시스템 곡선을 보면 낮은 유량에서는 낮은 마찰 손실(Hf)이 있고 이 결과 펌프의 전력 사용량은 낮아진다.

그래서 유량(Q1)과 펌프 크기는 특정 시스템에 대해서 그 필요에 따라 조정해서 선택되어야 한다.

유체를 이송하는 시스템에서 절대 변하지 않는 원칙이 있는 데 그것은 유량이 크면 높은 압력 손실이 있다는 것이고 적은 유량은 적은 압력 손실을 가져온다는 것이다. 이는 결론적으로 낮은 소비 전력을 요구하게 된다는 것이다.

급수조가 저수조 보다 위에 있는 경우

이 경우 전형적인 시스템 예는 상수도 가압용 시스템이라 할 수 있다. 비록 펌프가 운전하지 않아도, 최단 양정(h)은 저수조에서 시작해서 사용자 혹은 급수조까지의 물을 이동시킨다. 수조간 유체 높이의 차이와 물의 고도(h)는 이와 동등한 가치를 지닌 Q0을 가지게 된다.

그러나  그 양정은 요구 유량(Q1),을 소비자에게 보내기 위해서는 부족하다. 그래서 시스템 내에서 시스템 내의 마찰 저항(Hf)을 보상하기 위해서 펌프는 양정(H1)을 H1 수준까지 끌어 올려야 한다. (Figure 3.1.8 참조) 시스템 특성 곡선과 펌프 성능곡선(Figure 3.1.9 참조)

시스템 특성 곡선은 H 축 (0,-h)에서 시작하여 포물선 곡선을 그린다.

시스템 내에서 유량은 탱크내 유체의 수위에 좌우된다. 만약 탱크내 유체 수위를 줄이면 높이(h)는 감소한다. 이 결과로 수정된 시스템 특성 곡선 그리고 시스템에서 감소된 유량은 Figure 3.1.9에서 볼 수 있다.

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시스템에서 전체 펌프 성능을 확장하기 위해서 펌프는 종종 병렬 또는 직렬로 연결된다.

이 절에서는 이들 두 가지 방법으로 연결된 펌프들에 대해 집중적으로 알아보려고 한다.

3.2.1 펌프의 병렬연결

펌프를 병렬로 연결하여 운전하는 경우는 아래와 같다.

요구 유량이 하나의 펌프에서 충당할 수 있는 양보다 많은 경우

다양한 유량 공급을 시스템이 요구하는 경우 그리고 이러한 요구 조건이 병렬로 연결된 펌프들은 가동/정지함으로 인해 충족 될 때

보통 병렬로 연결된 펌프들은 유사한 종류고 크기도 유사하다. 그러나 이들 펌프의 크기는 다를 수 있고 또 하나 또는 여러 개의 펌프가 속도를 조절할 수도 있으며 그래서 다양한 성능 곡선을 시스템이 가질 수 있다.

운행하지 않는 펌프에서 우회 순환 발생을 막기 위하여 시스템에 있는 각각의 펌프에 비 역률 밸브를 설치한다. 여러 개의 펌프가 병렬로 연결된 시스템의 펌프 성능 곡선은 일정 양정에 펌프가 공급해야하는 유량들의 합으로 인해 결정된다.

Figure 3.2.1은 한 시스템에 동일한 두개의 펌프가 병렬로 연결이 된 경우를 보여준다.

시스템 전체 성능 곡선은 유량 Q1 과 유량 Q2를 합한 유량과 이에 대해서 두 펌프의 동일한 양정 H1=H2, 이 두 요소를 통해서 결정된다.

두개의 펌프가 동일하기 때문에 최대 양정 HFAX는 동일하나 최대 유량 Qmax는 한 펌프의 두 배 유량만큼 크다. 각각의 양정에서 유량은 한 개의 펌프가 그 양정으로 운전될 때의 두 배가 된다.

Q=Q1+Q2 = 2Q1 = 2Q2

Figure 3.2.2 는 각각 다른 펌프 두 대가 병렬로 연결된 시스템의 펌프 곡선을 보여준다.

주어진 양정 H1=H2에서 유량 Q1과 Q2를 더했을 때 시스템 성능 곡선에서 특성이 정해지는 것을 보여준다.

Figure 3.2.2 에서 색이 칠해진 영역은 P2 펌프에서 공급 가능한 양정범위를 벗어나기 때문에 P1 이 공급하는 유일한 영역이다.

병렬로 연결된 변속 펌프

물에 대한 수요가 다양할 때 변속 펌프를 병렬로 연결해 높은 시스템은 효율적인 펌프 성능을 얻기 위해서 매우 유용한 방법이다. 이 시스템은 급수 시스템과/ 가압 시스템에 서 일반적으로 사용되는 시스템이다. 4장 이우에 변속 펌프에 대해서 자세히 다루게 될 것이다.

두개의 같은 성능 범위를 가진 변속 펌프가 병렬로 연결된 시스템인 경우 Figure 3.2.3에서 보이는 것과 같이 상당히 넓은 성능 범위를 가지게 된다. 한 개의 펌프가 Q1까지 유량을 공급한다면 그 이상의 유량을 요구하는 경우는 다른 하나의 펌프가 가동되어 그 부족분을 채우게 된다.

만약 각 펌프가 동일한 속도로 운동하게 된다면 최종 펌프 성능은 Figure 3.2.3 에서 보이는 주황색 곡선과 같이 그려진다.

한 개의 펌프가 운행점 Q1까지 최대 속력을 내어서 운전할 수 있다. 하지만 다른 한편으로는 그 운전점에 대해서 두개의 펌프가 속도를 줄임으로 그 점에서 운행할 수 있음을 figure 3.2.4에서 보여주고 있다.(주황색 곡선 참조). 이 그림은 또한 효율적인 측면에서 두 가지 경우를 비교한다. 한 개의 펌프가 최대 속도로 운행되는 경우에 펌프 성능 곡선 우측에 운행점이 있으므로 나쁜 효율을 시스템이 가지게 된다. 비록 펌프의 최대 효율을 속도를 줄임으로 줄이게 되지만, 전체 효율적인 측면에서는 두개의 펌프 속도를 줄인 경우가 더 효율적이라 할 수 있다.

비록 한 개의 펌프로 요구되는 유량, 양정을 만족할 수 있지만, 가끔씩은 효율과 소요 동력으로 인해서 두개의 펌프를 사용하는 경우도 있다. 펌프가 한 개 또는 두개가 운전 되는 경우는 실제 펌프 시스템 특성과 펌프 종류에 따라 운전 방식이 결정된다.

3.2.2

직렬로 연결된 펌프들

일반적으로 펌프를 직렬로 연결하는 것은 고압이 요구되는 시스템에서이다.

