TURBOČERPADLA

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 (β_B2>90° – výstupní úhel profilu), viz Obrázek 1 a čistě radiální lopatky (β_B2=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 W_2r. Oběžné kolo s dopředu zahnutými lopatkami nenabízí žadné hydrodynamické ani výrobní výhody.

1: Příklad radiálního čerpadla s dozadu zahnutými lopatkami, s bezlopatkovým difuzorem a krycím diskem oběžného kola

β_B2 [°] 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.

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.

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.

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.

7: Příklad schématu zařízení díla s čerpadlem

p [Pa] tlak pracovní kapaliny; w_i [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 η_S (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 η_i (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.

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); w_id [J·kg^-1] vnitřní práce čerpadla beze ztrát; L [J·kg^-1] měrné vnitřní ztráty na daném úseku (viz index); η_i [1] vnitřní účinnost neboli hydraulická účinnost; η_S [1] systémová účinnost díla.

Bezrozměrová charakteristika

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 H_P 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).

10: Příkonové charakteristiky základních typů čerpadel

(a) radiální stupně; (b) diagonální stupně; (c) axiální stupně. P_i [W] vnitřní příkon čerpadla. V tomto případě jsou samotné charakteristiky diagonálního a axiálního stupně uvažovány s natáčivými lopatkami, takže při nižším průtoku H_P 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 H_P se uvádí v katalozích také ekvivaletní veličiny, a to zvýšení celkového tlaku v čerpadle Δp_s, nebo ekvivalentní výtlačná výška čerpadla Δz, které lze mezi sebou přepočítat pomocí Bernoulliho rovnice, případně pro rychlý přehled lze použít přiložený Nomogram 11.

Odtržení proudu

Na Obrázku 12a je příklad typické charakteristiky systému S, při které není kritérium stability splněno vlevo od vrcholu charakteristiky čerpadla. 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).

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 proudu od lopatky.

Hyd. vyvažování

Kompenzační nádrž

Pracovní bod čerpadla lze ovlivnit regulací čerpadla a na straně potrubního systému pomocí hydraulického vyvažování (Úloha 1) nebo kompenzačními nádržemi (Úloha 2).

Provoz více čerpadel v jednom potrubním systému

V jedné potrubní síti může pracovat více čerpadel a to buď umístěné na potrubní trase za sebou (tzv. sériové zapojení) a nebo zapojené na paralelních větvích (tzv. paralelní zapojení).

Sériový provoz

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 více zapojených čerpadel, viz Obrázek 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 redukčního ventilu. Zde je nutné počítat se zvýšenými ztrátami a tedy i se spotřebou práce čerpadla. Stálý škrtící člen v potrubním systému se používá i k jeho hydraulickému vyvažování [Škorpík, 2023].

Natáčivé lopatky

Regulace natáčením statorových nebo rotorových lopatek bývá součástí axiálních čerpadel a 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, viz Obrázek 14.

14: Optimální pracovní bod čerpadla

N [min^-1] otáčky. Index _opt značí optimální stav, tedy práci čerpadla při maximální účinnosti.

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. Případně je možné z dodaných katalogů porovnat optimální kombinace zvýšení celkové energie a průtoku jednotlivých čerpadel s požadavkem.

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.

Úlohy

Δz [m]; Q [m³·h^-1]

Odkazy