7.

TURBOČERPADLA

Úvod   7.3
Energetická bilance čerpadla   7.5
Provozní charakteristiky čerpadel a jejich pracovní bod   7.7
Provoz více čerpadel v jednom potrubním systému   7.11
Regulace turbočerpadel   7.11
Výběr vhodného čerpadla   7.12
Kavitace   7.13
Odkazy   7.15
Přílohy (placený obsah)   7.17
TURBOČERPADLA
7.2
Článek z on-line pokračujícího zdroje Transformační technologie.
ISSN 1804-8293; www.transformacni-technologie.cz; turbomachinery.education
Copyright©Jiří Škorpík, 2022.
All rights reserved.
Tato publikace neprošla redakční ani jazykovou úpravou.
7.3

Úvod

Z pohledu konstrukce a vlastností je nejzásadnější pro rozdělení turbočerpadel neboli hydrodynamických čerpadel převažující meridiánový směr proudění. Podle tohoto kritéria rozdělujeme turbočerpadla na radiální, axiální a diagonální.

 

Radiální čerpadla jsou obecně vhodné pro malé a střední průtoky s velkým rozsahem tlaků. Pro nejvyšší tlaky se používají vícestupňová radiální čerpadla, u kterých lze dosáhnout tlaku čerpané kapaliny i 35 MPa.

U oběžných kol radiálních stupňů čerpadel se používají dozadu zahnuté lopatky (βB2>90° – výstupní úhel profilu), viz Obrázek 1 a čistě radiální lopatky (βB2=90°). Největšího zvýšení tlaku v jednom stupni je dosahováno (pro stejné rozměry a otáčky oběžného kola) u stupně s čistě radiálním výstupem, protože relativní rychlost W2 je nejmenší, respektive rovno složce relativní rychlosti W2r. Oběžné kolo s dopředu zahnutými lopatkami nenabízí žadné hydrodynamické ani výrobní výhody.

1:
Jednostupňové radiální čerpadlo s axiálním vstupem a jeho rychlostní trojúhelník
Příklad radiálního čerpadla s dozadu zahnutými lopatkami, s bezlopatkovým difuzorem a krycím diskem oběžného kola: βB2 [°] úhel střední čáry profilu lopatky na výstupu; r [m] poloměr oběžného kola. Index t označuje špici lopatky.

Stupeň reakce

Charakteristickým znakem při návrhu radiálního stupně čerpadla je, že výstupní absolutní rychlost na výstupu z rotoru V2 je navržena přibližně na stejnou hodnotu jako relativní rychlost na vstupu W1 – při takové rovnosti budou profilové ztráty v rotorové i statorové části přibližně stejné a stupeň reakce větší jak 0,5. Ke snížení okrajové ztráty velmi často obsahuje oběžné kolo i krycí disk jako na Obrázku 1.

TURBOČERPADLA
7.4

Krycí disk

0,5. Ke snížení okrajové ztráty velmi často obsahuje oběžné kolo i krycí disk jako na Obrázku 1.

Vícestupňová čerpadla

Článkové čerpadlo

V případě vysokých tlaků se místo zvětšení průměru oběžného kola dává přednost vícestupňové variantě radiálních čerpadel, viz Obrázek 2. V takovém případě se celkový požadovaný tlakový spád rozdělí rovnoměrně na jednotlivé stupně. Výhoda takového přístupu je v tom, že stupně mají stejnou geometrii, což podstatným způsobem snižuje náklady na návrh, výrobu i servis (čerpadla pro menší tlakový spád mají pouze menší počet stejných stupňů, které jsou konstrukčně přizpůsobeny tak, aby je bylo možno dávat v libovolném počtu za sebou tzv. článková čerpadla). V případě větších změn tlaků v čerpadle je nutné postupně (po několika stupních) vždy snížit šířky oběžných kol, tak aby se kompenzovala případná změna hustoty kapaliny.