직렬 원리를 기본으로 하는 다단 펌프 또한 이 경우에 속할 수 있다. 한 개의 스테이지가 하나의 펌프로 인식되는 경우. Figure 3.2.5 는 동일한 두개의 펌프가 직렬로 연결된 성능 곡선을 보여준다. 같이 연결된 시스템 내 각각의 유량에 대해서 두 배 양정을 표시함으로 직렬로 연결된 시스템의 성능 곡선은 이루어진다. 각각의 펌프에서 같은 최대 유량(Qmax)와 두 배의 최대 양정(2Hmax)를 가지는 펌프 성능 곡선이 그려진다.

Figure 3.2.6은 직렬로 연결된 서로 다른 펌프의 성능 곡선은 보여준다. 동일한 유량 Q1=Q2 에서 서로 다른 양정 H1,H2를 더하여서 이 시스템의 곡선은 만들어 진다.

Figure 3.2.6 에서 색칠된 부분은 오직 P2 펌프에 의해서만 운행되는 범위로 P1 펌프가 운행할 수 있는 최대 유량치를 벗어난다.

3.2.1 절을 통의하면서, 서로 다른 펌프들도 한 시스템에서 직렬로 연결가능하며 하나 또는 그 이상의 변속 펌프들도 직렬연결이 가능하다.

정속 펌프와 변속 펌프를 직렬로 연결한 시스템은 종종 사용되는데 이는 고양정에 지속적인 압력을 요구하는 경우에 사용된다. 정속 펌프는 유체를 토출양을 압력 전달 장치 PT에 의해 조절하는 변속 펌프로 공급한다. (Figure 3.2.7 참조)

Chapter 4. Performance adjustment of pumps

Section 4.1

Adjusting pump performance

펌프 적용에 있어서 펌프를 선정할 때에는 그 펌프의 높은 효율 구간에서 운전 점이 선택이 되어지는 것은 대단히 중요하다. 반면에 펌프의 소비 동력은 펌프 선정에 그리 많이 관여 하지는 않는다. See figure 4.1.1

어쨌든, 때에 따라서 펌프의 최적화된 운전 점을 맞추기 위한 펌프 선정이 가능하지 않을 경우가 있다. 왜냐하면 시스템 요구 사항 또는 시스템 커브가 운전하는 동안 변경될 수 있기 때문이다.

그러므로 변화된 요구 사항을 맞추기 위하여 펌프 성능 곡선 조정이 필요 하다.

가장 일반적인 펌프 성능 곡선 변경 방법에는:

l	Throttle control

l	Bypass control

l	Modifying impeller diameter

l	Speed control

등이 있다.

펌프 성능 곡선 조정 방법은 그 펌프의 운전비용과 함께 초기 투자비용을 고려하여 선택 된다. 임펠러 직경을 변경하는 방법을 제외한 모든 방법은 운전을 하는 동안에 연속적으로 수행 될 수 있다. 우리는 종종 시스템에 너무 큰 용량의 펌프가 선정이 되어 펌프 성능(유량 또는 최대압력)을 제한할 필요가 있는 경우가 있다.

다음 페이지에서 위의 네 가지 조정 방법에 대하여 살펴보기로 하자

Section 4.1.1

Throttle control

Throttle valve는 펌프의 운전 점 조정이 가능 하도록 펌프와 직렬로 설치되어진다. 유량을 감소 시켰을 때의 V/V조정 결과는 Figure 4.1.2에 보인 것과 갔다. Throttle V/V는 시스템에서 저항을 가하여 더 높은 위치에 시스템 저항 곡선을 상승 시킨다. Throttle VV가 없는 경우 유량은 Q2가 되며 Throttle V/V가 펌프에 직렬로 연결이 되면 유량은 Q1이 된다.

Throttle V/V는 펌프의 최대 유량을 제한하는데 사용 할 수 있다. 토출V/V를 설치함으로 시스템에서 사용 최대 허용 유량을 제한 할 수 있다. 비록 시스템 저항 곡선이 완전이 수평(시스템 저항이 ‘0’상태)이 되더라도 유량은 결코 Q3보다 커질 수 없을 것이다. 토출V/V 조정 방법으로 펌프의 성능 곡선이 조정 되어질 때, 펌프의 토출 압력은 그 시스템 고유의 압력 보다 더 높을 것이다.

Hp=Hs=Hv

만약 펌프와 Throttle V/V가 더 작은 펌프만으로 재설치가 되어 진다면, 펌프의 운전 점은 요구되는 Q1 유량 점에서 만나게 될 수 있을 것이다. 그러나 펌프의 운전 압력도 낮아 질 것이며, 결과적으로 소비 동력도 낮아진다. See figure 4.1.2

4.1.2 Bypass control

펌프의 성능을 조정하기 위하여 펌프 토출에 V/V를 설치하는 대신에 펌프 흡입/토출을 연결하는Bypass V/V를 사용 할 수 있다. See figure 4.1.3

Throttle V/V와 비교해 볼 때 (Bypass V/V 설치시 통과 유량은 펌프의 일정한 최소 유량 QBP가 됨) Bypass V/V는 시스템 에서 독립적인 회로를 갖는다. 유량Qp는 시스템 통과 유량 Qs와 bypass 통과 유량 QBP의 합과 같다.

QP= Qs+QBP

Bypass V/V는 상승하는 압력의 최대 한계를 Hmax에 맞출 수 있다. See figure 4.1.3 비록 시스템의 유량이 제로 일지라도, 펌프는 결코 토출 V/V가닫힌 상태의 운전이 되지는 않을 것이다. Throttle V/V의 경우 에서 처럼 요구 되는 유량 Qs는 더 작은 펌프의 설치(bypass V/V 없음)로 얻을 수 있다. 그럴 경우 더 낮은 유량에서 운전이 되며, 에너지 소비도 낮아진다.

4.1.3 Modifying Impeller Diameter

원심펌프의 성능 조정의 또 다른 방법으로는 펌프 임펠러 직경 변경이 있다. 임펠러 직경을 감소하면 펌프의 성능도 감소가 된다. 명백하게 임펠러 직경 축소는 펌프가 운전하는 동안에는 수행을 할 수 없다. Throttle V/V 와 Bypass 방식에 비교해 볼 때, 위의 두 가지 방식은 운전 중에 성능 감소를 조정 할 수 있는 이점이 있다. 임펠러 직경 변경은 펌프의 설치 이전 또는 서비스가 행해지는 동안에 수행 되어야 한다. 다음 공식은 임펠러 직경과 펌프 성능 사의 관계를 보여 준다.

Qn/Qx=(Dn/Dx)2……………

위 공식은 이상적인 펌프인 경우에 표현되는 공식임을 주목하라. 예들 들면, 펌프 효율은 임펠러 직경이 축소가 되면 감소하게 된다. 임펠러 직경이 Dx>0.8*Dn 이내로 감소되기 때문에 효율은 불과 몇 %이내에서 감소하게 된다. 효율 감소의 정도는 펌프 타입과 운전 포인트(자세한 것은 펌프 고유 커브를 확인)에 따라 달라진다.

