工學碩士學位請求論文

임펠러 출구직경과 출구 폭의 형상변화가

원심펌프 성능에 미치는 영향

Effect of Width and Diameter of Impeller

Outlet on the Centrifugal Pump Performance

2006年 2月

仁荷大學校 工學大學院

機械工學科

金 重 佑

工學碩士學位請求論文

임펠러 출구직경과 출구 폭의 형상변화가

원심펌프 성능에 미치는 영향

Effect of Width and Diameter of Impeller

Outlet on the Centrifugal Pump Performance

2006年 2 月

指導敎授 이 승 배

이 論文을 碩士學位論文으로 提出함

仁荷大學校 工學大學院

機械工學科

金 重 佑

이 論文을 金重佑의 碩士學位論文으로 認定함

2006年 2 月

主審_______________________

副審_______________________

委員_______________________

i

목 차

§ Nomenclature ···················································································· ⅲ

§ List of figures ··················································································· ⅴ

§ 국문초록 ···························································································· ⅶ

§ Abstract ···························································································· ⅷ

제 1 장 서 론 ····················································································· 1

제 2 장 관 련 이 론 ·············································································· 3

2.1 에너지 방정식 ············································································ 3

2.2 펌프의 각운동량 방정식 ······························································· 4

2.3 비속도 (Ns : Specific speed) ······················································· 9

2.4 임펠러(impeller)의 형상 ······························································ 10

2.5 비속도와 펌프 효율의 관계 ·························································· 10

제 3 장 시방(Specification)과 임펠러 형상 ··············································· 11

제 4 장 펌프의 성능시험 및 해석 ···························································· 16

4.1 원심펌프의 특성 ········································································· 16

4.2 성능변수의 계산 ········································································· 17

제 5 장 실험장치 및 방법 ······································································ 20

5.1 실험장치 ···················································································· 20

5.2 실험방법 ···················································································· 24

ii

제 6 장 실험결과 및 검토 ······································································ 25

6.1 송출유량과 전양정 ······································································ 25

6.2 송출유량과 펌프 효율 ·································································· 30

6.3 송출유량과 축동력 ······································································ 34

제 7 장 결 론 ···················································································· 38

참 고 문 헌 ······················································································ 39

iii

Nomenclature

Symbol Concept

B : 위어(weir) 폭 (m)

D : 수로의 밑면에서 위어의 노치 밑면까지의 높이 (m)

E : 전압 (V)

Gd : 압력계의 지시도 (kg/cm2)

GM : 진공계의 지시도 (kg/cm2)

G : 중력 가속도 (m/s2)

H : 전양정 (m)

Hd : 송출 양정 (m)

Hmax : 임펠러 최대 출구 외경일 때 최대 송출 양정 (m)

h : 위어(weir) 수두 (m)

I : 전류 (I)

K : 유량계수

Ns : 비속도 (m3/min, m, rpm)

P : 축동력 (kW)

Pmax : 임펠러 최대 출구 외경일 때 축동력 (kW)

PF : 모터역율

Q : 송출 유량 (m3/min)

Qmax : 최대 송출 유량 (m3/min)

Vd : 송출부의 평균속도 (m/s)

iv

Vs : 흡입부의 평균유속 (m/s)

Zd : 압력계의 측정 높이 차 (m)

Zs : 진공계의 측정 높이 차 (m)

γ : 유체의 비중량 (kgf/l)

η : 펌프 효율 (%)

ηM : 모터 효율 (%)

ηmax : 임펠러 최대 외경일 때 최대 펌프 효율 (%)

v

List of Figures

Fig. 1 Velocity diagram of impeller

Fig. 2 Model Ⅰ Suction-2.5”, Discharge-1.5”

Fig. 3 Model Ⅱ Suction-3”, Discharge-2”

Fig. 4 Model Ⅲ Suction-4”, Discharge-2.5”

Fig. 5 Performance for Centrifugal Pump

Fig. 6 6 Efficiency-pump capacity (η-Q) relationships with

different specific speeds

Fig. 7 Total head schematic diagram

Fig. 8 Schematic diagram of the experimental apparatus

Fig. 9 Details of suction and discharge piping system

Fig. 10 Dimensions of the sharp-crest V-notch weir

Fig. 11 Model Ⅰ => H-Q relationships for different vane diameter

at N=1750rpm

Fig. 12 Model Ⅱ => H-Q relationships for different vane diameter

at N=1750rpm

Fig. 13 Model Ⅲ => H-Q relationships for different vane diameter

at N=1750rpm

Fig. 14 Model І => η-Q relationships for different vane diameter

at N=1750rpm

Fig. 15 Model Ⅱ => η-Q relationships for different vane diameter

at N=1750rpm

Fig. 16 Model Ⅲ => η-Q relationships for different vane diameter

at N=1750rpm

vi

Fig. 17 Model Ⅰ => P-Q relationships for different vane diameter

at N=1750rpm

Fig. 18 Model Ⅱ => P-Q relationships for different vane diameter

at N=1750rpm

Fig. 19 Model Ⅲ => P-Q relationships for different vane diameter

at N=1750rpm

vii

국 문 초 록

임펠러 출구직경과 출구 폭의 형상변화가 원심펌프 성능에 미치는 영향

기 계 공 학 과 김 중 우

지 도 교 수 이 승 배

여러 가지 비속도(Ns)에 따른 임펠러 출구 직경의 변화가 펌프의 성능에 미치는

영향을 실험적인 방법에 의해 연구 하였다. 비속도(Ns)가 낮은 소형 볼류트 펌프에서

출구 직경을 각각 변경 하였을 때 펌프 성능 시험을 수행한 다음 임펠러 출구 직경을

자르지 않았을 때의 펌프 전양정, 펌프 효율, 축동력을 비교, 검토 하여 얻은 결과는

다음과 같다.

