Kälte-, Klima- und Kühltechnik

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1 Kälte-, Klima- und Kühltechnik Planungshandbuch 2007

2 INHALT Grundlagen für die Kälte-, Klima- und Kühltechnik 5 Kennlinien 6 Saugverhalten der Kreiselpumpe 9 Wirkungsgrad der Pumpe 11 Leistungsbedarf der Pumpe 12 Druckverhalten 14 Förderung viskoser (zäher) Medien 15 Geräusche Luftschall Körperschall 19 Pumpen als Geräuscherzeuger 19 Luftschall 20 Körperschall und Wasserschall 20 Maßnahmen gegen Geräusche 21 Pumpenzulauf 29 Pumpensumpf 29 Saugleitungen und Saugbehälter 30 Ansaugen 31 Pumpenleistungsregelung 33 Regelungsart p-c 33 Regelungsart p-v 34 Differenzdruck mengenüberlagert ( p-q) 34 Regelungsart p-t 35 Betriebsart DDC 35 Erzeugerkreisläufe im Verflüssigerteil 37 Rückkühlwerke / Notkühler 37 Wärmerückgewinnung 38 Erdwärme im Kondensatorkreislauf 39 Erzeugerkreisläufe im Verdampferteil 41 Konstanter Volumenstrom im Verdampferkreislauf 41 Variablen Volumenstrom im Verdampferkreislauf 42 Kaltwasserverbraucher 43 Absicherung von Pumpen und Kältemaschinen 47 Mindestlaufzeit von Kälteerzeugern und Pufferspeicherbetrieb 47 Absicherung der Kältemaschine im Verdampferkreis 49 Absicherung der Kältemaschine im Kondensatorkreis 49 Absicherung von Umwälzpumpen 50 Änderungen vorbehalten 02/2007 WILO AG

3 INHALT Beispiele für die Pumpenauswahl im Kondensatorkreis 57 Brunnensystem 57 Offenes Kühlturmsystem 59 Geschlossenes Kühlturmsystem 61 Wärmerückgewinnung über eine Gebäudebeheizung und Warmwasserbereitung 63 Erdkollektoranlage 65 Erdspießanlage 67 Beispiele für die Pumpenauswahl im Kaltwasserkreis 68 Mengenregelung mit Durchgangsventilen 68 Mengenregelung mit Verteilventil 70 Beimischschaltung zur Temperaturregelung 72 Beispiele für die Pumpenauswahl im Verdampferkreis 74 Verdampferkreislauf mit konstantem Volumenstrom 74 Hydraulischer Entkoppler im Verdampferkreislauf 75 Verdampferkreislauf mit Eisspeicher 76 Verdampferkreislauf mit variablem Volumenstrom 78 Wirtschaftlichkeitsbetrachtung bei der Auswahl von Armaturen 83 Anhang 86 Seminare 98 Informationsmaterial 99 Impressum 103 Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/2007

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5 Grundlagen für die Kälte-, Klima- und Kühltechnik Innerhalb von Gebäuden spielt der Transport von Kalt-, Klima- und Kühlflüssigkeit eine wichtige Rolle. So wird Kaltwasser zum Kühlen von Arbeitsmaschinen in der Industrie und zum Verdampfer in der Gebäudetechnik mit Pumpen gefördert. Klimaanlagen benötigen Fördermedien zum Wärmetransport und nutzen die Umtriebskraft von Umwälzpumpen zum schnelleren Austausch und kurzen Regelzeiten. In Rückkühlwerken werden Flüssigkeiten mit und ohne Aufbereitung des Mediums zur Bewältigung der Aufgaben umgepumpt. Flüssige Wärmeträger benötigen zum Transport Pumpen und Anlagen, die für die unterschiedlichen chemischen, physikalischen, mechanischen und finanziellen Anforderungen geeignet sind. Der Inhalt dieser Broschüre soll Menschen, die sich in Ausbildung, Weiterbildung und Umschulung befinden, eine Wissensgrundlage der Anlagenkonstruktion vermitteln. Unterschiedliche Gestaltungen und Ausführungen von Anlagen mit flüssigen Wärmeträgern können direkte Auswirkungen durch lästige Geräuschbildung oder Bauteilversagen hervorrufen. Der Nutzer soll mit einfachen, erklärenden Sätzen, mit Zeichnungen und mit Beispielen, eine ausreichende Basis für die Praxis erhalten. Auswahl und zweckmäßiger Einsatz von Pumpen mit ihrem Zubehör in der Kälte-, Klima- und Kühltechnik sollen dadurch zur täglich wiederkehrenden Selbstverständlichkeit werden. Es ist zu berücksichtigen, dass unterschiedliche Normen (EN, DIN, VDE, ISO, IEC) und Richtlinien (VDI, DVGW, ATV, VDMA) eingehalten und spezielle Aggregate und Techniken ausgewählt werden. Länderbauverordnungen und Umweltschutzrichtlinien etc. stellen zusätzliche Anforderungen. Im Grundsätzlichen sind die Forderungen in dieser Broschüre berücksichtigt. Da ein stetiger Wandel bei der Entwicklung von Anforderungen zu beobachten ist, muss tagesaktuell über zusätzliche Informationskanäle der neueste Stand der Technik in die Anlagenplanung mit einfließen. Dies kann nicht durch den Inhalt dieser Broschüre geleistet werden. Bitte beachten Sie die weitere Möglichkeit der Wissensvertiefung, aufbauend auf dem Ihnen nun vorliegenden Planungshandbuch für die Kalt-, Klima- und Kühlanlage, durch unsere Dokumentationen und Informationsmaterialien. Wir haben eine Übersicht nach heutigem Stand zusammengestellt. Hier finden Sie Unterlagen zum Selbststudium und unser Seminarprogramm mit praxisorientiertem Training. Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/2007 5

6 GRUNDLAGEN Kennlinien Anlagenkennlinie Anlagenkennlinie Förderhöhe H [m] Anlagenkennlinie H A H VL + H VA H Ges Die Anlagenkennlinie zeigt die durch das System benötigte Förderhöhe H A an. Sie besteht aus den Komponenten H geo, H VL und H VA. Während H geo (statisch) unabhängig vom Volumenstrom konstant bleibt, steigen H VL und H VA (dynamisch) durch die verschiedenst gearteten Verluste in Rohrleitungen, Armaturen und Formstücken sowie aufgrund von Temperatureinfluss bedingten Reibungserhöhungen etc. quadratisch an. Abkürzung Beschreibung H A H VL H VA H geo H Ges Rohrnetzkennlinie Benötigte Förderhöhe der Anlage Druckverluste in Rohrleitungen Druckverluste in Armaturen Geodätische Höhendifferenz (zu überwindende geodätische Höhe) Gesamthöhenverluste Die statischen Anteile bestehen aus dem geodätischen, vom Förderstrom unabhängigen Anteil H geo und dem Druckhöhenunterschied p a - p e ρ g H geo Förderstrom Q [m 3 /h] zwischen Ein- und Austrittsquerschnitt der Anlage. Bei offenen Behältern entfällt dieser letzte Anteil. Die dynamischen Anteile bestehen aus dem mit wachsendem Förderstrom quadratisch ansteigenden Druckhöhenverlust H V und der Differenz der Geschwindigkeitshöhen v a 2 - v e 2 2 g aus Ein- und Austrittsquerschnitt der Anlage. H [m] Änderung des Widerstandes quadratisch zum Förderstrom H 2 1 Q 1 = H 2 Q 2 Förderhöhe HA der Anlage [m] Abkürzung Beschreibung v a Austrittsgeschwindigkeit v e Eintrittsgeschwindigkeit p a Austrittsdruck p e Eintrittsdruck ρ Mediumsdichte g H V H 1 Q Fallbeschleunigung Druckverluste im Rohrnetz H 2 Anlagenkennlinie H A dynamischer Anteil = H V + Q 2 statischer Anteil = H geo + Q [m 3 /h] v a 2 - v e 2 2 g p a - p e ρ g Förderstrom Q [m 3 /h] 6 Änderungen vorbehalten 02/2007 WILO AG

