PRACA DYPLOMOWA

2. TURBOPOMPY POŻARNICZE

2.1. Turbiny wodne

Turbina wodna stanowi podgrupę silników wodnych. Przetwarza ona energię mechaniczną wody na pracę użyteczną. Organ roboczy turbiny - wirnik powoduje zmianę krętu przepływającej przezeń wody.

W zależności od przebiegu zjawisk energetycznych podczas przepływu cieczy przez wirnik wyróżniamy turbiny:

• akcyjne - w których będąca do dyspozycji energia strumienia całkowicie zamienia się na energię kinetyczną przed wejściem wody na wirnik. Wobec tego ciśnienie wody przed wirnikiem jest równe atmosferycznemu.

• reakcyjne - w których będąca do dyspozycji całkowita energia u wlotu wirnika (suma kinetycznej i potencjalnej), zamienia się w energię kinetyczną podczas przepływu przez wirnik.

• graniczne - w których przebieg zjawisk hydrodynamicznych podczas przepływu wody przez wirnik zmienia się w zależności od wahań rozporządzalnego spadu, tak, że w pewnych okresach pracuje ona jako akcyjna, a w pozostałych jako reakcyjna - przechodząc przez warunki graniczne ruchu. Turbiny te mają obecnie znaczenie historyczne.

W zależności od kierunku przepływu wody przez wirnik turbiny dzieli się na:

• promieniowe - w których strugi przepływają przez wirnik w płaszczyznach prostopadłych do jego osi. Wobec tego mamy tu do czynienia z dwoma podgrupami: turbiną dośrodkową i odśrodkową.

• osiowe - gdy linie prądu w obrębie wirnika przebiegają wzdłuż powierzchni cylindrycznych opisanych dookoła osi wirnika,

• styczne - w których kierunek strumienia zasilającego jest styczny do obwodu wirnika.

1. Moc turbiny wodnej

Moc tzw. surowa turbiny może być określona przy pomocy wzoru:

(1)

gdzie:

Q - ilość wody przepływającej przez turbinę [m³/s]

ΔP - różnica ciśnienia przed i za turbiną [Pa]

W przypadku gdy mamy do czynienia z energią wody zawartą pomiędzy dwoma jej poziomami to w miejsce różnicy ciśnienia ΔP wstawiamy tzw. spad H określony wzorem:

(2)

gdzie:

c₁ - prędkość wody na dopływie [m/s]

c₂ - prędkość wody na odpływie [m/s]

ρ - gęstość wody [kg/m³]

H_z - ciśnienie niwelacyjne spadu [Pa]

g - przyspieszenie ziemskie [m/s²]

Objętość wody przepływająca przez wirnik Q_w jest zawsze mniejsza niż dyspozycyjna ilość wody przepływająca przez turbinę Q. Część objętości dyspozycyjnej omija wirnik przez szczeliny między wieńcami wirnika, między wirnikiem a obudową itp. Zatem moc oddana wirnikowi przez wodę wyniesie:

(3)

gdzie:

η_v - współczynnik sprawności wolumetrycznej

Wytworzona w wirniku i przeniesiona przezeń na wał turbiny moc N_h (zwana hydrauliczną) jest też mniejsza od oddanej wirnikowi przez wodę, mocy N_sw, gdyż przepływ wody przez turbinę jest zawsze połączony ze stratami hydraulicznymi, powstającymi w obrębie kanałów. Zatem:

(4)

gdzie:

η_h - współczynnik sprawności hydraulicznej

Moc oddana przez wał turbiny, napędzanym przez nią urządzeniom tzw. moc użyteczna N jest mniejsza od mocy hydraulicznej N_h - gdyż niewielka część tej mocy zostaje zużyta na pokonanie strat tarcia powstających poza obrębem kanałów przepływowych turbiny (łożyska, dławnice, tarcie wirnika o wodę).

Zatem:

(5)

gdzie:

η_m - współczynnik sprawności mechanicznej, zwykle jego wartość wynosi 0,98 - 0,99

Określając iloczyn powyższych sprawności jako sprawność ogólną otrzymuje się:

(6)

zatem:

(7)

1. Pompa

Pompa jest maszyną bierną (9) przenoszącą energię mechaniczną z wirnika turbiny za pośrednictwem wspólnego wału na ciecz przez nią przepływającą. Pompa powoduje wzrost energii przepływającej przez nią cieczy, która to energia zostaje zużywana u wylotu pompy na podniesienie cieczy oraz pokonanie oporów hydraulicznych w przewodzie tłocznym.

Większość wykorzystywanych turbopomp posiada pompę łopatkową wirową pionową. Podczas eksploatacji pracuje ona w układzie przetłaczającym a wirnik znajduje się pod zwierciadłem zasysanej cieczy, co powoduje samoczynny napływ cieczy do przestrzeni ssawnej.

Wirnik pompy dzięki odpowiednio ukształtowanym łopatkom wprawia, znajdujące się w przestrzeniach międzyłopatkowych cząsteczki cieczy w ruch od strony ssawnej w kierunku strony tłocznej. Wywołane tym ruchem obniżenie ciśnienia u wlotu do wirnika powoduje zasysanie cieczy przez kosz ssawny do wnętrza pompy. Podczas przepływu cieczy w przestrzeniach międzyłopatkowych wirnika następuje przyspieszenie, równoznaczne ze zwiększeniem energii kinetycznej płynącej cieczy. Energia uzyskana w skutek przyspieszenia zostaje częściowo zamieniona na energię ciśnienia w wirniku i w spiralnej osłonie pompy. Dopływ cieczy w stosowanych pompach ma kierunek osiowy, odpływ zaś promieniowy.

Moc użyteczną pompy (19) ustala się według następujących zależności:

(8) lub
(9)

gdzie:

Q - wydajność pompy [m³/s],

H - wysokość podnoszenia cieczy [m],

ρ - gęstość cieczy [kg/m³],

g - przyspieszenie ziemskie [m/s²].