2:
Třístupňové radiální čerpadlo
Výrobce KSB, obrázek z [Miller et al. 1972].
 

Axiální čerpadla se obecně využívají pro vyšší a menší změny celkové energie kapaliny něž u radiálních čerpadel. Používají se také například pro čerpání znečištěných kapalin (ČOV), k čerpání velkých objemů kapalin ve vodárnách, chladící vody v tepelných elektrárnách a také pro obousměrné čerpání mezi vyvažovacími nádržemi.

Stupeň reakce

Axiální stupně čerpadel jsou obvykle navrženy na stupně reakce 0,5 na středním poloměru, aby bylo rozložení ztrát mezi stator a rotor rovnoměrné. K udržení vysoké účinnosti při změně průtoku se využívá natáčení rotorových a statorových lopatek (viz Obrázek 3), případně předřazených lopatek.

7.5

Předřazené lopatky

stator a rotor rovnoměrné. K udržení vysoké účinnosti při změně průtoku se využívá natáčení rotorových a statorových lopatek (viz Obrázek 3), případně předřazených lopatek.

3:
Jednostupňové axiální čerpadlo chladící vody v kondenzační elektrárně
Jednostupňové axiální čerpadlo chladící vody v kondenzační elektrárně: Výrobce KSB, obrázek z [Miller et al. 1972].

Diagonální čerpadla

Mimo uvedené dva typy čerpadel se používá i diagonální stupně, zejména v provedení jako čerpadlová (reverzní) turbína.

 

Jednotlivé typy čerpadel jsou vhodné pro různé měrné otáčky, viz Tabulka 4. Detailnější informace o optimálním rozsahu spefických otáček jsou uvedeny například v [Melichar, 2002, s. 148], [Pfleiderer, 2005, s. 171].

4:
radiální diagonální axiální
Ns 30,1 94,6 172 258 258 473 430 1032
r2/r1t 2,5 2 1,5 1,3 1,2 1,1 0,5 0,8
Ns [min-1] měrné otáčky podle Vzorce 9 v článku Využití podobnosti lopatkových strojů při návrhu lopatkového stroje; r1t [m] poloměr oběžného kola u špic lopatek na vstupu; r2 [m] střední poloměr na výstupu z oběžného kola, viz Obrázek 1. Zdroj dat pro tabulku [Nechleba, 1966, s. 95].

Energetická bilance čerpadla

K základní energetické bilanci čerpadla obvykle postačuje Bernoulliho rovnice, přičemž účelem čerpadla je zvýšení celkové energie pracovní kapaliny ze stavu H0 na požadovaný energetický stav H3, viz Obrázek 5.

TURBOČERPADLA
7.6
5:
Změna celkové energie kapaliny mezi dolní a horní nádrží při čerpání kapaliny
Příklad schématu zařízení díla s čerpadlem: p [Pa] tlak pracovní kapaliny; wi [J·kg-1] vnitřní práce; z [m] výšky hladin. SP sací potrubí (suction pipe); DP-sací potrubí (discharge pipe).

Systémová účinnost

Hydraulická účinnost

Obvykle se provádí dvě různé energetické bilance díla. První je energetická bilance díla jako celku mezi mezi stavy 0 a 3, která slouží ke stanovení tzv. systémové účinnosti ηS (Vzorec 6(a)), respektive k vyhodnocení hospodárnosti díla [Ingram, 2009, s. 121]. Druhá energetická bilance se provádí poüze mezi sáním a výtlakem čerpadla (stavy 1-2), která slouží ke stanovení vnitřní neboli hydraulické účinnosti čerpadla ηi (Vzorec 6(b)), respektive k porovnání nabízených čerpadel. Samozřejmě výkon čerpadla v obou bilancích musí být týž, rozdělením těchto bilancí lze zjistit množství ztrát připadající na potrubní sítě v nichž je čerpadlo zapojeno (ztráty na výtlaku a sání) a ztráty připadající na čerpadlo. Maximální hydraulickou účinnost hydrodynamických čerpadel může být vyšší než 90 %. Systémová účinnost cirkulačních smyček je nula, protože čerpadlo pouze pokrývá tlakové ztráty systému.