7 GRUNDLAGEN Pumpenkennlinie Die Förderleistung einer Kreiselpumpe wird durch eine Kennlinie im Q-H-Diagramm angegeben. Darin sind aufgezeichnet der Förderstrom Q in z. B. m 3 /h und die Förderhöhe H in m der Pumpe. Der Verlauf der Pumpenkennlinie ist gekrümmt und fällt im Diagramm von links nach rechts mit zunehmendem Förderstrom ab. Die Neigung der Kennlinie wird durch die Konstruktion der Pumpe und insbesondere auch durch die Bauform des Laufrades bestimmt. Jede Änderung der Förderhöhe hat stets auch eine Änderung des Förderstromes zur Folge. Das Charakteristische an der Pumpenkennlinie ist die gegenseitige Abhängigkeit des Förderstromes und der Förderhöhe. Förderhöhe H [m] Pumpenkennlinien Pumpenkennlinie Anlagenkennlinie Schnittpunkt = Betriebspunkt Förderstrom Q [m 3 /h] Die Pumpenförderhöhe ist stets so groß wie der Durchflusswiderstand des Leitungssystems. Großer Förderstrom ^- geringe Förderhöhe, kleiner Förderstrom ^- große Förderhöhe. Obwohl ausschließlich das installierte Rohrleitungssystem auf Grund der Eigenwiderstände vorgibt, welcher Förderstrom bei gegebener Pumpenleistung gefördert wird, kann die betreffende Pumpe immer nur einen Betriebspunkt auf ihrer Kennlinie einnehmen. Dieser Betriebspunkt ist der Schnittpunkt der Pumpenkennlinie mit der jeweiligen Rohrnetzkennlinie. Betriebspunkt Der Betriebspunkt ist der Schnittpunkt von Anlagenkennlinie und Pumpenkennlinie. Der Betriebspunkt stellt sich bei Pumpen mit fester Drehzahl selbstständig ein. Eine Veränderung des Betriebspunktes tritt dann ein, wenn z. B. bei einer stationären Pumpstation die geodätische Förderhöhe zwischen einem Maximal- und einem Minimalwert schwankt. Dadurch verändert sich der gelieferte Volumenstrom der Pumpe, da diese nur Betriebspunkte auf der Pumpenkennlinie einnehmen kann. Grund für ein Schwanken des Betriebspunktes könnte u. a. ein unterschiedliches Wasserniveau im Schacht bzw. Behälter sein, da sich hierbei der Zulaufdruck zur Pumpe durch das verschiedene Niveau verändert. Enddruckseitig kann diese Veränderung auch durch ein Zusetzen der Rohrleitung (Inkrustierung) bzw. durch eindrosseln der Ventile oder des Verbrauchers begründet sein. Förderhöhe H [m] Förderhöhe H [m] Schwankender Wasserstand im Behälter Pumpenkennlinie B A A, B = Betriebspunkte Drehzahl und Betriebspunkt Schieber weiter gedrosselt B 3 Anlagenkennlinie 2 Anlagenkennlinie 1 H geo Max-Level B 2 H geo Min-Level Förderstrom Q [m 3 /h] Anlagenkennlinien H A Praktisch kommt in der Anlage bei feststofffreien, normalviskosen Flüssigkeiten eine Änderung der Rohrleitungskennlinie nur durch Vergrößern oder Verkleinern der Widerstände (z. B. Schließen oder Öffnen eines Drosselorgans, Änderung des Rohrleitungsdurchmessers bei Umbau, Inkrustierung usw.) in Frage. geöffneter Schieber B = Betriebspunkt B 1 QH-Linie Förderstrom Q [m 3 /h] Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/2007 7

8 GRUNDLAGEN Eine Änderung des Betriebspunktes kann bei radialen Laufrädern im Allgemeinen nur durch Änderung der Drehzahl n oder des Laufraddurchmessers D einer Pumpe erreicht werden. p Ventilautorität p P Förderhöhe H [m] Änderung des Durchflusses Anlagenkennlinie H A B 3 B n 3 2 B 1 n 2 p v Pumpenkennlinie Netzkennlinie p v100 p P100 p L100 p 0 Q 1 n 1 = Q 2 n 2 H 2 1 n 1 = H 2 n 2 P 2 1 n 1 = P 2 n 2 Förderhöhe H [m] Förderhöhe H [m] Änderung der Drehzahl H 1 H 2 H 1 H 2 B = Betriebspunkt n = Drehzahl n 1 n 2 Q 2 ø D 1 ø D 2 Q 1 Änderung des Laufraddurchmessers n 1 Förderstrom Q [m 3 /h] Förderstrom Q [m 3 /h] D 1 D 2 QH-Linien p 0 Kennlinie mit Ventilautorität Für die Betriebskennlinie ist es von Bedeutung, wie groß bei voll geöffnetem Ventil der Druckabfall am Ventil, bezogen auf den gesamten Druck am zu regelnden Leitungszug, ist. Dieses Verhältnis nennt man Ventilautorität P v : Abkürzung Beschreibung p 0 maximaler Pumpendruck p P Druckverlust in der Pumpe p v Druckabfall am Ventil p r Druckabfall im Rest der Anlage p b Bezugsdruck der Anlage p L Druckverlust im Netz V Durchfluss V 100 P V p L 0 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 p v100 p v100 P V = = = p ges p v + p r Durchfluss bei voll geöffnetem Ventil Ventilautorität p v100 p v0 V / V 100 Der letzte Ausdruck ist besonders aus messtechnischer Sicht praktisch, weil er die Ventilautorität aus dem Druckabfall am geöffneten ( p v100 ) und am geschlossenen Ventil ( p vo ) zu errechnen gestattet. Q 2 Q 1 Förderstrom Q [m 3 /h] Q 1 D 1 D 2 D 1 Q 2 D 2 H 2 1 D 1 D 2 D 1 H 2 D 2 Q 2 Q 1 H 2 H 1 8 Änderungen vorbehalten 02/2007 WILO AG