Moc pobieraną przez pompę oblicza się uwzględniając sprawność pompy:

(10)

gdzie:

N_u - moc użyteczna [kW],

N_w - moc na wale pompy [kW].

W praktyce ważna jest moc silnika napędzającego pompę.

(11)

gdzie:

η_a - sprawność agregatu

2. Opis techniczny turbopompy

Turbina wodna obudowana jest z zewnątrz aluminiowym korpusem 1, podobnym korpusem 2 obudowana jest pompa. Oba korpusy centrowane i osadzone są na zewnętrznej średnicy części 3 (4).

Tarcza z powierzchniami wewnętrznymi korpusów posiada uszczelnienia 4 typu O - ring. Połączenie korpusów realizowane jest za pomocą opaski zaciskającej 5. Współosiowo w stosunku do powierzchni obrotowych korpusów i otworu tarczy usytuowany jest zespół wirujący turbopompy. Na wale 6 wykonanym ze stali odpornej na korozję, osadzony jest na jednym końcu (na wpuście) wirnik pompy 7 wykonany z aluminium, na drugim końcu osadzony jest również aluminiowy wirnik turbiny 8. W środkowej części wału znajduje się kołnierz który stanowi oparcie dla łożysk kulkowych jednorzędowych 9. Łożyska dociśnięte są pokrywami 10 wykonanymi ze stali odpornej na korozję, przykręconymi do tarczy przy pomocy śrub 11. Między pokrywami łożysk a wałem znajdują się pierścienie uszczelniające 12. Wirniki zamocowane są na końcach wału specjalnymi nakrętkami 13 z wkładkami zabezpieczającymi nakrętki przed odkręceniem wykonanymi z tworzywa. Między korpusami a zewnętrznymi częściami wirującymi pompy i turbiny znajduje się teflonowy pierścień uszczelniający 14. Osiowo w stosunku do wału nakręcona jest do korpusu turbiny nasada 15 wykonana z aluminium. Z boku do tegoż korpusu przy pomocy czterech śrub 16 przykręcone jest kolano 17 z nasadą 18. W podobny sposób kolano 19 przymocowane jest śrubami 21 do bocznej ściany korpusu pompy. W dolnej części turbopompy znajduje się kosz ssawny 23 przymocowany śrubami 22. Celem zabezpieczenia turbopompy, a także linii wężowej przed awarią zainstalowany jest zawór bezpieczeństwa 24.

W celu prawidłowego połączenia turbopompy z zasilającą pompą pożarniczą na korpusie umieszczone są znaki wskazujące kierunek przepływu wody.

W górnej części korpusu turbopompy znajdują się dwa uchwyty do których mocuje się liny cumownicze.

Wymiary gabarytowe turbopompy firmy AWG:

• średnica - 350 mm,

• wysokość - 300 mm.

Niewielkie wymiary gabarytowe turbopompy firmy AWG pozwalają na usytuowanie jej w schowku samochodu gaśniczego.

Omawiana konstrukcja turbopompy posiada korpus składający się z dwóch części z linią podziału w połowie wysokości. Można spotkać również takie rozwiązania w których całość turbopompy obejmuje jeden jednolity korpus z pokrywą od góry przykręcony śrubami.

Podobne rozwiązania konstrukcyjne do tych które obserwujemy w turbopompie firmy AWG można spotkać w turbopompie firmy POK.

Różnice w konstrukcjach turbopomp AWG i POK polegają na użyciu różnego kształtu nasad do połączenia węży tłocznych, co jest uwarunkowane stosowaniem we Francji (firma POK) i w Niemczech (firma AWG) innego rodzaju łączeń. Różnica w budowie korpusu obu urządzeń polega na zmiennym umiejscowieniu zaworu bezpieczeństwa.

2.4. Charakterystyki turbopompy

Charakter pracy turbopompy zależy od wielu parametrów, zarówno związanych z sama turbopompą jak i układem z nią współpracującym. Podstawowe parametry decydujące o zachowaniu się turbopompy w różnych warunkach pracy zostały przedstawione na rys. 2.

Q_t - wydatek turbiny [l/s],

Q_p - wydatek pompy turbopompy [l/s],

P_wt - ciśnienie na wejściu do turbiny [msw],

P_wt^! - ciśnienie na wyjściu z turbiny [msw],

P_pt - ciśnienie uzyskiwane przez pompę turbopompy [msw].

Wartości parametrów określających charakterystyki turbopompy firmy AWG przedstawiono w tabeli 1 (11).

Tabela 1. Wartości parametrów określających charakterystyki turbopompy firmy AWG.

6	850	1300	1170	1020	850	560	1,9
8	950	1530	1430	1300	1200	980	3
10	1100	1850	1780	1700	1600	1450	3,15

Na podstawie parametrów przedstawionych w tabeli 1 sporządza się charakterystyki turbiny i pompy.

Charakterystyka turbiny firmy AWG została przedsawionqa na rys. 3.

Rys. 3. Charakterystyka pracy turbiny - zależność ciśnienia na wejściu i wyjściu turbiny w funkcji wydatku.

Z rys. 3 można odczytać jak zmienia się wydajność turbiny w zależności od ciśnienia na wejściu do turbiny. Istotnym parametrem wpływającym na pracę układu z wykorzystaniem turbopompy jest ciśnienie na wyjściu z turbiny. Z rys. 3 widać, iż zależy ono od ciśnienia na wejściu. Im wyższe ciśnienie na wejściu do turbiny tym wyższą jego wartość uzyskuje się na wyjściu.

Charakterystyka pracy pompy została przedstawiona na rys. 4.

Rys. 4. Charakterystyka pracy pompy.

Rys. 4 zawiera 3 krzywe obrazujące charakterystyki pompy przy różnych wartościach ciśnienia zasilania turbiny. Z charakterystyk pompy widać, iż wydatek Qp zależy od ciśnienia na wejściu do turbiny.

Im większa jest wartość ciśnienia na wejściu do turbiny, tym wydatki uzyskiwane przez pompę są również większe.