1) 임펠러의 출구 직경과 출구 폭의 형상을 변화 시켰을 때 전양정, 펌프의 효율,

축동력은 임펠러의 출구 직경이 최대인 경우에 비해 감소 하는 것을 알 수 있었다.

또한 전양정, 축동력은 비슷하고 펌프의 비속도 값에 따라 펌프 모델별로 차이가

있음을 관찰 할 수 있었다.

2) 송출유량과 전양정을 조절하기 위해 임펠러의 출구 직경과 출구 폭을 변화

시켰을 때 비속도 값이 큰 모델일수록 양정-송출량(H-Q) 곡선의 양정 변화가 심한

것을 알 수 있었다. 그리고 펌프 효율은 최고 효율점을 기준으로 비속도 값이 클 때

약간의 유량 변화에도 펌프의 효율 곡선 기울기 경사가 더 급격 하다는 것을 알 수

있었다.

viii

ABSTRACT

Effect of Width and Diameter of Impeller

Outlet on the Centrifugal Pump Performance

Kim, Jung-Woo

Department of Mechanical Eng.

Graduate School of INHA University

This paper is studied experimentally effects of the impeller outlet diameter and

width at various specific speed. A small volute pump relatively low specific

speed(Ns) is adopted for different 3 types of pump. Each pump model is changed

impeller width and diameter, and the total head, efficiency, shaft power of three

derivative values are compared with maximum outlet diameter and width.

The results are summarized follows

1) When impeller outlet diameter and widths are changed, and the total head,

efficiency, shaft power more decreased than in the non-cutting impeller. The

total head, shaft power(BHP) has the similar tendency. But each pump model

has different specific speed show difference data.

2) When each pump model with their impeller outlet diameter and width was

changed, total head change rate is extreme at higher specific speed pump

model. Pump efficiency curve slope is steeper based on maximum efficiency

at higher specific speed pump model by small amount capacity.

1

제 1 장 서론

현대 산업은 석유 화학계통이나 발전소와 같은 장치산업 및 플랜트(plant)산업에서

터보기계(turbo machinery)가 많이 쓰이고 있다. 터보기계란 석유화학 제품의 원료나

발전 설비에 사용되는 냉각수용 액체를 이송하는데 쓰이는 기계로써 그 중에서도

원심펌프(centrifugal pump)가 가장 많이 쓰인다.

원심펌프는 임펠러(impeller)의 회전에 의해 액체를 양수하는 터보기계의 일종으로

그 구조가 간단하고 취급이 용이하기 때문에 송출유량과 양정 범위가 넓을 뿐 아니라

비교적 효율이 높기 때문에 사용 범위가 계속하여 증가하는 추세이다. 이런 펌프를

제작 할 경우 제조자는 주문자가 요구하는 시방(유량, 양정)을 기초로 하여 펌프를

설계/제작 제품을 인도한다. 그러나 원래 펌프의 설계 조건이 실제 펌프의 사용 조건과

맞지 않을 경우 사용자는 처음 요구 시방과 다르게 펌프의 시방을 바꾸어 줄것을

요구한다. 또한, 기 설치 되어 사용중인 펌프의 운전점이 실제 필요한 운전점 보다

높게 설정되어 있는 경우 펌프를 교체하지 않고 펌프의 운전점을 조절하여 사용 할 수

있다면 제조자나 사용자 모두에게 바람직한 일이 될 것이다.

펌프의 송출 유량과 전양정을 조절하는 방법에는 첫번째 가변속 전동기(variable

Speed motor; inverter motor)와 같이 전동기 주파수를 변환하여 사용자가 운전점을

변경하는 방법과 두번째 임펠러 출구직경이나 깃(vane)의 형상을 변화시키는 방법을

사용한다. 하지만 첫번째 경우는 전동기를 교체 함으로써 경제적 손실, 설치 공간

재검토를 다시 해야 하는 결과를 초래 함으로써 사용자는 이중 손실을 가져온다.

. 두번째 경우는 임펠러 출구 직경이나 출구 폭을 일정 부분 수정 함으로써 손쉽게

문제를 해결 할 수 있다.

2

선진국 에서는 이 분야에 대한 연구가 활발히 수행되어 임펠러 출구 직경과 깃의

형상 변화 및 펌프의 회전수 변화에 따른 펌프의 성능특성 변화에 관한 자료가 풍부히

축척 되어 있으나 국내에서는 실험적인 연구 자료가 매우 부족한 실정이다.

본 연구에서는 다양한 비속도(Ns)에서 임펠러의 출구 직경변화에 따른 펌프의

성능특성에 미치는 영향을 검토하고자 한다. 실험적인 방법으로 여러 가지 비속도에

따른 임펠러 출구 직경 변화가 유량-양정, 펌프효율, 축동력의 상관 관계를 구해 본다.

또한, 비속도에 따른 운전점에서의 전양정 변화를 조사 함으로써 이를 펌프의 설계와

제작에 실제 사용 할 수 있도록 자료로 활용하고자 한다.

3

제 2 장 관련이론

2.1 에너지 방정식

비압축성, 비점성의 이상유체가 수평기준면에서 각각 z1, z2의 높이에서 면 1,2를

지나는 관로를 흐르는 정상유체의 경우 1차원 Euler 방정식은 식(2.1)로 나타낸다.