공식으로 알 수 있듯이 유량과 양정은 임펠러 직경 변화의 제곱에 비례하여 바뀌게 된다. 공식에 따라 운전 점은 (0,0)부터 직선으로 움직이게 된다. 소비 동력의 변화는 임펠러 변화에 4제곱에 비례하여 변화 된다.

4.1.4 Speed control

펌프의 성능을 제어하는 마지막 방법은 회전수를 가변하여 제어 하는 방식이다. 주파수 변환기에 의한 회전수 제어 방식은 가변 되는 유량 요구에 부합하는 의심할 여지없는 가장 효율적인 방법이다.

아래 등식을 가지고 원심펌프의 회전수 변화가 어떻게 펌프 성능 곡선에 영향을  미치는지를 유추 할 수 있다.

Qn/Qx=Nn/Nx……....................

상사법칙은 (0,0)을 지나는 포물선 형태로 Nn에서 Nx 까지 회전수가 변해도 시스템 저항이 변하지 않는 전제에서 적용한다. See section 3.1.1 동력 등식은 펌프 효율이 각점(Nn,Nx)에서 변하지 않는 것을 더욱 극명하게 보여준다.

Figure 4.1.5의 공식은 펌프 유량(Q)가 펌프 회전수(N)에 비례하는 것을 보여준다. 수두(H)는 회전수(N)에 제곱에 비례하는 것을 보여준다. 동력(P)는 회전수의 세제곱에 비례하는 것을 보여준다. 어떤 경우는 회전수가 감소되면 효율이 극소하게 감소 할 것이다. 감소된 회전수(Nx)에서의 효율(최대 회전수의 50% 이하 회전시의 효율ηx)은 아래의 공식에 의해계산 될 수 있다.

Ηx=1-(.........................................

만약 펌프 스피드 감소에 의하여 얼마나 많은 전력 저감을 할 수 있는지 정확히 알기를 원한다면, 모터와 주파수 변환기의 효율을 고려해야만 한다.

4.1.5 Comparion of adjustment methods

지금 까지 우리는 네 가지 다른 방식의 원심 펌프 성능 곡선 변경하는 방법을 이야기 했다. 그 방법이 서로 어떻게 다른지 살펴 보도록 하자. 우리는 펌프를 고려 할 때 그리고 하나의 기구로써 성능 곡선 변경 장치를 고려 할 때, 이 장치의 QH-특성 결과를 알 수 있으며, 다른 시스템의 결과와 비교 할 수 있다.

Throttle control

토출 밸브 조작 방법은 펌프에 직렬로 밸브가 연결 되어 있어야한다. See figure 4.1.6a 이 연결은 최대 압력을 변하지 않고 감소된 유량의 성능곡선을 가지는 새로운 펌프로써 운전이 된다. 펌프 커브 Hn, 밸브 커브 그리고 모든 것을 포함한 Hx. See figure 4.1.6.b

Bypass controll

밸브가 펌프의 흡/토출에 연결되어진다. See figure 4.1.7a 이 연결은 최대 압력을 감소하고 Q-H커브가 변경이 되는 새로운 펌프로써 운전이 된다. 이 커브는 이차곡선보다 더 직선 모양이 된다. See figure 4.1.7b

Modifying impeller diameter

임펠러 직경 축소 방식은 어떠한 별도의 장치도 필요하지는 않는다. Figure 4.1.8은 감소된 QH-curve(Hx) 와 원래 크기 임펠러의 QH-curve(Hn)를 보여준다.

Speed control

회전수 제어 방식은 감소된 유량과 양정에서의 새로운 QH-curve를 만든다. 이 커브의 특징은 커브가 더 납작하게 되도록 유량보다 더 높은 단계로 양정이 감소된다. 다른 방식과 비교해 볼 때 회전수 제어 방식은 모터의 동기회전수 이상으로 회전수를 증가시킴으로 원래 상태의 QH-curve 보다 더 넓게 펌프 성능의 범위를 확장 할 수 있다는 장점이 있다. See the Hy-curve in figure 4.1.9 만약 이 방식(정격 회전수 이상 운전)을 사용 한다면, 모터의 동력도 고려되어져야만 한다.

4.1.6 Overall efficiency of pump system

Throttling 방식과Bypass 방식 모두 약간의 수력학적 밸브 손실(Ploss=KQH)을 가져온다. 그렇게 되면 펌핑 시스템의 효율은 감소하게 된다. 그리고 임펠러 사이즈 변경(Dx/Dn>0.8)방식은 펌프의 효율에 중대한 영향을 주지는 않는다. 따라서 이 방법은 전체적인 시스템의 효율에는 나쁜 영향은 없다.

펌프 정격 회전수의 50%이하로 회전수가 감소 하지만 않는다면 회전수 제어방식의 효율은 오직 한정된 범위에 영향을 준다. 뒤에 이 효율이 단 몇% 정도 감소가 된다는 것을 살펴보기로 하자. 그리고 그것은 총체적인 회전수 제어 방식의 경제적 타당성 결정에 중요하지 않다.

4.1.7 example: Relative power consumption when the flow is reduced by 20%

주어진 설치에서 유량은 60ton/h 에서 50ton/h로 감소되어야만 한다. 원래의 운전점은 Q=60ton/h, H=70m 이다. 그때 펌프의 Power 입력은 100%라고 정하자. 성능 조정 방식에 따라 소비 동력은 변경될 것이다. 그럼 이제 소비 동력이 각 방식에서 어떻게 영향을 받는지 살펴보기로 하자.

Throttle control

유량이 적어지면 소비 동력은 94%까지 감소가 된다. 토출 V/V 조정은 펌프 압력을 상승 시킨다. See figure 4.1.10 어떤 펌프는 최대 소비 동력이 최대 유량보다 더 낮은 유량점 에서 있을 수 있다. 만약 이 경우라면, 소비 동력은 밸브가 잠김에 따라 증가한다.

Bypass control

시스템에 유량을 줄이기 위하여, Bypass밸브는 펌프의 양정을 55m까지 줄여야만 한다. 이것은 펌프의 유량 증가만을 가져올 뿐이다. Figure 4.1.11에 나타나듯이 유량은 81ton/h까지 증가될 것이다. 이것은 원래 소비보다 10% 이상 더 높게 소비 동력이 증가 한다. 증가의 정도는 펌프 타입과 운전 포인트에 의해 경정 된다. 어떤 경우 P2의 증가는 제로에 가까울 것이며 드문 경우이지만 P2가 약간 감소 조차 될 수 있다.

Modifying impeller diameter

임펠러 직경이 감소 될 때 펌프의 유량과 양정은 모두 감소된다. 20%의 유량 감소에 의해 소비 동력은 67% 가까이 감소가 된다. See figure 4.1.12

Speed control

펌프의 회전수가 제어 될 때, 유량과 양정 모두 감소하게 된다. See figure 4.1.13 따라서, 소비 동력은 펌프 정속시의 동력에 비해 65%가까이 감소하게 된다.