9 GRUNDLAGEN Saugverhalten der Kreiselpumpe Allgemein Die Ursache der Saugfähigkeit von Pumpen ist der auf dem Flüssigkeitsspiegel im Saugbehälter lastende Druck, bei offenem Behälter also der atmosphärische Luftdruck. Sein Mittelwert beträgt in Meereshöhe p b = N/m 2 (= 1,0132 bar) und entspricht dem Druck einer Wassersäule von 10,33 m Höhe bei 4 C. Hiernach müsste der normale Luftdruck die Pumpe in die Lage versetzen, Wasser aus einer Tiefe von ca. 10 m fördern zu können. Die tatsächlich erreichbare geodätische Saughöhe H S geo ist jedoch erheblich kleiner. Die Gründe dafür sind: Flüssigkeiten verdampfen, wenn der von der Temperatur abhängige Dampfdruck p D N/m 2 erreicht wird. An der höchsten Stelle der angesaugten Flüssigkeitssäule kann der Druck also nur bis auf diesen Wert absinken. In der Saugleitung entstehen Druckhöhenverluste und zwar infolge Geschwindigkeitserzeugung v S 2 /2 g [m], sowie durch Flüssigkeitsreibung, Richtungs- und Querschnittsänderungen H VS [m]. Ein weiterer Druckhöhenverlust wird verursacht durch Reibung und Geschwindigkeitsänderungen beim Eintritt der Flüssigkeit in die Schaufelkanäle. Zur Vermeidung von Dampfbildung muss die Gesamtenergiehöhe (Statische Druckhöhe plus die Geschwindigkeitshöhe v S 2 /2g) im Eintrittsquerschnitt der Pumpe deshalb um einen gewissen Betrag größer sein als die Dampfdruckhöhe der Förderflüssigkeit. Dieser Energieunterschied wird mit dem englischen Ausdruck NPSH [m], die Abkürzung von Net positive suction head, bezeichnet und ist identisch mit der früher üblichen Bezeichnung Haltedruckhöhe H H. Bei Aufstellung der Pumpe über dem Saugwasserspiegel darf demnach bei waagerechter Welle und offenem Saugbehälter der Höhenunterschied H S geo nicht größer sein als p b P D H S geo = - - H VS - NPSH [m] g ρ g ρ mit der Fallbeschleunigung g in m/s 2 und der Dichte ρ in kg/m 3. Ist der Saugbehälter geschlossen, so tritt an die Stelle von p b /g ρ die absolute Druckhöhe im Behälter (p I + p b )/g ρ, wobei p I den Überdruck im Behälter bezeichnet. Mit der Druckeinheit bar, der Dichte ρ in kg/dm 3 und g = 9,81 m/s 2 erhält die Gleichung folgende allgemein gültige Form: 10,2 (p b + p l - P D ) H S geo = - H VS - NPSH [m] ρ Bei Unterdruck im Saugbehälter erhält p I ein negatives Vorzeichen. Erforderliche NPSH (NPSHR) Der kleinste Wert der NPSH, bei dem die Pumpe mit den gegebenen Arbeitsbedingungen (Drehzahl, Förderstrom, Förderhöhe, Förderflüssigkeit) dauernd betrieben werden kann, lässt sich aus den Kennlinien der Kataloge entnehmen. Der so definierte NPSH wird auch mit NPSHR (NPSH erforderlich) bezeichnet. Er ist keine konstante Größe, sondern nimmt mit wachsendem Förderstrom stark zu. Vergleicht man Kreiselpumpen mit unterschiedlicher spezifischer Drehzahl, so stellt man fest, dass der NPSH-Wert mit zunehmender spezifischer Drehzahl wächst. Die Saugfähigkeit nimmt also ab. Pumpen mit großer Schnellläufigkeit können deshalb auch bei Kaltwasser häufig nur geringe Saughöhen überwinden oder sogar nur mit einer Zulaufhöhe betrieben werden. Eine Verbesserung ist möglich durch Wahl einer kleineren Betriebsdrehzahl, jedoch auf Kosten der Wirtschaftlichkeit. Vorhandene NPSH (NPSHA) Für eine bestehende oder geplante Anlage kann die am Eintrittsquerschnitt der Pumpe verfügbare NPSHA bestimmt werden, indem die Gleichung nach NPSH aufgelöst wird: 10,2 (p b + p l - P D ) NPSHA = - H VS - H S geo [m] ρ Befindet sich der Flüssigkeitsspiegel oberhalb der Pumpe, so wird statt H s geo die geodätische Zulaufhöhe H z geo eingesetzt und die Gleichung geht über in: 10,2 (p b + p l - P D ) NPSHA = - H VS + H S geo [m] ρ Bei der Projektierung einer Pumpenanlage ist es zu empfehlen, eine Pumpe zu wählen, deren NPSHR mindestens 0,5 m geringer ist als die vorhandene NPSHA. An einer in Betrieb befindlichen Pumpe ergibt sich die NPSHA durch Messung des Druckes p1 am Saugflansch der Pumpe aus der Gleichung 10,2 (p b + p l - P D ) v 2 1 NPSHA = + - H S geo [m] ρ 2 g mit den zuvor angegebenen Einheiten für die Drücke und die Dichte. Handelt es sich um einen Unterdruck, wird p 1 mit negativem Vorzeichen eingesetzt. Die Größe v 1 ist die mittlere Strömungsgeschwindigkeit im Eintrittsquerschnitt A 1 der Pumpe, v 1 = Q/A 1 mit Q in m 3 /s und A 1 in m 2. Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/2007 9

10 GRUNDLAGEN Einfluss des Luftdrucks Die Höhe des atmosphärischen Luftdrucks hat eine erhebliche Auswirkung auf die Saugfähigkeit. Abgesehen von wetterbedingten Schwankungen von ± 5% um den ortsüblichen Mittelwert, verringert sich der Luftdruck mit zunehmender Höhenlage: Höhenlage über dem Meeresspiegel m Mittlerer Luftdruck p b 1,013 0,955 0,899 0,794 0,700 bar Einfluss der Mediumtemperatur Bei Heißwasserförderung spielt die Dampfdruckhöhe eine wesentliche Rolle. Befindet sich eine Flüssigkeit im Siedezustand, ist pi + pb = pd und Hs geo wird negativ. Es ist also eine Zulaufhöhe Hz geo erforderlich. Ferner vereinfacht sich die Gleichung zu NPSHA = H Z geo - H VS [m] Auch bei Temperaturen die noch unterhalb des Siedezustandes liegen, ist die Saugfähigkeit vermindert, sodass auch dann schon eine Zulaufhöhe erforderlich sein kann. Einfluss der Medientemperatur auf die Zulaufhöhe H S geo H Z geo m T W C Es sei angenommen, dass eine Pumpe bei einer Wassertemperatur von 20 C eine geodätische Saughöhe von H S geo = 6 m überwinden kann. Mit steigender Wassertemperatur, also zunehmendem Dampfdruck vermindert sich H S geo und geht bei einer Wassertemperatur t W 87 C in eine Zulaufhöhe über, die bei Erreichung des Siedezustandes den gleichbleibenden Mindestwert H Z geo = 4 m hat. 10 Änderungen vorbehalten 08/2006 WILO AG

11 GRUNDLAGEN Wirkungsgrad der Pumpe Das Verhältnis von abgegebener Leistung hydraulische Pumpenleistung (Förderstrom -x Förderhöhe) zu aufgenommener Leistung (Antriebsleistung) wird angegeben durch den Pumpenwirkungsgrad. Der Wirkungsgrad verändert sich über den Verlauf der Pumpenkennlinie. In der Gebäudetechnik findet der Pumpenwirkungsgrad bei der Beurteilung der Pumpe nur als indirekte Größe Beachtung. Aus diesem Grund wird in Dokumentationen oftmals auf die Angabe verzichtet. Ausschlaggebend ist die Leistungsaufnahme der Pumpe. Erst bei größeren Aggregaten, z. B. in der Verfahrenstechnik oder im Großanlagenbau, wo eine differenziertere Betrachtung des Pumpenbetriebes erfolgt, sind diese Wirkungsgradangaben zwingend erforderlich. Förderhöhe H [m] Pumpenkennlinie und Wirkungsgradverlauf H Förderstrom Q [m 3 /h] Pumpenkennlinie und Wirkungsgradverlauf im Q-H-Diagramm Der Pumpen-Wirkungsgrad ist definiert: η P = Q H ρ g P Bei Wasserförderung im für die Gebäudetechnik üblichen Temperaturbereich kann auch folgende abgewandelte Gleichung benutzt werden. Abkürzung Beschreibung Einheit η P Pumpenwirkungsgrad Q Förderstrom m 3 /s H Förderhöhe m ρ Dichte des Fördermediums g [m/s 2 ] kg/m 3 P Leistung des Motors (Wellenleistung) W g örtliche Fallbeschleunigung m/s sec geteilt durch 9,8665 = örtliche Fallbeschleunigung η P = Q H 367 P Da Wirkungsgrad und Leistungsaufnahme direkt zusammenhängen, sollte möglichst im Hinblick auf die Betriebskosten ein Betriebspunkt mit größter Effizienz ausgewählt werden. Allgemein befindet sich der Bereich des besten Pumpen-Wirkungsgrades im mittleren Drittel der Pumpenkennlinie. Pumpenauslegungen im ersten oder letzten Drittel der Pumpenkennlinie bedeuten immer Betrieb im schlechteren Bereich des Pumpenwirkungsgrades und sollten vermieden werden. Bei Pumpen, bei denen der Antriebsmotor für den vollen Kennlinienverlauf ausgelegt ist, kommt überlagernd hinzu, dass Elektromotoren ihre besten Wirkungsgrade nur unter Volllast erreichen, also bei maximal zulässigem Förderstrom. Das bedeutet unter Berücksichtigung beider Faktoren ein Verschieben des optimalen Betriebspunktes in den Bereich rechts von der Mitte der Kennlinie. Bei Pumpen der Nassläuferbaureihe, bei denen Pumpe und Motor eine in sich gekapselte Einheit bilden, wird statt des bei Trockenläuferpumpen üblichen Pumpenwirkungsgrades η P der Gesamtwirkungsgrad η PGes angegeben. Gekoppelt sind sie über den Motorwirkungsgrad η M. Ursache für diese differenzierte Darstellungsform ist die unterschiedliche Bauform beider Pumpenbauarten. Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 08/