6:
Systémová účinnost díla a hydraulická účinnost čerpadla
H [J·kg-1] zvýšení celkové energie kapaliny v čerpadle (index P (pump), mezi body 1-2) a v systému (index S, mezi body 0-3); wid [J·kg-1] vnitřní práce čerpadla beze ztrát; L [J·kg-1] měrné vnitřní ztráty na daném úseku (viz index); ηi [1] vnitřní účinnost neboli hydraulická účinnost; ηS [Kadrnožka 2003] systémová účinnost díla.

Ztráty v sacím a výtlačném potrubí lze stanovit z pracovního bodu čerpadla, jak ukazuje následující kapitola.

7.7

Provozní charakteristiky čerpadel a jejich pracovní bod

Charakteristikou čerpadla je závislost zvětšení celkové energie kapaliny v čerpadle HP na objemovém průtoku Q. Charakteristika vícestupňových hydrodynamických čerpadel je tvarem podobná jednostupňovým, protože se jedná o součet zvětšení celkové energie kapaliny v jednotlivých stupních při konkrétním průtoku.

Viskozita

Tvar charakteristiky HP-Q čerpadla při konstatních otáčkách a bez natáčení lopatek je výrazně konkávní, tj. zvětšení celkové energie v čerpadel dosahuje určitého maxima, kterému odpovídá konkrétní průtok. Přesnou provozní charakteristiky hydrodynamických čerpadel se stanovují z měření, případně měřením na modelovém stroji, pokud se jedná o kusovou stavbu velkého čerpadla [Nechleba, 1966, s. 97]. U čerpadel se měří jejich charakteristika pro konkrétní kapalinu a teplotu. Teplota sice nemá obvykle vliv na hustotu kapaliny, ale mění její viskozitu. To může ovlivnit výsledné ztráty, respektive se změnou viskozity se mění zvýšení celkové energie pracovní tekutiny v čerpadle HP, přičemž pokles viskozity ztráty snižuje, viz Obrázek 7. Nomogram pro přepočet charakteristiky čerpadla vody na kapalinu s vyšší viskozitou je uveden například v [Melichar, 2002, s. 371] a v podkladech dodavatelů čerpadel.

7:
Vliv viskozity pracovní kapaliny na charakteristiku radiálního čerpadla (pro n=konst.)
Q [m3·s-1] objemový průtok čerpadlem; η [Pa·s] dynamická viskozita pracovní kapaliny.

Bezrozměrová charakteritka čerpadla

Mimo měření lze získat provozní charakteristiku i z bezrozměrové provozní charakteristiky podobných čerpadel nebo i numerickým výpočtem metodami CFD na virtuálním modelu čerpadla. Existuje i přibližná analytická metoda výpočtu s využitím vzájemné podobnosti charakteristik čerpadel postupem uvedeným např. v [Pfleiderer, 2005, s. 228].

Hustota

Charakteristiku je nutné také přepočítat/přeměřit se změnou druhu pracovní kapaliny, kdy se obvykle výrazně změní i hustota. Změna hustoty má také přímo vliv na změnu celkové energie v čerpadle HP a způsobuje posun charakteristiky stejně, jako je tomu u změny charakteristiky ventilátoru při změně hustoty.

TURBOČERPADLA
7.8

Příkon čerpadla

Hydraulická účinnost

Katalogové informace o charakteristice čerpadla obsahují závislosti dalších veličin na průtoku, především příkon a účinnost. Zejména průběh příkonu čerpadla ovlivňuje to, jak je čerpadlo spouštěno, viz Obrázek 8. Z charakteristik je patrné, že je vhodné, pokud tomu nebrání provozní podmínky navazující technologie, spouštět radiální čerpadla s uzavřeným výtlakem a axiální naopak s otevřeným, aby nedošlo k přetížení pohonu čerpadla (v reálných podmínkách mohou mít některé radiální stupně čerpadel průběh příkonu podobný průběhu příkonu diagonálního stupně).

