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. Měrné otáčky jsou obvyklým kritériem výběru turbočerpadla.

  ~  

Použití radiálních čerpadel

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

Vlastnosti radiálních čerpadel podle směru prohnutí lopatek

Rotory s dozadu zahnutými lopatkami (β_B2>90° – výstupní úhel profilu, viz Obrázek 394) dosahují nejlepší hydraulické účinnosti a mají i nejmenší skluz. Rotory s čistě radiálními lopatkami (β_B2=90°) dosahují největšího zvýšení tlaku v jednom stupni (pro stejné rozměry a otáčky rotoru), protože relativní rychlost W₂ je nejmenší, respektive rovna radiální složce relativní rychlosti W_2r (viz h-s diagram). Rotory s dopředu zahnutými lopatkami nenabízí žadné hydrodynamické ani jiné výhody a nepouživají se.

– 394: –

Příklad radiálního čerpadla s dozadu zahnutými lopatkami, s bezlopatkovým difuzorem a krycím diskem rotoru: β_B2 [°] úhel střední čáry profilu lopatky na výtoku; r [m] poloměr rotoru. Index _t označuje špici lopatky.

Optimální stupeň reakce

Charakteristickým znakem při návrhu radiálního stupně čerpadla je, že výtoková absolutní rychlost rotoru V₂ je navržena přibližně na stejnou hodnotu jako vtoková relativní rychlost W₁ – při takové rovnosti jsou profilové ztráty v rotorové i statorové části přibližně stejné a stupeň reakce větší jak 0,5.

– 1014: –

Rotor čerpadla typové řady YMD společnosti Iwaki (Japonsko). Průměr rotoru je 200 mm.

Rotory z nekovových materiálů

V případě čerpání vody se běžně k výrobě rotorů používají plastové materiály. Pro čerpání kyselin se používájí keramické rotory a další části čerpadel jako v případě čerpadla na Obrázku 1016, případně se použije kovový materiál potažený vrstvou PVC.

– 1016: –

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

  ~  

Použití axiálních čerpadel

Axiální čerpadla se obecně používají pro větší hmotnostní toky a menší změny celkové energie kapaliny něž radiální čerpadla. 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 axiálních čerpadel

Axiální stupně čerpadel jsou obvykle navrženy na stupně reakce 0,5 na středním poloměru, aby bylo rozložení ztrát mezi stator a rotor rovnoměrné, nebo menší pokud hrozí kavitace.

Natáčení lopatek u axiálních čerpadel

Výhodou axiálních čerpadel je možnost instalovat mechanismus pro nátáčení lopatek (statorových i rotorových, případně předřazených lopatek). Jejich natočení umožňuje udržení vysoké hydraulické účinnosti i při změně hmotnostního toku (viz Obrázek 641 (s. 6)).

– 300: –

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).

Definice systémové a hydraulické účinnosti čerpadla

Obvykle se provádí dvě různé energetické bilance díla. První je energetická rovnováha díla jako celku mezi stavy 0 a 3, která slouží ke stanovení tzv. systémové účinnosti η_S (Vzorec 302a), respektive k vyhodnocení hospodárnosti díla [Ingram, 2009, s. 121]. Druhá energetická rovnováha se provádí pouze mezi sáním a výtlakem čerpadla (stavy 1-2), která slouží ke stanovení vnitřní neboli hydraulické účinnosti čerpadla η_i (Vzorec 302b), respektive k porovnání nabízených čerpadel. Maximální hydraulickou účinnost hydrodynamických čerpadel může být vyšší než 90 %. Systémová účinnost cirkulačních smyček je nula, protože čerpadlo pouze pokrývá tlakové ztráty systému.

– 302: –

(a) systémová účinnost; (b) hydraulická účinnost. 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] vnitřní ztráty na daném úseku (viz index); η_i [1] vnitřní účinnost neboli hydraulická účinnost; η_S [1] systémová účinnost díla.

Vlastnosti čerpadla v potrubním systému

Vlastnosti čerpadla v potrubním systému zavísí na jeho provozní charakteristice i tzv. charakteristice potrubního systému, ve kterém pracuje. Z vlastností těchto dvou charakteristik lze následně stanovit pracovní bod čerpadla.

Příkonové charakteristiky základních typů čerpadel

Katalogové informace o charakteristice čerpadla obsahují i závislosti dalších veličin na objemovém toku, především příkon a účinnost. Průběh příkonu čerpadla také ovlivňuje způsob spuštení čerpadla, viz Obrázek 370. 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).

– 370: –

(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 objemovém toku H_P neklesá. Zdroj: [Kadrnožka, 2003], [Nechleba, 1966, s. 95].

Ekvivalentní veličiny v charakteristice 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 884 (s. 10).