3. ZASTOSOWANIE TURBOPOMP W POŻARNICTWIE

Turbopompa to przede wszystkim urządzenie wypompowująco - tłoczące (17) duże ilości cieczy, przy małym ciśnieniu.

Przetłacza ona ciecz z obszaru niżej położonego na wyższy poziom, np. z trudno dostępnych miejsc takich jak: studnie odkryte, szyby, kanały itp. Stosuje się ją przy wypompowywaniu wody z zalanych terenów, obiektów mieszkalnych, przemysłowych i technologicznych podczas powodzi bądź awarii sieci wodnych. Turbopompa spełnia podobne zadania jak wysysacz, z tym że jej wydajność jest kilka razy większa. Można ją wykorzystywać również do przepompowywania różnego rodzaju cieczy agresywnych i toksycznych pod wwarunkiem że jest wykonana z materiałów odpornych na działanie tego typu substancji.

Warunki pracy w sytuacji gdy nie występuje zagrożenie chemiczno - ekologiczne dotyczą praktycznie określenia wysokości podnoszenia cieczy i odległości pompy od podłoża.

W związku z tym iż turbopompa jest urządzeniem przenośnym znajduje szerokie zastosowanie w jednostkach straży pożarnej. W ruchomych środkach technicznych stanowić może ona dodatkowy zespół pompowy z wieloraką możliwością pracy w różnych układach linii gaśniczych, stosownie do sytuacji pożarowej i warunków zaopatrzenia wodnego. Parametry użytkowe turbopompy wskazują, iż należy ją wykorzystywać w pierwszej kolejności przy akcjach, gdzie wymagany jest duży wydatek przy małym ciśnieniu podawania (17).

3.1. Autopompy wykorzystywane do współpracy z turbopompą

Turbopompa nie posiada własnego napędu. Pracować może jedynie wówczas gdy zapewnione jest zasilanie turbiny roboczym strumieniem wody.

Zasilanie turbopomp realizowane jest przez autopompy i motopompy pożarnicze.

Wśród najpopularniejszych autopomp i motopomp należy wymienić autopompy: A24/10, A32/10, A32/8, A16/8 i motopompę M8/8.

Charakterystyki pracy pomp opisuje się za pomocą równania:

(12)

gdzie:

H - wysokość podnoszenia pompy [msw],

Q - wydajność pompy [l/s],

A, B - współczynniki.

Charakterystyki pracy najczęściej stosowanych do zasilania turbiny autopomp i motopomp przedstawiają poniższe wykresy (18):

Rys. 5. Charakterystyka pracy autopompy A24/10.

Rys. 6. Charakterystyka pracy autopompy A32/10.

Rys. 7. Charakterystyka pracy autopompy A32/8.

Rys. 8. Charakterystyka pracy autopompy A16/8.

Rys. 9. Charakterystyka pracy motopompy M8/8.

Charakterystyki przedstawione na rys. 5, 6, 7, 8, 9, zostały sporządzone metodą kolejnych aproksymacji w oparciu o charakterystyki rzeczywiste (18). Kształt charakterystyk pracy autopomp przedstawionych na rys. 5, 6, 7, 8, 9, ma znaczny wpływ na charakter pracy układu z wykorzystaniem turbopompy, co zostanie dowiedzione w dalszej części pracy.

3.2. Straty ciśnienia występujące w układach pracy z wykorzystaniem turbopompy

Najczęściej stosowanymi wężami tłocznymi w Polsce są węże torlenowe z wykładziną poliuretanową (17). Spadek ciśnienia w linii wężowej wywołany jest różnicą poziomów i stratami wynikającymi z tarcia wewnątrz przewodów. Tarcia wewnętrzne zależą przede wszystkim od średnicy węża i chropowatości wykładzin wewnętrznych przewodów.

Straty hydrauliczne w linii wężowej wywołane powyższymi czynnikami oblicza się według wzoru:

(13)

gdzie:

Δh_t - straty ciśnienia [msw],

s_o - oporność właściwa [s²/dm⁶],

l - długość przewodu wężowego [m],

Q- natężenie przepływu [dm³/s].

Celem obliczenia wielkości strat ciśnienia w wężach w zależności od średnicy wyznaczono doświadczalnie ich oporność właściwą. Wartości oporności właściwej przedstawione są w tabeli nr 2.

Tabela 2. Oporność właściwa węży tłocznych (17).

TYP WĘŻA	OPORNOŚĆ WŁAŚCIWA [s^2/dm^6]
W - 52	5,4 x 10^-3
W - 75	1,01 x 10^-3
W - 110	1,29 x 10^-4

Charakterystyki strat ciśnienia w liniach wężowych o długości 20 i 40 m i średnicach 52, 75, 110 przedstawiają rys.10 i 11:

Rys. 10. Charakterystyka strat ciśnienia w funkcji wydatku dla linii wężowej o długości 20 m.

Rys. 11. Charakterystyka strat ciśnienia w funkcji wydatku dla linii wężowej o długości 40 m.

W przypadku połączenia kilku odcinków węży szeregowo lub równolegle należy obliczyć oporność zastępczą - S_z.

Dla połączenia szeregowego węży:

(14)

Dla równoległego zaś:

(15)

W zależnościach (14) i (15):

S - oporność właściwa [......],

l - długość odcinka [m].

Znając oporność zastępczą, straty ciśnienia w linii obliczyć można zależności:

(16)

Natężenie przepływu w obiegu turbiny i pompy może przekraczać 20 dm³/s. Ze względu na to iż węże W-52 nie są w stanie przepuścić takiej ilości wody nie mogą być stosowanie w u kładach pracy turbopompy.

Jako podstawowe przyjmuje się węże tłoczne W-75. Stosowanie krótkich jedno lub dwu odcinkowych linii wężowych zapewnia stosunkowo niewielkie straty ciśnienia. Niekiedy w celu zwiększenia natężenia przepływu pompy jej linię tłoczną buduje się z węży W-110.

