Energiankulutuksen vähentäminen jäähdytyspiirin pumppausprosessissa

(1)

Ympäristötekniikan koulutusohjelma

BH10A0300 Ympäristötekniikan kandidaatintyö ja seminaari

ENERGIANKULUTUKSEN VÄHENTÄMINEN JÄÄHDYTYSPIIRIN PUMPPAUSPROSESSISSA

Reducing energy consumption in a cooling circuit pumping process

Työn tarkastaja: Professori, tekniikan tohtori Risto Soukka Työn ohjaaja: Projekti-insinööri, diplomi-insinööri Niina Aranto Lappeenrannassa 21.1.2010

Eero Taskinen

(2)

SYMBOLILUETTELO ... 3

1 JOHDANTO ... 4

2 KESKIPAKOPUMPUT ... 5

2.1 Pumppauksen toimintapiste... 6

2.2 Pumppauksen teho ja hyötysuhde... 7

3 PUMPPUJEN TUOTON SÄÄTÄMINEN ... 9

3.1 Kuristussäätö ... 9

3.2 Pyörimisnopeussäätö ... 10

4 TARKASTELTAVA KOHDE ... 12

4.1 Välijäähdytyspiirin kuvaus ja tehtävä ... 12

4.2 Tarkasteltavat pumput ... 13

4.3 Järjestelmän koestukset ... 14

5 TARKASTELTAVAN JÄRJESTELMÄN PUMPPAUSTEN TOIMNTAPISTEIDEN JA HYÖTYSUHTEIDEN SELVITTÄMINEN ... 15

5.1 Laskentaesimerkki ... 15

5.2 Laskennan tulokset ... 16

5.3 Toimintapisteet ... 17

5.3.1 Loviisa 1 pumput ... 17

5.4 Hyötysuhteet ... 19

5.4.3 Yhteenveto hyötysuhteista ... 20

6 TAAJUUSMUUTTAJAOHJAUKSEN ENERGIANSÄÄSTÖPOTENTIAALI TARKASTELUKOHTEESSA ... 21

6.1 Pumppausten pysyvyyskäyrät ... 21

6.1.1 Pysyvyyskäyrät Loviisa 1 pumpuille ... 21

(3)

6.2 Energiansäästöpotentiaali kohteessa ... 24

6.2.1 Energiansäästöpotentiaalin laskentaesimerkki ... 24

6.2.2 Energiansäästöpotentiaali Loviisa 1 pumpuille ... 25

6.2.3 Energiansäästöpotentiaali Loviisa 2 pumpuille ... 26

7 YHTEENVETO ... 27

LÄHDELUETTELO ... 28

LIITTEET

Liite 1. TF10 prosessikaavio Liite 2. Koestustulokset

Liite 3. Todelliset pumppausmäärät

(4)

SYMBOLILUETTELO

E energiankulutus [MWh]

g putoamiskiihtyvyys [m/s²]

H nostokorkeus [m]

n pyörimisnopeus [1/min]

P teho [W]

p paine [bar, Pa]

q_v tilavuusvirta [m³/s]

t aika [h]

hyötysuhde [-]

tiheys [kg/m³]

Alaindeksit

id ideaalinen

kok kokonais

m moottori

p pumppu

tod todellinen

(5)

1 JOHDANTO

Nesteiden pumppaamisella on merkittävä osuus prosessiteollisuuden ja voimalaitosten energiankulutuksesta. Joidenkin arvioiden mukaan koko teollisuuden energiankulutuksesta kuluu pumppauksiin yli 10 %. Virtauslaskentamallien kehittyminen on mahdollistanut pumppujen hyötysuhteen parantamisen ja pumppuvalmistajat ovat panostaneet tähän jo vuosia. Pumput ovat kuitenkin aina osa pumppaussysteemiä, jonka energiatehokkuuteen vaikuttavat muutkin tekijät kuin pumpun hyötysuhde. Pumppusysteemin mitoituksessa määräävät tekijät ovat tarvittava tilavuusvirta ja nostokorkeus; pumpun koko määritellään siten, että se pystyy kattamaan tarvittavat tuottoarvot. Lisäksi pumppujen mitoituksessa varaudutaan usein mahdolliseen tuotantotarpeen kasvamiseen tulevaisuudessa, jonka seurauksena pumppu on kohteeseen nähden ylimitoitettu. Tarvittava tilavuusvirta pysyy kuitenkin harvoin vakiona ja pumpun tuottoa tulee säätää. Usein tilavuusvirran säätö on toteutettu kuristamalla virtausta, mikä ei ole välttämättä pumppaussysteemin energiatehokkuuden kannalta paras ratkaisu. (Kinnunen 1999, 21.)

Tässä työssä tarkastellaan pyörimisnopeussäädön ja virtauksen kuristamisen eroja pumppauksen tilavuusvirran säätämisessä erityisesti energiatehokkuuden kannalta. Työn kokeellisessa osiossa tarkastellaan Loviisan ydinvoimalaitoksen puhtaan välijäähdytyspiirin pumppujen hyötysuhteita ja lasketaan mahdollinen energiansäästöpotentiaali, mikäli pumppujen säätäminen olisi toteutettu pyörimisnopeussäädöllä.

(6)

2 KESKIPAKOPUMPUT

Keskipakopumput ovat ylivoimaisesti yleisin teollisuudessa ja voimalaitoksilla käytetty pumpputyyppi. Keskipakopumpussa sähkömoottorin antama mekaaninen energia muutetaan juoksupyörässä liike- ja paine-energiaksi. Tämän jälkeen liike-energia muutetaan edelleen paine-energiaksi johtolaitteessa. Kuvassa 1 on tyypillinen yksijuoksupyöräinen keskipakopumppu. (Varttinen 2004, 6.)

Kuva 1. Keskipakopumppu. (Varttinen, 2004, 6.)

Juoksupyörän pyöriessä keskipakovoima työntää pumpattavaa väliainetta säteittäisesti ulkokehälle päin, jolloin juoksupyörän keskiöön syntyy alipaine. Tämän seurauksena pumpun imupuolelta virtaa väliainetta juoksupyörälle ja siitä eteenpäin johtolaitteesta pai- nepuolelle. (Larjola & Punnonen 2007a, 9.)

Pumppujen tärkeimmät ominaisuudet ilmoitetaan ominaiskäyrien muodossa. Ominais- käyristä käy ilmi pumpun kehittämä nostokorkeus tilavuusvirran funktiona. Ominaiskäyrät koskevat tiettyä pyörimisnopeutta ja juoksupyörän halkaisijaa. Ominaiskäyrissä oleva nostokorkeus tarkoittaa kokonaisnostokorkeutta, johon sisältyvät sekä imu- että painepuolen vaatimat nostokorkeudet, sekä eräitä pumpusta johtuvia nopeudenmuutostekijöitä. (Larjola

& Punnonen 2007a, 13.)

(7)

2.1 Pumppauksen toimintapiste

Pumppauksen toimintapiste on pisteessä, jossa pumpun ominaiskäyrä leikkaa putkiston ominaiskäyrän. Samaan koordinaatistoon, johon putkiston ja pumpun ominaiskäyrät on piirretty, piirretään yleensä myös pumpun hyötysuhteen käyrä. Joissain tapauksissa kuvaan voidaan piirtää myös pumpun tehon käyrä. Pumpun ominaiskäyrästöä voidaan käyttää apuna, kun tarkastellaan pumpun hyötysuhteita ja tehonkulutuksia eri toimintapisteissä.

Kuvassa 2 on esitetty erään pumpun ja putkiston ominaiskäyrät sekä pumpun hyötysuh- teen käyrä.