가장 높은 효율이 필요 할 때, 임펠러 직경 감소나 회전수 제어 방식이 펌프의 유량을 감소 시켜야 되는 시스템에서는 가장 적절한 방법이다. 펌프가 정해진 운전 점에서 운전이 되는 시스템에서 운전점 변경이 필요한 경우 임펠러 직경 조정은 가장 좋은 해결책이 된다. 어쨌든 우리가 변하는 유량 요구를 받는 현장에서는 회전수 제어 방식이 최고의 해결책이다.

Summary

Figure 4.1.14는 이전 section에서 설명했던 서로 다른 조정 방식의 개관을 보여 준다. 시스템을 위해 조정 방식을 선택 할 때, 각 방식은 각각에 고려해야 할 긍정적인 면 과 부정적인 면을 갖는다.

이전 section에서 살펴본 바와 같이 펌프 회전수 제어는 시스템에서 펌프의 성능 조정을 위한 방식 중에 가장 효율적인 방식이다. 이번 장 에서는 회전수 제어 펌프와 PI-controllers 결합의 가능성 있는 사항과 시스템 파라미터를 읽는 센서(압력, 차압, 온도)에 대해서 논해 볼 것이다. 다음 페이지의 Example에 각 시스템 및 센서에 대해 설명 할 것이다.

4.2.1 Constant pressure control

건물에는 개개의 다른 수도꼭지에 집수 탱크로부터 수도 물 공급을 해야만 한다.

수도꼭지의 물 사용은 다양할 것이다. 그러면 요구되는 유량에 따라서 시스템 저항은 다양해진다. 따라서 안정정인 물 공급과 에너지 세이브를 위하여 정압 공급이 추천된다.

Figure 4.2.1에서 보듯이, 해결책은 PI-controller가 있는 회전수 조절 펌프 이다. PI-controller는 요구되는 압력 Pset와 압력 센서PT에 의해 측정되는 실제 공급 압력 P1을 비교 한다.

만약 실제 압력이 셋 포인트 보다 높다면, PI-controller는 회전수를 줄여 펌프의 성능 곡선은 P1=Pset까지 맞출 것이다.  Figure 4.2.1은 유량이 Qmax 에서 Q1 까지 줄어들 때 어떤 일이 벌어지는지 보여준다. 콘트롤러는 요구 되는 토출압력( P1=Pset)를 맞추기 위하여 펌프 회전수가 Nn에서 Nx 로 감소시킬 것이다. 회전수 조절 펌프를 설치하면0- Qmax 의 유량 범위에서 일정한 압력으로 유지 할 수 있다. 공급 압력은 탱크내의 수위 (h)에 관계없이 일정하다. 만약 h 가 변한다면, PI-controller는 P1을 항상 셋 포인트에 맞추기 위하여 펌프의 회전수를 제어 할 것이다.

4.2.2 Constant temperature control

회전수 제어에 의한 성능곡선 조정은 수많은 산업 적용에 적합하다. Figure 4.2.2 는 고품질 생산을 지켜주는 수랭식 Injection moulding machine 의 시스템을 보여 준다.

Moulding machine는 냉각 장치를 통해 얻는 15℃의 물을 가지고 냉각 되어 진다. Moulding machine의 적절한 운전을 위해 그리고 효과적인 냉각을 보장하기 위해 Return pipe의 온도는 일정한 위치(Tr=20℃)에서 지켜져야만 한다. 이 해결책은 PI-controller에 의해 제어 되는 회전수 제어 펌프 이다. PI-controller는 요구되는 온도 tt와 온도 센서 TT에 의해 측정되는 return pipe의 실제 온도 tr을 비교 한다. 이 시스템은 고정된 시스템 특성을 갖기 때문에 펌프의 운전점은 Qm 과 Qmax 사이 위에 위치하게 될 것이다. 이 기계에 열 손실이 많아지면, Return pipe에서 20℃의 일정 온도 유지를 보증하기 위해 냉각수 유량은 많아진다.

4.2.3 Constant differential pressure in a circulating system

Circulating system(폐회로 계), see chapter 3, 는 회전수 제어 펌프의 솔루션으로 아주 적절하다. 차압 제어 방식의 순환 펌프는 다양한 시스템 특성을 갖고 있는 Circulating system에서 이점이 있다. See figure 4.2.3

그림은 순환 되는 물이 열 교환을 받고 세 부하로 이송하는 열 교환기로 구성된 난방 시스템을 보여 준다. 예를 들면 회전수 제어 펌프에 의해 운전되는Radiators가 있다. 콘트롤 밸브는 난방요구에 따라서 운전이 되도록 각 부하의 유량을 제어하기 위하여 직렬로 연결을 한다.

펌프는 펌프 흡/토출구에서 측정되어진 일정 차압에 따라서 제어 되어진다. 이 펌프 시스템은 0-Qmax 범위에서 일정한 차압(Figure 4.2.3 의 수평선)을 제공한다.

4.2.4 Flow-compensated differential pressure control

Figure 4.2.4 에서 보는 펌핑 시스템의 주 기능은 부하에서 콘트롤 밸브 전/후단에 걸리는 일정한 차압을 유지 하는 것이 될 것이다. 그렇게 하기 위해서 펌프는 배관, 열교환기, 부속품등의 마찰 손실을 극복할 수 있어야만 한다.

우리가 Chapter 3에서 논한 바와 같이, 시스템에서의 압력 손실은 유량에 제곱에 비례 한다. 오른쪽 그림에서 보여 주는 것과 같은 시스템에서 순환 펌프 제어하기 위한 가장 좋은 방법은 유량이 증가하면서 발생하는 압력 손실의 증가도 펌프가 계산을 하는 방법이다.

유량이 적게 요구 될 때, 배관, 열교환기, 부속품등의 압력 손실은 잘 알다시피 낮다. 그리고 펌프는 콘트롤 밸브가 요구하는 Hset-Hf 만큼만 공을 을 하면 된다. 유량이 증가 할 때, 압력 손실은 제곱에 비례하여 증가 한다. 따라서 펌프는 압력 공급을 증가 하여 야만 한다.(Figure 4.2.4의 청색 커브로 표시)

그러한 펌핑 시스템은 두 가지 다른 솔루션으로 디자인 될 수 있다.

l	차압센서는 펌프의 흡/토출에 연결이 되며, 차압의 시스템은 차압(DPT1) 가지고 운전이 된다. See figure 4.2.4

l	차압센서는 부하에 가까이 설치가 되며, 차압의 시스템은 차압(DPT2) 가지고 운전이 된다. See figure 4.2.4

첫 번째 솔루션의 장점은 펌프, Pi-controller, 회전수 제어 그리고 센서가 설치가 용이하게 서로 가까이에 설치되어진다. 이 설치는 하나의 펌프 세트로 모든 시스템 구성을 가능하게 만들었다. See section 4.4 시스템을 꾸미고 운전하기 위하여 펌프Curve data는 컨트롤로 내에 저장 되어야 한다. 이 data들은 유량을 계산하고, 더욱이 figure 4.2.4에서 보듯이 펌프 성능 곡선이 요구 되어진 청색 커브와 만나는 것을 보증하기 위하여 주어진 유량에서 Hset은 얼마나 감소를 해야 하는지를 계산하기 위하여 사용 되어 진다. 두 번째 솔루션은 더 많은 설치비용이 발생한다. 왜냐하면 센서는 펌프에서 떨어진 현장에 설치가 되어져야 하며, 센서의 케이블은 그 길이만큼 길게 설치가 되어져야 하기 때문이다. 이 시스템의 성능 곡선은 처음의 시스템과 다소 비슷하다. 센서는 부하 측에서 차압을 측정하며, 자동으로 Supply pipe등의 압력 손실 증가를 압도하기 위하여 요구되는 압력 값을 증가 시킨다.