8:
Příkonové charakteristiky základních typů čerpadel
(a) radiální stupně; (b) diagonální stupně; (c) axiální stupně. Pi [W] vnitřní příkon čerpadla. V tomto případě jsou samotné charakteristiky diagonálního a axiálního stupně uvažovány s natáčivými lopatkami, které se natáčí tak, aby nevznikla mez stability. Zdroj: [Kadrnožka 2003], [Nechleba, 1966, s. 95].

Ekvivalentní výtlačná výška čerpadla

Zvýšení celkového tlaku v čerpadle

Místo zvýšení celkové energie pracovní kapaliny v čerpadle HP se uvádí v katalozích také ekvivaletní veličiny, a to zvýšení celkového tlaku v čerpadle Δps, nebo ekvivalentní výtlačná výška čerpadla Δz, které lze mezi sebou přepočítat pomocí Bernoulliho rovnice, případně pro rychlý přehled lze použít přiložený Nomogram 9.

7.9
9:
Nomogram pro přepočet zvýšení celkové energie pracovní kapaliny v čerpadle na zvýšení celkového tlaku, nebo ekvivalentní výtlačnou výšku čerpadla
Rovnice optimálních rychlostních trojúhelníků axiálních stupňů turbín
HP [J·kg-1]; Δps [Pa] zvýšení celkové tlaku v čerpadle; Δz [m] ekvivalentní výtlačná výška čerpadla (zvýšení sloupce pracovní kapaliny na výstupu čerpadla v případě, že by se veškerá energie přivedená pracovní kapalině v čerpadle transformovala na potenciální energii); g [m·s-2] gravitační zrychlení; ρ [kg·m-3] hustota kapaliny.
 

Charakteristika potrubního systému

Kritérium stability čerpadla

Pracovní bod čerpadla OP se nastaví v průsečíku charakteristiky potrubního systému S [Škorpík, 2021] s charakteristikou čerpadla P. Tento průsečík není pevný, protože v každém systému existují alespoň malé pulzace (drobné změny otáček, odběry v potrubí apod...), takže OP je oblast o velikosti d(HP)-dQ. Aby pracovní bod čerpadla zůstal stabilní, musí práce čerpadla reagovat na změny průtoku Q a ztrát v potrubním systému LH, SP+DP změnami opačnými, viz Rovnice 10(b), které se nazývá kritérium stabilty čerpadla. To, jaká část charakteristiky spadá do labilní oblasti označené jako SS, ve které nejsou splněny podmínky kritéria stability čerpadla, je tedy funkcí i charakteristiky potrubního systému, ve kterém čerpadlo pracuje. Například v případě tvaru křivky charakteristiky systému S na Obrázku 10(a) není kritérium stability splněno od vrcholu charakteristiky HP. Proto vlevo od tohoto maxima bude práce čerpadla labilní, respektive pracovní bod čerpadla bude při poklesu průtoku klesat do oblasti odtrhávání proudu od profilu a při nárůstu průtoku v systému může pracovní bod čerpadla skově přeskočit na protější stranu charakteristiky. Tyto prudké střídavé změny průtoku se projevují pulzacemi v potrubí (vibracemi) a znatelnými změnami v hlučnosti a opotřebení čerpadla, protože při odtrhávání proudění vzniká i kavitace (viz níže).

