7.

TURBOČERPADLA

Jiří Škorpík, skorpik.jiri@email.cz
Základní typy turbočerpadel   7.3
Energetická bilance čerpadla   7.6
Provozní charakteristiky čerpadel a jejich pracovní bod   7.7
Sériový a paralelní provoz více čerpadel v jednom potrubním systému   7.12
Regulace turbočerpadel   7.12
Výběr vhodného čerpadla   7.13
Kavitace   7.14
Úloha 1: Změna pracovního bodu čerpadla při jeho záměně   7.xx
Úloha 2: Výpočet pracovního bodu čerpadla a charakteristiky potrubního systému   7.xx
Odkazy   7.16
Přílohy   7.18
7.2
Autor:
ŠKORPÍK, Jiří, ORCID: 0000-0002-3034-1696
Datum vydání:       
Září 2022
Název:
Turbočerpadla
Název on-line zdroje: 
Transformační technologie (transformacni-technolgie.cz; turbomachinery.education; fluid-dynamics.education; engineering-sciences.education; stirling-engine.education)
ISSN:
1804-8293

Copyright©Jiří Škorpík, 2006-2022
Všechna práva vyhrazena.

 TURBOČERPADLA
7.3

Základní typy turbočerpadel

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

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.

Radiální oběžné kolo

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.

Jednostupňové radiální čerpadlo s axiálním vstupem a jeho rychlostní trojúhelník
1: 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

Krycí disk

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

Vícestupňová čerpadla

V případě vysokých tlaků se místo zvětšení průměru oběžného kola dává přednost vícestupňové variantě radiálních čerpadel, viz Obrázek 2. V takovém případě se požadovaný rozdíl celkových tlaků 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 zvýšení tlaku 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.

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

Oběžné kolo

Kavitace

Radiální oběžná kola jsou tvarově složitá, ale většinou je lze vyrobit z jednoho kusu litím. Pouze v případech speciálních oběžných kol odolnější kavitaci a korozi se vyrábí oběžná kola i ze tří částí. Na Obrázku 3 je oběžné kolo radiálního čerpadla vyrobené ze tří částí-přesný odlitek lopatek (1.4581-Cr-Ni-Mo-Nb, ocel nerezová na odlitky), přední a zadní disk (1.4404-Cr-Ni-Mo). Tyto části jsou k sobě přivařeny. Povrch kola je očištěn elektrochemickou cestou – oproti třískovém obrábění je povrch bez trhlinek, což zvyšuje odolnost vůči korozi. Průměr oběžného kola je 200 mm. Tento typ oběžného kola je určeno do čerpadel používaných ve farmacii a potravinářství do teploty pracovní tekutiny 120 °C.

 TURBOČERPADLA
7.5
Oběžné kolo radiálního čerpadla z nerezových ocelových slitin
3: Oběžné kolo radiálního čerpadla z nerezových ocelových slitin
Oběžné kolo je z čerpadla YMD společnosti Iwaki (Japonsko).

Čerpání kyselin

Pro čerpání kyselin se používájí keramická oběžná kola jako v případě čerpadla na Obrázku 4.

Čerpadlo pro čerpání kyseliny s částmi vyrobenými z kameniny
4: Čerpadlo pro čerpání kyseliny s částmi vyrobenými z kameniny
Části vyrobené z kameniny jsou vyznačeny přerušovaným čárkováním, litina čárkováním obyčejným a vrstvy tmelu jsou čárkovány do kříže [Nechleba and Hušek, 1966, s. 191].

Axiální čerpadla

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

Předřazené lopatky

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 5), případně předřazených lopatek.

 TURBOČERPADLA
7.6
Jednostupňové axiální čerpadlo chladící vody v kondenzační elektrárně
5: Jednostupňové axiální čerpadlo chladící vody v kondenzační elektrárně
Výrobce KSB, obrázek z [Miller et al. 1972].

Diagonální čerpadla

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

Měrné otáčky

Jednotlivé typy čerpadel jsou vhodné pro různé měrné otáčky, viz Tabulka 6. Detailnější informace o optimálním rozsahu měrných otáček jsou uvedeny například v [Melichar, 2002, s. 148], [Pfleiderer, 2005, s. 171].

6: Doporučený rozsah měrných otáček jednotlivých typů čerpadel
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 11 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 7.

 TURBOČERPADLA
7.7
Příklad schématu zařízení díla s čerpadlem
7: 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-výtlačné potrubí (discharge pipe).

Systémová a hydraulická účinnost

Obvykle se provádí dvě různé energetické bilance díla. První je energetická bilance díla jako celku mezi stavy 0 a 3, která slouží ke stanovení tzv. systémové účinnosti ηS (Vzorec 8a), respektive k vyhodnocení hospodárnosti díla [Ingram, 2009, s. 121]. Druhá energetická bilance se provádí pouze mezi sáním a výtlakem čerpadla (stavy 1-2), která slouží ke stanovení vnitřní neboli hydraulické účinnosti čerpadla ηi (Vzorec 8b), 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.