Kuva 2. Erään pumpun ja putkiston ominaiskäyrät, sekä pumpun hyötysuhdekäyrä.

Kuvan 2 tapauksessa toimintapisteen tilavuusvirta on noin 107 l/s ja nostokorkeus noin 27 m. Lisäksi hyötysuhdekäyrältä nähdään, että pumpun hyötysuhde kyseisessä toimintapis- teessä on noin 75 %.

0 5 10 15 20 25 30 35

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 Tilavuusvirta [l/s]

Nostokorkeus [m]

40 50 60 70 80 90 100 Hyötysuhde [%]

Hyötysuhde Pumppu Putkisto

(8)

2.2 Pumppauksen teho ja hyötysuhde

Tehontarve pumpun akselilla lasketaan yhtälöstä 1. (Wirzenius 1978, 48.)

p

v gH

P q (1)

missä P teho, W

qv tilavuusvirta, m³/s tiheys, kg/m³

q putoamiskiihtyvyys, m/s²

H nostokorkeus, m

p pumpun hyötysuhde.

Pumpun tuottama nostokorkeus pystytään laskemaan yhtälöstä 2, jos paine pumpun imu- ja painepuolella tiedetään.

g p

H p¹ ² (2)

missä p1 painepuolen paine, Pa p2 imupuolen paine, Pa.

Tässä työssä ideaalisella pumppausteholla tarkoitetaan sitä tehoa, joka kuluisi tietyn tilavuusvirran ja nostokorkeuden tuottamiseen pumpun ja moottorin toimiessa ilman häviöitä.

Ideaalisen pumppaustehon yhtälö eroaa yhtälöstä 1 siten, että pumpun hyötysuhdetta ei huomioida. Ideaalisen pumppaustehon laskentayhtälö:

gH q

P_id _v (3)

(9)

Pumppaukseen kuluva todellinen teho pystytään määrittelemään moottorin ottaman virran ja jännitteen avulla (yhtälö 4). Todelliseen tehoon sisältyy pumpussa ja moottorissa tapahtuvat häviöt.

cos 3 UI

P_tod (4)

missä U jännite, V

I virta, A

cos moottorin tehokerroin.

Tässä tarkastelussa pumppauksen kokonaishyötysuhteella tarkoitetaan pumpun ja moottorin yhteistä hyötysuhdetta. Kokonaishyötysuhde voidaan laskea ideaalisen ja todellisen pumppaustehon osamääränä (yhtälö 5).

tod id m p

kok P

P (5)

(10)

3 PUMPPUJEN TUOTON SÄÄTÄMINEN

Usein pumppauskohteen tilavuusvirtauksen tai paineen tarve vaihtelee ja pumppausta tulee säätää. Varsinkin voimalaitosten pumppauskohteille ovat ominaista hyvin suuret virtaaman tai paineen tarpeen vaihtelut. Säätötarve voi johtua myös siitä, että pumpun kapasi- teetti on valittu maksimivirtauksen mukaan ja todellinen tarve on tämän alapuolella. Pum- pun säätämistä voi tarkastella toimintapisteen sijainnin muuttamisena. Siten pumpun sää- täminen tarkoittaa joko pumpun tai putkiston ominaiskäyrän muuttamista.

Säätötapoja on useita, mutta yleisimmät niistä ovat pyörimisnopeussäätö, kuristussäätö ja säätäminen ohivirtausperiaatteella. Pumpun katkokäyttö, eli pumpun käyttäminen pääl- lä/pois – periaatteella on myös mahdollista esimerkiksi säiliön pinnansäädössä, jos pin- nankorkeuden pitäminen vakiona ei ole tarkoituksenmukaista. Tämän menetelmän etuna on, että pumppua pystytään käyttämään koko ajan sen toimintapisteessä. Ohivirtaussäädöl- lä tarkoitetaan kytkentää, jossa osa pumpun tilavuusvirrasta ohjataan paineputkesta takai- sin pumpun tulopuolelle. Säätötapana tämä on huomattavan epätaloudellinen keino. Seu- raavissa kappaleissa esitellään tarkemmin pyörimisnopeussäätöä ja kuristussäätöä. (Leppä 1994, 38–39; Varttinen 2004, 12.)

3.1 Kuristussäätö

Kuristussäädössä pumpun pyörimisnopeus pysyy vakiona ja virtausta säädetään kuristamalla sitä pumpun painepuolelta säätöventtiilillä. Ominaiskäyrästön kannalta tarkasteltuna kuristussäädössä pumpun ominaiskäyrä pysyy ennallaan, kun putkistokäyrä muuttuu jyr- kemmäksi. Uudessa toimintapisteessä tilavuusvirta on pienempi, mutta venttiilistä johtu- van kertavastuksen ansiosta nostokorkeus kasvaa.

Kuristussäätö on edullisuutensa ja yksinkertaisuutensa vuoksi perinteinen tapa hoitaa virtauksen säätäminen. Tapauksissa, joissa virtaus on jatkuvasti lähellä maksimia eli säätö- tarvetta ei ole merkittävästi, voi kuristussäätö olla taloudellisin säätötapa. Kuitenkin kohteissa, joissa virtausta joudutaan jatkuvasti säätämään laajalla alueella, hävitetään venttii- lissä energiaa turhaan lämmöksi. (Varttinen 2004, 13.)

(11)

3.2 Pyörimisnopeussäätö

Pyörimisnopeussäätö perustuu pumpun kierrosluvun muuttamiseen. Aiemmin kierroslu- kusäätöä on toteutettu nestekytkimillä ja variaattoreilla, mutta taajuusmuuttajien kehityk- sen ja hinnan alenemisen johdosta ne ovat nykyisin yleisin pyörimisnopeussäädön toteut- tamistapa. Ominaiskäyrästön kannalta tarkasteltuna pyörimisnopeussäädössä putkiston ominaiskäyrä pysyy ennallaan ja pumppukäyrä muuttuu. Toimintapiste siirtyy uuden pyö- rimisnopeuden edellyttämälle ominaiskäyrälle affiniteettiparaabelia pitkin. Affiniteettipa- raabeli kulkee origon kautta ja se voidaan esittää yhtälön 6 mukaisessa muodossa, kun alaindeksillä 0 merkitään tunnettuja arvoja. (Larjola & Punnonen 2007b, 8.)

2

0 0

v v

q H q

H (6)

Affiniteettisääntöjen mukaan tilavuusvirta, nostokorkeus ja pumpun teho ovat pyörimis- nopeuden avulla laskettuna yhtälöiden 7, 8 ja 9 mukaiset.

0

0 n

n q

q

v

v (7)

2

0

0 n

n H

H (8)

3

0

0 n

n P

P

(9)

missä n pyörimisnopeus, 1/min.

Affiniteettiparaabelista on esimerkki kuvassa 3. Kyseisessä esimerkissä on haluttu pyöri- misnopeussäädöllä muuttaa tilavuusvirta alkuperäisestä toimintapisteestä 107 l/s arvoon 90 l/s. Uudessa toimintapisteessä nostokorkeus on 25 m ja tilavuusvirta 90 l/s. Uuden toimintapisteen hyötysuhde saadaan melko hyvällä tarkkuudella alkuperäisen pumppukäyrän ja

(12)

affiniteettiparaabelin leikkauskohdasta. Kuvan esimerkissä uusi hyötysuhde on noin 75 %.

Hyötysuhteen muuttumista pyörimisnopeuden funktiona voidaan arvioida tarkemmin pumppuvalmistajien mittauksiin perustuvien simpukkakäyrien avulla. Pyörimisnopeuden pienissä muutoksissa hyötysuhde pysyy kuitenkin lähes vakiona. (Larjola & Punnonen 2007b, 9.)