12 GRUNDLAGEN Leistungsbedarf der Pumpe Bei Trockenläuferpumpen kommen eine Vielzahl von Antriebsmotoren (Normmotoren, Spezialmotoren) zur Anwendung, die sehr unterschiedliche Wirkungsgrade haben, sodass eine individuelle Ermittlung des Gesamtwirkungsgrades erforderlich wird. Bei Nassläuferpumpen werden grundsätzlich Spezialmotoren eingesetzt, die exakt auf die Pumpe abgestimmt sind. Eine Trennung der Einheiten, Motor und Pumpe ist nicht möglich. So liegt der Gesamtwirkungsgrad für jede Pumpe exakt fest. Die Wirkungsgrade der Motoren für Nassläuferpumpen sind nicht unmittelbar zu vergleichen mit den Wirkungsgraden der Motoren für Trockenläuferpumpen. Die völlig unterschiedlichen Bauarten und Anwendungsgebiete verhindern den Vergleich. Spaltrohrmotoren sind speziell für den Einsatz in der Gebäudetechnik entwickelt. Die Wasserfüllung im Rotorraum und die metallische Trennung (Spaltrohr) zwischen Rotor und Wicklung bewirken einen Wirkungsgrad, der bis zum Faktor 2 bis 4 niedriger liegt als bei Normmotoren. Wirkungsgrade bei Standard-Nassläuferpumpen (Richtwerte) Pumpen mit Motorleistung P 2 η M η Pumpe * η Gesamt ** bis 100 W ca. 15 ca. 45 % ca. 40 ca. 65 % ca. 5 ca. 25 % 100 bis 500 W ca. 45 ca. 65 % ca. 40 ca. 70 % ca. 20 ca. 40 % 500 bis 2500 W ca. 60 ca. 70 % ca. 30 ca. 75 % ca. 30 ca. 50 % Für eine exakte Pumpenantriebsauslegung und für die Betriebskostenermittlung bzw. Wirtschaftlichkeitsberechnung ist die Kenntnis der in dem jeweiligen Betriebspunkt der Pumpe erforderlichen Leistung notwendig. Der Leistungsbedarf oder die Leistungsaufnahme der Pumpe wird darum ebenfalls wie die hydraulische Förderleistung der Pumpe in einem Diagramm dargestellt. Es zeigt sich die Abhängigkeit der Antriebsleistung der Pumpe vom Förderstrom. Bei max. Förderstrom ist auch der max. Leistungsbedarf der Pumpe erreicht. Für diesen Punkt wird der Antriebsmotor der Pumpe ausgelegt, wenn die Pumpe über den gesamten Kennlinienverlauf betrieben wird. Nassläuferpumpen werden immer mit Motoren bestückt, die den Betrieb über den gesamten Kennlinienverlauf zulassen. Dadurch wird die Typenzahl verringert, und infolgedessen eine einfachere Lagerhaltung für Ersatzteile gewährleistet. Liegt der errechnete Betriebspunkt für eine Pumpe (Trockenläuferbauart) z. B. im vorderen Bereich der Kennlinie, so kann der Antriebsmotor entsprechend dem zugehörigen Leistungsbedarf kleiner ausgewählt werden. In diesem Fall besteht jedoch die Gefahr einer Motorüberlastung, wenn der tatsächliche Betriebspunkt bei größerem Förderstrom liegt als errechnet (Rohrnetzkennlinie ist flacher). Wirkungsgrade bei Trockenläuferpumpen (Richtwerte) Pumpen mit Motorleistung P 2 η M η Pumpe * η Gesamt ** bis 1,5 kw ca. 75 % ca. 40 ca. 85 % ca. 30 ca. 65 % 1,5 bis 7,5 kw ca. 85 % ca. 40 ca. 85 % ca. 35 ca. 75 % 7,5 bis 45,0 kw ca. 90 % ca. 40 ca. 85 % ca. 40 ca. 80 % * Variationen abhängig u. a. von Bauform, Nennweite. der kleinere Wert gilt im allgemeinen für Pumpen mit extrem kleinem Volumenstrom und relativ großer Förderhöhe. ** Grenzwerte von η Ges bzw. η Pumpe müssen nicht korrespondieren. Da jedoch der Spaltrohrmotor gleichzeitig ca. 85 % der Motorwärme an das Fördermedium abgibt, ist der Anteil der Verlustwärme sehr gering. Einen allgemeinen Überblick über Wirkungsgrade von Pumpen gibt die Tabelle oben an. Erkennbar ist, dass der Wirkungsgrad mit zunehmender Pumpenleistung besser wird, da Verluste innerhalb der Pumpe fast konstant bleiben und somit im Vergleich zur ansteigenden Gesamtpumpenleistung einen kleiner werdenden Anteil einnehmen. 12 Änderungen vorbehalten 02/2007 WILO AG

13 GRUNDLAGEN Förderhöhe H [m] Leistungsbedarf P [w] Hydraulische Förderleistung der Pumpe Pumpe Anlagenkennlinie B B Förderstrom Q [m 3 /h] Strömungsgeschwindigkeit v Förderstrom Q [m 3 /h] Da in der Praxis immer mit einer Verlagerung des Betriebspunktes zu rechnen ist, sollte die Leistung des Antriebmotors einer Trockenläuferpumpe um ca. 5 bis 20 % höher angesetzt werden als es der angenommene Bedarf erfordern würde. Für die Betriebskostenberechnung einer Pumpe muss grundsätzlich unterschieden werden zwischen dem Leistungsbedarf der Pumpe P 2, vielfach auch gleichgesetzt mit der installierten Motorleistung, und der Leistungsaufnahme des Antriebsmotors P 1. Letztere Angabe ist Grundlage der Betriebskostenberechnung. Falls nur der Leistungsbedarf P 2 angegeben ist, kann dieser ebenfalls verwendet werden, jedoch unter gleichzeitiger Berücksichtigung des Motorwirkungsgrades gemäß nachstehender Gleichung. P 2 P 1 = η M Abkürzung Beschreibung P 1 Leistungsaufnahme des Antriebsmotors P 2 Leistungsbedarf an der Pumpenwelle η M Motorwirkungsgrad Die elektrische Leistungsaufnahme P 1 wird angegeben, wenn Pumpe und Antriebsmotor eine in sich gekapselte Einheit bilden, wie bei den so genannten Nassläuferpumpen. Hier ist es sogar üblich, auf dem Typenschild der Pumpen beide Werte P 1 und P 2 anzugeben. Für Aggregate, bei denen Pumpe und Motor über Kupplung oder starre Wellenverbindung gekoppelt sind, also bei den Trockenläuferpumpen, wird die erforderliche Wellenleistung P 2 angegeben. Das ist bei diesen Pumpenbauformen schon deshalb erforderlich, da die unterschiedlichsten Motorausführungen angefangen beim IEC- Normmotor bis zum Spezialmotor mit ihren verschiedenen Leistungsaufnahmen und Wirkungsgraden an die Pumpe angebaut werden. Die in den Unterlagen der Pumpenhersteller angegebenen Leistungsaufnahmen der Pumpen beziehen sich im Bereich der Gebäudetechnik immer auf das Fördermedium Wasser mit: Spezifische Dichte ρ = 1000 kg/m 3 Kinematische Viskosität ν = 1 mm 2 /s Bei Abweichung der spezifischen Dichte ändert sich proportional im gleichen Verhältnis die Leistungsaufnahme. Geringere spez. Dichte ^- Kleinere Leistungsaufnahme P 1 Höhere spez. Dichte ^- Höhere Leistungsaufnahme P 1 Das bedeutet für die Praxis, dass Pumpen, die bei hohen Wassertemperaturen und somit geringerer spez. Dichte des Fördermediums betrieben werden, normalerweise eine geringere Motorleistung benötigen. Für die in der Gebäudetechnik anzutreffenden Temperaturen und Pumpenleistungen wird diese Korrektur nicht durchgeführt. Somit verbleibt antriebsseitig eine gewisse Motorreserve. Bei Abweichung der kinematischen Viskosität (durch Beimischung zum Fördermedium nur Viskositätsanstieg relevant) ergibt sich ebenfalls eine Änderung der Leistungsaufnahme. Höhere Viskosität ^- Höhere Leistungsaufnahme Die Veränderung ist nicht proportional und muss speziell errechnet werden. Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/