0)2

(2

=++ zg

vpdγ

(2.1)

밀도가 균일한 유체의 비압축성 유동에 대해 1차원 Euler 방정식은 임의의 두 점

사이에 대해 적분이 가능 하므로 다음과 같이 나타낼 수 있다.

2

222

1

211

22z

gvpz

gvp

++=++γγ

(2.2)

점 1과 점2는 유선상의 임의의 두 점이므로

)constant(2

2

Hzg

vp=++

γ (2.3)

은 유선상의 모든 점에 적용된다.

여기서 γp

는 압력수두(pressure head), z는 위치수두(potential head)로 대체 될 수

있으며, 이를 수직 거리의 개념으로 구체화 시키면, 임의의 단면 1, 2 사이에서

비압축성 점성유체로서의 에너지 손실을 무시할 수 없을 때의 에너지 방정식은 다음과

같이 나타낼 수 있다.

Hzg

vpz

gvp

Δ+++=++ 2222

1

211

22 γγ (2.4)

여기서 ΔH는 단면 1과 2 사이에서의 유체 에너지 손실수두이다.

4

2.2 펌프의 각운동량 방정식

유체 입자가 날개(vane)수가 무한인 임펠러(impeller) 날개 사이에서 유동 한다고

가정하면, 임펠러 내부 흐름은 어디서나 같은 유선을 가지고, 유체입자 사이의

마찰이나 충돌 등으로 인한 손실이 없다고 가정 할 경우, 이때 임펠러 날개의 두께는

무한히 앏고, 날개의 수는 무한히 많다고 가정 할 수 있다. Fig.1은 임펠러 날개수가

무한히 많은 경우 유체의 흐름 상태를 2차원으로 도시한 것이다. 임펠러가 각속도

w로 회전할 때 임펠러로 유입되는 유량을 Q’라고 하면 이때 회전 모멘트(moment)

M는 다음과 같다.

)coscos(')( 111222 ααγ vrvrQg

M −= (2.5)

여기서 r은 임펠러의 반경 α는 절대속도 v와 원주속도 u와의 사이의 각이며, 첨자

1,2는 깃 입구 및 출구의 상태를 나타낸다.

임펠러를 구동하는 동력은 원주속도 rwu = 이므로 다음과 같다.

)αcosαcos(')γ( 111222 vrvrQgM w −= (2.6)

만약 펌프의 손실이 없고 이론양정 Hth를 얻었다면 펌프가 하는 매 시간당 일량은

thw HQM 'γ= 이므로 Hth는 식은 아래 식과 같이 표현 할 수 있으며, 이것을

Euler의 이론수두식이라 한다.

)αcosαcos(1 111222 vuvugHth −= (2.7)

5

하지만 실제로 날개 입구에서의 흐름이 반지름 방향으로 유입 되므로 α1는 90˚가

되어 식(2.6)의 이론수두 Hth는 다음과 같이 표현된다.

이런 이론수두는 실제의 상태에서는 다음의 손실수두가 발생하므로 손실수두의 합계를

뺀 상태의 실제 수두를 실제 임펠러의 양정이라고 할 수 있다.

◆ 실제 상태에서의 손실은

① 유체가 흡입관 및 송출관을 통과할 때의 마찰손실

② 유체가 임펠러의 날개사이 및 펌프 케이싱을 통과 할 때의 마찰손실

③ 임펠러 및 펌프 케이시의 출입구에서 유체 유동에 의한 충돌손실

④ 유체가 임펠러의 날개면과 마찰에 의해 발생하는 손실 등이 있다.

따라서 위에 서술한 실제 수두를 H라 하면 이론수두 Hth와의 비(ratio)를 수력효율

ηh로 표시 할 수 있고 실제 수두 H는 다음과 같이 표시한다.

222 αcosη

vug

HH

h

thh

=

= η (2.8)

또한 임펠러 출구의 원주속도는 u2는 Fig. 1에서

)βtanαtan

1(αcos

)βtanαtan1(

βcot

2

222

2

22

2222

+=

+=

+=

v

v

vvu

u

mu

(2.9)

여기서 β2는 임펠러 날개의 출구 각도이다.

6

식 (2.8)과 (2.9)를 서로 대입 소거하면 임펠러 출구의 원주속도 u2는 다음과 같다.

)βtanαtan1(2

22 +

⋅=

h

Hguη

(2.10)

즉, 임펠러의 출구가 β2와 α2로 임펠러의 원주속도를 구하여, 임펠러 외경을 구할 수

있음을 알 수 있다. 또한 식(2.7)에 대해 식 (2.9)과의 변형으로 다음 식을 유도 할 수

있다.

gvu

guH mth

22222 βcot−= (2.11)

식(2.10)의 2차 항에서 임펠러 날개의 출구각도 β2 변화에 따른 펌프특성을 아래와

같이 정리 할 수 있다.

7

조건1: β2 > 90˚ 일때 : cot β2 < 0 이므로 Hth는 Q에 비례하여 증가한다.

조건2: β2 = 90˚ 일때 : cot β2 = 0 이므로 Hth는 Q에 관계없이 일정하다.

조건3: β2 < 90˚ 일때 : cot β2 >0 이므로 Hth는 Q에 반비례한다.

그러나 조건1과 같이 β2를 크게 하면 임펠러 내의 손실과 운동 에너지가 압력

에너지로 변환 될 때 손실도 함께 증가하므로 적정한 임펠러 깃의 출구 각도 범위는

90˚ 이내로 선정 되어야 한다.

A.J Steppanoff는 적정한 임펠러 날개의 출구 각도 β2 를 17˚ 30’ ~ 27˚ 30’를

추천했다.