Systémová účinnost díla a hydraulická účinnost čerpadla
8: 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 [1] systémová účinnost díla.

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

Provozní charakteristiky čerpadel a jejich pracovní bod

Provozní charakteristikou čerpadla je křivka kombinací průtoku a zvětšení celkové energie kapaliny v čerpadle, kterých je čerpadlo schopno dosáhnout. Pracovní bod čerpadla je pak konkrétní kombinace průtoku a zvětšení celkové energie kapaliny v čerpadle, při které v danou chvíli čerpadlo pracuje.

Provozní charakteristika čerpadla

Provozní 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.

 TURBOČERPADLA
7.8

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. Přesné 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 9. Nomogram pro přepočet charakteristiky čerpadla vody na kapalinu s jinou viskozitou je uveden například v [Melichar, 2002, s. 371] a v podkladech dodavatelů čerpadel.

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

Bezrozměrová charakteristika čerpadla

CFD

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, viz článek Ventilátory.

Příkon a 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 10. 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).

 TURBOČERPADLA
7.9
Příkonové charakteristiky základních typů čerpadel
10: 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, takže při nižším průtoku HP neklesá. Zdroj: [Kadrnožka, 2003], [Nechleba, 1966, s. 95].

Zvýšení celkového tlaku v čerpadle

Ekvivalentní výtlačná výška čerpadla

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 11.

 TURBOČERPADLA
7.10
11: 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.

Pracovní bod čerpadla

Charakteristika potrubního systému

Kritérium stability čerpadla

Odtržení proudění od profilu

Kavitace

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 12(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 12(a) není kritérium stability splněno od vrcholu charakteristiky. 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
7.11
Charakteristika čerpadla a potrubního systému
12: Charakteristika čerpadla a potrubního 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

Křivku potrubního systému a tedy i její derivaci lze ovlivnit kompenzačními nádržemi umístěnými v potrubní systému za účelem zvýšení stabilní oblasti čerpadla.

 TURBOČERPADLA
7.12

Sériový a paralelní provoz více čerpadel v jednom potrubním systému

Sériový provoz čerpadel

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

Paralelní provoz

Hydraulická účinnost

V případě paralelního provozu 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 13.

Případ výsledné charakteristiky dvou stejných čerpadel pracujících paralelně
13: 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.

Celková energie

Jestliže jsou paralelně zapojená čerpadla s různou charakteristikou, je maximální výtlačná výška, respektive změna celkové energie v čerpadlech, dána zapnutým čerpadlem, ve kterém dochází k nižší změně HP, 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

Regulaci turbočerpadel lze provádět změnou otáček, škrcením na výtlaku nebo nátačením lopatek.

Regulace změnou otáček

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
7.13

Škrcení turbočerpadla

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 předřazenými nebo statorovými natáčivými lopatkami.

Výběr vhodného čerpadla

Optimální výkon

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 při jeho optimálním výkonu) nebo alespoň pracovalo co nejblíže tomuto optimálnímu bodu [Izard, 1961, s. 312], viz Obrázek 14.

Optimální pracovní bod čerpadla
14: Optimální pracovní bod čerpadla
N [min-1] otáčky. Index opt značí optimální stav, tedy práci čerpadla při maximální účinnosti.
 TURBOČERPADLA
7.14

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

Tlak sytosti kapaliny

Koroze

Eroze

Materiál

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 15. 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.

15: 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
7.15

NPSH

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.

 TURBOČERPADLA
7.16

Úlohy

Úloha 1:

Potrubí

Pracovní bod čerpadla

V uzavřené potrubní trase bylo vyměněno cirkulační čerpadlo, přičemž původní parametry pracovního bodu označené znakem (a) byly: Q(a)=2,7 m3·h-1, HP,(a)=16 J·kg-1. Jaké jsou parametry pracovního bodu 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]
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 potrubního 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.
Obrázek k úloze 3: Výškový popis situace.
Dispoziční uspořádání zařízení v systému
Obrázek k úloze 3: Zapojení čerpadla na straně sání.
Výkres pro realizaci potrubního 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. https://transformacni-technologie.cz/05.html.
ŠKORPÍK, Jiří, 2021, Využití energie vodního spádu, Transformační technologie, Brno, [online], ISSN 1804-8293. https://transformacni-technologie.cz/38.html.
ŠKORPÍK, Jiří, 2023, Vznik tlakové ztráty při proudění tekutiny a její výpočet , Transformační technologie, Brno, [online], ISSN 1804-8293. Dostupné z https://fluid-dynamics.education/vznik-tlakove-ztraty-pri-proudeni-tekutiny-a-jeji-vypocet.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.
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.
 TURBOČERPADLA
7.17
PFLEIDERER, Carl, PETERMANN, Hartwig, 2005, Strömungsmaschinen, Springer Verlag Berlin, Heidelberg, New York, ISBN 3-540-22173-5.
©Jiří Škorpík, LICENCE