Na charakter pracy układów wykorzystujących turbopompy mają również wpływ straty lokalne. Straty lokalne związane są głównie z przepływem przez różnego rodzaju zawory, prądownice, załamania, itp. Należy wziąć również pod uwagę podczas rozważania strat lokalnych nadwyżkę ciśnienia, niezbędną do napełnienia zbiornika, a także spadek ciśnienia w turbinie. W dalszych rozważaniach przyjęto, iż nadwyżka ciśnienia związana z napełnieniem zbiornika wynosi:

Straty lokalne, związane z przepływem przez zawory określa się z zależności:

(17)

gdzie:

- współczynnik strat lokalnych (20),

g - przyspieszenie ziemskie - 9,81 [m/s²],

V - prędkość przepływu [m/s].

Do obliczeń przyjmujemy prędkość przepływu:

(18)

gdzie:

Q - wydatek [m³/s],

d - średnica [m].

Straty ciśnienia na prądownicy określa się zależnością:

(19)

gdzie:

S_pr - oporność właściwa prądownicy [........],

Q_pr - wydatek nominalny prądownicy [l/s].

1. Układy pracy turbopompy

1. Podstawowy układ pracy turbopompy

Rys. 11. Podstawowy układ pracy z wykorzystaniem turbopompy.

W przedstawionym na rysunku układzie (17) strumień roboczy wody podawany jest z nasady tłocznej autopompy i kierowany do nasady wlotowej turbiny. Po wyjściu z turbiny strumień wody zostaje odprowadzony do zbiornika samochodu. Ciecz z układu wypompowującego turbopompy zostaje odprowadzona przewodem tłocznym z obszaru zalanego do miejsca docelowego.

2. Układ pompowo - gaśniczy

Rys. 12. Układ pompowo - gaśniczy.

Wodę z nasady tłocznej autopompy podaje się do nasady wejściowej turbiny. Po przejściu przez turbinę woda kierowana jest do zbiornika samochodu. Woda tłoczona przez pompę turbopompy również jest kierowana do zbiornika samochodu (17).

Z drugiej nasady tłocznej autopompy wykonane jest rozwinięcie bojowe.

W układzie tym autopompa pracuje z wydajnością będącą sumą wydajności linii zasilającej turbinę i linii gaśniczej.

Do linii gaśniczej podaje się wodę, której ilość nie przekracza wydajności pompy turbopompy. Przy zastosowaniu dużych autopomp możliwe jest podanie ok. 4 do 5 prądów gaśniczych z prądownic wodnych PW - 52.

Regulacja pracy takiego układu wykonywana jest w oparciu o stan wody w zbiorniku samochodu (17). Jeśli wody w zbiorniku samochodu przybywa, to wydajność pompy agregatu jest zbyt duża, i można wówczas zwiększyć ilość prądów gaśniczych.

Układ taki wykorzystywany jest zazwyczaj na terenach, gdzie występują trudno dostępne, najczęściej naturalne zasoby wody. Przy zachowaniu wymaganych parametrów pracy układu, może on być wykorzystywany do długotrwałego gaszenia.

3.3.3. Układ specjalny

Rys. 13. Układ specjalny z wykorzystaniem turbopompy.

Na rysunku 13 przedstawiony został układ specjalny, tzw. awaryjne odpompowywanie, polegające na przepompowywaniu substancji niebezpiecznej z uszkodzonego zbiornika (cysterny) do zbiornika zastępczego (17).

Podczas przepompowywania substancji niebezpiecznych takich jak np. produkty ropopochodne, ciecze agresywne chemicznie, itp. należy stosować turbopompy, wykonane z materiałów odpornych na działanie tych substancji - tzw. wykonanie specjalne. Również wąż tłoczny pompy agregatu powinien być wykonany z materiałów odpornych na działanie przepompowywanej substancji niebezpiecznej (6).

4. PRZYKŁADY OBLICZENIOWE ROZWINIĘĆ BOJOWYCH Z WYKORZYSTANIEM TURBOPOMPY

4.1. Podstawowy układ pracy - obliczenia parametrów eksploatacyjnych

Podstawowy układ pracy z wykorzystaniem turbopompy został przedsawiony na rys. 11.

W celu przedstawienia przykładowych obliczeń przyjąłem autopompę A 24/10, zasilającą turbopompę firmy AWG.

Turbopompę zasilamy z autopompy jednym odcinkiem węża W - 75; linię tłoczną pompy turbopompy stanowi również jeden odcinek węża W - 75.

Straty w obiegu autopompa - turbina - zbiornik wyrazić można wykorzystując zależności 13 i 16 z uwzględnieniem różnic wysokości.

(20)

Po uproszczeniu:

(21)

Charakterystykę współpracy autopompy A24/10 z układem (linia wężowa - turbina - linia wężowa - zbiornik) przedstawia rys. 14.

Rys. 14. Charakterystyka obrazująca współpracę autopompy A24/10 z układem (autopompa - turbina - zbiornik).

Straty w odcinku W - 75 doprowadzającym wodę z autopompy do turbiny, obliczono z zależności [13], uwzględniając wysokość h₁:

Znając ciśnienie na nasadzie tłocznej autopompy, wynikające z punktu pracy (patrz wykres nr10) i straty ciśnienia Δh₁, możemy obliczyć ciśnienie na wejściu do turbiny:

(22)

Zależność ciśnienia na wejściu i wyjściu turbiny w funkcji wydatku przedstawia rys. 2.

Z rys. 2. odczytujemy ciśnienie na wyjściu z turbiny, które wynosi 3,15 at.

Ciśnienie to musi umożliwić przepływ wody z turbiny do zbiornika, pokonując opory związane z przepływem przez odcinek W - 75 oraz opory związane z wysokością h₃.

Straty na odcinku turbina - zbiornik samochodu obliczano korzystając z zależności (13) i (16), uwzględniając wysokość h₂.