8

Fig1. Velocity Diagram of Impeller

9

2.3 비속도 (Specific Speed : Ns)

비속도(specific speed)는 임펠러(impeller)의 상사성 또는 펌프의 특성 및 형식을

결정하는 경우에 이용되는 값으로써 임펠러(impeller)의 형상 치수 등을 결정하는

기본요소이다. 또한, 유량계수(capacity coefficient) CQ, 양정계수(head coefficient)CH

및 동력계수(power factor)CP를 다음과 같이 나타낼 수 있다.

3DNQCQ = (2.12)

22 DNHCH = (2.13)

53 DNPCP γ

= (2.14)

위의 식에서 임펠러 외경 D를 소거하면 비속도(Ns)는 다음과 같이 표현 할 수 있다.

4/3HQN

Ns = (2.15)

여기서 N : 펌프 회전수 (rpm)

Q : 토출량 (㎥/min) 양흡입 펌프인 경우 (=Q/2)

H : 전 양 정 (m) 다단 펌프인 경우 (=H/Z)

Z : 다단 펌프의 단수

비속도(specific speed)는 무차원수가 아니므로 동일한 임펠러(impeller)에서도 전양정,

토출량, 펌프 회전수 등에 따라 비속도 값이 다르다. 또한, 비속도는 펌프의 실제 성능

시험이 불가능한 경우 모델시험에 의한 방법으로 실제 시험을 대체 할 수 있는 이론적

근거가 된다.

10

2.4 임펠러(impeller)의 형상 변화

2.5 비속도와 펌프 효율의 관계

위 그림에서 알 수 있듯이 Ns가 클수록 출구 직경에 대한 출구 폭과 입구 직경이

점점 커지는 것을 알 수 있다. 또 비속도 값이 작을 때에는 직경이 큰 임펠러가 되고,

흐름도 축에 직각 방향으로 흘러 나가게 된다.

11

제 3 장 시방(specification)과 임펠러 형상

원심펌프는 임펠러를 통해 케이싱(casing) 내부로 유입된 유체에 임펠러를

고속으로 회전시켜 이때 얻어진 속도 에너지를 압력 에너지로 변환하여 유체를 반경

방향으로 이송시키는 터보기계의 일종으로 임펠러의 형상과 운전 조건이 펌프의

성능에 많은 영향을 미친다. 본 연구에서는 여러 가지 비속도를 가진 임펠러의

출구직경과 출구 폭 변화에 따른 임펠러 형상 변화가 펌프의 성능에 미치는 영향과

펌프의 최고 효율점 부근에서 양정의 변화를 실험적인 방법으로 비교/검토 하기 위해

Table 1과 같이 세가지 모델의 펌프를 대상으로 시험하였다.

TABLE 1 Specification of pump

Specification Model Ⅰ Model Ⅱ Model Ⅲ

Capacity (m3/min) 0.3 0.5 1.25

Head (m) 25 27 26

Suction Nozzle (in) 2.5” 3” 4”

Discharge Nozzle (in) 1.5” 2” 2.5”

220 220 220

230 230 230

240 240 240

250 250 250

Specific Speed (Ns) 86 104 170

Power (Kw) 5.5 5.5 7.5

Voltage (V]) 440 440 440

Pole 4 4 4

Frequency (Hz]) 60 60 60

Revolution (rpm]) 1750 1750 1750

Motor

Pump

Impeller Diameter (mm)

12

펌프의 케이싱, 임펠러 재질은 스테인레스 주강품(SSC13)을 사용 하였다. 실험에

사용된 임펠러의 형상은 Fig.1~Fig.3과 같다.

13

Fig. 2 Model Ⅰ Suction-2.5”, Discharge-1.5”

14

Fig. 3 Model Ⅱ Suction-3”, Discharge-2”

15

Fig. 4 Model Ⅲ Suction-4”, Discharge-2.5”

16

제 4장 펌프의 성능시험 및 해석

4.1 원심펌프의 특성

펌프의 특성을 나타내는 수단으로 성능곡선이 사용된다. 이것은 송출량에 대한 전양정,

펌프효율, 축동력과의 관계를 나타낸 것이다. Fig. 4는 원심펌프에 대한 펌프 성능곡선

을 나타낸 그림이다. 규정 회전수에 대하여 가로축에 송출량을 나타내고, 세로축에

전양정, 축동력, 펌프의 효율을 나타낸다.

Fig. 5 Performance for Centrifugal Pump

17

Fig. 6 Efficiency-pump capacity (η-Q) relationships with different specific speeds

4.2 성능변수의 계산

1) 유량계산

삼각위어를 사용할 경우 펌프의 송출 유량은 양수량이 일정하게 되었을 때의

위어(weir)에 흐르는 수두높이 h로 식 (4.1)을 사용하여 구한다.

2/5KhQ = (4.1)

여기서 K는 유량 계수로서 다음과 같이 나타낼 수 있다.

2)09.0()124.8(24.02.81 −+++=Bh

DhK (4.2)

18

2) 양정계산

펌프의 전양정은 송출양정과 흡입양정의 관계로 Fig. 7과 같이 나타낼 수 있다.

Fig. 7 Total head schematic diagram

)22

(22

gV

gV

HHH sdsd −+−= (4.3)

여기서 H : 전양정

Hs : 흡입양정

Hd : 토출양정

Vs : 흡입측 유체의 평균유속

Vd : 토출측 유체의 평균유속

P 펌프 중심

Hd

Hp₂토출수면

Vd

Ha

흡수면

Vs

Hs

19

3) 펌프의 효율

펌프의 효율은 수동력을 축동력 값으로 나눈 것으로 다음 식으로 계산된다.