Section 4.3 Advantages of speed control

펌프 적용의 대부분은 하루 24시간 내내 펌프의 Full pump performance를 요구 하지는 않는다. 그것은 자동으로 펌프의 성능 곡선을 조정하는 시스템에서는 큰 이점이 있을 수 있다. 우리가 Section 4.1 에서 살펴 본 바와 같이, 원심 펌프의 성능 곡선을 알맞게 조정하는 최고의 방법은 펌프의 회전수 제어 방식이다. 펌프의 회전수 제어는 보통 주파수 변환 장치에 의해 만들어 진다.

다음 페이지에서 우리는 개/폐회로에서의 회전수 제어 펌프에 대하여 공부할 것이다. 그러나 살펴 보기 전에, 회전수 제어의 이점과 인버터 내장형의 회전수 제어 펌프의 이득에 대하여 설명 하겠다.

Reduced energy consumption

회전수 제어 펌프는 정해진 펌프 일을 하기 위하여 필요한 에너지만큼만 사용 된다. 다른 방식과 비교해 볼 때 주파수를 제어 하는 회전수 제어 방식은 높은 가장 높은 효율을 제공하며, 게다가 최고의 효과적인 에너지 활용이다. See section 4.1

Low life cycle costs

Chapter 5보듯이 펌프의 에너지 소비는 펌프의 life cycle costs를 고려할 때 가장 중대한 요소 이다. 가능한 가장 낮은 점에서의 펌핑 시스템 운전비용이 유지 되는 것은 대단히 중요하다. 효율적인 운전은 더 낮은 에너지 소비와 더 낮은 운전비용에 이르게 한다. 정속 펌프와 비교해 볼 때 회전수 제어 펌프는 50%까지 에너지 소비를 줄일 수 있다.

Protection of the environment

에너지 효율 높은 펌프는 공기를 덜 오염 시키며 환경을 해치지 않는다.

Increased comfort

각기 다른 펌핑 시스템 에서 회전수 제어는 증가된 안정을 제공한다: 자동 압력 제어와 펌프의 부드러운 기동 정지는 워터 해머와 시스템의 높은 압력에 의해 발생되는 소음을 감소시킨다. 순환 시스템의 경우, 회전수 제어 펌프는 시스템의 최소화된 소음에서 레벨에서 차압의 유지를 보증한다.

Reduced system costs

회전수 제어 펌프는 시스템의 콘트롤 밸브 및 커미션닝(펌프선정)을 위한 요구를 줄여 줄 수 있기 때문에 총 시스템 비용은 감소 될 수 있다.

Section 4.4 Advantages of pumps with integrated frequency converter

수많은 적용에서, 인버터가 내장된 펌프는 최적화된 솔루션이다. 왜냐 하면, 인버터 펌프는 하나의 세트로 펌프, 인버터, PI-controller, 그리고 때로는 센서를 결합하는 데서 얻는 이익과 회전수 제어 펌프 솔루션의 이익이 더해지기 때문이다. See figure 4.4.1

인버터 내장형 펌프는 단지 펌프가 아니라, 적용 문제나 Energy save가 필요한 다양한 현장에서 해결을 주는 하나의 시스템이다. 개보수의 경우 인버터 내장형 펌프는 추가 설치비 없이 정속 펌프 대신에 설치될 수 있어 이상적이다. 필요한 것은 파이프 내에 인버터 내장형 펌프를 연결 및 전원 연결이 전부이다. 그리고 나서 펌프는 운전 준비가 완료 된다. 시운전시에 필요한 것은 시스템에 적절한 압력 세팅을 하는 것이 전부다.

인버터 내장형 펌프가 공급 하는 장점에 대하여 아래에 기술을 하겠다.

Easy to install

인버터 내장형 펌프는 정속 펌프만큼 설치가 간단하다. 시운전 시에는 모터에 전원을 연결하고 동작시키는 것이 전부이다. 공장에서 모든 내부적인 연결과 세팅을 완료 한다.

Optimal energy savings

적합성을 위하여 펌프, 모터, 인버터가 디자인 되어 졌기 때문에 펌프 시스템의 운전은 소비 동력을 줄일 수 있다.

One supplier

단일 공급자가 펌프, 인버터, 센서, 선정, 주문 진행뿐만 아니라 유지보수 및 서비스까지 공급 할 수 있다.

Wide performance range

인버터 내장형 펌프는 굉장히 넓은 성능 곡선 범위를 가진다. 그것은 굉장히 다양한 조건하에 효과적으로 운전할 수 있고, 넓은 범위의 요구를 가능하게 한다. 게다가 몇몇의 펌프는 좁은 성능 곡선의 용량을 가진 많은 정속 펌프 타입을 대체 할 수 있다.

4.4.1 Performance curves of speed-controlled pumps

회전수 제어 펌프의 성능 곡선을 어떻게 보는지 좀 더 살펴보기로 하자

Figure 4.4.2 는 회전수 제어 펌프의 성능 곡선의 한 예를 보여 준다. 첫 번째 커브는 QH-curve를 나타내며 두 번째 커브는 동력 커브를 나타낸다.

성능곡선은 100%에서 50%까지의 스피드를 10%간격으로 그려져 있다. 또한 최대 회전수의 25% 까지만 표현된 최소 커브도 그려져 있다. 우리는 일정한 운전점Q-H 가리킬 수 있으며, 도달된 운전점의 회전수 및 소비 동력 P1이 얼마 인지를 알아낼 수 있어야 한다.

4.4.2 speed-controlled pumps in different systems

회전수 제어 펌프는 광범위한 시스템에 쓰여 진다. 펌프 성능 곡선 내의 변화에 따라서 가능성 있는 에너지 절감은 그 시스템에 달려 있다.

Chapter 3에서 논의 했듯이, 시스템의 저항은 그 시스템을 통과하는 액체의 정해진 양을 이송하기 위하여 펌프가 공급 해야만 하는 요구되는 양정의 표시이다. Figure 4.4.3 은 개/폐 시스템의 시스템 저항 곡선과 성능 곡선을 보여 준다.