Kuva 3. Erään pumpun ja putkiston ominaiskäyrät, hyötysuhdekäyrä ja affiniteettiparaabeli.

Pyörimisnopeussäätö on usein taloudellinen säätötapa verrattuna kuristussäätöön, sillä pyörimisnopeussäädössä tuotetaan suoraan haluttu virtaus, eikä energiaa tarvitse hukata säätöventtiilissä. Etenkin kohteissa, joissa virtauksen säätötarve on suuri ja toimitaan kau- kana alkuperäisestä toimintapisteestä, ovat pyörimisnopeussäädön edut ilmeiset. (Larjola

& Punnonen 2007b, 9.)

0 5 10 15 20 25 30 35

0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 Tilavuusvirta [l/s]

Nostokorkeus [m]

40 50 60 70 80 90 100 Hyötysuhde [%]

Hyötysuhde Pumppu Putkisto

Affiniteettiparaabeli

(13)

4 TARKASTELTAVA KOHDE

Työn kokeellisessa osiossa tarkastellaan Loviisa 1:n ja Loviisa 2:n puhtaan välijäähdytys- piirin pumppujen toimintaa. Tavoitteena on selvittää koestusten aikaiset pumppujen toimintapisteet ja hyötysuhteet sekä taajuusmuuttajaohjauksen energiansäästöpotentiaali kohteessa.

Kappaleessa 5 käsitellään hyötysuhteita ja toimintapisteitä koestuksissa. Tarkastelun lähtö- tietoina on käytetty vuosien 2006–2009 aikana tehdyissä koestuksissa kerättyjä tietoja (liite 2). Luvussa 6 käsitellään taajuusmuuttajaohjauksen energiansäästöpotentiaalia, jolloin lähtökohtana on prosessitietokoneelta kerätyt tiedot järjestelmän todellisesta virtaamasta (liite 3). Todellisen virtaaman tietojen avulla on muodostettu virtauksen pysyvyyskäyrät.

4.1 Välijäähdytyspiirin kuvaus ja tehtävä

Puhdas välijäähdytyspiiri eli TF10-järjestelmä koostuu kahdesta itsenäisestä jäähdytyspii- ristä TF11 ja TF13, sekä jäähdytyskierrosta TF50. Jäähdytyskierto TF50 on normaalitilanteessa kytkettynä joko TF11:sta tai TF13:sta. Jäähdytyspiirit TF11 ja TF13 ovat samanlaiset ja niiden tärkeimmät komponentit ovat kaksi kierrätyspumppua, lämmönsiirrin ja pai- suntasäiliö. Normaalikäytössä molemmissa piireissä on toiminnassa ainoastaan toinen pumppu. Prosessikaavio TF10-järjestelmästä on liitteenä (liite 1). Järjestelmän putkisto on kirkasta haponkestävää terästä ja sitä on yhteensä useita kilometrejä. Putkiston halkaisija vaihtelee kymmenistä millimetreistä 500 millimetriin. Käytön aikana järjestelmän virtausta säädetään venttiileillä kuristamalla lämpökuorman muuttumisen mukaan. Järjestelmän virtausta käsitellään tarkemmin kappaleessa 6.1. (Fortum Power and Heat Oy 2006, 3-4.) Puhtaan välijäähdytyspiirin tehtävänä on normaalitilanteessa jäähdyttää ja tiivistää sellai- sia primääripiirin apujärjestelmiin liittyviä lämmönsiirtimiä ja pumppuja, joiden prosessi- paine on pienempi tai vain hieman suurempi kuin puhtaan välijäähdytyspiirin. Järjestelmä liittyy lähes kaikkiin primääripuolen järjestelmiin jäähdyttäen lämmönsiirtimiä tai toimit- taen vettä pumppujen tiivistenesteeksi ja laakerien tai moottorien vesivaippajäähdytyk- seen. Primääripiirin suuren vuodon sattuessa välijäähdytyspiirin päätehtävänä on siirtää

(14)

primääripiiristä vapautuva lämpö sivumerivesipiiriin ja huolehtia lämmön siirtoon osallis- tuvien pumppujen jäähdytyksestä ja tiivistyksestä. (Fortum Power and Heat Oy 2006, 2.)

4.2 Tarkasteltavat pumput

Puhtaan välijäähdytyspiirin pumput ovat Neuvostoliitossa valmistettuja kahtaalta imeviä keskipakopumppuja. Pumppujen juoksupyörän halkaisijat ovat 540 millimetriä. Kuvassa 4 on pumppujen ominaiskäyrät pyörimisnopeudella 960 kierrosta minuutissa.

Kuva 4. Pumppujen ominaiskäyrät pyörimisnopeudella 960 kierrosta minuutissa.

Kuvassa 4 tilavuusvirta luetaan kuvan alareunasta: ylempänä yksikössä l/s ja alempana yksikössä m³/h. Kuvaajan vasemmassa reunassa on pumppujen tuottama nostokorkeus.

Pumppuja käytetään ABB:n valmistamilla nimellisteholtaan 160 kW:n sähkömoottoreilla.

Kuvassa 5 on yksi pumpuista sähkömoottoreineen. Normaalitilanteessa pumppujen tuottama massavirta on noin 300 kg/s ja imu- ja painepuolen paine-ero noin 4 baria.

(15)

Kuva 5. Yksi pumpuista sähkömoottoreineen (10TF11D001).

4.3 Järjestelmän koestukset

Järjestelmän koestuksesta on ohjelma, jonka mukaan järjestelmän toimintaa tarkkaillaan.

Koestuksilla varmistetaan, että järjestelmän toiminta täyttää sille asetetut vaatimukset myös primääripiirin suuren vuodon sattuessa. Kunnonvalvonnalla tarkkaillaan muun muassa, että lämmönsiirtimet pystyvät siirtämään riittävän lämpökuorman hätäjäähdytystilan- teessa ja pumput pystyvät tuottamaan riittävän tilavuusvirran ja paine-eron. (Fortum Po- wer and Heat Oy 2006, 6.)

Tässä selvityksessä on käytetty hyväksi tietoja, jotka on kerätty neljän viikon välein suori- tettavissa koestuksissa. Näissä koestuksissa pumpuilta kerättävät tiedot ovat virta, jännite, teho sekä imu- ja painepuolen paine. Lisäksi pumppujen mahdolliset vuodot ja värinät tarkastetaan silmämääräisesti. Koestukset on suoritettu vuosien 2006–2009 välisenä aikana. Lisäksi tulosten tarkastelussa käytetään hyväksi vuonna 1993 tehtyjen koestusten tuloksia.

(16)

5 TARKASTELTAVAN JÄRJESTELMÄN PUMPPAUSTEN

TOIMNTAPISTEIDEN JA HYÖTYSUHTEIDEN SELVITTÄMINEN

Koestusten aikaisten pumppausten hyötysuhteiden ja toimintapisteiden selvittäminen on hyödyllinen keino tarkastella pumppujen toimintaa. Koestusten aikana pumput toimivat aina samassa tilassa, joten esimerkiksi laskenut hyötysuhde tai muuttunut toimintapiste voi olla merkki pumpun vaurioitumisesta. Laskennan perusteena olleet koestustulokset ovat liitteenä (liite 2).

5.1 Laskentaesimerkki

Taulukossa 1 on eräässä koestuksessa mitattuja arvoja pumpulle 10TF11D001. Tässä kappaleessa on esimerkki laskennasta näillä arvoilla.

Taulukko 1. Erään koestuksen tulokset pumpulle 10TF11D001.