PPw

p =η (4.4)

4) 축동력 계산

축동력은 기동중인 전동기의 전류 측정값을 다음 식을 이용하여 계산한다.

10003 IEPF

P M⋅⋅⋅

=η

(4.5)

여기서 ηM : 전동기 효율

PF : 전동기 역율

E : 사용전압

I : 사용전류

20

5. 실험장치 및 방법

5.1 실험장치

펌프의 성능시험을 위한 실험 장치 개략도는 Fig. 8과 같다. 실험장치는 개방형

수조, 송출관, 흡입관 및 실험용 펌프, 전동기, 전류 측정을 위한 클램프 미터(clamp

meter), 회전수 측정을 위한 타코미터(tacometer), 송출 유량 측정을 위한

위어(weir)로 구성되어 있다.

본 실험에 사용된 계측장비의 제원은 Table 2와 같다.

Fig. 8 Schematic diagram of the experimental apparatus7)

21

실험을 위한 배관은 흡입 및 송출 구경의 4배가 되는 직관을 설치하여 물의 흐름을

안정되게 하였으며, 플랜지 측면으로 부터의 구경의 2배 되는 지점에 압력 측정용

탭을 부르동관(Bourdon type) 압력계와 진공계를 정면에 대해 수직으로 설치 하였다.

Fig. 9는 흡입 및 송출배관의 상세도를 나타낸 것이다.

실험용 임펠러는 각 모델마다 임펠러 최대 외경 값에서 일정 값(10mm)만큼 잘라서

측정을 반복하였다.

주조 과정에서 발생하는 불균형을 반복적인 그라인딩(grinding) 작업을 통한 Dynamic

balancing M/C를 사용하여 평형도 G6.3 급으로 수정한 후 실험용 펌프에 장착 하였다.

송출 유량 측정을 위해 삼각 위어(weir)를 사용 하였으며 Fig. 10에 나타내었다.

Table 2 Detail Specification of measuring Device

Measuring Device Model Measuring Range Manufacture

Pressure Gauge A type : OFG type 3kg/cm2 WOOJIN

Vacuum Gauge A type : OFG type 760g WOOJIN

Clamp Meter KM 2007 0~300A KYORITSU

Tacometer NK 003 0~10000rpm ONOSOKKI

Balancing M/C BH-500

Test Weight : 0~500kg

Dia.max : 800mm

Speed : 4000rpm

-

22

Fig. 9 Details of suction and discharge piping system8)

23

Fig. 10 Dimensions of the sharp-crest V-notch weir8)

24

5.2 실험방법

본 연구는 Fig. 1~3의 임펠러를 설계, 제작하여 3개의 펌프 모델을 실험 대상으로

하여 펌프의 임펠러 출구 직경과 출구 폭을 변경시켜 송출량의 변화에 따른 전양정,

축동력, 펌프 효율을 측정 하였다.

펌프의 성능시험은 KS B 6301 원심펌프, 사류펌프 및 축류펌프의 시험 및 검사방법과

KS B 6302의 펌프 토출량 측정방법에 의하여 청수를 사용하여 상온에서 시험 하였다.

송출 배관에 부착된 밸브를 차단한 상태에서부터 단계적으로 개방하는 방법을 사용

하나의 임펠러 출구 직경에 대해 다섯 점을 단계 적으로 늘리는 방법을 채택하여 이때

송출압력과 흡입압력, 축동력 및 펌프 회전수를 측정 하였다.

송출 유량은 양수량이 일정하게 되었을 때 위어(weir)에 흐르는 수두 높이로 식 (4.1)

을 이용하여 구하였다.

25

제 6장 실험 결과 및 검토

6.1 송출유량과 전양정

Fig. 10~12는 송출유량에 대한 전양정의 변화를 나타낸 그림이다. 세가지 펌프

모델에 대한 임펠러 출구 직경과 출구폭을 변화시켜 펌프 성능을 임펠러 출구 직경과

출구 폭이 변화 전의 결과 값과 상호 비교하기 위해 송출유량은 최대 송출량에 대한

비로 무차원화 하였다. 전양정은 차단점(shut-off)을 기준으로 무차원화 하였다.

Model Ⅰ의 경우 보는 바와 같이 차단점(shut-off)으로부터 송출유량이 증가함에

따라 전양정은 점차 감소하다가 Q/Qmax =64% 를 넘으면 급격히 감소한다. Fig. 1과

같은 임펠러의 경우 임페러 출구 직경과 폭을 변화 시킬 경우 전양정은 차단점에서

240mm의 경우 7%, 230mm의 경우 18%, 220mm의 경우 25% 정도 작게 나타나다가

유량이 증가 함에 따라서 Q/Qmax=74%인 지점 전후로 하여 같은 송출유량에 대해

각각의 임펠러 출구 직경에서 차이가 점점 줄어들다 Q/Qmax=100인 점에서

220mm의 경우 송출양정이 급격히 떨어짐을 관찰 할 수 있다.

Model Ⅱ의 경우 보는 바와 같이 차단점(shut-off)으로부터 송출유량이 증가함에

따라 전양정은 점차 감소하다가 Q/Qmax =61% 를 넘으면 급격히 감소한다. Fig. 2과

같은 임펠러의 경우 임펠러 출구 직경과 폭을 변화 시킬 경우 전양정은 차단점에서

240mm의 경우14 %, 230mm의 경우 17%, 220mm의 경우 26% 정도 작게 나타나다가

유량이 증가 함에 따라서 Q/Qmax=81%인 지점 전후로 하여 같은 송출유량에 대해

각각의 임펠러 출구 직경에서 차이가 점점 줄다가 Q/Qmax=100인 점에서 240mm

26

경우부터 송출양정이 급격히 떨어져 230mm의 경우는 차이가 작으나 220mm의

경우는 그 비율이 더 급격히 커지는 것을 볼 수 있다.