14 GRUNDLAGEN Druckverhalten Druckverlaufsdiagramm Druckverlauf in Rohrleitungen und Armaturen p L4 p L5 E L p v p L6 p L3 p 0 - p p V p L1 p L2 Druckverluste sind Minderungen des Druckes zwischen Bauteileingang und -ausgang. Zu diesen Bauteilen gehören Rohrleitungen, Aggregate und Armaturen. Die Verluste treten aufgrund von Verwirbelungen und Reibungen auf. Jede Rohrleitung und Armatur hat je nach Material und Oberflächenrauheit ihren eigenen spezifischen Verlustwert. Die Angaben entnehmen Sie bitte den Angaben des Herstellers. Eine Übersicht der von Wilo verwendeten Standardverluste erhalten Sie im Anhang. p p L4 p L3 p L5 p v p p p 0 p L1 p L2 Abkürzung Beschreibung E Erzeuger V Verbraucher p 0 maximaler Pumpendruck p P Druckverlust in der Pumpe p v Druckabfall am Ventil p r Druckabfall im Rest der Anlage p b Bezugsdruck der Anlage p L Druckverlust im Netz p b p L6 Druckstoß Wird eine durchflossene Rohrleitung plötzlich an einer Stelle abgeschlossen, so kann die darin enthaltene Fluidmasse aufgrund ihrer Massenträgheit nur mit zeitlicher Verzögerung zur Ruhe kommen. Aufgrund dieser negativen Beschleunigung der Fluidmasse kommt es zu einer erhöhten Krafteinwirkung (F = m a) auf Rohrwand und Absperrorgan. Derartige Druckstöße müssen bei der Bemessung von Rohrleitungssystemen (Fernrohrleitungen, Kühlwasserkreisläufe etc.) als Maximalbelastung beachtet werden. Zur Dämpfung des Druckstoßes werden Windkessel eingebaut. Abkürzung Beschreibung Einheit a Beschleunigung m/s 2 Geschwindigkeit (Schallgeschwindigkeit für Wasser ~ m/s) m/s ρ Dichte kg/m 3 m Masse kg F Kraft N V Volumenstrom m 3 /h Besonders gefährdet sind hier Installationen, bei denen die Leitungen nicht stetig fallend bzw. steigend verlegt sind. Da in den Hochpunkten die Wassersäule abreißen kann (Vakuumbildung) bzw. beim Zusammentreffen der Wassersäulen ein erhöhter Druck entsteht, können Leitungen zerplatzen. Die Druckzunahme bei einem plötzlichen Schließen einer Durchflussarmatur ist vereinfacht: p = ρ V 14 Änderungen vorbehalten 02/2007 WILO AG

15 GRUNDLAGEN Förderung viskoser (zäher) Medien Die Darstellung von Pumpenleistungsdaten im Q-H-Diagramm beziehen sich ebenso wie die Berechnung der Anlagen-Kennlinie üblicherweise auf das Fördermedium Wasser mit einer kinematischen Viskosität (Zähigkeit) von ν = 1 mm 2 /s. Bei Fördermedien mit anderer Viskosität und Dichte ändern sich die Pumpendaten. Die korrekterweise auch bei Heißwasser-Förderung anstehende Datenkorrektur kann in der Gebäudetechnik vernachlässigt werden. Erst bei gravierender Veränderung (ab 10 % Volumenanteil) des Fördermediums Wasser durch Verwendung von Zusatzmitteln wie Glykol o. ä., muss eine Überprüfung erfolgen. Hierbei ist zu beachten, dass die Planung von Pumpenanlagen und somit die Ermittlung der Pumpendaten Q, H, P für die Förderung von Flüssigkeiten höherer Viskosität in zwei Abschnitte zerfällt. Änderung der Anlagen-Kennlinie Eine Korrektur der Anlagen-Kennlinie bzw. der Charakteristik von bestehenden, für Wasserförderung berechneten Anlagen auf den Betrieb mit Flüssigkeiten anderer Viskosität und Dichte muss unter Berücksichtigung der sich ändernden Strömungscharakteristiken erfolgen. Diese Korrekturwerte können nicht vom Pumpenhersteller angegeben werden. Die neue Anlagen-Kennlinie ist mit Hilfe der einschlägigen strömungstechnischen Fachliteratur bzw. der Angaben der Armaturenhersteller zu ermitteln. Änderung der Pumpencharakteristik Ähnlich wie in der Anlage ergeben sich auch in der Pumpe durch die geänderten Eigenschaften des Mediums Einflüsse auf Reibungsmomente und innere Strömungsverhältnisse, die in ihrer Summe zu einer abweichenden Pumpen-Kennlinie führen. Auch die elektrische Leistungsaufnahme des Pumpenaggregats wird beeinflusst. Da Einzelmessungen aller Pumpen für die vielen möglichen Betriebsmedien vom Aufwand her undurchführbar sind, wurden verschiedene Umrechnungsverfahren (Hydraulic Institute, Pumpenhersteller etc.) entwickelt. Die Verfahren haben dabei begrenzte Genauigkeit und unterliegen bestimmten Einschränkungen. Hinweise Das angeführte Verfahren ist ausreichend genau zur Förderleistungsbestimmung für Wilo- Verschraubungs- und -Flanschpumpen unter Einhaltung folgender Grundbedingungen: Es darf nur für homogene Newton sche Flüssigkeiten verwendet werden. Bei schlammigen, gelatineartigen, faserstoffhaltigen und anderen inhomogenen Flüssigkeiten ergeben sich stark streuende Ergebnisse. Es darf nur angewendet werden, wenn ein voll ausreichender Anlagen-Haltedruckwert (NPSHA) vorhanden ist. Die zur Ermittlung vorzugebenden Werte sind: 1. Betriebstemperatur t [ C] des Mediums an der Pumpe. 2. Dichte ρ [kg/m 3 ] des Mediums bei geringster angegebener Betriebstemperatur. 3. Kinematische Viskosität ν [cst oder mm 2 /s] des Mediums bei geringster angegebener Betriebstemperatur. 4.Erforderlicher Volumenstrom des Mediums Q vis [m 2 /h]. 5. Erforderliche Förderhöhe des Mediums H vis [m]. Förderhöhe H [m] η ges [-] P 1 [W] Musterkurve für mögliche Veränderungen bei einer Umwälzpumpe 8,0 7,0 6,0 5,0 4,0 3,0 2,0 1,0 0,0 1,0 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 0,40 0,35 0,30 0,25 0,20 0,15 0,10 0,05 Förderstrom Q [m 3 /h] 0,0 1,0 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 7,0 8, Förderstrom Q [m 3 /h] 0,0 1,0 2,0 3,0 4,0 5,0 6,0 7,0 8,0 Förderstrom Q [m 3 /h] Veränderung der Förderleistung durch höhere Mediumsviskosität Veränderung des Wirkungsgrades durch höhere Mediumsviskosität Veränderung der Motorleistung durch höhere Mediumsviskosität Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/