Speed-controlled pumps in closed systems

냉/난방과 같은 폐로 시스템에서 펌프는 단지 파이프, 밸브, 열교환기 등의 마찰 손실을.극복 하면 된다. 우리는 폐로 시스템에서의 회전수 제어 펌프의 예를 들어 볼 것이다. 최대 유량 15㎥/h에서의 총 마찰 손실은 16m 이다. See figure 4.4.4

시스템 저항은 (0,0)지점(Figure 4.4.5의 붉은 선)에서 출발 한다. 시스템 내의 콘트롤 밸브는 항상 일정한 운전 압력을 필요로 한다. 그래서 펌프는 시스템 저항에 따라서 운전할 수 없다. 그것이 어떤 종류 펌프가 오렌지색 선에 따라 운전되는 것을 보증하기 위한 비례압력 제어 기능을 제공하는 이유다. 최소 성능 곡선은 정격 회전수의 50%정도 된다. 최소 커브(정격 회전수의 25%)에서의 순환 시스템 운전은 몇몇 솔루션에 적절 할 수 있다. 예를 들면 난방 시스템에서 밤 시간에 중점 운전하는 경우 이다.

Speed-controlled pumps in closed systems

펌프의 운전 범위뿐만 아니라 시스템 저항 또한 시스템 자체의 타입에 달려 있다.

Figure 4.4.6 은 가압/급수 시스템의 펌프를 보여 준다. 펌프는 펌프보다 h=20m위 설치 수도꼭지에 Q=6.5 ㎥/h 를 공급 해야만 한다. 펌프의 흡입 압력 Ps는 1bar 이며, 수도꼭지 Pt에서의 압력은 2bar가 되어야 한다. 그리고 최대 유량에서 시스템의 총 마찰 손실은 1.3bar 이다.

Figure 4.4.7 은 위에 기술 했던 요구조건에서의 펌프의 QH-curve을 보여준다. 오른쪽의 등식을 이용하여 유량이 제로일 때 요구되어진 압력(H0)을 계산 할 수 있다.

만약 6.5 ㎥/h(Q)에서의 최대 압력을 계산하고 싶으면, 아래의 등식을 이용한다.

Hmax= H0+…………….

이 경우 유량 제로부터 최대 유량 6.5㎥/h 까지 대응하기 위하여 펌프는 좁은 주파수 영역에서 운전 되어진다. 그것은 99%에서 약 65% 사이가 될 것이다. 마찰 손실이 낮은 시스템에서의 회전수 변동률은 또한 작아 질 것이다. 만약 마찰 손실이 없다면, 위와 같은 경우는 최소 회전수는 약 79%가 된다.

살펴본 두 가지 예 에서 보듯이, 회전수와 소비 동력의 가능한 변화량은 폐로 시스템에서 가장 높다. 그러므로 그것이 폐로 순환 시스템이 가장 높은 에너지 절감의 잠재성을 갖고 있는 이유다.

4.5 Frequency converter

이전에 언급 했듯이, 회전수 제어 펌프는 주파수 변환기(인버터)를 포함 한다. 그러면 인버터가 어떻게 동작 하는지, 또한 이 장치를 사용하는데 조심해야 하는 사항들 살펴보자.

4.5.1 Basic function and characteristics

유도 전동기의 회전수 제어는 모터의 극수와 공급 되는 전압의 주파수에 달려 있다는 것은 잘 알려 있는 사실이다. 공급 되는 전압의 진폭과 모터 축의 부하도 또한 모터 스피드에 영향을 준다. 결과적으로, 공급 전원의 주파수 변환은 유도 전동기의 회전수 제어에 이상적인 방식이다. 또한 정확한 모터 자기 작용을 보증하기 위하여 전압의 진폭을 변화 시킬 필요가 있다.

Figure 4.5.1 Displacement of motor torque characteristic

주파수/전압 제어는 스피드가 변함에 따른 토크 특성의 변위를 가져온다. Figure 4.5.1은 두 개의 다른 주파수/전압 에서 회전수(n)의  모터 토크 특성(T)을 보여준다. 그림에 또한 펌프의 부하 특성 곡선이 그려져 있다. 그림에서 보듯이, 모터의 주파수/전압의 변화에 의해서 회전수는 바뀌게 된다.

주파수 변환기는 주파수와 전압이 변한다. 따라서 우리는 주파수 변환기의 기본 임무가 고정된 공급 전압/주파수(예, 3*400V/50Hz) 변환 시키는 것으로 말 할 수 있다.

4.5.2 Components of the frequency converter

모든 주파수 변환 장치는 같은 기능의 블록선도로 이루어진다. 기본적인 기능은 이전에 언급 했듯이 메인 공급 전원을 새로운 주파수와 전압 진폭의 AC 전원으로 변환시키는 것이다. 주파수 변환기는 무엇보다 먼저 메인 전압을 직류로 정류를 하고 Capacitor 로 이루어진 중간 회로에 에너지를 저장한다. DC 전압은 새로운 전압과 주파수로 변환된 AC 전압으로 변환 되어 진다.

변환 장치 내에 중간 회로 때문에 메인 전압은 출력 주파수나 모터의 스피드에 직접 영향을 주지는 않는다. 직류 정류기는 주파수가 50Hz 이건 60Hz이건 간에 문제없이 정류를 할 수 있다. 참고 적으로, 입력 주파수는 출력 주파수에 영향을 주지는 않는다. 유도 전동기를 주파수 변환기를 연결하여 사용 할 때에는 다음과 같은 이점이 있다.

l	이 시스템은 50Hz, 60Hz 양쪽 지역 모두 아무런 변경 없이 사용 할 수 있다.

l	주파수 변환기의 출력 주파수는 입력 주파수에 대해 독립적 이다.

l	주파수 변환기는 메인 공급 주파수 보다 더 높게 출력 주파수를 공급 할 수 있다.― 동기 속도 이상 운전이 가능하게 한다.

Figure 4.5.2 에서 보듯이, 주파수 변환기는 세 가지 잘 알려진 구성으로 이루어진다: EMC filter, 제어 회로, 인버터

The EMC filter

이것은 주파수 변환 장치의 제일의 기능에 일부는 아니다. 따라서 원칙은 주파수 변환 장치 외부로 설치되어야 한다. 어쨌든, 지역적인 요구나 유럽 연합의 EMC규정을 충족하기 위하여 이 필터가 필요 하다. EMC filter는 메인에 연결된 다른 전기 장비의 외란을 막기 위하여 메인으로 되돌아가는 고조파를 억제 한다. 동시에 Filter는 다른 전기 장비에서 발생 하는 노이즈를 주파수 변화기의 전기 장치에 들어가는 것을 막는다.

The control circuit

제어 회로 블록은 두 가지 기능이 있다. 이것은 주파수 변환기를 제어 하는 동시에 제품과 주변 기기 간의 모든 커뮤니케이션을 돌본다.