Ponieważ:

to układ z technicznego punktu widzenia będzie działał prawidłowo.

W naszym przypadku wykorzystywać będziemy charakterystykę pracy pompy turbopompy przy ciśnieniu zasilania turbiny - 10 at.

Współpracę pompy turbopompy przy ciśnieniu zasilania turbiny - 10 at. z linią tłoczną składającą się z jednego odcinka W - 75 przedstawia rys. 15. Na wykresie dla porównania naniesiono również charakterystykę strat dla linii tłocznej wykonanej z odcinka W - 110.

Rys. 15. Charakterystyki obrazujące współpracę pompy turbopompy przy ciśnieniu zasilania turbiny 10 at., z linią tłoczną wykonaną z odcinka W - 75 i W - 110.

Z rys. 15 widzimy, iż dla linii tłocznej składającej się z odcinka W - 75 wysokość h₁= 5 m jest zbyt duża (brak przecięcia krzywych na wykresie), i wykracza się poza wymagany dla pracy turbopompy przy ciśnieniu zasilania turbiny 10 at. zakres wydajności i ciśnień. Gdy linię tłoczną zbudujemy z odcinka W - 110, wówczas możemy przesłać 400 litrów wody w ciągu minuty więcej w stosunku do linii tłocznej wykonanej z odcinka W - 75.

Ponadto dla naszego przypadku zastosowanie odcinka W - 110 na linię tłoczną pozwala nam pracować w wymaganym dla zasilania turbiny 10 at. zakresie wydatków i ciśnień turbopompy.

Maksymalną wysokość na którą można podnieść wodę stosując na linię tłoczną odcinek W - 75 można obliczyć korzystając z zależności (13):

gdzie (korzystając z rys. 14 odczytujemy):

Q = 24,1 [l/s],

Δh_str= 15 [msw],

Po przekształceniu poprzedniej zależności i wstawieniu danych otrzymujemy:

h_max= 15 - 1,01 x 10^-3 x 20 x 24,1² = 3,48 [m]

Postępując analogicznie można wyznaczyć maksymalną wysokość h₁ dla linii tłocznej zbudowanej z odcinków W - 110.

1 odcinek - h_max= 13,5 [m],

2 odcinki - h_max= 12 [m],

3 odcinki - h_max= 10,5 [m].

Linia tłoczna nie może zawierać więcej niż 1 odcinek W - 75, gdyż w przeciwnym razie uzyskujemy zbyt duże straty, co spowoduje wykroczenie poza wymagany dla prawidłowej pracy pompy zakres wydatków i ciśnień.

Podsumowanie wyników obliczeń parametrów eksploatacyjnych dla rozpatrywanego powyżej przykładu stanowi tabela 3.

Tabela 3. Podstawowe parametry eksploatacyjne układu pracy z wykorzystaniem turbopompy przy zasilaniu turbiny najczęściej stosowanymi autopompami.

Ciśnienie na nasadzie tłocznej autopompy	Ciśnienie na wejściu do turbiny	Ciśnienie na wyjściu z turbiny	Ciśnienie na wyjściu z pompy turbopompy	Maksymalna wysokość na którą można podnieść wodę	Wydatek turbiny	Wydatek pompy	Ilość odcinków
[msw]	[msw]	[msw]	[msw]	[m]	[l/s]	[l/s]	[szt]
105	103	31,5	15	3,8	18,3	24,1	1x W-75
								13,5			1x W-110
								12			2x W-110
								10,5			3x W-100

Przy zastosowaniu do zasilania turbopompy autopomp: A 32/8, A32/10, A 16/8. Wyniki obliczeń parametrów eksploatacyjnych będą zbliżone do wyników dla autopompy A 24/10. Mimo nieco różniących się kształtem charakterystyk tych autopomp ciśnienie na wejściu do turbiny będzie wynosiło w przybliżeniu 10 at. W wyniku czego cała analiza będzie identyczna jak w przykładzie 1 dla autopompy A 24/10.

Przy zastosowaniu do zasilania turbopompy motopompę M8/8 przeprowadzając podobną analizę jak w przykładzie 1 uzyskano parametry eksploatacyjne których wartości zostały zamieszczone w tabeli 4.

Tabela 4. Podstawowe parametry eksploatacyjne układu pracy z wykorzystaniem turbopompy przy zasilaniu turbiny motopompą M8/8.

Ciśnienie na nasadzie tłocznej motopompy	Ciśnienie na wejściu do turbiny	Ciśnienie na wyjściu z turbiny	Ciśnienie na wyjściu z pompy turbopompy	Maksymalna wysokość na którą można podnieść wodę	Wydatek turbiny	Wydatek pompy	Ilość odcinków
[msw]	[msw]	[msw]	[msw]	[m]	[l/s]	[l/s]	[szt]
70	68,4	19	15	13,2	850	560	1x W - 75
								9,8			3x W - 75
								14,7			1xW-110
								14,3			3xW-110

Maksymalne możliwe do osiągnięcia wydajności w zależności od wysokości podnoszenia dla autopomp A24/10, A32/10, A32/8, A16/8 oraz dla motopompy M8/8 z uwzględnieniem wielkości odcinków można odczytać z rys. 16, 17, 18, 19.

Rys. 16. Charakterystyki obrazujące współpracę pompy turbopompy przy zasilaniu turbiny motopompą M8/8 z linią tłoczną wykonaną z 1 x W - 75 dla różnych wysokości podnoszenia.

Rys. 17. Charakterystyki obrazujące współpracę pompy turbopompy przy zasilaniu turbiny motopompą M8/8 z linią tłoczną wykonaną z 1 x W - 110 dla różnych wysokości podnoszenia.

Rys. 18. Charakterystyki obrazujące współpracę pompy turbopompy przy zasilaniu turbiny najczęściej stosowanymi autopompami z linią tłoczną wykonaną z 1 x W - 75 dla różnych wysokości podnoszenia.

