Teoretická hlava čerpadla se rovná rozdílu tlaků na vstupu a výstupu kola. Typicky se kapalina přicházející ze sacího potrubí pohybuje podél kola v radiálním směru. Proto je úhel mezi absolutní hodnotou rychlosti tekutiny na vstupu do oběžného kola a obvodovou rychlostí 90°. Pak teoretický tlak:
u – obvodová rychlost,
c – rychlost pohybu tekutiny,
– úhel mezi absolutní hodnotou rychlosti kapaliny na výstupu z oběžného kola a obvodovou rychlostí,
těch. Tlak čerpadla je úměrný druhé mocnině otáček oběžného kola, protože
u = ×D× n
Skutečná hlava méně než teoreticky, protože část energie kapaliny je vynaložena na překonání hydraulického odporu uvnitř čerpadla a kapalina v něm s konečným počtem lopatek se nepohybuje po podobných trajektoriích.
kde je hydraulická účinnost. čerpadlo ( г=0,8 – 0,95),
– koeficient zohledňující konečný počet lopatek v čerpadle ( = 0,6 – 0,8).
Produktivita odstředivé čerpadlo Q odpovídá průtoku tekutiny kanály mezi lopatkami oběžného kola.
b1 b2 – šířka oběžného kola na vnitřním a vnějším obvodu, resp.
c1r с2r – radiální složky absolutních rychlostí na vstupu a výstupu z kola.
Výkon a tlak odstředivého čerpadla závisí na otáčkách oběžného kola. Z rovnice vyplývá, že výkon čerpadla je přímo úměrný radiální složce absolutní rychlosti na výstupu z kola.
Výkon odstředivého čerpadla a charakteristiky potrubí
Pro správný provoz čerpadla potřebujete vědět, jak se mění tlak, účinnost a výkon čerpadla při změně jeho napájení, tzn. vlastnosti čerpadlo, což znamená závislost tlaku, výkonu a účinnosti na výkonu čerpadla při konstantních otáčkách.
A ze závislosti je zřejmé, že s rostoucí produktivitou klesá tlak čerpadla, roste spotřeba a účinnost prochází maximem.
Při konstantním počtu otáček oběžného kola, kdy jsou jeho lopatky ohnuty v opačném směru, než je směr otáčení kola, tlak čerpadla klesá se zvyšující se produktivitou a při určité mezní hodnotě se může rovnat 0.
Výkon spotřebovaný čerpadlem nebude po celý interval nulový kvůli přítomnosti různých typů ztrát, jejichž kompenzace vyžaduje energii. Tyto ztráty se zvyšují s rostoucí produktivitou čerpadla, takže graf má charakter monotónně rostoucí funkce s počátkem v některém bodě na pořadnici.
Úsek křivky, kde tlak roste s rostoucí produktivitou, odpovídá nestabilnímu provozu čerpadla.
Nejvýhodnější provozní režim odstředivého čerpadla při dané rychlosti odpovídá maximu na křivce účinnosti.
Nazývají se grafické závislosti mezi tlakem, účinností a výkonem čerpadla při různých otáčkách kol univerzální vlastnosti.
Pomocí univerzální charakteristiky můžete nastavit provozní limity čerpadla (odpovídající hodnotě maximální účinnosti.)
a zvolte nejvýhodnější provozní režim.
Čáry vymezují oblasti, ve kterých
účinnost čerpadla nemá hodnotu menší, než je hodnota uvedená na hranici regionu.
Linie p-p odpovídá maximálním hodnotám účinnosti při daných otáčkách oběžného kola.
Provoz čerpadla v síti
Při výběru čerpadla je nutné vzít v úvahu vlastnosti sítě, tj. potrubí a zařízení, kterými jsou kapaliny čerpány.
Síťová charakteristika vyjadřuje vztah mezi prouděním tekutiny a tlakem potřebným k pohybu tekutiny danou sítí. Charakteristiky sítě jsou popsány rovnicí paraboly, protože Tlaková ztráta je úměrná druhé mocnině průtoku tekutiny.
Čerpadlo tohoto čerpacího zařízení pracuje v režimu, ve kterém se požadovaný tlak rovná tlaku čerpadla, tj. ve kterém se energie spotřebovaná při pohybu kapaliny potrubím zařízení (požadovaný tlak) rovná energii předané kapaliny čerpadlem (tlak čerpadla). Pro určení provozního režimu čerpadla by měly být charakteristiky čerpadla a čerpací jednotky vyneseny do stejného grafu ve stejném měřítku.
Pro režim určený bodem se získá rovnost tlaku čerpadla a požadovaného instalačního tlaku А křižovatky charakteristik. Ukažme, že čerpadlo nemůže pracovat v jiném režimu, než je režim A. Předpokládejme, že čerpadlo pracuje v režimu V. V tomto případě je tlak dodávaný kapalinovým čerpadlem roven Nv, tlak spotřebovaný při pohybu kapaliny potrubím instalace HspolknoutQA. Pokud je průtok čerpadla větší QA (tečka S), pak je tlak dodávaný čerpadlem menší než spotřebovaný. Nedostatek energie je kompenzován vlastní kinetickou energií kapaliny. To vede ke snížení rychlosti jízdy a následně i ke snížení spotřeby na QA.