The inverter

주파수 변환기의 출력 전압은 일반 메인 전압처럼 사인곡선은 아니다. 이 전압은 수많은 square-wave 펄스의 조합으로 모터에 공급 된다. See figure 4.5.3 이 펄스들은 디자인된 주파수와 진폭으로 사인 전압의 형태가 된다. 스위칭 주파수는 제품 브랜드에 따라 몇 kHz에서 20 kHz까지 될 수 있다. 권선내 노이즈 발생을 줄이기 위하여, 주파수 변환기는 가청 범위(~16kHz)이상의 스위칭 주파수를 갖는 것이 바람직하다.

이 원리를 PWM(Pulse Width Modulation) 제어 방식 이라고 부르며, 오늘날 주파수 변환기에 가장 많이 사용되는 제어 원리 이다. 모터 자체의 전류는 거의 사인 곡선을 갖는다. 이것은 모터 전류(위)와 모터 전압을 포함 하고 있는 Figure 4.5.4(a)에 잘 보여 준다. Figure 4.5.4(b)에서는 모터 전압의 단면을 보여 준다. 이것은 어떻게 전압의 펄스/중지 비율이 바뀌는지를 가리킨다.

4.5.3 Special conditions regarding frequency converter

주파수 변환기나 인버터 내장형 펌프를 설치 및 사용에 의해 Standard 유도 전동기 보다 메인 전원에 좋지 않은 영향을 줄 수 있다. 이것은 아래에 자세하게 기술 하겠다.

Non-sinusoidal power input, three-phase supplied frequency converters

위에 기술 되어진 한 가지로 디자인된 주파수 변환기는 메인 전원으로부터 사인 전류를 받지는 않을 것이다. 다른 것과 사이에서 이것은 메인 스위치, 케이블 등의 용량을 정하는데 영향을 준다. Figure 4.5.5는 어떻게 메인 전류와 전압이 나타나는지 보여 준다.

a)	삼상, 표준 2극 유도 전동기

b)	삼상, 표준 2극 유도 전동기 & 주파수 변환기

두 가지 경우 모두 모터는 축에 3kw 을 공급 한다.

두 가지 경우의 전류 비교는 다음과 같은 다른 점을 보여 준다. See figure 4.5.6

l	주파수 변환기가 있는 시스템의 전류는 사인 곡선이 아니다.

l	주파수 변환기가 있는 시스템의 피크 전류는 그리 높지 않다.(약 52%높음)

이것은 메인이 캐패시터 다음에 오는 정류기에 연결되는 주파수 변환기의 디자인 때문이다. 커패시터의 충전이 커패시터 전압보다 정류된 전압이 높게 일어나는 그 짧은 순간 동안에 일어난다.

위에서 언급한 것처럼, Non-sinusoidal 전류는 모터 전원 공급 측에 또 다른 조건을 만든다. 주파수 변환기가 없는 표준 모터의 전압(U), 전류(I), 동력(P)간의 상관관계는 오른쪽 박스에 표현 되어 있다. 같은 공식으로 주파수 변환기가 설치된 곳에 동력 계산을 하는 데는 이용 할 수 없다.

사실, 이 경우 에는, 전압 전류가 사인 곡선을 갖지 않기 때문에 간단히 동력을 계산해 낼 수 없다. 대신에 동력은 계측기의 전압/전류 순시치 측정에 근거 하여 계산 되어져야만 한다.

만약 전압/전류의 실효값뿐만 아니라  동력(P)도 알고 있다면, 오른쪽 공식에 의해 Power factor(역률) 는 계산 되어질 수 있다.

전압과 전류가 사인 곡선을 갖은 경우가 아니라면 power factor(역률)는 전류와 전압이 정시에 표시되는 방법의 직접 연결은 없다.

설치와 함께 연결된 현재의 입력을 측정 할 때 그리고 주파수 변환기의 시스템을 서비스 할 때, ‘Non-sinusoidal’ 전류 측정이 가능한 계측기를 사용하는 것은 필수적이다. 주파수 변환기의 전류 측정 장비는 "true RMS’ 측정하는 타입 이어야 한다.

Frequency converters and earth-leakage circuit

breaker(ELCB)

누전 차단기는 전기 설비에서 부수적인 보호를 위하여 사용 증가 되고 있다. 만약 주파수 변환기가 누전 차단기와 연결 된다면, 설치되는 누전차단기는 주파수 변환기의 DC단에 문제가 생겨도 차단되는 타입 이어야 할 것이다. 주파수 변환기와 연결되어 사용될 누전차단기는 누전 발생 시 항상 차단이 되어질 수 있게 하기 위해서 오른쪽 figure 4.5.7 and 4.5.8 에서 보여 주는 것과 같은 표시를 해야만 한다.

두 ECLB 타입 모두 쉽게 구할 수 있는 제품이다.

Chapter 5. 수명주기 비용 계산

Section 5.1 : 수명주기 비용 방정식

5.1.1 초기 구입 비용 (Cic)

5.1.2 설치 및 시운전 비용 (Cin)

5.1.3 전력소비 비용 (Ce)

5.1.4 운전비용 (Co)

5.1.5 환경부담 비용 (Cenv)

5.1.6 유지보수 비용 (Cm)

5.1.7 중단 손실 비용(생산품의 감소) (Cs)

5.1.8 철거 및 폐기비용 (Cd)

Section 5.2 : 수명주기 비용 계산 – 적용사례

Section 5.1

수명주기 비용 방정식

펌프의 수명동안 소요되는 총비용(Life Cycle Costs : LCC)을 결정하는 각 요소들을 계산할 때 고려해야 할 점 과 계산 방법에 관하여 알아보겠습니다. 추후에 수명주기비용의 예를 들어서 설명하겠지만 그 전에 이해해야 할 개념에 관하여 먼저 설명 하겠습니다.

"펌프의 수명주기 비용"은 펌프를 구매하여 설치, 운전, 유지보수, 폐기처분하기까지의 총 수명기간 동안 각각의 비용이 얼마나 소요 되는가를 보여줍니다.

유럽의 펌프회사와 미국의 에너지청으로 구성된 "수력학 협회" 에서는 펌프의 수명주기 비용에 관련된 자료를 발표하였습니다.(그림 5.1.1 참조) 이 자료는 펌프를 포함하는 여러 시스템에서, 펌프 사용자들로 하여금 낭비를 최소화 하고 에너지의 사용을 극대화 하는데 도움을 주고자 계획되었습니다. 수명주기 비용 계산은 펌프를 신규로 설치하거나 사용 중인 펌프의 수리에 있어서 중요 참고 자료로 활용됩니다.

수명주기 비용은 아래와 같은 요소로 구성됩니다.

Cic 초기 구입 비용

Cin 설치 및 시운전 비용

Ce 전력소비 비용

Co 운전비용(관리 인건비용)

Cemv 환경부담 비용

Cm 유지보수 비용

Cs 중단 손실 비용(생산품의 감소)

Cd 철거 및 폐기비용

그림 5.1.2 에서 보여주듯이 전력소비 비용과 초기비용 그리고 유지보수 비용이 중요한 요소임을 알 수 있습니다.