Rys. 19. Charakterystyki obrazujące współpracę pompy turbopompy przy zasilaniu turbiny najczęściej stosowanymi autopompami z linią tłoczną wykonaną z 1 x W - 110 dla różnych wysokości podnoszenia.

Z rys. 16, 17, 18, 19 widać, iż wydajność pompy w znacznym stopniu zależy od wysokości podnoszenia. Motopompa M8/8 dla linii tłocznej zbudowanej z 1 x W - 75 przy wysokości podnoszenia h = 10 m jest w stanie przesłać 12,5 [l/s] (750 [l/min]), zaś dla tej samej linii tłocznej lecz przy wysokości podnoszenia 1 m może osiągnąć wydajność 19 [ l/s] (1140 [l/min]), co jest zilustrowane na rys. 2.

Wydajność pompy można zwiększyć stosując większą średnicę odcinka linii tłocznej.

Z rys. 17 odczytać można, iż motopompa M8/8 przy wysokości podnoszenia 1 m i linii tłocznej zbudowanej z 1 x W-110 może przesłać nawet 25 [l/s] ( 1500 [l/min]), czyli prawie 400 [l/min] więcej niż przy zastosowaniu na linie tłoczną odcinka W - 75.

Przeprowadzając podobną analizę dla najczęściej stosowanych autopomp również zauważamy znaczne różnice wydajności w zależności od wysokości podnoszenia.

Stosując na linię tłoczną odcinek W - 75 przy wysokości podnoszenia h = 5 m możemy przesłać około 1400 l/min, zaś dla tej samej linii tlocznej przy wysokości podnoszenia 1 m 200 litrów w ciągu minuty więcej.

4.2. Układ pompowo - gaśniczy - obliczenia parametrów eksploatacyjnych

Układ pompowo - gaśniczy został przedstawiony na rys. 12.

Straty w linii tłocznej pompy turbopompy wyznaczyć można wykorzystując zależności (13) i (16), uwzględniając różnicę wysokości, straty na zaworze kulowym nasady zasilającej samochodu oraz nadwyżkę ciśnienia związaną z napełnieniem zbiornika.

Nanosząc charakterystykę strat na charakterystykę pracy pompy odczytuję wydatek pompy Q_p = 23 [l/s], co obrazuje rys. 20.

Rys. 20. Charakterystyki obrazujące współpracę pompy turbopompy przy ciśnieniu zasilania 10 at z linią tłoczną doprowadzającą wodę do zbiornika samochodu.

Na podstawie odczytanego z rys. 20 wydatku dobieram przykładowe rozwinięcie bojowe, składające się z trzech linii gaśniczych zakończonych prądownicami wodnymi PW-75 i jednej linii gaśniczej zakończonej prądownicą wodną PW - 52.

Linia główna składa się z odcinków W - 75.

Linie gaśnicze zakończone prądownicami W - 75 składają się z odcinków 1 x W - 75.

Linie gaśnicze zakończone prądownicami PW - 52 składają się z odcinków 1 x W - 52.

Schemat powyższego rozwinięcia został przedstawiony na rys. 21.

PW - 75

PW - 75

Rys. 21. Schemat rozwinięcia bojowego.

W celu wyznaczenia oporności zastępczej całego rozwinięcia należy obliczyć oporność elementów składowych układu, a następnie w zależności od konfiguracji tych elementów w układzie, korzystając z zależności (14), (15) i (16) na oporność zastępczą szeregowego i równoległego połączenia węży dojść do całkowitej oporności zastępczej układu.

Oporności elementów układu wynoszą:

Całkowita oporność zastępcza układu wynosi:

Straty ciśnienia dla naszego rozwinięcia bojowego można wyznaczyć z zależności:

(16)

Straty ciśnienia w układzie autopompa - turbina - zbiornik można wyznaczyć korzystając z zależności (13), z uwzględnieniem różnic wysokości spadku ciśnienia na turbinie, strat na zaworze kulowym, nadwyżki ciśnienia związanej z napełnieniem zbiornika i będą one wynosić:

(21)

Porównując zależności (16) i (21) otrzymujemy zależność na oporność zastępczą dwóch połączonych równolegle układów (rozwinięcia bojowego i układu autopompa - turbina - zbiornik, z uwzględnieniem różnic wysokości) która wynosi:

(23)

Wykorzystując zależnoś (23) można wyznaczyć całkowite straty ciśnienia, które wynoszą:

(24)

Korzystając z zależności (24) można wyznaczyć charakterystykę strat, którą nanosząc na wykres obrazujący charakterystykę pracy autopompy A24/10 otrzymuje się ciśnienie pracy autopompy (patrz - punkt pracy).

Rys. 22. Charakterystyka autopompy oraz strat w układzie pompowo - gaśniczym przy zasilaniu turbiny 1x W - 75.

Przy zasilaniu turbiny 1 x W - 75 dla h = 3 m straty ciśnienia na odcinku autopompa - turbina wyznaczyc można wykorzystując zależność (13), uwzględniając wysokość h₁ = 3 m .

zatem ciśnienie na wejściu do turbiny można wyznaczyć korzystając z zależności (22):

Dla porównania gdyby zastosować na zasilanie turbiny 3 x W - 75, współpraca autopompy z układem pompowo - gaśniczym przybrała by nieco inny charakter, co zilustrowane jest na rys. 23.

Rys. 23. Charakterystyka autopompy A24/10 oraz strat w układzie pompowo - gaśniczym przy zasilaniu turbiny 3 x W - 75.

Korzystając z zależności (13) i (22) i odczytując z rys. 23 ciśnienie na autopompie, można wyznaczyć ciśnienie na wejściu do turbiny, które będzie wynosić:

Widzimy, iż stosując do zasilania turbiny 3 x W - 75 uzyskujemy na wlocie turbiny nieco niższe ciśnienie niż przy zasilaniu składającym się z 1 x W - 75.

Do dalszych rozważań przyjmuję przybliżona wartość ciśnienia na wejściu do turbiny równą 8 at.