16 GRUNDLAGEN Anweisungen zur vorläufigen Auswahl einer Pumpe bei Vorgabe der Förderhöhe, der Durchflussgeschwindigkeit und der Viskositätsbedingungen Wenn die gewünschte Durchflussgeschwindigkeit und Förderhöhe für das Fördermedium sowie die Viskosität und die relative Dichte bei einer bestimmten Pumptemperatur vorgegeben sind, werden die folgenden Gleichungen verwendet, um die ungefähre äquivalente Leistung mit Wasser herauszufinden und die Antriebsleistung der Pumpe für viskose Fördermedien einzuschätzen. Bitte beachten Sie, dass die Ergebnisse weniger genau sind, wenn Sie zur Bestimmung der benötigten Wasserleistung anstatt mit einer bekannten Wasserleistung mit den viskosen Bedingungen beginnen, außer wenn es sich um Wiederholungen handelt. Schritt 1 Berechnen Sie Parameter B mit den vorgegebenen metrischen Einheiten Q vis in m 3 /h, H vis in m und V vis in cst mit Hilfe von Gleichung: B = 280 Wenn 1,0<B<40, gehen Sie zu Schritt 2. Wenn B <_ 1,0, setzen Sie C H = 1,0 und C Q = 1,0 und gehen Sie gleich zu Schritt 4. Schritt 2 Berechnen Sie die Korrekturfaktoren für den Förderstrom (C Q ) und die Förderhöhe (C H ). Diese beiden Korrekturfaktoren sind bei einer vorgegebenen Durchflussgeschwindigkeit ungefähr gleich, wenn sie vom energieoptimalen Arbeitspunkt des Förderstroms mit Wasser abgeleitet werden. Q BEP-W Referenzgleichung: C Q C H (V vis ) 0,50 (Q vis ) 0,25 (H vis ) 0,125 (2,71)-0,165 (log B)3,15 Schritt 4 Wählen Sie eine Pumpe mit einer Wasserleistung von Q W und H W. Schritt 5 Berechnen Sie den Korrekturfaktor für den Wirkungsgrad (C η ) und den entsprechenden Wert für den Pumpenwirkungsgrad mit viskosen Flüssigkeiten (η vis ). Gleichung: Für 1,0<B<40:C η = B -( α B0.69 ) η vis = C η η W Schritt 6 Berechnen Sie die ungefähre viskose Eingangsleistung der Pumpenwelle. Für die Durchflussgeschwindigkeit in m 3 /h, die Gesamtförderhöhe in m und die Eingangsleistung der Welle in kw verwenden Sie folgende Gleichung: P vis = Q vis H vis-tot s 367 η vis Schritt 3 Berechnen Sie für die ungefähre Wasserleistung die Durchflussgeschwindigkeit und die Förderhöhe von Wasser: Q W = Q vis C Q H W = H vis C H 16 Änderungen vorbehalten 02/2007 WILO AG

17 GRUNDLAGEN Erforderliche NPSHR vis Die Viskosität des Fördermediums hat einen zweifachen Einfluss auf den NPSHR-Wert. Mit steigender Viskosität vermehrt sich die Reibung, was wiederum zu einem Anstieg des NPSHR- Werts führt. Gleichzeitig führt eine höhere Viskosität zu einer Abnahme der Diffusion von Luft- und Dampfpartikeln in der Flüssigkeit. Somit wird die Blasenbildung verlangsamt und es entsteht auch ein thermodynamischer Effekt, der zu einer leichten Verminderung des NPSHR- Werts führt. Der Effekt der Viskosität auf den NPSHR-Wert ist im Wesentlichen eine Funktion der Reynolds- Zahl. Allerdings kann dieser Effekt nicht anhand einer einzigen Relation für alle unterschiedlichen Pumpenkonstruktionen und Modelle ausgedrückt werden. Als allgemeine Regel gilt: Pumpen mit größeren Abmessungen und gleichmäßigen und weiten Einlassöffnungen des Laufrads sind weniger anfällig bei Veränderungen der Viskosität des Fördermediums. Umrechnung auf neue Förderdaten durch EDV-Unterstützung Für die Umrechnung von Wasser auf andere Viskositäten ist die Verwendung des Wilo- Select-Programms sehr zu empfehlen. Mittels der hinterlegten Daten wird eine relativ genaue Umrechnung erfolgen. Es ist jedoch zu beachten, dass die bekannten Rechenverfahren nach ISO/TR und dem Hydraulic Institute etc. mit einer Toleranz behaftet sind. Genaue Angaben können nur durch eine Einzelprüfung von Pumpen mit dem tatsächlichen Fördermedium bei konkreten Betriebsbedingungen ermittelt werden. Hierfür ist eine gesonderte Auftragserteilung an den Pumpenhersteller erforderlich. In der Flüssigkeit gelöstes Gas und vom Fördermedium in Form von dispergierten Blasen mitgerissenes Gas beeinträchtigen den NPSHR-Wert auf andere Weise als große Gasblasen. Wenn die Fließgeschwindigkeit an der Einlassöffnung der Pumpe hoch genug ist, werden kleine Mengen mitgerissenen Gases nicht separiert und haben für gewöhnlich keine oder nur geringe Auswirkungen auf den NPSHR-Wert. Sind allerdings größere Gasansammlungen vorhanden, hat das erhebliche Auswirkungen auf die Saugleistung der Pumpe. Dann verändern die NPSHR-Kennlinien der Gesamtförderhöhe ihre Form von einem gut definierten Knie zu einem sich stufenweise abschrägenden Gefälle der Förderhöhe. Dadurch erhöht sich der Punkt des Förderhöhenverlusts von 3 %, mit anderen Worten: Der NPSHR-Wert erhöht sich. Die nachstehenden Gleichungen werden zur Berechnung des Korrekturfaktors zur Anpassung des NPSHR-Werts für die Wasserleistung der Pumpe verwendet, basierend auf einem standardmäßigen Förderhöhenabfall von 3 % an den NPSHR vis -Wert mit der entsprechenden viskosen Flüssigkeit: 1 C NPSH = 1 + A C H A = 0,5 bei seitlichem Ansaugstutzen A = 0,1 bei axialem Einlauf NPSHR BEP-W (Q BEP-W ) 0,667 N 1,33 Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/