TURBOČERPADLA
7.10

Ztráta odtržením proudění od profilu

Kavitace

stability čerpadla, je tedy funkcí i charakteristiky potrubního systému, ve kterém čerpadlo pracuje. Například v případě tvaru křivky charakteristiky systému S na Obrázku 10(a) není kritérium stability splněno od vrcholu charakteristiky HP. Proto vlevo od tohoto maxima bude práce čerpadla labilní, respektive pracovní bod čerpadla bude při poklesu průtoku klesat do oblasti odtrhávání proudu od profilu a při nárůstu průtoku v systému může pracovní bod čerpadla skově přeskočit na protější stranu charakteristiky. Tyto prudké střídavé změny průtoku se projevují pulzacemi v potrubí (vibracemi) a znatelnými změnami v hlučnosti a opotřebení čerpadla, protože při odtrhávání proudění vzniká i kavitace (viz níže).

10:
Kritérium stability čerpadla
Charakteristika čerpadla v potrubním systému: HB-vrchol charakteristiky (hump point); OP-pracovní bod čerpadla (operating point); SS-labilní oblast čerpadla (system surge); S-charakteristika potrubního systému (ztráty v potrubí); stall-oblast ztráty odtržením proudění od profilu.

Kompenzační nádrž

Derivaci křivky potrubního systému lze ovlivnit kompenzačními nádržemi umístěnými v potrubní systému za účelem zvýšení stabilní oblasti čerpadla.

Úloha 1:

Pracovní bod čerpadla

Potrubí

V uzavřené potrubní trase bylo vyměněno cirkulační čerpadlo, přičemž původní parametry systému označené písmenem (a) byly: Q(a)=2,7 m3·h-1, HP,(a)=16 J·kg-1. Jaké jsou parametry systému po výměně čerpadla? Jaká byla tlaková ztráta potrubní trasy v případě původního čerpadla (a), a jaká tlaková ztráta je po instalaci nového čerpadla (b)? Charakteristika nového hydrodynamického čerpadla (b) je uvedena na obrázku. Řešení úlohy je uvedeno v Příloze 1.
Optimální pracovní bod čerpadla
Δz [m]; Q [m3·h-1]
7.11

Provoz více čerpadel v jednom potrubním systému

Při sériovém provozu čerpadel jsou průtoky čerpadly stejné a zvýšení tlaku se sčítá.

 

Hydraulická účinnost

U Paralelního provoz dvou či více čerpadel bude stejné zvýšení celkové energie kapaliny, ale průtoky jednotlivými čerpadly mohou být rozdílné. Pracovní body takto zapojených čerpadel se navrhují tak, aby bylo dosaženo, pokud možno, co nejvyšší účinnosti při jmenovitém průtoku systémem, to znamená, že při práci jen jednoho čerpadla může být účinnost tohoto čerpadla nižší, než při společné práci všech zapojených čerpadel, viz Obrázek 11.

11:
Paralelní provoz dvou stejných čerpadel
Případ výsledné charakteristiky dvou stejných čerpadel pracujících paralelně: HP1 charakteristika jednoho čerpadla; HP2 výsledná charakteristika dvou stejných čerpadel řazených paralelně; a [m3·s-1] objemový průtok při společné práci dvou paralelních čerpadel; a' [J·kg-1] zvýšení energie při paralelním provozu dvou čerpadel; b [m3·s-1] průtok čerpadlem při paralelním provozu; b' [1] účinnost čerpadel při paralelním provozu; c [m3·s-1] průtok čerpadlem při zapnutí jen jednoho čerpadla v tom samém systému; c' [J·kg-1] zvýšení energie kapaliny v čerpadle při samostatném chodu jednoho čerpadla; c'' [1] účinnost čerpadla při samostatném chodu jednoho čerpadla.

Jestliže jsou paralelně zapojená čerpadla s různou charakteristikou, je maximální výtlačná výška, respektive změna celkové energie v čerpadlech, dána zapnutým čerpadlem, které je schopno dodat nejméně práce pracovní kapalině, jinak by čerpadlo s větším změnou celkové energie zahltilo výtlak toho s menší změnou celkové energie. Výsledná charakteristika dvou čerpadel s odlišnou charakteristikou je uvedena např. v [Kadrnožka 2003, s. 170].