Nanosząc charakterystykę strat w linii tłocznej pompy turbopompy na charakterystykę pracy pompy turbopompy przy ciśnieniu zasilania turbiny równym 8 at., otrzymuję nowy punkt pracy o określonej wydajności i ciśnieniu, co ilustruje rys. 24.

Rys. 24. Charakterystyka obrazująca współpracę pompy turbopompy przy ciśnieniu zasilania turbiny 8 at. z linią tłoczną wykonaną z 1 x W - 75 dla wysokości podnoszenia h = 3 m.

Dla nowego wydatku równego 19 l/s zamieniam jedną prądownicę wodną PW - 75 na PW - 52, w wyniku czego nowy schemat rozwinięcia bojowego obrazuje rysunek 25.

PW - 75

PW - 75

Rys. 25. Rozwinięcie bojowe przy pracy pompy turbopompy dla zasilania turbiny 8 at.

Postępując analogicznie jak podczas liczenia oporności zastępczej rozwinięcia przedstawionego na rys. 21 z wykorzystaniem zależności na równoległe i szeregowe połączenia węży (14) i (15) oraz oporność prądownicy (16) wyznacza się nową oporność zastępczą dla rozwinięcia bojowego przedstawionego na rys. 25 która wynosi:

S_zc3 =...........

Wykorzystując zależność (24) sporządza się charakterystykę strat dla nowego układu pompowo - gaśniczego, nanosząc ją na charakterystykę pracy autopompy uzyskując nowy punkt pracy, co zilustrowane zostało na rys. 26.

Rys. 26. Charakterystyki obrazujące współpracę autopompy A24/10 z układem pompowo - gaśniczym przy zasilaniu turbiny 1 x W - 75.

Korzystając z rys. 25 obliczam straty ciśnienia na odcinku od prądownicy PW - 75 (na której przewidywane są największe straty do rozdzielacza 1). W celu obliczenia strat ciśnienia przyjmuję nominalne ciśnienie na prądownicy równe 60 msw (16).

Straty na odcinku PW - 75 - rozdzielacz 2 obliczam z zależności (13):

Straty na odcinku od rozdzielacza 1 do rozdzielacza 2 obliczyć można z zależności (13):

Straty na odcinku prądownica PW - 75 - rozdzielacz 1 obliczam sumując Δh_str1 i Δh_str2.

Δh_{str PW-75-roz1} = Δh_str1 + Δh_str2 = 0,87 + 3,38 = 4,25 [msw]

Uwzględniając nadwyżkę ciśnienia na prądownicy PW - 75 równą 60 msw i straty na odcinku PW - 75 - rozdzielacz 1, znając ciśnienie na nasadzie tłocznej autopompy można wyznaczyć długość linii głównej (od autopompy do rozdzielacza 1).

Ciśnienie które mamy do dyspozycji można wyznaczyć odejmując od ciśnienia wynikającego z punktu pracy (patrz rys. 26) nadwyżkę ciśnienia na prądownicy i straty ciśnienia na odcinku PW - 75 - rozdzielacz 1.

Ciśnienie to będzie wynosić:

Długość linii głównej obliczyć można korzystając z zależności (13):

W naszym przypadku Δh_str = h_d, więc:

z czego po przekształceniu:

Przyjmując znormalizowaną długość odcinka równą 20 m - ilość odcinków wchodzących w skład linii głównej można obliczyć dzieląc długość linii głównej l przez 20

przyjmuję 3 odcinki W - 75.

Maksymalny możliwy do uzyskania zasięg taktyczny rozwinięcia bojowego wykorzystującego do zasilania turbopompę AWG współpracującą z autopompą A24/10 wynosić będzie 100 m.

Układ pompowo - gaśniczy z wykorzystaniem turbopompy z technicznego punktu widzenia jest niemożliwy do zrealizowania gdy w celu zasilania turbiny zastosuje się autopompę A16/8 lub motopompę M8/8.

Wynikające bowiem z punktów pracy tych pomp z układem pompowo - gaśniczym ciśnienia są zbyt niskie aby zapewnić prawidłową pracę turbopompy.

Minimalne ciśnienie wymagane na wejściu do turbiny wynosi ok. 6 at., zaś ciśnienia jakie możemy uzyskać na wejściu do turbiny stosując A16/8 i M8/8 są znacznie niższe od minimalnego i wynoszą odpowiednio ok. 5 at. dla A16/8 i 2 at. dla M8/8 co widać na rys. 27, 28.

Rys. 27. Charakterystyki obrazujące współpracę autopompy A16/8 z układem pompowo - gaśniczym.

Rys. 28. Charakterystyki obrazujące współpracę motopompy M8/8 z układem pompowo - gaśniczym.

Zbyt niskie ciśnienia na wejściu do turbiny powodują iż wchodzimy w zakresy mniejszych od wymaganych do prawidłowej pracy turbopompy wydatków.

LITERATURA:

1. - Poradnik inżyniera mechanika. Tom 2. Wydawnictwa Naukowo - Techniczne, Warszawa.

2. - Prospekt „Autopompy dwuzakresowe”, Świdnicka Fabryka Urządzeń Przemysłowych, Świdnica 1995.

3. - Prospekt „Autopompy pożarnicze”. Świdnicka Fabryka Urządzeń Przemysłowych. Świdnica 1995.

4. - Prospekt firmy AWG.

5. - Prospekt firmy POK.

6. - Ranecki J. Pompy i osprzęt stosowany w ratownictwie chemiczno - ekologicznym. Wydawnictwo S.A. PSP Poznań 1995.

7. - Gundlach W. R. Maszyny przepływowe. Część I. Państwowe Wydawnictwo Naukowe. Warszawa 1970.

8. - Katalog SWW 0871: Pompy przemysłowe. Tom I. Wydawnictwo Przemysłu Maszynowego WEMA. Warszawa 1988.

9. - Łazarkiewicz S., Troskolański A. T.: Pompy wirowe. Powszechne Wydawnictwa Techniczne. Warszawa.