그림 5.1.1 : 펌프 시스템의 수명주기 비용 지침

그림 5.1.2 : 산업용 순환 펌프 시스템에서의 일반적인 수명주기 비용

5.1.1 초기 구입 비용(Cic)

펌프 시스템의 초기 구입 비용에는 시스템을 운전하는데 필요한 펌프, 인버터, 콘트롤 판넬, 변압기 등과 같은 장치들이 포함된다.

초기구입 비용과 전력소비 및 유지보수 비용 간에는 때때로 교환조건이 성립한다. 다시 말하면 많은 경우에 고가의 기기는 저가의 장치에 비하여 긴 수명을 가지며 상대적으로 적은 전력만을 소비 하는 경우가 있다.

5.1.2 설치 및 시운전 비용(Cin)

설치 및 시운전 비용은 아래와 같은 요소를 포함합니다.

펌프 설치

설치를 위한 기초 작업

전기 배선 및 각종 계기 연결

인버터, 변압기 등의 설치 및 연결

시운전 작업

펌프의 경우에 인버터가 포함되어 있는 제품인가를 확인할 필요가 있습니다. 다시 말해, 인버터 내장형 펌프는 초기 구입 비용이 높은 반면 설치 비용과 시운전 비용은 적게 요구됩니다.

그림 5.1.3 : 펌프 시스템을 구성하는 장비들

그림 5.1.4 : 일정 속도 펌프 시스템(system 1) 과속도 제어 펌프 시스템 (system 2) 의 초기 비용

5.1.3 전력소비 비용

일년에 2000시간 이상 운전되는 펌프들의 대부분의 경우에서, 펌프의 총 수명기간동안 전력소비 비용이 펌프 수명주기 비용 중 가장 큰 부분을 차지합니다. 그림 5.1.5 에서 볼 수 있듯이 세계 전력의 총 소비량 가운데 20% 정도가 펌프 사용에 의해 소비됩니다.

펌프 시스템의 전력소비에 영향을 미치는 몇 가지 요소들을 아래와 같은 것들이 있습니다.

부하 정도

펌프 효율(성능점의 계산) 그림 5.1.6

모터 효율(부분부하가 걸릴 경우 모터 효율은 고효율 모터와 일반 모터간에 큰 차이를 보인다.)

펌프 선정(때때로 펌프선정이 너무 크게 되는 경우가 있다.)

배관과 밸브류들 같은 기타 시스템상의 구성요소들

속도 제어 방식의 펌프 시스템. 속도 제어 방식의 펌프를 사용함으로써 전력소비를 최대 50% 까지 줄일 수 있다.

5.1.4 운전비용(Co)

운전비용은 펌프 시스템을 운전하는데 필요한 관리인건비용을 포함합니다. 대부분의 경우에 인건비용은 펌프와 관련됩니다. 오늘날 펌프 시스템과 컴퓨터 네트워크를 연결함으로써 이 운전비용을 절감하게 되었습니다.

5.1.5 환경부담 비용

부품들의 폐기 비용과 펌핑된 유체로부터의 오염이 이 환경부담 비용에 포함됩니다. 환경부담 비용이 펌프 시스템의 수명주기 비용에 포함됩니다.

그림 5.1.5 : 세계의 전력 소비

그림 5.1.6 : 펌프 효율의 비교

5.1.6 유지보수 비용(Cm)

노무비용, 예비품 비용, 운반 및 세척 비용등 모든 유지보수 비용을 포함합니다.

최적의 수명을 얻기 위해서는 예방정비가 가장 효과적인 방법입니다.

5.1.7 중단 손실 비용, 생산품의 감소 보상 비용(Cs)

펌프 시스템이 제품 생산 라인에 적용될 경우 중단 손실 비용은 매우 중요합니다. 이유는 간단합니다. : 짧은 시간 일지라도 생산을 중단하는 것은 많은 비용을 낭비 하는 것입니다. 비록 한대의 펌프로 충분할 지라도 예비용 펌프를 설치하는 것은 예기치 못한 고장으로 인한 비상사태를 대비한 좋은 예방책 입니다. 그림 5.1.7

5.1.8 철거 및 폐기비용 (Cd)

펌프 제작사에 따라서 펌프의 철거 및 폐기비용을 해결할 수 있는 경우가 있습니다. 그러므로, 이 비용은 거의 고려되지 않습니다.

수명 주기 비용의 계산

펌프 시스템의 총 수명 주기 비용은 위에 언급된 모든 요소들의 합으로 정의 됩니다. 보통 펌프의 수명은 10년에서 20년 정도라고 할 수 있습니다. 펌프에서의 수명 주기 비용은 오른쪽 식과 같이 중요 요소들만을 고려하여 간편화 할 수 있습니다.

그림 5.1.7 : 예비용 펌프는 예기치 못한 비상사태 시 생산이 계속 되도록 합니다.

Section 5.2

수명주기 비용 계산 – 적용사례

간편화된 식을 이용하여 적용사례를 살펴 보겠습니다. : 어떠한 현장에서 새로운 급수 시스템으로 두 가지의 펌프를 고려하고 있습니다.

단일 속도의 다단 원심 펌프

속도 제어가 가능한 방식의 다단 원심 펌프

계산에서 알 수 있듯이 속도 제어 방식의 펌프는 단일 속도 방식의 펌프에 비하여 40% 적은 전력을 소비 합니다. 하지만, 초기 구입 비용은 속도 제어 방식의 펌프가 단일 속도 방식의 펌프에 비하여 두 배 정도 비쌉니다.

수명주기 비용 계산은 어떠한 펌프를 여기에 적용할 것인가의 문제에 해결책을 줍니다. 조건은 다음과 같습니다.

하루에 12시간 운전

일년에 220시간 운전

수명은 10년

이러한 자료에 근거하여, 수명주기 비용을 두 가지 결론으로 계산할 수 있습니다.

비록 속도 제어 방식의 펌프가 일정 속도 방식의 펌프에 비하여 구매 비용이 두 배가 비싸지만, 10 년 사용 후의 총 비용을 비교해 보면 속도 제어 방식의 펌프가 25% 저렴함을 알 수 있습니다.

적은 수명주기 비용 뿐만이 아니라, 4장에서도 언급했듯이 속도 제어 방식의 펌프는 안정적인 압력을 공급할 수 있는 등 여러 가지 운전상의 장점도 많이 있습니다.

그림 5.1.9 에서 볼 수 있듯이 속도 제어 방식 펌프의 초기 투자비 회수 기간은 약 2.5년 정도 됩니다. 회수 기간이 다소 길다고 할 수도 있지만, 일반적인 산업에서 이 정도는 좋은 투자라고 말할 수 있습니다.

그림 5.1.8 : 일정 속도 방식 펌프와 속도 제어 방식 펌프의 수명주기 비용

그림 5.1.9 : 일정 속도 방식 펌프와 속도 제어 방식 펌프간의 투자비 회수 기간