Regulace turbočerpadel

Parametry turbočerpadel lze regulovat otáčkami, škrcením na výtlaku nebo pomocí nátačení lopatek.

 

Regulace změnou otáček je asi nejrozšířenější způsob regulace čerpadel. Změnou otáček čerpadla se změní jeho charakteristika stejným způsobem jako u ventilátorů. V případě, že pohonem čerpadla je elektromotor, se změna otáček dosahuje výkonovou elektronikou na straně nápájení motoru. Větší čerpadla se pohání alternativními pohony, například spalovací motory, parní turbíny apod, v takových případech se mění otáčky čerpadla změnou otáček hnacích strojů.

TURBOČERPADLA
7.12

stejným způsobem jako u ventilátorů. V případě, že pohonem čerpadla je elektromotor, se změna otáček dosahuje výkonovou elektronikou na straně nápájení motoru. Větší čerpadla se pohání alternativními pohony, například spalovací motory, parní turbíny apod, v takových případech se mění otáčky čerpadla změnou otáček hnacích strojů.

 

Hydraulické vyvažování

Především u menších potrubních systémů se používá regulace škrcením na výtlaku čerpadla. Regulace škrcením spočívá ve vytvoření záměrné změny tlakové ztráty na výtlaku čerpadla (mění se tím charakteristika potrubního systému) pomocí vyvažovací armatury, jež má tlakovou ztrátu nastaveno na pevno (vyladění stálého pracovního bodu čerpadla a potrubního systému) nebo pomocí regulační armatury. Zde je nutné počítat se zvýšenými ztrátami a tedy i se spotřebou práce čerpadla.

 

Natáčivé lopatky

Dalším typem regulace čerpadel, se kterou se lze setkat, je regulace natáčením statorových nebo rotorových lopatek. Tento typ regulace bývá součástí axiálních čerpadel a u některých typů radiálních čerpadel s natáčivými statorovými lopatkami.

Výběr vhodného čerpadla

Druh a stav kapaliny, bezpečnost, kontaminace a ekonomika provozu

Vhodné čerpadlo vybíráme především podle druhu a stavu pracovní kapaliny. Také musíme přihlížet k bezpečnosti provozu, možné kontaminaci čerpané kapaliny v čerpadle, především maznými látkami, a k ceně čerpadla. Z pohledu ekonomiky provozu je důležitá charakteristika systému, ve kterém čerpadlo bude pracovat, kdy je cílem vybrat takové čerpadlo, které by dosahovalo v pracovním bodě maximální možné účinnosti (optimální pracovní bod čerpadla) nebo alespoň pracovalo co nejblíže tomuto optimálnímu bodu [Izard, 1961, s. 312], viz Obrázek 12.

12:
Optimální pracovní bod čerpadla
N [min-1] otáčky. Index opt značí optimální stav, tedy práci čerpadla při maximální účinnosti.
7.13

V současné době výrobci nabízí velké množství čerpadel a pomocí firemních softwarů jsou schopni, na základě dodaných podkladů o budoucím provozu a charakteristice systému, vybrat nejvhodnější čerpadlo velmi rychle. Složitější je hledání vhodného čerpadla pro více variant projektu, pak je nutné vytvořit tabulky hodnot pro porovnání.