10. - Łazarkiewicz S., Troskolański A. T.: Nowoczesne kierunki konstrukcji pomp wirowych. Wydawnictwa Naukowo Techniczne. Warszawa.

11. - Michałowski S., Plutecki J.: Energetyka wodna. Wydawnictwa Naukowo - Techniczne. Warszawa 1975.

(12) - Norma PN - 68/M-44003 „Pompy wirowe i wyporowe”.

(13) - Norma PN - 81/M-44001 „Pompy wirowe i ich układy, wielkości charakterystyczne, nazwy, określenia, symbole i jednostki miar”.

(14) - Ranecki J. „Przepompowywanie cieczy palnych”. Przegląd pożarniczy nr 7/96.

(15) - Stępniewski M. Pompy. Wydawnictwa Naukowo -Techniczne. Warszawa 1978.

(16) - Polska Norma PN -89/M-51028.

17. - Praca inżynierska

18. - Praca magisterska

19. -

WNIOSKI

W powyższej pracy przeprowadzono analizę możliwości wykorzystania turbopomp w akcjach ratowniczo - gaśniczych. W celu przypomnienia ogółu zagadnień związanych z turbopompami pierwsze rozdziały pracy dotyczą głównie budowy, zasady działania i charakterystyk turbopompy. W dalszej części pracy przedstawiono możliwości wykorzystania turbopomp w pożarnictwie oraz przeprowadzono obliczeniową analizę parametrów eksploatacyjnych decydujących o charakterze pracy turbopompy.

Turbopompy w straży pożarnej wykorzystywana są przede wszystkim do wypompowywania wody z miejsc zalanych, przepompowywania cieczy niebezpiecznych z uszkodzonych zbiorników (cystern) do zbiorników zapasowych.

Turbopompy są również wykorzystywane podczas działań gaśniczych na obszarach o utrudnionym dostępie do punktu czerpania wody w celu jej dostarczenia do zbiornika samochodu.

Na podstawie przeprowadzonych analiz stwierdzono, iż charakter pracy turbopompy, jej zakres możliwości użytkowych w znacznym stopniu zależy od pomp zasilających turbopompę. W pożarnictwie do zasilania turbopomp wykorzystuje się autopopmy i motopompy pożarnicze. Motopompy M8/8 nie są zalecane do współpracy z turbopompą podczas przepompowywania cieczy. W układzie pompowo - gaśniczym nie dopuszcza się wręcz stosowania motopomp a nawet mniejszych autopomp jak np. A 16/8 do współpracy z turbopompą.

Przy akcjach związanych z przepompowywaniem cieczy zasilając turbopompę dużymi autopompami np. A24/10 uzyskujemy wydajność turbopompy nawet 1850 l/min. Gdy w miejsce autopompy zastosujemy motopompę wówczas w ciągu minuty przepompujemy od 500 nawet do 900 l/min mniej cieczy. Taki stan rzeczy wydłuża znacznie czas działań, a co za tym idzie i koszty z nimi związane.

Na parametry eksploatacyjne układów w których wykorzystywane są turbopompy mają również wpływ linie wężowe. Należy wziąć tu pod uwagę średnicę węży i długość całej linii wężowej. Do zasilania turbiny wykorzystuje się uniwersalne węże W - 75 przewidziane do współpracy z turbopompą. Ze względu na wydatki turbiny ok. 1000 l/min straty ciśnienia są na tyle małe, iż do zasilania turbiny można bez problemu budować linię nawet z 3 odcinków W - 75.

Inaczej wygląda sprawa jeśli chodzi o linię tłoczną turbopompy. Wydatki pompy przekraczające znacznie 100 l/min w odcinku W - 75 powodują tak duże straty ciśnienia iż linia tłoczne o średnicy 75 mm nie może przekraczać 1 odcinka, gdyż w przeciwnym razie niskociśnieniowa pompa turbopompy nie jest w stanie pokonać oporów w linii tłocznej.

Bardzo korzystne jest stosowanie na linię tłoczną odcinków W - 110, co pozwala przepompować w ciągu jednej minuty 300 l wody więcej w stosunku do standardowych W - 75 przy danej wysokości podnoszenia.

Takie różnice przy długotrwałych akcjach wiążą się ze znacznym obniżeniem kosztów związanych z paliwem, amortyzacją sprzętu, wynagrodzeniem ratowników.

Związku z powyższym racjonalnym byłoby wyposażenie samochodu gaśniczego na którym znajduje się turbopompa przynajmniej w 2 odcinki W - 110 które byłyby przeznaczone do współpracy z turbopompą. Warto również przypomnieć iż stosując odcinki W - 110 długość linii tłocznej może przekraczać nawet 60 m.

O ile w ostatnich latach przy wypompowywaniu wody z obszarów zalanych konkurencyjnymi dla turbopomp stają się pompy pływające o zbliżonych do turbopompy parametrach wyposażone w silniki spalinowe o tyle przy przepompowywaniu cieczy niebezpiecznych, żrących, itp., jak do tej pory turbopompy są bezkonkurencyjne.

Sądzę, iż powyższa praca szeroko traktująca problemy związane z wykorzystaniem turbopomp, ich możliwościami, zakresem stosowania w połączeniu ze wskazówkami eksploatacyjnymi popartymi obliczeniami znacznie przybliży pewne zasady eksploatacji tego urządzenia i przyczyni się do tego iż działania ratowniczo - gaśnicze z użyciem turbopompy staną się o wiele efektywniejszymi i ekonomiczniejszymi.

20

h₁

h₂

h₃

Q_p

P_wt

P^!_wt

Q_p

Q_T

Q_T

GCBA

P_pt

Q_p

Q_t

Q_t

GCBA

Q_t

Q_t

Q_p

Nasada tłoczna autopompy

PW - 75

PW - 52

PW - 52

PW - 52

Nasada tłoczna autopompy

Q_p

P_wt Q_T

P^!_wt

P_p Q_p

---