Při požadavku na vyšší výkon je nutné buď zvýšit otáčky elektromotoru, nebo toto čerpadlo vyměnit za čerpadlo s vyšším výkonem. Zvýšení produktivity lze dosáhnout také snížením hydraulického odporu sítě. V tomto případě se pracovní bod A bude pohybovat podél charakteristiky čerpadla doprava.
Čerpadlo musí být zvoleno tak, aby provozní bod odpovídal požadované kapacitě a tlaku.
Zvažme zvláštní případy čerpacích instalací.
Úroveň příjmu a tlaku se shoduje. V tomto případě geometrický tlak instalace
НГ = 0, р” = р’ a charakteristikou čerpací jednotky je křivka. Veškerý tlak je vynaložen na překonání hydraulického odporu v systému. Charakteristiky čerpadla vyneseme na charakteristiku instalace. Průsečík křivky hlavy Н čerpadlo s instalační charakteristikou udává provozní bod Ah určení provozního režimu čerpadla.
2. Úroveň tlaku je pod úrovní příjmu. V tomto případě je geometrický tlak záporný, takže by měl být vykreslen dolů od osy úsečky grafu. Nechat р” = R’. Úroveň příjmu instalačního diagramu je zarovnána s osou úsečky. Postaveno z přímky Ne po ztrátové křivce získáme charakteristiky instalace. V průsečíku tlakové křivky charakteristiky čerpadla s charakteristikou čerpacího agregátu najdeme bod Ah který určuje provozní režim čerpadla. Průsečík charakteristiky instalace s osou x udává průtok Q9 v potrubí při absenci čerpadla. Zapnutí čerpadla zvýšilo průtok v systému o Qa–Qо
Paralelní a sériový provoz čerpadel
Sériový a paralelní provoz čerpadel v síti
Sériové připojení čerpadla se obvykle používají ke zvýšení tlaku v případech, kdy jedno čerpadlo nemůže vytvořit požadovaný tlak. V tomto případě je průtok čerpadla stejný a celkový tlak se rovná součtu tlaků obou čerpadel odebraných při stejném průtoku. V důsledku toho se celková charakteristika čerpadel I + II získá sečtením souřadnic tlakových křivek I a II obou čerpadel. Průsečík celkových charakteristik čerpadel s charakteristikou čerpací jednotky dá pracovní bod Ah který určuje krmivo Q a celkový tlak obou čerpadel. Průchod bodem А získáme svislou přímku v jejím průsečíku s tlakovými křivkami I a II, tlaky čerpadla H1 a H2.
Když jsou čerpadla zapojena do série, má kapalina dodávaná do čerpadla II značný tlak. V tomto případě může tlak v čerpadle II překročit hodnotu povolenou pevnostními podmínkami. V tomto případě by čerpadlo II mělo být umístěno odděleně od čerpadla I, v místě tlakového potrubí, kde tlak kapaliny klesne na hodnotu bezpečnou pro čerpadlo II. Tento bod lze určit sestrojením piezometrické linie tlakového potrubí.
Paralelní připojení čerpadla se obvykle používají ke zvýšení průtoku. Čerpadla pracující paralelně na jednom dlouhém potrubí jsou obvykle instalována blízko sebe ve stejné strojovně. Vzhledem k tomu, že čerpadla II a I jsou umístěna blízko sebe a potrubí, na kterém pracují, je dlouhé, lze odpor napájecího a tlakového potrubí vůči uzlovému bodu zanedbat. O. Nechte úrovně příjmu obou čerpadel stejné. V tomto případě je tlak čerpadel stejný, protože tlak v bodě je stejný Oh generované oběma čerpadly. Vyměňme obě čerpadla za jedno, jehož průtok se rovná součtu průtoků obou čerpadel odebraných při stejném tlaku. Při takové výměně se provozní režim čerpací jednotky nezmění. Chcete-li získat charakteristiky tohoto čerpadla nebo celkové charakteristiky dvou čerpadel, měli byste sečíst úsečky bodů tlakových křivek. N = f (Q) obě čerpadla odebraná na stejné ose pořadnice. Jinými slovy, tlakové křivky I a II obou čerpadel by měly být přidány horizontálně. Průnik souhrnné charakteristiky I + II s charakteristikou čerpací jednotky udává pracovní bod A. Tečky na úsečce А rovna celkovému průtoku obou čerpadel, ordinate – tlak čerpadla N1 = H2. Průchod bodem А vodorovnou přímkou získáme režimové body v průsečíku s tlakovými křivkami I a II С и В čerpadla I a II.