Kavitace

Aerodynamika profilové mříže

Tlak sytosti kapaliny

Změna tlaku kapaliny podél profilu je z principu aerodynamiky profilové mříže nutná, ale v jistých případech, v některých místech v blízkosti profilu, může tlak poklesnout až na tlak syté kapaliny ps(t). V takovém případě dojde v mezní vrstvě profilu ke střídavému odpařování a průdké kondenzaci kapaliny spojené se zvýšeným namáhání materiálu povrchu stroje (mechanické poškození, galvanická koroze v důsledku lokálních rozdílů teplot na lopatce a pod.) a poklesem hydraulické účinnosti, tento děj se nazývá kavitací (podrobnější popis v [Kadrnožka 2003, s. 150], [Melichar, 2002, s. 188], [Nechleba, 1966, s. 100]). Odolnost stroje proti kavitační erozi a korozi ovlivňuje konstrukce [Melichar, 2002, s. 290] i materiál, ze kterého je stroj vyroben, obecně platí, že méně odolný je nehomogenní materiál např. litina, odolnější jsou speciální nerezové oceli [Nechleba, 1966, s. 105].

NPSH

NPSHR

NPSHA

V případě čerpadel je nejmenší tlak u nátokové hrany nejvýše položené lopatky prvního stupně. Aby se předešlo vzniku kavitace při provozu čerpadla uvádí výrobci minimální sací výšku na přírubě čerpadla NPSH (Net Positive Suction Head) od horizontální osy čerpadla, při které ještě nehrozí kavitační efekty. NPSH se měří pro určitý druh pracovní kapaliny a její referenční teplotu pracovní kapaliny (obvykle 20 °C). Při změně teploty je nutné NPSH přepočítat na požadovanou NPSHR (Net Positive Suction Head Required) podle Vzroce 13. Výrobce, ale doporučuje ještě NPSHR obvykle zvýšit o bezpečnostní výšku a výsledek se označuje jako NPSHA (Net Positive Suction Head Available) neboli bezpečná sací výška čerpadla.

13:
Minimální sací výška čerpadla
NPSH [m] minimální sací výška; NPSHA [m] bezpečná sací výška ; NPSHR [m] požadovaná sací výška při pracovní teplotě t; ps(t) [Pa] tlak syté kapaliny pro pracovní teplotu; t [°C] pracovní teplota; tref [°C] teplota kapaliny, při které probíhá referenční měření minimální sací výšky; zA [m] bezpečnostní zvýšení výšky NPSHR, tak aby nedošlo v čerpadle ke kavitaci (pro vodní hydrodynamická čerpadla přibližně 0,6 m), kompenzuje nepřesnosti vznikající při výpočtu NPSHR z NPSH. Odvození vztahu mezi NPSH a NPSHR při nevýznamném vlivu změny hustoty s teplotou je v Příloze 3.
TURBOČERPADLA
7.14

nutné NPSH přepočítat na požadovanou NPSHR (Net Positive Suction Head Required) podle Vzroce 13. Výrobce, ale doporučuje ještě NPSHR obvykle zvýšit o bezpečnostní výšku a výsledek se označuje jako NPSHA (Net Positive Suction Head Available) neboli bezpečná sací výška čerpadla.

NPSH lze buď u čerpadla přímo naměřit, a nebo přibližně vypočítat pomocí empirických vztahů podle typu čerpadla a jeho parametrů, takový výpočet je uveden v [Melichar, 2002, s. 191].

Sací potrubí

V reálných podmínkách je sání čerpadla napojeno na potrubní systém s určitými ztrátami, které jsou ekvivalentní sloupci pracovní kapaliny, tento sloupec je nutné k hodnotě NPSHA přičíst, jak ukazuje Úloha 2.

Podávací čerpadlo

Veličina NPSH je funkcí vstupní obvodové rychlosti rotoru, tedy otáček. V případě, že dispoziční uspořádání potrubní trasy a čerpadla nedovoluje splnit požadavky na minimální sací výšku zaručující bezkavitační provoz, je nutné před čerpadlo předřadit tzv. podávací čerpadlo, které bude mít nižší otáčky a zvýší tlak před hlavním čerpadlem na hodnoty, při kterých už nebude vznikat kavitace v hlavním čerpadle. Je také možné předřadit tzv. objemový zvedač kondenzátu.