Mittausaika Käyntivirta [A]

Pumpun tuot- to [kg/s]

Painepuolen paine [bar]

Imupuolen

paine [bar] Jännite [V]

20.3.07 1:34 307 292 6,78 2,5 391

Pumpattavan nesteen tiheyden arvona käytetään 1000 kg/m³. Koska veden lämpötila ei prosessissa merkittävästi vaihtele, on tiheyden oletus riittävän tarkka, eikä siitä aiheudu merkittävää virhettä lopputuloksiin. Sijoittamalla taulukon 1 arvot yhtälöön 2, saadaan nostokorkeudeksi:

m 6 , 43 s

9,81m m

1000 kg

bar 10 Pa bar 2,5) (6,78

2 3

5

H

(17)

Ideaalinen teho saadaan sijoittamalla pumpun tuotto ja laskettu nostokorkeus yhtälöön 3.

W 124976 m

s 43,6 9,81m m

1000 kg s

0,292m ₃ ₂

3

Pid

Sijoittamalla mitattu virta ja jännite yhtälöön 4, saadaan laskettua todellinen teho. Cos :n arvona laskennassa käytetään 0,90. Vuonna 1993 toteutetuissa koestuksissa cos :n arvoksi on mitattu 0,91–0,92. Tarkastelun luotettavuuden kannalta merkittävää on, että tehokerroin ei vaihtele huomattavasti moottoreiden välillä. Täten oletuksen käyttäminen cos :n arvona ei selitä mahdollisia eroja pumppujen välillä.

W 187119 0,9

V 391 A 307

tod 3 P

Kokonaishyötysuhde saadaan sijoittamalla lasketut ideaalinen ja todellinen teho yhtälöön 5.

W 0,67 187119

W 124976

kok

5.2 Laskennan tulokset

Koestustulosten käsittely ja laskenta on toteutettu Microsoft Excel -taulukkolaskentaohjel- malla. Tulokset ovat koestustulosten keskiarvoja ja virhemarginaalit tuloksille on saatu käyttämällä laskennassa 95 % luotettavuustasoa. Taulukossa 2 on tulokset Loviisa 1:n pumpuille ja taulukossa 3 on tulokset Loviisa 2:n pumpuille.

Taulukko 2. Loviisa 1 pumppujen koestustulokset ja lasketut arvot.

Pumppu Käyntivirta [A]

Pumpun tuotto [kg/s]

Nosto- korkeus [m]

Jännite [V]

Pumppausteho [kW]

(Todellinen)

(Ideaalinen)

Pumppauksen kokonaishyö-

tysuhde [-]

10TF11D001 308 ± 2,6 296 ± 2,7 43,0 ± 0,3 391 ± 1,3 187,9 ± 1,5 125,0 ± 1,0 0,67 ± 0,01 10TF12D001 295 ± 1,9 295 ± 3,5 42,1 ± 0,4 391 ± 1,4 180,1 ± 1,1 121,6 ± 1,4 0,67 ± 0,01 10TF13D001 280 ± 1,1 296 ± 3,9 41,8 ± 1,5 392 ± 1,6 171,7 ± 0,8 121,2 ± 1,1 0,70 ± 0,02 10TF14D001 303 ± 2,0 296 ± 3,5 41,4 ± 0,3 395 ± 1,8 187,0 ± 1,1 120,2 ± 0,9 0,64 ± 0,00

(18)

Taulukko 3. Loviisa 2 pumppujen koestustulokset ja lasketut arvot.

Pumppu Käyntivirta [A]

Nosto- korkeus

[m]

(Todellinen)

(Ideaalinen)

Pumppauksen kokonaishyö-

tysuhde [-]

20TF11D001 283 ± 6 303 ± 7 41,3 ± 0,4 400 ± 1 175,2 ± 3,9 122,5 ± 1,9 0,70 ± 0,02 20TF12D001 287 ± 4 305 ± 6 41,7 ± 0,4 400 ± 1 179,2 ± 2,3 124,6 ± 4,1 0,70 ± 0,01 20TF13D001 300 ± 2 306 ± 6 41,6 ± 0,3 400 ± 1 187,0 ± 1,4 124,5 ± 1,7 0,67 ± 0,01 20TF14D001 285 ± 2 305 ± 5 41,2 ± 0,2 400 ± 1 177,6 ± 1,5 123,3 ± 1,8 0,69 ± 0,01

5.3 Toimintapisteet

Toimintapisteet on määritetty taulukoissa 2 ja 3 olevien tulosten perusteella. Kuvissa 6 ja 7 toimintapisteet on sijoitettuna pumppukäyrille, jolloin nähdään toimiiko pumppu hyvällä hyötysuhteella ja noudattaako pumpun tuotto alkuperäistä pumppukäyrää. Mikäli toimintapisteet eivät sijoitu pumppukäyrälle, voi olla syytä epäillä esimerkiksi pumpun toimintaa haittaavia vaurioita juoksupyörässä.

5.3.1 Loviisa 1 pumput

Kuva 6. Loviisa 1 pumppujen toiminta-arvot sijoitettuna alkuperäiselle pumppukäyrälle.

(19)

Pumppujen 10TF11D001, 10TF12D001, 10TF13D001 ja 10TF14D001 tuottamat massavirrat ovat koestuksissa olleet keskimäärin 296 kg/s. Nostokorkeudet sijoittuvat välille 41 – 43 metriä. Arvot sijoittuvat alkuperäiselle pumppukäyrälle melko hyvin, joten ei ole syy- tä olettaa, että pumpussa olisi merkittäviä hyötysuhteeseen vaikuttavia vaurioita (kuva 6).

Pumppujen 20TF11D001, 20TF12D001, 20TF13D001 ja 20TF14D001 tuottamat massavirrat ovat koestuksissa olleet noin 303–305 kg/s. Pumppujen tuottamat nostokorkeudet ovat noin 41,5 metriä. Kuvassa 7 on sijoitettu Loviisa 2 pumppujen koestusten aikaiset toiminta-arvot alkuperäiselle pumppukäyrälle.

Kuva 7. Loviisa 2 pumppujen toiminta-arvot sijoitettuna alkuperäiselle pumppukäyrälle.

Myös Loviisa 2:n osalta mittaustulokset sijoittuvat melko hyvin alkuperäiselle pumppu- käyrälle. Ero alkuperäiseen pumppukäyrään johtuu todennäköisesti vain normaalista ku- lumisesta eikä anna syytä olettaa, että pumpussa tai juoksupyörässä olisi merkittäviä hyö- tysuhteeseen vaikuttavia vaurioita.

(20)

5.4 Hyötysuhteet

Myös pumppaustehojen ja kokonaishyötysuhteiden laskennassa on käytetty vuosien 2006–

2009 aikana tehtyjen koestusten tuloksia. Saatujen tulosten arvioinnissa on käytetty hy- väksi myös vuonna 1993 tehtyjä koestuksia Loviisa 1:llä (taulukko 4). Kokonaishyötysuh- teella tarkoitetaan tässä raportissa koko pumppausyksikön hyötysuhdetta, eli moottorin ja pumpun hyötysuhteiden tuloa.

Eri pumppujen tuottamat massavirrat ja nostokorkeudet eivät eroa merkittävästi toisistaan, joten lähtökohta pumppujen hyötysuhteen tarkastelulle on hyvä (taulukko 2). Pumppausten kokonaishyötysuhteet vaihtelevat välillä 64–67 %. Heikoin hyötysuhde, 64 %, on pumpul- la 10TF14D001. Se toimii pumpun 10TF11D001 kanssa huomattavasti suuremmalla teholla kuin järjestelmän muut pumput. Eroa järjestelmän muihin pumppuihin on noin 11 kW.