–   Úloha 738:   –

Charakteristika nového čerpadla

Δz [m]; Q [m³·h^-1]

Kritérium stability pracovního bodu čerpadla

Pracovní bod čerpadla není stálý průsečík, protože v každém systému existují alespoň malé pulzace (drobné změny otáček, odběry v potrubí apod...), takže OP je oblast o velikosti d(H_P)-dQ. Aby pracovní bod čerpadla zůstal stabilní, musí práce čerpadla reagovat na změny objemového toku Q a ztrát v potrubním systému L_{H, SP+DP} změnami opačnými. Tuto vlastnost čerpadla lze zapsat Rovnicí 372b (s. 10), která se nazývá kritérium stability čerpadla. Nestabilní pracovní oblast čerpadla, ve které nejsou splněny podmínky kritéria stability (označená jako SS), je tedy funkcí charakteristiky čerpadla i charakteristiky potrubního systému, ve kterém čerpadlo pracuje.

Nestabilita pracovního bodu v labilní oblasti

Na Obrázku 372a (s. 10) je příklad typické charakteristiky systému S, při které není kritérium stability splněno vlevo od vrcholu charakteristiky čerpadla. V této oblasti bude pracovní bod čerpadla klesat s objemovým tokem do oblasti odtrhávání proudu od profilu (stall), naopak při nárůstu objemového toku v systému může pracovní bod čerpadla skově přeskočit na protější stranu charakteristiky. Tyto prudké střídavé změny objemového toku se projevují pulzacemi v potrubí (vibracemi) a znatelnými změnami v hlučnosti a opotřebení čerpadla, protože při odtrhávání proudění vzniká i kavitace.

Jak ovlivnit polohu pracovního bodu

Pracovní bod čerpadla lze ovlivnit regulací čerpadla a na straně potrubního systému pomocí hydraulického vyvažování (Úloha 738) nebo kompenzačními nádržemi (Úloha 265 (s. 12)).

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 umístěné na paralelních větvích (tzv. paralelní zapojení).

  ~  

Sériový provoz

Při sériovém provozu čerpadel jsou objemové toky čerpadly stejné a zvýšení celkové energie dodané pracovní kapalině čerpadly je rovno součtu zvýšení celkové energie v jednotlivých čerpadlech.

  ~  

Paralelní provoz dvou stejných čerpadel

V případě paralelního provozu dvou či více čerpadel bude stejné zvýšení celkové energie kapaliny, ale objemové toky jednotlivými čerpadly mohou být rozdílné. Pracovní body takto zapojených čerpadel se navrhují tak, aby bylo dosaženo, pokud možno, co nejvyšší účinnosti při jmenovitém objemovém toku systémem. To znamená, že při práci jen jednoho čerpadla může být účinnost tohoto čerpadla nižší, než při společné práci zapojených čerpadel – viz Obrázek 371, na kterém je případ výsledné charakteristiky dvou stejných čerpadel pracujících paralelně.

– 371: –

H_P1 charakteristika jednoho čerpadla; H_P2 výsledná charakteristika dvou stejných čerpadel řazených paralelně; a [m³·s^-1] objemový tok při společné práci dvou paralelních čerpadel; a' [J·kg^-1] zvýšení celkové energie kapaliny při paralelním provozu dvou čerpadel; b [m³·s^-1] objemový tok jedním čerpadlem při paralelním provozu; b' [1] účinnost čerpadel při paralelním provozu; c [m³·s^-1] objemový tok čerpadlem při zapnutí jen jednoho čerpadla; c' [J·kg^-1] zvýšení celkové energie kapaliny v čerpadle při chodu jen jednoho čerpadla; c'' [1] účinnost čerpadla při chodu jednoho čerpadla.

Paralelní provoz dvou různých čerpadel

Jestliže jsou paralelně zapojená čerpadla s různou charakteristikou, pak změna celkové energie v čerpadlech H_P musí být stejná. V opačném případě by došlo ke zpětnému proudění u čerpadla s nižší změnou celkové energie. Výsledná charakteristika dvou čerpadel s odlišnou charakteristikou je uvedena např. v [Kadrnožka, 2003, s. 170].

– 1018: –

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

Nejlépe pomůže s výběrem specializovaný software výrobce

Výrobci nabízí velké množství čerpadel a pomocí firemních softwarů jsou schopni, na základě dodaných podkladů o budoucím provozu a charakteristice systému, vybrat nejvhodnější čerpadlo. Případně je možné z dodaných katalogů porovnat optimální kombinace zvýšení celkové energie a objemového toku jednotlivých čerpadel.

Kavitace

Rychlost a tlak kapaliny v mezní vrstvě se při obtékání profilu lopatky mění, přičemž v některých místech může tlak poklesnout až na tlak syté kapaliny p_s(t). V takovém případě dojde ke střídavému odpařování a průdké kondenzaci kapaliny spojené se zvýšeným namáhání materiálu povrchu lopatky (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 [Dixon and Hall, 2010, s. 330]). Nejmenší tlak v turbočerpadlech je v blízkosti nátokové hrany nejvýše položené lopatky prvního stupně.

Definice minimální sací výšky čerpadla

Pro zabránění vzniku kavitace předepisují výrobci minimální sací výšku čerpadla NPSH (Net Positive Suction Head), která se měří od osy sacího hrdla čerpadla. 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 796 (s. 16). Navíc výrobci doporučují NPSHR zvýšit o bezpečnostní výšku z_A a výsledek se označuje jako NPSHA (Net Positive Suction Head Available) neboli bezpečná sací výška čerpadla.