Model Ⅲ의 경우 보는 바와 같이 차단점(shut-off)으로부터 송출유량이 증가함에

따라 전양정은 점차 감소하다가 Q/Qmax =60% 를 넘으면 급격히 감소한다. Fig. 3과

같은 임펠러의 경우 임펠러 출구 직경과 폭을 변화 시킬 경우 전양정은 차단점에서

240mm의 경우12 %, 230mm의 경우 23%, 220mm의 경우 27% 정도 작게 나타나다가

유량이 증가 함에 따라서 Q/Qmax=63%인 지점 이후부터 같은 송출유량에 대해

각각의 임펠러 출구 직경에서 차이가 점점 줄어들다 Q/Qmax=80인 점에서 max. dia.

인 경우와 240mm의 경우 차이가 나고, 230mm, 220mm인 경우의 송출양정이 거의

차이를 보이지 않으며 Q/Qmax = 100%인 점에서는 max. dia. 와 220mm의 경우에만

임펠러 출구 직경의 전.후 변화율이 많은 차이를 보였다.

27

MODEL Ⅱ

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

Q/Qmax (%)

H/H

max (

%)

Max. Dia.

240

230

220

Fig. 11 Model Ⅰ=> H-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm

Table 3 Data Sheets of H-Q relationships

Total Head Q(m3/min)

Dia(mm) 0 0.21 0.3 0.37 0.47(Qmax)

Max Dia. 30.1 28.7 27.16 25.4 22.1

240 28 26.3 22.74 21.45 18.89

230 24.7 22.7 21.2 20.72 17.1

220 22.7 19.8 18.7 16 10.81

28

MODEL Ⅱ

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

Q/Qmax (%)

H/H

max (

%)

Max. Dia.

240

230

220

Fig. 12 Model Ⅱ=> H-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm

Table 4 Data Sheets of H-Q relationships

Total Head Q(m3/min)

Dia(mm) 0 0.35 0.5 0.65 0.8(Qmax)

Max Dia. 31.5 29.5 27.8 24.78 21.01

240 27.12 25.92 23.2 20.88 16.23

230 26.15 24.58 21.25 18.46 15.58

220 23.36 21.92 19.55 16.84 12.5

29

MODEL Ⅲ

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

Q/Qmax (%)

H/H

max (

%)

Max. Dia.

240

230

220

Fig. 13 Model Ⅲ=> H-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm

Table 5 Data Sheets of H-Q relationships

Total Head Q(m3/min)

Dia(mm) 0 0.7 1 1.2 1.5(Qmax)

Max Dia. 32.0 30.78 26.75 26 22.05

240 28.22 26.89 24.45 21.36 18.64

230 25.12 23.87 22.24 18.54 17.21

220 23.4 21.85 20.2 17.98 14.1

30

6.2 송출유량과 펌프효율

임펠러 출구직경과 출구 폭의 형상이 다른 모델들에 대한 송출유량과 효율의

관계를 Fig.13~15에 나타내었다. 효율은 최대 효율점에 대한 각 모델별 비율을

기준으로 하였다.

Model І의 경우 펌프 효율은 송출량이 증가함에 따라 증가하여 Q/Qmax = 79%인

곳에서 최고 효율을 나타낸 뒤 감소한다. 최대 직경에 대해 임펠러 출구 직경을

잘랐을 때 최고 효율점 대비 240mm에서 6%, 230mm에서 15%, 220mm에서 26%의

차이가 나는 것을 볼 수 있다. 또한 최고 효율점 이후에 Q/Qmax = 100%인 점에서

최대 직경보다 작아 질수록 펌프의 효율이 급격히 떨어지는 것을 알 수 있다.

Model Ⅱ의 경우 역시 펌프 효율은 송출량이 증가함에 따라 증가하여 Q/Qmax =

81%인 지점에서 최고 효율점이 나타난다. Q/Qmax = 44%인 지점에서 임펠러 최대

출구 직경에 대한 각각의 임펠러 출구 직경의 효율비 차이가 유량비의 증가에 따라

거의 비슷한 값을 보이다가 펌프의 최고 효율점에서 부터 점점 효율비의 차이가

커지는 것을 볼 수 있다.

Model Ⅲ의 경우 Q/Qmax = 47% 인 경우 임펠러 출구 직경에 관계없이 거의

같은 효율을 나타내다 Q/Qmax = 80%인 점부터 점차적으로 효율비의 차이가

나타나는 것을 볼 수 있다.

위의 결과에서 보듯이 세가지 펌프 모델에서 비속도 값이 커질수록 임펠러 출구직경의

변화에 대해 펌프 최고 효율점에 대한 비율의 차이 값이 작아지는 것을 알 수 있다.

31

MODEL Ⅰ

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

Q/Qmax (%)

η/η

max (%

)

Max. Dia.