Ajanjaksolla 2006–2009 ei pumppujen hyötysuhteessa tai pumppaustehossa ole havaitta- vissa trendiä hyötysuhteen laskemiseen tai tehon nousemiseen; teho ja hyötysuhde vaihtelevat tarkastelujaksolla satunnaisesti. Taulukossa 4 on samoille pumpuille tehdyn koestuksen tuloksia vuodelta 1993. Vanhojen koestustulosten vertailu uudempiin osoittaa, että pumppujen moottoreiden ottama virta on selvästi noussut, vaikka pumppujen tuotto ei ole kasvanut. Tämän seurauksena pumppausten kokonaishyötysuhde on nykyisin huonompi.

Varsinkin pumpuissa 10TF11D001 ja 10TF14D001 tehon nousu on huomattava.

Taulukko 4. Vuonna 1993 tehtyjen koestusten tuloksia.

Pumppu Virta [A]

Massavirta [kg/s]

Nosto- korkeus [m]

P [kW]

(todellinen)

P [kW]

(ideaali)

Kokonais- hyötysuhde

10TF11D001 272 400 333 40,9 172,9 133,5 0,77

10TF12D001 271 402 330 40,6 171,4 131,4 0,77

10TF13D001 269 407 317 41,3 170,9 128,4 0,75

10TF14D001 273 392 312 41,1 168,7 126,0 0,75

(21)

Loviisa 2 pumppujen tuottama tilavuusvirta on koestuksissa ollut noin 10 kg/s suurempi kuin Loviisa 1 pumppujen. Nostokorkeus on ollut yhtä suuri molempien laitoksien pumpuilla. Pumppujen ottamat tehot ovat olleet lähes samat molemmilla laitoksilla. Hyötysuh- de on Loviisa 2:n pumpuilla ollut noin 70 % lukuun ottamatta pumppua 20TF13D001, jonka hyötysuhde on ollut 67 %. Kyseisen pumpun ottama teho on ollut noin 11 kW muita pumppuja suurempi, vaikka sen tuottoarvot eivät ole muita suuremmat.

5.4.3 Yhteenveto hyötysuhteista

Kaikkien pumppuyksiköiden (pumppu ja moottori) kokonaishyötysuhteen keskiarvo on koestuksissa ollut 68 %. Parhaalla hyötysuhteella, eli noin 70 %, toimivat pumput 10TF13D001, 20TF11D001 ja 20TF12D001. Keskiarvon alapuolella erottuu selvästi ainoastaan 10TF14D001, jonka hyötysuhde on 64 %. Kyseisen pumpun ottama virta ja jännite ovat Loviisa 1 pumppujen keskiarvon yläpuolella. Samalla teholla, eli 187 kW, toimivat myös pumput 10TF11D001 ja 20TF13D001.

Saatujen tulosten vertaaminen vuoden 1993 koestuksiin osoittaa, että kaikkien Loviisa 1 pumppujen tehonkulutus on noussut. Merkittävää nousu on ollut varsinkin pumpuissa 10TF11D001 ja 10TF14D001. Loviisa 2:lta ei ole saatavissa vastaavia vanhempia koestus- tietoja, joten saatujen tulosten vertaaminen vanhempiin tuloksiin ei Loviisa 2:n osalta on- nistu. Koska järjestelmät ovat kuitenkin samanlaiset molemmilla laitoksilla, voi Loviisa 1:sta koskevia vanhoja tuloksia käyttää suuntaa-antavina. Vertailu osoittaa, että myös Lo- viisa 2 pumppujen tehonkulutus voisi olla pienempi.

(22)

6 TAAJUUSMUUTTAJAOHJAUKSEN

ENERGIANSÄÄSTÖPOTENTIAALI TARKASTELUKOHTEESSA

Taajuusmuuttajan käyttäminen voi olla energiatehokas säätötapa kohteessa, jossa pump- pausmäärät vaihtelevat paljon. Tällaisessa kohteessa voidaan taajuusmuuttajalla säätämällä saada pumpun tuottoarvot helposti halutun suuruisiksi sekä pumppauksen toimintapiste pumppukäyrän alueelle, jossa pumpun hyötysuhde on hyvä. Lähtökohtana tarkastelulle on todellisen käytön aikaiset virtausmäärät, joiden avulla on muodostettu pumppausten pysy- vyyskäyrät. Pysyvyyskäyriä tarkastellaan lähemmin kappaleessa 6.1. Kappaleessa 6.2 kä- sitellään pyörimisnopeussäädön energiansäästöä kohteessa.

6.1 Pumppausten pysyvyyskäyrät

Pysyvyyskäyrältä nähdään erilaisten tilavuusvirtojen osuus käyttöajasta. Pysyvyyskäyrien tarkasteleminen voi tuoda lisätietoa siitä, mikä on järjestelmän todellinen virtaus normaa- likäytön aikana. Niiden avulla voidaan saada selville muun muassa pumppujen mahdollinen ylimitoitus ja löytää energiatehokkain säätötapa pumppauskohteeseen. Pysyvyyskäyri- en muodostamisessa käytetyt tiedot ovat peräisin prosessinvalvontajärjestelmästä, joka on rekisteröinyt järjestelmän virtausmäärän tunnin välein (liite 3).

6.1.1 Pysyvyyskäyrät Loviisa 1 pumpuille

Loviisa 1 järjestelmien pumppausmäärien tarkastelujakso on yhteensä 1773 tuntia. Loviisa 1:n järjestelmä TF11 käsittää pumput 10TF11D001 ja 10TF12D001. Tarkasteltavana aika- jaksona tämän järjestelmän virtauksen maksimi oli 332 kg/s ja minimi oli 135 kg/s. Tar- kasteluajanjaksolla järjestelmän pumppauksista 97 % on tapahtunut virtausalueella 285–

292 kg/s. Kyseinen virtausalue on lähellä 2006–2009 tehtyjen koestusten virtausmääriä, joten TF11-järjestelmän pumput ovat tarkastelujaksolla toimineet todennäköisesti samalla hyötysuhteella kuin koestuksissa, eli kokonaishyötysuhde on ollut noin 70 %.

(23)

Loviisa 1:n järjestelmä TF13 käsittää pumput 10TF13D001 ja 10TF14D001. Tarkasteluai- kana virtauksen maksimi oli 297 kg/s ja minimi 145 kg/s. Virtausten hajonta oli huomattavasti suurempi kuin TF11 järjestelmällä ja suurin osa pumppauksista tapahtui pienemmän virtaaman alueella. Kuvassa 8 on pumppausten pysyvyyskäyrä Loviisa 1:n TF13 järjes- telmälle.

Kuva 8. Loviisa 1:n TF13 järjestelmän pumppausten pysyvyyskäyrä.

Valtaosan pumppausajasta, eli noin 65 %, pumppausmäärät ovat olleet 50–55 % maksimivirtauksesta, joka on massavirtana noin 155–165 kg/s. Tällä virtausalueella pumput toimivat pumppukäyrän mukaan 70 % hyötysuhteella ja kokonaishyötysuhde jää melko alhai- seksi.

6.1.2 Pysyvyyskäyrät Loviisa 2 pumpuille

Loviisa 2 järjestelmien pumppausmäärien tarkastelujakso on 19315 tuntia. Järjestelmä TF11 käsittää pumput 20TF11D001 ja 20TF12D001. Järjestelmän pumppausten pysy- vyyskäyrä on kuvassa 9. Pumppauskäyrän huippu on noin 50 % maksimivirtauksen koh- dalla. Ajallisesti 90 % pumppauksesta on tapahtunut virtausalueella 40–60 % tarkastelu- jakson maksimivirtauksesta, joka on massavirtana noin 180–240 kg/s. Tällä virtausalueella pumppujen hyötysuhde jää noin 80 %:in. Jos oletetaan, että moottorin hyötysuhde on sama kuin koestuksissa, pumppausten kokonaishyötysuhde on tarkasteluaikana ollut noin 55–60

%.