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19 Geräusche Luftschall Körperschall Zur Verhinderung bzw. Reduzierung möglicher Störgeräusche erfordert der Pumpenbetrieb in gebäudetechnischen Anlagen besondere Aufmerksamkeit bei der Auswahl der geeigneten Pumpe bzw. bei Planung und Ausführung der Installation. Gerade in Wohngebäuden spielt im Zuge der Komfortansprüche das Problem Geräuschreduzierung besonders während der Nachtstunden eine wesentliche Rolle. Für den zulässigen Wert der Geräuschpegel in Aufenthaltsräumen sind u. a. folgende Vorschriften zu beachten: DIN 4109, Schallschutz im Hochbau VDI 2062, Schwingungsisolierung VDI 2715, Lärmminderung an Warm- und Heißwasserheizungsanlagen VDI 3733, Geräusche bei Rohrleitungen VDI 3743, Emmissionskennwerte von Pumpen Pumpen als Geräuscherzeuger Dass Pumpen Schall abstrahlen, ist unvermeidlich. Wilo als Hersteller setzt aber alles daran, möglichst leise Pumpen zu liefern. In haustechnischen Anlagen sind ganz überwiegend Kreiselpumpen eingesetzt. Das von ihnen abgestrahlte Geräusch kann im wesentlichen in die folgenden Hauptgruppen unterteilt werden: Strömungsgeräusch Die Strömungsgeräusche haben verschiedene Ursachen. Durch Turbulenz und Reibung der Wasserteilchen an der Oberfläche der durchströmten Teile entsteht ein Geräusch mit einem großen Frequenzbereich, das als Rauschen wahrgenommen wird. Reibungsvorgänge verursachen außerdem in der Grenzschicht eine ungleiche Geschwindigkeitsverteilung, die wechselnde Ablösung der Strömung mit nachfolgender Wirbelbildung zur Folge haben kann. Diese periodische Wirbelablösung bewirkt einen mehr oder weniger ausgeprägten Einzelton. Ferner schwankt die Geschwindigkeit der Strömung nach Verlassen des Laufrads. Diese Ungleichförmigkeiten führen in den nachgeschalteten Leiteinrichtungen zur Entstehung von Geräuschen. Da die Frequenz dieser Geräuschanteile von der Pumpendrehzahl und der Schaufelzahl abhängt, spricht man von der Schaufelfrequenz der Pumpe. Kavitationsgeräusch Die Kavitationsgeräusche in einer Pumpe entstehen durch die Bildung und das schlagartige Zusammenfallen von Dampfblasen in dem strömenden Wasser. Geräusch durch Massenkräfte Schwingungen, angeregt durch Massenkräfte, die zu Geräuschen führen, sind auf Unwuchten an rotierenden Teilen (Laufrad, Welle, Kupplung usw.) zurückzuführen. Die Unwucht entsteht durch die trotz modernster Auswuchttechnik wechselnden Lagerkräfte, Fertigungsungenauigkeiten oder durch Werkstoffabtragungen oder Anlagerungen. Die Frequenz von Unwuchtschwingungen ist immer gleich der Drehzahlfrequenz der rotierenden Teile. Geräusch durch Reibung an Lagerund DichtsteIlen Schwingungen, angeregt durch Reibung an Lager- und DichtsteIlen, die zu Geräuschen führen, sind bei einwandfrei arbeitenden Pumpen von untergeordneter Bedeutung. Geräusch des Elektromotors Pumpen werden in haustechnischen Anlagen in aller Regel durch Elektromotoren angetrieben. Das vom Elektromotor abgestrahlte Geräusch gehört nur bei Blockbauweise von Pumpe und Elektromotor zum Pumpengeräusch. Im Elektromotor werden durch elektromagnetische Vorgänge Töne bei der doppelten Netzfrequenz (100 Hz) und abhängig von der Polzahl vorwiegend zwischen 600 und 1200 Hz verursacht. Von dem Lüfter des Motors geht, ähnlich wie bei der Pumpe, ein Rauschen mit einem großen Frequenzbereich aus, dem als Einzelton die Schaufelfrequenz des Lüfters überlagert ist. Sonstige Geräusche Auftreten können ferner Rollgeräusche von Wälzlagern sowie Pfeiftöne an trocken laufenden Stopfbuchsen und Gleitringdichtungen. Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/

20 GERÄUSCHE LUFTSCHALL KÖRPERSCHALL Luftschall Der von der Pumpe direkt abgestrahlte Luftschall ist im Heizungsraum wahrnehmbar. Er ist aber bereits in benachbarten Aufenthaltsräumen dann ohne Bedeutung, wenn Decken und Wände des Betriebsraumes nach DIN 4109 gebaut wurden. Bei dem üblichen Schalldämm-Maß kann zur Beurteilung von zulässigen Luftschallpegeln nebenstehendes Bild herangezogen werden. Überschreitet das Oktavspektrum der Umwälzpumpe bei keiner Frequenz die Grenzlinie, so bleibt das durch Luftschall übertragene Geräusch in den Aufenthaltsräumen auch unter dem Wert 30 db. db Grenzlinie für das Oktavspektrum Grenzlinie Hz Körperschall und Wasserschall Ganz andere Verhältnisse können durch die Übertragung von Körper- und Wasserschall entstehen. Falls sich Pumpengeräusche außerhalb des Aufstellungsraumes bemerkbar machen, ist das mit großer Wahrscheinlichkeit auf die Übertragung über den Baukörper von Körper- und/oder Wasserschall entlang der Rohrleitung zurückzuführen. Entlang der Rohrleitung breitet sich Wasserschall über die Wassersäule und Körperschall über die Rohrwand im Rohrnetz aus. Die Praxis zeigt, dass meistens beides zusammen vorkommt. Körper- und Wasserschall sind nicht direkt mit dem Ohr wahrnehmbar. Erst wenn der Wasserschall die Rohrwand und diese die umgebende Luft zu Schwingungen anregt, entsteht hörbarer Luftschall. Diese als günstig zu wertende Eigenschaft, direkt nicht wahrnehmbar zu sein, wird mehr als ausgeglichen durch die ungünstige Eigenschaft der nahezu verlustlosen Fortleitung über das Rohrleitungssystem. Rohrleitungen eignen sich wegen ihrer Elastizität sehr gut zum Weiterleiten von Schwingungen und bilden somit ein ideales Übertragungssystem für Geräusche. Im Fall von Resonanz wird das Geräusch nicht nur weitergeleitet, sondern sogar verstärkt. Wie alle elastischen Körper, haben auch Rohrleitungen so genannte Eigenfrequenzen, die von verschiedenen Einflussgrößen abhängig sind. Stimmt zufällig eine dieser Eigenfrequenzen der Rohrleitung mit einer von der Umwälzpumpe ausgehen- den Erregerfrequenz überein, stellt sich Resonanz ein. Dabei genügt eine sehr kleine Erregungsenergie, um die Rohrleitung in starke Schwingungen zu versetzen. Das ist gleichbedeutend mit starker Geräuschentwicklung. Schwingungsuntersuchungen haben gezeigt, dass in ausgeführten Anlagen in dem interessierenden Frequenzbereich zwischen 50 und 1000 Hz Eigenfrequenzen in großer Anzahl vorkommen können. Damit ist immer die Möglichkeit von Resonanzerscheinungen gegeben. Eine Vorausberechnung von Rohrleitungseigenfrequenzen ist wegen der verwickelten Zusammenhänge nicht möglich. Bei Störungen im Wohnbereich, die durch Geräusche haustechnischer Anlagen entstehen, bildet die Fortleitung von Körper- und Wasserschall über das Rohrleitungsnetz die Hauptschwierigkeit. Deshalb müssen Maßnahmen ergriffen werden, um die ungehinderte Fortleitung von Körper- und Wasserschall zu unterbinden. Die VDI-Richtlinie 2715 liefert dazu einige beachtenswerte Hinweise. Schallübertragung über den Baukörper Steht eine Pumpe mit dem Baukörper direkt in Verbindung, so kann dieser zu Schwingungen angeregt werden. Ferner können über Rohrhalterungen Schwingungen in Wände und Decken eingeleitet werden. 20 Änderungen vorbehalten 02/2007 WILO AG