240

230

220

Fig. 14 Model І=> η-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm

Table 6 Data Sheets of η-Q relationships

Efficiency Q(m3/min)

Dia(mm) 0 0.21 0.3 0.37 0.47(Qmax)

Max Dia. 0 34.6 39.1 44.8 41.1

240 0 33.2 37.1 42.15 38.05

230 0 32.2 36.2 38.5 40.05

220 0 30 35.1 34.3 26.94

32

MODEL Ⅱ

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

Q/Qmax (%)

η/η

max (

%)

Max. Dia

240

230

220

Fig. 15 Model Ⅱ=> η-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm

Table 7 Data Sheets of η-Q relationships

Efficiency Q(m3/min)

Dia(mm) 0 0.35 0.5 0.65 0.8

Max Dia. 0 45.24 53.02 56.05 52.8

240 0 43.5 47.35 51.5 46.75

230 0 42.85 47.8 50.12 45.5

220 0 41.2 48.2 45.21 40.53

33

MODEL Ⅲ

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

Q/Qmax (%)

η/η

max (

%)

Max. Dia

240

230

220

Fig. 16 Model Ⅲ=> η-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm

Table 8 Data Sheets of η-Q relationships

Efficiency Q(m3/min)

Dia(mm) 0 0.7 1 1.2 1.5(Qmax)

Max Dia. 0 55.85 64.5 67.25 64.05

240 0 55 63 65.5 57.45

230 0 56.24 63.1 63.75 55.88

220 0 54.75 64 61.68 54.35

34

6.3 송출유량과 축동력

송출 유량의 변화에 대한 축동력의 변화를 Fig. 16~18에 나타내었다. 축동경을

세로축으로 하고 송출 유량을 가로축으로 하여 최대 축동력을 기준으로 무차원화 시켜

비교, 검토하였다. 임펠러 출구 최대 직경 일 때 축동력은 송출 유량이 증가 됨에 따라

증가한다.

Model І 의 경우 Q/Qmax = 64% 지점에서 축동력 비율의 차이가 가장 크고

Q/Qmax = 79% 지점에서 최대 축동력에 대한 비율 차이가 줄어 들었다가 최고

효율점을 지난 다음 다시 비율이 증가함을 관찰 할 수 있었다. 그리고 임펠러 출구

직경이 최대인 경우 최대 유량율에 대한 변화율이 가장 크게 나타났다.

Model Ⅱ의 경우 임펠러 출구 직경이 최대일 때 축동력이 감소하지 않고 직선에

가깝게 계속 증가하고, 임펠러 출구 직경이 작아 질수록 축동력 변화율이 완만한

포물선 형태를 그리는 것을 볼 수 있었다. 또한 임펠러 출구 최대 직경과 240mm의

경우 축동력 변화율의 차이가 가장 크게 나타났다.

Model Ⅲ의 경우 차단점을 제외한 Q/Qmax = 80%인 지점까지 각각의 축동력

변화율의 차이가 20% 정도를 유지하다가 최대 유량율에서 240mm인 경우와

230mm의 축동력 변화율의 차이가 가장 많이 나타났다.

임펠러 출구 직경이 최대일 때 세가지 모델의 펌프에 대한 축동력 비율을

비교하면 비속도 값이 100 아래인 경우는 펌프의 최고 효율점 부근에서 축동력

변화율이 크게 변하는 것을 알 수 있다.

35

MODEL Ⅰ

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

Q/Qmax (%)

P/P

max (

%)

Max. Dia.

240

230

220

Fig. 17 Model Ⅰ=> P-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm

Table 9 Data Sheets of P-Q relationships

Shaft Power Q(m3/min)

Dia(mm) 0.00 0.21 0.30 0.37 0.47(Qmax)

Max Dia. 1.91 2.84 3.40 3.42 4.12

240.00 1.71 2.71 3.00 3.07 3.80

230.00 1.51 2.41 2.86 3.25 3.27

220.00 1.43 2.26 2.61 2.81 3.07

36

MODEL Ⅱ

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

Q/Qmax (%)

P/P

max (

%)

Max. Dia

240

230

220

Fig. 18 Model Ⅱ=> P-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm

Table 10 Data Sheets of P-Q relationships

Shaft Power Q(m3/min)

Dia(mm) 0 0.35 0.5 0.65 0.8(Qmax)

Max. Dia. 2.21 3.72 4.27 4.68 5.19

240.00 2.18 3.40 3.99 4.30 4.53

230.00 1.88 3.27 3.62 3.90 4.47

220.00 1.69 3.04 3.31 3.95 4.02

37

MODEL Ⅲ

0.00

20.00

40.00

60.00

80.00

100.00

0.00 20.00 40.00 60.00 80.00 100.00

Q/Qmax (%)

P/P

max (

%)

Max. Dia

240

230

220

Fig. 19 Model Ⅲ=> P-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm

Table 11 Data Sheets of P-Q relationships

Shaft Power Q(m3/min)

Dia(mm) 0 0.7 1 1.2 1.5(Qmax)

Max. Dia. 3.43 6.29 6.92 7.56 8.42

240.00 3.17 5.27 6.14 6.38 7.93

230.00 2.64 4.84 5.75 5.69 7.53

220.00 2.42 4.55 5.14 5.70 6.34

38

제 7장 결론

원심펌프의 임펠러 출구 직경과 출구 폭의 형상 변화가 펌프 성능에 미치는 영향을 실험적인

방법으로 검토 하기 위해 세가지 비속도 값에 대해 관찰한 결과 비속도 값이 낮은 소형 벌류트

펌프의 임펠러 출구 직경을 변화시켜 동일한 케이싱(casing)에 장착하여 성능시험을 수행한

다음 임펠러 출구 직경을 자르지 않은 경우와 비교, 검토하여 다음과 같은 결론을 얻었다.

1) 전양정은 임펠러 출구 직경과 출구 폭의 변화에 따라 임펠러를 자르기 전에 비해

전반적으로 감소되고, 송출 유량이 증가함에 따라 전양정이 감소하는 정도가 더 커지는

것을 알 수 있었다. 최고 효율점에서 비속도 값이 증가 함에 따라서 전양정의 감소폭이

더 작아지는 것을 알 수 있었다.