0,00 0,10 0,20 0,30 0,40 0,50 0,60 0,70

0-45 45-50 50-55 55-60 60-65 65-100

Virtaus [%]

Aika [%]

(24)

Järjestelmä TF13 käsittää pumput 20TF13D001 ja 20TF14D001. Järjestelmän pumppausten pysyvyyskäyrä on kuvassa 10. Tarkasteluaikana järjestelmän maksimivirtaus on ollut 422 kg/s. Pumppauksesta 90 % sijoittuu virtausalueelle 60–70 % maksimivirtauksesta, joka on massavirtana 250–300 kg/s. Pysyvyyskäyrän muoto on kuitenkin hieman epätyy- pillinen, sillä virtausalueella 260–290 kg/s kuvaajassa on notkahdus. Tarkasteluaikaan sijoittuu myös yksi lähes viiden vuorokauden jakso, jolloin virtaus on ollut 1–5 kg/s.

Ajankohdasta päätellen ajanjakso sijoittuu laitoksen vuosihuoltoon eikä järjestelmä ole todennäköisesti ollut silloin käytössä. Tämä ajanjakso on jätetty pois taajuusmuuttajaohjauksen energiansäästöpotentiaalin tarkastelusta.

Kuva 9. Loviisa 2:n TF11-järjestelmän pumppausten pysyvyyskäyrä.

Kuva 10. Loviisa 2:n TF13-järjestelmän pumppausten pysyvyyskäyrä.

0 10 20 30 40 50 60

0-20 30 40 50 60 70 80-100

Virtaus [%]

Aika [%]

0 5 10 15 20 25 30 35 40 45

0-50 60 65 70 80-100

Virtaus [%]

Aika [%]

(25)

6.2 Energiansäästöpotentiaali kohteessa

Pumppausten pysyvyyskäyrien tarkastelu osoittaa, että lähes kaikissa järjestelmissä virtausta joudutaan käytön aikana kuristamaan jatkuvasti, joten puhdas välijäähdytyspiiri tarjoaa hyvät edellytykset tarkastella pyörimisnopeussäädön energiansäästöpotentiaalia.

Energiansäästöpotentiaalin laskeminen on toteutettu kappaleen 6.2.1 esimerkin mukaisesti.

Pyörimisnopeussäädön aikaisten toimintapisteiden määrittämisessä tarvittavat putkisto- käyrät on muodostettu pumppujen käyttöönoton yhteydessä tehtyjen mittaustulosten avulla.

6.2.1 Energiansäästöpotentiaalin laskentaesimerkki

Energiansäästöpotentiaalin laskennan perustana ovat todellisen käytön aikaiset virtaus- määrät ja niiden perusteella muodostetut pysyvyyskäyrät. Ensin kulutus jaetaan pysyvyys- käyrän mukaisiin osiin ja lasketaan vuotuinen energiankulutus nykyisellä säätömenetel- mällä (yhtälö 10).

gH t Pt q

E ^v (10)

missä E energiankulutus, kWh

t käyttöaika, h.

Energiankulutus lasketaan yhtälön 10 mukaisesti jokaiselle kulutusalueelle erikseen ja lopuksi eri kulutusalueiden energiankulutus lasketaan yhteen. Esimerkiksi Loviisa 2:n jär- jestelmä TF11 toimii noin 50 % käyttöajasta virtausalueella 210 kg/s (kuva 9). Kuristus- säädöllä toteutettuna hyötysuhde on tällä virtausalueella noin 82 %. Yhtälö 10:n mukaisesti laskettuna kuristussäädöllä toteutettuna vuotuinen energiankulutus tällä virtausalueella on:

MWh 473 h

2 8760 1 82

, 0

m s 43 81m , m 9 1000kg s

210m ,

0 ₃ ₂

3

E

(26)

Pyörimisnopeussäädössä putkiston ominaiskäyrä pysyy ennallaan ja toimintapisteet löyty- vät putkistokäyrän ja affiniteettiparaabelin leikkauskohdasta. Affiniteettiparaabeli muo- dostetaan kappaleessa 3.2 esitetyn teorian mukaisesti. Pyörimisnopeussäädöllä toteutettuna Loviisa 2 järjestelmän TF11 vuotuinen energiankulutus samalla virtausalueella on:

MWh 446 h

2 8760 1 83

, 0

m s 41 81m , m 9 1000 kg s

210m ,

0 ₃ ₂

3

E

Pyörimisnopeussäädöstä aiheutuva energiansäästöpotentiaali Loviisa 2:n TF11 järjestel- mälle saadaan edellisten tulosten erotuksena. Virtausalueella 210 kg/s säästöpotentiaali on:

MWh 27 MWh 446 MWh

säästö 473 E

Säästöpotentiaalit lasketaan vastaavasti erikseen jokaiselle virtausalueelle ja järjestelmälle.

6.2.2 Energiansäästöpotentiaali Loviisa 1 pumpuille

Pysyvyyskäyrien tarkastelut (kappale 6.1.1) osoittavat, että Loviisa 1 järjestelmän TF11 pumppauksista 97 % tapahtuu virtausalueella, jossa virtausta ei kuristeta ja toimintapisteet ovat hyvällä hyötysuhdealueella. Taajuusmuuttajaohjauksen energiansäästöpotentiaalia ei siten ole järkevää tarkastella tälle järjestelmälle, sillä se olisi hyvin alhainen.

Järjestelmän TF13 pysyvyyskäyrältä (kuva 8) nähdään, että pumppauksista 90 % tapahtuu virtausalueella 145–180 kg/s. Kuristussäädöllä toteutettuna pumput toimivat tällä virtausalueella hyötysuhteella 68–78 %. Pumppujen pyörimisnopeussäädöllä voitaisiin vähentää järjestelmän energiankulutusta, koska pumppausten toimintapisteet siirtyisivät hyvälle hyötysuhdealueelle ja moottorin ottama teho pienenisi pienemmän pyörimisnopeuden johdosta. Pumpun hyötysuhde olisi samalla virtausalueella noin 82 %. Kappaleessa 6.2.1 ole- van esimerkin mukaisesti laskettuna vuotuinen energiansäästöpotentiaali TF13 järjestel- mälle on noin 82 MWh. Laskennassa on oletettu, että järjestelmän käyttöaika on 8760 tuntia vuodessa ja moottorin hyötysuhde pysyy muuttumattomana säätötavasta riippumatta.

(27)

6.2.3 Energiansäästöpotentiaali Loviisa 2 pumpuille

Loviisa 2 järjestelmän TF11 pysyvyyskäyrä (kuva 9) osoittaa, että järjestelmän pumppaukset tapahtuvat pääosin virtausalueella 180–240 kg/s, jolloin pumppujen hyötysuhde on välillä 75–84 %. Pyörimisnopeussäädöllä toteutettuna samalla virtausalueella päästäisiin 80–85 % hyötysuhteisiin. Laskemalla energiansäästöpotentiaali kappaleen 6.2.1 mukaisel- la periaatteella, saadaan Loviisa 2:n TF11 järjestelmän säästöksi 32 MWh vuodessa.

Loviisa 2 järjestelmän TF13 pumppaukset tapahtuvat pääosin pumppujen kannalta hyvän hyötysuhteen virtausalueella (kuva 10). Kuitenkin noin 10 % pumppauksista tapahtuu pumpun kannalta joko liian pienellä tai liian suurella virtauksella, jolloin myös hyötysuhde on huono. Pyörimisnopeussäädöllä näillä alueilla toimittaessa pumppujen ottama teho las- kisi huomattavasti. Energiansäästöpotentiaali TF13 järjestelmälle on noin 10 MWh vuodessa.