21 GERÄUSCHE LUFTSCHALL KÖRPERSCHALL Maßnahmen gegen Geräusche Eine wesentliche Voraussetzung für einen wirksamen und sinnvollen Schutz in bewohnten Räumen in Gebäuden gegen Geräusche von Pumpen, die in haustechnischen Anlagen eingebaut sind, besteht im Zusammenwirken aller an der Erstellung der Gebäude Beteiligten. An die Architekten und Planer richtet sich die Forderung, die Grundrisse so zu wählen, dass günstige akustische Verhältnisse erzielt werden. So sollten Räume oder Bauteile mit geräuscherzeugenden Einrichtungen, wie haustechnische Anlagen, möglichst weit vom Aufenthaltsbereich der Menschen entfernt angeordnet werden. Das Betriebsverhalten der Pumpe wird durch die angeschlossenen Rohrleitungen und sonstigen Anlagenteile beeinflusst; das hat auch Auswirkungen auf die Schallübertragung. Die Zusammenhänge sind sehr vielfältig, sodass keine einfachen Regeln aufgestellt werden können, bei deren Anwendung mit Sicherheit Geräusche ausgeschlossen werden könnten. Folgende Punkte sollten jedoch bei der Auswahl der Pumpe immer beachtet werden: Pumpen sollen möglichst im Punkt des besten Wirkungsgrades betrieben werden. Diese Forderung kann am besten dadurch erfüllt werden, dass bei der Druckverlustberechnung keine übertriebenen Sicherheitszuschläge gemacht werden. Maßnahmen zur Vermeidung von Strömungsgeräuschen durch Rohrleitungsführung Bei der Entwicklung von Strömungsgeräuschen in einem System aus Pumpe und Rohrleitung spielen die Rohrleitungsführung und die Strömungsgeschwindigkeit eine bedeutsame Rolle. Strömungsgeschwindigkeiten Zu beachten ist, dass die Rohrleitungs-Nennweite in der Regel gleich oder größer ist als die Anschlussnennweite der Pumpe. Erforderliche Querschnittsveränderungen sind strömungsgerecht und zentrisch auszuführen. Die unten stehende Tabelle enthält nennweitenbezogene Empfehlungen für Strömungsgeschwindigkeiten im Anschlussstutzen der Pumpe, die zur Vermeidung von Geräuschen nicht überschritten werden sollten. Die Rohrleitung auf der Pumpeneintrittsseite soll auf einer Länge von wenigstens 5 d gerade verlaufen, um günstige hydraulische Bedingungen am Laufradeintritt zu schaffen. Anschlussnennweite DN Strömungsgeschwindigkeit v Ø mm m/s Gesichtspunkte zur Bestimmung und Auswahl von Pumpen Pumpen sollten im Punkt des besten Wirkungsgrads betrieben werden, weil dann außer größter Wirtschaftlichkeit in der Regel auch im Geräuschverhalten das Optimum erreicht wird. Dann kann vielfach auf zusätzliche geräuschmindernde Maßnahmen verzichtet werden. Häufig werden aber bei der Auslegung von Pumpen für eine haustechnische Anlage für den Anlagenwiderstand viel zu große Sicherheitszuschläge gemacht. Das führt dazu, dass eine unnötig große Pumpe ausgewählt wird, die dann nicht im Punkt des besten Wirkungsgrads betrieben wird. Erfahrungsgemäß beruht ein Großteil der Geräuschbeanstandungen auf diesem Fehler. Für die Auswahl der geeigneten Pumpe ist wichtig, dass Pumpen mit niedrigen Drehzahlen im allgemeinen ein günstigeres Geräuschverhalten zeigen. In Gebäudeinstallationen Bis 1 1 /4 bzw. DN 32 bis 1,2 DN 40 und DN 50 bis 1,5 DN 65 und DN 80 bis 1,8 DN 100 und größer bis 2,0 Fernleitungen 2,5 bis max. 3,5 r 2,5 (d 2s) r d s 5d min Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/

22 GERÄUSCHE LUFTSCHALL KÖRPERSCHALL Rohrabstützung, Rohrleitungskräfte auf den Eintrittsstutzen vermeiden Bei Verringerung des Rohrquerschnitts sind plötzliche Querschnittsänderungen zu vermeiden. Das ist durch konische Übergangsstücke möglich. Ist mit der Bildung von Lufttaschen zu rechnen, sind exzentrische Übergangsstücke vorzusehen. Exzentrisches, konisches Übergangsstück Maßnahmen gegen Wasser- und Körperschallausbreitung über Rohrleitungen Die Einleitung von Wasser- und Körperschall in die Rohrleitungen lässt sich durch besondere Dämmungsmaßnahmen an der Pumpe zu den Rohrleitungen vermindern. Eine nennenswerte schallreflektierende Wirkung von Rohrleitungsumlenkungen ist bei den in der Haustechnik üblichen Wellenlängen des Wasserschalls und den Abmessungen der Rohrleitungen nicht zu erwarten. großer Krümmungsradius Armaturen sollen in der Rohrleitung nicht unmittelbar nach dem Pumpenstutzen eingebaut werden, insbesondere nicht auf der Pumpeneintrittsseite. Auch hier wirkt sich ein Mindestabstand von 5 d günstig auf die Geräuschentstehung aus. Bei den Dämmmaßnahmen ist darauf zu achten, dass die Betriebssicherheit der Pumpe nicht beeinträchtigt wird, d. h. es müssen funktionssichere Dämmelemente ausgewählt werden. Als Dämmelemente kommen folgende Kompensatoren in Frage: Kompensatoren mit Längenbegrenzung ohne elastische Elemente (Lateralkompensatoren) Kompensatoren mit Längenbegrenzung mit elastischen Elementen sowie auch Gummi- Metallflanschen Kompensatoren ohne Längenbegrenzung 5d min 5d min Absperrschieber 5d min Bei Kompensatoren mit Längenbegrenzung ohne elastische Elemente wirken keine zusätzlichen Rohrleitungskräfte auf die Pumpenstutzen, dafür haben diese Kompensatoren nur eine geringe Dämmwirkung. Kompensatoren ohne Längenbegrenzung haben die größte Dämmwirkung, bei ihnen wirken aber gleichzeitig die größten zusätzlichen Rohrleitungskräfte. Die Rohrleitungskräfte können bei einer Pumpe mit Nennweite 100 und Nenndruck 10 theoretisch N erreichen. In der Praxis wirken wegen der begrenzten Elastizität der Kompensatoren jedoch nur Rohrleitungskräfte bis zur Hälfte dieses Werts. Welche Stutzenkräfte zulässig sind, dazu kann derzeit keine allgemein gültige Angabe gemacht werden. Rohrabstützung 22 Änderungen vorbehalten 02/2007 WILO AG

23 GERÄUSCHE LUFTSCHALL KÖRPERSCHALL Der Kompensator mit elastischen Längenbegrenzern ist in vielen Anwendungsfällen der vernünftige Kompromiss zwischen Geräuschdämmung und Stutzenkräften. Bei der Anwendung von Dämmelementen ist deren begrenzte Lebensdauer und Empfindlichkeit gegen Heißwasser zu beachten. Kompensatoren Längenbegrenzer Kompensator ohne Längenbegrenzung Kompensator mit Längenbegrenzung ohne elastische Elemente (Lateralkompensator) Elastische Elemente Kompensator mit Längenbegrenzung mit elastischen Elementen Die Wirksamkeit der Dämmmaßnahmen ist in Bildern auf Seite 24 dargestellt, das Oszillogramme von Körperschallmessungen an der von einer Heizungsumwälzpumpe zu Schwingungen angeregten Rohrleitung zeigt. Abgebildet sind für drei verschiedene Fälle der KörperschaII, und zwar das ungefilterte Messsignal und die herausgefilterten tieffrequenten und hochfrequenten Anteile, d. h. ihre Schaufelfrequenz von 150 Hz (4-poliger Elektromotor, Laufrad mit sechs Schaufeln) bzw. die elektromagnetische Frequenz von 600 Hz. Im ersten Fall ist der Zustand bei starr mit der Rohrleitung verbundener Pumpe dargestellt. Im zweiten Fall ist der Zustand nach Einbau von Gummi-Metall-Rohrverbindern auf der Eintrittsund Austrittsseite gezeigt. Wie ersichtlich, sind die hochfrequenten Anteile erheblich verringert. Durch den Einbau von Gummi-Kompensatoren (dritter Fall) haben außer den hochfrequenten auch die tieffrequenten Anteile stark abgenommen. Welche der im Fall 2 und 3 gezeigten Maßnahmen zur Dämmung im Einzellfall angebracht ist, hängt von der Frequenz des vorherrschenden Teilgeräuschs der Anlage ab. Die am Beispiel der Pumpen der Inline-Bauweise beschriebenen Dämpfungsmaßnahmen können sinngemäß auch für auf dem Fußboden aufgestellte Pumpen angewendet werden. Wilo-Planungshandbuch Kälte-, Klima- und Kühltechnik 02/