2) 펌프의 효율은 임펠러를 자르기 전에 비해 임펠러 출구 직경과 출구 폭의 형상을 변화

시킨 모든 경우에서 감소된다. 비속도에 따라서 약간의 차이는 있으나 송출 유량의

80~100% 범위에서 효율 감소 폭이 크게 나타나고, 최고 효율점인 80% 부근에서

비속도값이 가장 큰 세번째 펌프가 9%의 효율비의 차이를 보였고 비속도 값이 가장

작은 첫번째 펌프가 23%의 효율비 차이를 나타냈다.

3) 축동력은 임펠러 출구 직경이 최대인 경우에 대해 임펠러를 잘랐을 때 세가지 펌프

모두에서 감소되고, 송출 유량이 증가 함에 따라 축동력 감소 폭이 커진다. 비속도

값이 커질수록 동일 유량율에 대한 축동력 변화율이 더 커지는 것을 알 수 있다. 특히

세번째 펌프 모델의 경우 차단점을 제외한 전 영역에서 20% 내외의 축동력 변화율이

차이를 보였다.

39

참 고 문 헌

1. 김춘중, 1996, 유체기계, 보성각, pp 47~119

2. 박한영, 2003, 펌프 핸드북, 동명사

3. API 610, 2004, Centrifugal Pump for General Refinery Service,

American Petroleum Institute

4. ISO 1940, 1986, Balance Quality of Rotating Rigid Bodies,

International Organization for Standardization , TC108

5. Igor J. Karassik, Joseph P. Messina Paul Cooper, Charles C. Heald,

3rd Edition, McGraw-Hill, Chap 2

6. Alexey.J Stepanoff, Centrifugal and Axial Flow Pumps, 1979,

7. KS B 6301, 1978, 원심펌프, 사류펌프 및 축류펌프의 시험 및 검사법,

한국 공업표준 협회

8. KS B 6302, 1978, 펌프 송출량 측정법, 한국 공업표준 협회

1

감사의 글

우선 부족한 저에게 논문을 준비하는 힘든 기간 동안에 인내와 지혜를 주셔서

잘 마무리 할 수 있도록 해주신 하나님께 감사와 영광을 올려 드립니다.

짧지 않은 시간 동안 나름대로 현업에서 행하는 일을 주제로 한 본 논문을

작성하는데 지도해 주신 이승배 교수님께 감사 드립니다. 그리고 논문 심사를

담당해 주신 교수님들께도 감사 드립니다.

대학원 생활 동안 직장과 학교를 오가며 업무에 대해 배려해 주신 허진

이사님과 사무실 동료 여러분들께도 감사 드립니다.

특히 대학원 생활 시작부터 부족한 저에게 현업에 대한 기술적인 많은 부분에

대해 도움과 충고를 아끼지 않으신 이무엽 과장님께 감사 드립니다.

그리고 제가 힘들어 할 때 옆에서 변함없는 버팀목처럼 격려하고, 주님께 기도

로 간구해 준 아내에게도 고마움을 표합니다.

또 가까운 곳에 살면서 언제나 정신적으로 든든한 후원자이신 매형 누님들의

기도로 제가 오늘 이 논문을 마칠 수 있었다고 생각합니다.

그리고 제가 공부를 시작 할 수 있도록 물심양면 힘써 주신 부모님께도 다시

한번 엎드려 감사의 절을 올립니다.

목차Nomenclature국문초록Abstract제 1장 서론제 2장 관련이론2.1 에너지 방정식2.2 펌프의 각운동량 방정식2.3 비속도 (Specific Speed : Ns)2.4 임펠러(impeller)의 형상변화2.5 비속도와 펌프 효율의 관계

제 3장 시방(specification)과 임펠러 형상제 4장 펌프의 성능시험 및 해석4.1 원심펌프의 특성4.2 성능변수의 계산

5. 실험장치 및 방법5.1 실험장치5.2 실험 방법

제 6장 실험 결과 및 검토6.1 송출량과 전양정6.2 송출량과 펌프효율6.3 송출량과 축동력

제 7장 결론참고문헌

List of TablesTable 1 Specification of pumpTable 2 Detail specification of measuring deviceTable 3 Data sheets of H-Q relaltionshipsTable 4 Data sheets of H-Q relaltionshipsTable 5 Data sheets of H-Q relaltionshipsTable 6 Data sheets of η-Q relationshipsTable 7 Data sheets of η-Q relationshipsTable 8 Data sheets of η-Q relationshipsTable 9 Data sheets of P-Q relationshipsTable 10 Data sheets of P-Q relationshipsTable 11 Data sheets of P-Q relationships

List of FiguresFig. 1 Velocity Diagram of impellerFig.2 Model I Suction-2.5", Discharge-1.5"Fig3. Model II Suction-3", Discharge-2"Fig.4 Model III Suction-4", Discharge-2.5"Fig. 5 Performance for Centrifugal PumpFig. 6 Efficiency-pump capacity (η-Q) relationships with different specific speedsFig. 7 Total head shcematic diagramFig. 8 Schematic diagram of the experimental apparatusFig. 9 Details of suction and discharge piping systemFig. 10 Dimensions of the sharp-crest V-notch weirFig. 11 Model I=> H-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpmFig. 12 Model II=>H-Q realtionships for different vane diameter at N=1750rpmFig. 13 Model III=>H-Q realtionships for different vane diameter at N=1750rpmFig. 14 Model I=>η-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpmFig. 15 Model II=>η-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpmFig. 16 Model III=>η-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpmFig. 17 Model I=>P-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpmFig. 18 Model II=>P-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpmFig. 19 Model III=>P-Q relationships for different vane diameter at N=1750rpm