Laskennassa on oletettu, että sähkömoottorin hyötysuhde pysyy vakiona säätötavasta riippumatta. Tästä aiheutuu tuloksiin pientä virhettä, sillä todellisuudessa taajuusmuuttaja laskee moottorin hyötysuhdetta riippuen pyörimisnopeudesta ja moottorin kuormasta. Suu- rin merkitys taajuusmuuttajalla on hyötysuhteeseen pienillä pyörimisnopeuksilla.

(28)

7 YHTEENVETO

Työssä esitellään ensin pumppausten säätämisen energiatehokkuuteen liittyvien näkökoh- tien teoriaa erityisesti kuristus- ja pyörimisnopeussäädön kannalta. Tämän jälkeen teorian soveltuvuutta käytäntöön tutkitaan työn kokeellisessa osiossa. Kokeellisen osion tulokset osoittavat, että pyörimisnopeussäädöllä pystytään vähentämään energiankulutusta tarkasteltavan jäähdytyspiirin pumppauksissa.

Pumppausten hyötysuhdetarkastelu osoittaa, että pumppausten kokonaishyötysuhteet ovat koestuksissa olleet noin 70 %. Muista pumpuista erottuu selkeästi ainoastaan 10TF14D001, jonka hyötysuhde on 64 %. Hyötysuhdetarkastelun tulosten perusteella tä- män pumpun lähempi tarkastelu olisi aiheellista, jotta häviöt saataisiin pienemmäksi.

Energiansäästöpotentiaali puhtaassa välijäähdytyspiirissä perustuu siihen, että valtaosan käyttöajasta järjestelmien virtaustarve on pienempi kuin pumppujen mitoitusarvot. Tämän seurauksena pumppujen tuottoa joudutaan säätämään. Vaihtoehto pumppujen säätämiselle olisi pienempien pumppujen asentaminen kohteeseen. Primääripiirin suuren vuodon sattuessa järjestelmän tulee kuitenkin pystyä tuottamaan suuri virtaus, joten pumppuja ei voida vaihtaa pienempiin ja säätäminen jää ainoaksi vaihtoehdoksi. Saatujen tulosten mukaan energiansäästöpotentiaali puhtaalle välijäähdytyspiirille on Loviisa 1:llä 82 MWh ja Lovii- sa 2:lla 42 MWh vuodessa. Laskennan lähtömateriaalia oli hyvin kattavasti pitkältä aika- väliltä, joten laskenta edustaa todellista tilannetta melko hyvin.

(29)

LÄHDELUETTELO

Fortum Power and Heat Oy. 2006. Reaktorivälijäähdytyspiiri, TF. 15 s.

Kinnunen, Lauri. 1999. Väärät mitoitukset riivaavat prosessipumppuja. Tekniikka & Talo- us, 1999, 39. vuosikerta, 33. numero. s 21. ISSN 0785-997X

Kuoppamäki, Risto. 1990. Pumppausten taloudellisuuden parantaminen. Paperi ja puu – Paper and Timber. 1990. ISSN 0031-1243. Saatavissa:

http://www.indmeas.fi/user_data/julkaisut/pumppaustentaloud.pdf.

Larjola, Jaakko; Punnonen, Pekka. 2007a. Pumput: perusteet, rakenteet. Luentomoniste:

pumput puhaltimet ja kompressorit. Lappeenrannan teknillinen yliopisto, energia- ja ym- päristötekniikan osasto. 18 s.

Larjola, Jaakko; Punnonen, Pekka. 2007b. Pumput: keskipakoispumput, säätö ja kytkentä virtapiirissä. Luentomoniste: pumput, puhaltimet ja kompressorit. Lappeenrannan teknillinen yliopisto, energia- ja ympäristötekniikan osasto. 27 s.

Leppä, Ilkka. 1994. Pumppujen ja puhaltimien energiansäästö pyörimisnopeuden säädöllä.

Energia-lehti, 1994, 10. vuosikerta, 9. numero. s 38. ISSN 0781-9463.

Varttinen, Sami. 2004. Taajuusmuuttajat voimalaitosten pumppauksissa, erityisesti syöttö- veden pyörimisnopeussäädön vaikutus ruiskutusvesijärjestelmiin. Diplomityö. Lappeen- rannan teknillinen yliopisto. Energiatekniikan osasto. Varkaus. 69 s.

Wirzenius, Allan. 1978. Keskipakopumput. 2. painos. Tampere: Tampereen kirjapaino Oy.

323 s.

(30)

Puhtaan välijäähdytyspiirin prosessikaavio

(31)

Laskennan perustana olleet koestustulokset

Koestustulokset pumpulle 10TF11D001

10TF11D001

Käyntivirta [A ]

Imupuolen paine [bar]

21.2.2006 305 297 6,6 2,5

22.3.2006 305 292 6,7 2,5

19.4.2006 310 295 6,7 2,5

18.5.2006 305 291 6,7 2,5

13.6.2006 310 299 6,7 2,5

11.7.2006 308 285 6,7 2,5

5.9.2006 310 295 6,6 2,5

3.10.2006 305 303 6,7 2,5

31.10.2006 310 301 6,8 2,5

28.11.2006 308 293 6,7 2,5

27.12.2006 310 299 6,8 2,5

23.1.2007 310 300 6,7 2,5

20.2.2007 310 300 6,7 2,5

20.3.2007 307 292 6,78 2,5

17.4.2007 318 307 6,7 2,5

15.5.2007 300 293 6,7 2,5

12.6.2007 305 299 6,8 2,5

10.7.2007 300 296 6,8 2,5

7.8.2007 310 296 6,7 2,5

2.10.2007 295 300 6,7 2,5

31.10.2007 310 300 6,6 2,5

27.11.2007 310 295 6,8 2,5

27.12.2007 320 300 6,6 2,5

22.1.2008 305 289 6,8 2,5

18.3.2008 305 293 6,8 2,5

15.4.2008 318 294 6,7 2,5

15.5.2008 310 300 6,6 2,5

10.6.2008 305 292 6,8 2,5

8.7.2008 310 299 6,7 2,5

5.8.2008 305 297 6,8 2,5

3.10.2008 318 308 6,6 2,5

28.10.2008 305 302 6,7 2,5

25.11.2008 310 282 6,8 2,5

22.12.2008 312 303 6,7 2,5

21.1.2009 300 281 6,8 2,5

17.2.2009 310 301 6,8 2,5

(32)

10TF12D001

Käyntivir- ta [A ]

7.3.2006 290 284 6,6 2,5

4.4.2006 295 300 6,7 2,5

2.5.2006 295 302 6,6 2,5

30.5.2006 300 295,5 6,6 2,5

28.6.2006 290 298 6,6 2,5

25.7.2006 290 295 6,7 2,5

19.9.2006 295 298 6,6 2,5

17.10.2006 290 287 6,9 2,5

14.11.2006 298 297 6,6 2,5

12.12.2006 297 295 6,8 2,5

12.1.2007 290 280 6,7 2,5

6.2.2007 295 298 6,6 2,5

6.3.2007 295 282 6,7 2,5

3.4.2007 295 292 6,7 2,5

2.5.2007 300 311 6,5 2,5

29.5.2007 290 290 6,6 2,5

26.6.2007 292 290 6,3 2,5

27.7.2007 285 290 6,7 2,5

19.9.2007 290 300 6,5 2,45

16.10.2007 300 308 6,5 2,5

13.11.2007 295 290 6,7 2,5

12.12.2007 290 286 6,7 2,5

11.1.2008 300 310 6,5 2,5

5.2.2008 290 288 6,6 2,5

4.3.2008 300 308 6,7 2,5

1.4.2008 300 301,5 6,6 2,5

29.4.2008 300 298 6,6 2,5

28.5.2008 295 285 6,7 2,5

24.6.2008 290 294 6,6 2,5

22.7.2008 300 306 6,5 2,5

14.10.2008 295 290 6,7 2,5

12.11.2008 290 284 6,7 2,5

9.12.2008 295 283 6,7 2,5

7.1.2009 300 295 6,6 2,5

3.2.2009 300 298 6,6 2,45

3.3.2009 298 295 6,6 2,5

(33)