Úloha 2:

Pracovní bod

Na obrázku je uveden výřez ze schématu zařízení pro realizace R-C oběhu malé parní teplárny. Jedná se o úsek mezi kondenzátorem a napájecí nádrži. Nastavte nejvhodnější pracovní bod kondenzátního čerpadla čerpající vodu z CT do FT. Parametry vody v systému jsou uvedeny ve schématech. Očekávané rozměry zařízení jsou: zDP=4 m; zCT=3,9 m; dCT=0,6 m. Konstanta potrubního systému na sání čerpadla je 9·108 kg·m-7 a na výtlaku je 120·109 kg·m-7. Řešení úlohy je uvedeno v Příloze 2.
Obrázek k úloze 3: Schéma zařízení pro realizaci R-C oběhu.
Schéma zařízení systému: Con-kondenzátor (condenser); CT-pomocná nádrž kondenzátu (condenser tank); H-ohřívák (heater); FT-napájecí nádrž (feed tank); FP-napájecí čerpadlo (feed pump). h [kJ·kg-1] entalpie pracovní tekutiny.
7.15
Obrázek k úloze 3: Výškový popis situace.
Dispoziční uspořádání zařízení v systému
Obrázek k úloze 3: Zapojení čerpadla na straně sání.
Výkres pro realizaci systému: 002-číslo armatury; M01-číslo motoru. Systém značení odpovídá [Krbek, 1999, s. 178]. Lze používat i jiný systém značení a na výkrese uvést vysvětlivky k jednotlivým značkám.

Odkazy

ŠKORPÍK, Jiří, 2020, Využití energie vodního spádu, Transformační technologie, Brno, [online], ISSN 1804-8293. Dostupné z https://transformacni-technologie.cz/05.html.
ŠKORPÍK, Jiří, 2021, Využití energie vodního spádu, Transformační technologie, Brno, [online], ISSN 1804-8293. Dostupné z https://transformacni-technologie.cz/38.html.
INGRAM, Grant, 2009, Basic Concepts in Turbomachinery, Grant Ingram & Ventus Publishing Aps, ISBN 978-87-7681-435-9.
IZARD, Julien, 1961, Příručka technické fyziky, Státní nakladatelství technické literatury, Praha.
KADRNOŽKA, Jaroslav, 2003, Lopatkové stroje, Akademické nakladatelství CERM, s.r.o., Brno, ISBN 80-7204-297-1.
KRBEK, Jaroslav, POLESNÝ, Bohumil, FIEDLER, Jan, 1999, Strojní zařízení tepelných centrál-Návrh a výpočet, PC-DIR Real, s.r.o., Brno, ISBN 80-214-1334-4.
MELICHAR, Jan, BLÁHA, Jaroslav, BRADA, Karel, 2002, Hydraulické stroje-Konstrukce a provoz, České vysoké učení technické v Praze, Praha, ISBN 80–01–02657–4.
TURBOČERPADLA
7.16
MILLER, Rudolf, HOCHRAINER, A., LÖHNER, K., PETERMANN, H., 1972, Energietechnik und Kraftmaschinen, Rowohlt taschenbuch verlag GmbH, Hamburg, ISBN 3-499-19042-7.
NECHLEBA, Miroslav, HUŠEK, Josef, 1966, Hydraulické stroje, Státní nakladatelství technické literatury, Praha.
PFLEIDERER, Carl, PETERMANN, Hartwig, 2005, Strömungsmaschinen, Springer Verlag Berlin, Heidelberg, New York, ISBN 3-540-22173-5.

Bibliografická citace článku

ŠKORPÍK, Jiří, 2022, Turbočerpadla, Transformační technologie, Brno, [online], ISSN 1804-8293. Dostupné z https://turbomachinery.education/turbocerpadla.html.

©Jiří Škorpík, LICENCE

Přílohy

Přílohy jsou placeným obsahem a lze je zakoupit ve formátu PDF společně s článkem zde:

Vzor příloh