10TF13D001

Käyntivir- ta [A ]

28.2.2006 280 290 6,7 2,5

26.4.2006 280 294 6,7 2,5

24.5.2006 278 295 6,7 2,48

20.6.2006 279 290 6,64 2,46

18.7.2006 280 300 6,7 2,5

12.9.2006 280 288 6,7 2,5

10.10.2006 280 300 6,7 2,5

8.11.2006 281 306 6,6 2,48

5.12.2006 263 291 6,7 2,5

3.1.2007 280 290 6,7 2,5

30.1.2007 280 295 6,6 2,5

27.2.2007 280 295 6,7 2,5

27.3.2007 280 291 6,8 2,5

24.4.2007 280 295 6,7 2,5

22.5.2007 280 290 6,7 2,5

19.6.2007 280 286 6,7 2,5

17.7.2007 280 290 6,7 2,5

14.8.2007 285 303 6,7 2,5

13.9.2007 280 300 6,6 2,5

9.10.2007 282 299 6,6 2,5

6.11.2007 280 288 6,7 2,45

4.12.2007 280 302 6,6 2,45

2.1.2008 285 301 6,6 2,5

29.1.2008 280 296 6,65 2,5

26.2.2008 278 292 6,7 2,5

25.3.2008 280 303 6,6 2,45

22.4.2008 280 307 6,6 2,5

20.5.2008 282 301 6,6 2,5

18.6.2008 280 315 6,6 2,5

15.7.2008 275 281 4,3 2,5

8.10.2008 290 310 6,3 2,5

6.11.2008 280 294 6,6 2,5

2.12.2008 280 286 6,7 2,5

29.12.2008 280 287 6,7 2,5

27.1.2009 281 313 6,6 2,5

24.2.2009 279 280 6,8 2,5

(34)

10TF14D001

14.2.2006 300 300 6,5 2,5

6.6.2006 300 286 6,6 2,5

4.7.2006 295 285 7 2,5

30.8.2006 300 286 6,6 2,5

26.9.2006 309 309 6,5 2,5

24.10.2006 308 298 6,5 2,5

23.11.2006 300 285 6,6 2,5

19.12.2006 300 280 6,7 2,5

17.1.2007 305 302 6,5 2,5

13.2.2007 305 289 6,6 2,5

13.3.2007 303 300 6,5 2,5

10.4.2007 310 306 6,5 2,5

8.5.2007 303 296 6,5 2,5

5.6.2007 300 295 6,6 2,5

5.7.2007 300 300 6,5 2,45

31.7.2007 300 291 6,6 2,5

25.9.2007 300 300 6,6 2,5

23.10.2007 295 280 6,6 2,5

20.11.2007 305 287 6,6 2,5

18.12.2007 300 300 6,5 2,45

15.1.2008 300 300 6,5 2,5

12.2.2008 300 301 6,5 2,5

11.3.2008 300 289 6,6 2,45

8.4.2008 310 315 6,4 2,5

6.5.2008 310 305 6,5 2,5

3.6.2008 300 302 6,6 2,5

1.7.2008 300 293 6,6 2,5

29.7.2008 310 300 6,6 2,5

26.9.2008 310 300 6,5 2,5

21.10.2008 308 292 6,5 2,5

19.11.2008 310 300 6,5 2,5

16.12.2008 310 320 6,4 2,6

14.1.2009 301 296 6,5 2,5

10.2.2009 302 290 6,6 2,5

(35)

20TF11D001

21.2.2006 281 285 6,4 2,6

21.3.2006 297 338 6,5 2,6

18.4.2006 297 338 6,6 2,6

16.5.2006 279 290 6,8 2,6

13.6.2006 283 295 6,6 2,5

11.7.2006 279 290 6,7 2,6

8.8.2006 294 330 6,6 2,6

6.10.2006 277 280 6,8 2,6

31.10.2006 283 294 6,7 2,6

28.11.2006 288 304 6,7 2,6

27.12.2006 282 294 6,7 2,6

23.1.2007 284 305 6,6 2,5

20.2.2007 288 300 6,6 2,6

20.3.2007 284 300 6,6 2,6

17.4.2007 283 290 6,7 2,6

15.5.2007 284 299 6,7 2,6

12.6.2007 285 297 6,7 2,6

10.7.2007 283 298 6,7 2,6

8.8.2007 272 280 6,8 2,6

4.9.2007 248 335 6,5 2,6

2.10.2007 279 290 6,7 2,6

30.10.2007 289 303,7 6,6 2,6

27.11.2007 286 315 6,6 2,6

27.12.2007 284 309 6,6 2,55

22.1.2008 283 297 6,6 2,6

19.2.2008 295 330 6,5 2,6

18.3.2008 303 350 6,4 2,6

15.4.2008 281 292 6,7 2,6

13.5.2008 283 284,5 6,7 2,6

10.6.2008 280 288 6,7 2,6

8.7.2008 219 280 6,6 2,5

5.8.2008 282 290 6,7 2,6

2.9.2008 281 290 6,7 2,6

28.10.2008 298 338 6,5 2,6

25.11.2008 287 300 6,6 2,5

22.12.2008 285 305 6,6 2,6

20.1.2009 287 307 6,6 2,5

17.2.2009 284 300 6,7 2,6

(36)

20TF12D001

7.3.2006 295 325 6,6 2,6

2.5.2006 283 296 6,8 2,6

30.5.2006 286 300 6,3 2,5

27.6.2006 286 301 6,7 2,55

25.7.2006 284 299 6,7 2,6

22.8.2006 295 318 6,6 2,55

17.10.2006 287 294 6,7 2,6

14.11.2006 283 283 6,7 2,6

12.12.2006 286 300 6,7 2,55

9.1.2007 283 285 6,6 2,5

6.2.2007 294 322 6,6 2,6

7.3.2007 287 300 6,7 2,55

3.4.2007 282 290 6,7 2,5

2.5.2007 301 340 6,5 2,55

29.5.2007 296 328 6,5 2,55

26.6.2007 290 300 6,75 2,55

25.7.2007 285 292 6,7 2,5

21.8.2007 285 290 6,8 2,5

16.10.2007 287 300 6,7 2,55

13.11.2007 294 320 6,6 2,5

11.12.2007 293 320 6,6 2,6

8.1.2008 285 300 6,75 2,55

5.2.2008 249,5 300 6,7 2,55

4.3.2008 286 305 6,6 2,55

1.4.2008 301 340 6,5 2,55

29.4.2008 285 294 6,7 2,55

27.5.2008 283 289 6,6 2,55

24.6.2008 295 320 6,55 2,55

22.7.2008 285 295 6,7 2,55

19.8.2008 282 284 6,8 2,55

15.9.2008 284 295 6,6 2,5

16.10.2008 288 301 6,6 2,55

11.11.2008 296 328 6,5 2,55

9.12.2008 287 300 6,6 2,5

7.1.2009 294 324 6,5 2,5

3.2.2009 286 295 6,7 2,5

3.3.2009 285 297 6,7 2,5