上述6个性能参数之间的关系通常用特性曲线来表示。在油泵样本中，除了对该型号油泵的结构、尺寸作出说明外，更主要的是提供了一套表示各性能参数之间相互关系的特性曲线，使用户能全面地了解该油泵的性能。
另外，为方便用户使用，每台油泵的泵壳上都钉有一块铭牌，上面简明列出了该油泵在设计时，转速运转和效率最高时的流量、扬程、轴功率及电气性能，如电流、电压、频率等。这些数值是该油泵设计工况下的参数值，只反映在特性曲线上效率最高那个点的参数值。还有油泵的启动时间通常为0.3s，起动电流Y型电机为额定电流的3～4倍，盘式电机为额定电流的4～6倍，还有该油泵出厂序号或编号。
二、油泵的特性曲线
在变压器油泵的6个基本性能参数中，通常选定转速n作为常量，然后列出扬程H、轴功率P、效率η以及电流I等随流量Q而变化的函数关系式，如：
当n＝c（常数）时，
H＝f（Q）；P＝f（Q）
I＝f（Q）；η＝f（Q）
如把这些关系式用曲线的方式来表示，就称这些曲线为油泵的特性曲线。
设计油泵时，首先是根据给定的一组（Q，H）与n值、按水力效率最高的要求来进行计算的。符合这一组参数的工作情况称为油泵的设计工况。在实际运行中，油泵的工作流量和扬程往往是在某一个区间内变化着而不同于设计值的，这时，泵内的油流运动就变得很复杂。目前，还没有足够准确的水力计算法来描述这种运动情况。因此对于油泵特性曲线的求得，通常是采用“性能实验”来进行实测的。下面首先对油泵的理论特性曲线进行分析，然后结合实测的曲线进行具体说明。
1.离心泵的理论特性曲线
为了便于分析离心泵的理论特性，先简单地分析一下流体在离心泵的叶轮中的运动以及泵的基本方程式。
（1）流体在叶轮中的运动图表示流体在叶轮流道中流动示意图。
由于流体在叶轮流道中的流动非常复杂，为便于应用一元流动理论来分析其流动规律，首先对叶轮的结构、流动性质作以下三个理想化假设：
（1）叶轮中的流体是恒定流。
（2）叶轮具有无限多且无限薄的叶片，可以认为流体在流道间作相对运动时，其流线与叶片形状一致，叶轮同半径圆周上各质点流速相等。
（3）流体是理想的不可压缩流体，流动过程中不计能量损失。
当叶轮旋转时，流体沿轴向以绝对速度υ0自叶轮进口处流入。在叶片进口1处，流体质点一方面随叶轮旋转作圆周牵连运动，其圆周速度为u1；另一方面又沿叶片方向作相对运动，相对速度为w1。根据速度合成定理，流体质点在进口处的绝对速度应υ1为牵连速度u1与相对速度w1两者的矢量和。同理，在叶片出口两处，流体质点的绝对速度υ2应为牵连速度u2与相对速度w2的矢量和。
流体在叶轮中的符合运动可用速度三角形来表示。相对速度w与牵连速度u反方向之间的夹角β即叶片安装角，它表明了叶片的弯曲方向。绝对速度υ与牵连速度u之间的夹角α称为叶片的工作角，α1是叶片进口工作角，α2是叶片出口工作角。
为便于分析，常常将绝对速度υ分解为与流量有关的径向分速度υr和与扬程有关的切向分速度υu。前者的方向与叶轮半径方向相同，后者与叶轮的圆周运动方向相同。显然：
υu2＝cosα2＝u2－υr2sinα2
υr2＝υ2sinα2（5‐13）
公式表明，当u2、υr2一定时，β2增大，υu2也增大，β2减小，υu2亦减小。
（2）基本方程式——欧拉方程，分析了叶轮中流体的运动之后，可以进一步利用动量矩定理来推导泵的基本方程式，推导过程从略，所得方程称为欧拉方程：
HT∞＝（u2υu2－u1υu1）T∞（5‐14）
式中，下角标“T∞”表示理想流体与无穷多叶片。
欧拉方程表示了单位质量流体所获得的能量，也就是离心泵与离心风机的基本方程。
从欧拉方程可以看出：
①流体所获得的理想扬程HT∞仅与流体在叶片进出口处的运动速度有关，而与流动过程无关。
②基本方程表明理想扬程HT∞与u2有关，而u2＝nπD2/60，因此，增加转速n和叶轮直径D2便可以提高泵的理想扬程。
③流体所获得的理想扬程与被输送流体的种类无关。对于不同容重的流体，只要叶片进出口处的速度三角形相同，都可以得到相同的HT∞。
值得注意的是，欧拉方程是在假定条件下得到的，而实际条件并非如此。如实际上泵的叶片数目是有限的，由于有限多叶片流道中的相对涡流运动，使流体流经实际叶轮时，所获得的理论扬程HT小于理想的、无限多叶片的叶轮中所获得的理想扬程HT∞。但在以下推导理论扬程HT的过程中，仍按理想的、无限多叶片叶轮的理想扬程HT∞进行计算，以获得其最大可能的扬程值。
（3）离心泵的理论特性曲线。如果将理论扬程HT按理想的、无限多叶片叶轮的理想扬程的HT∞计算，则由式（5‐14）可知，当叶片进口切向分速度υu1＝υ1cosα1＝0时，理论扬程将会达到最大值。因此，在设计泵时，总是使进口绝对速度υ1与圆周速度u之间的工作角α1＝90°。
实际运行时，油泵的理论扬程是需要进行修正的。如对于后向式叶型的叶轮，首先考虑在叶槽中液流不均匀的影响，成为直线I。
其次，考虑油泵内部的油头损失，要从直线I上减去相应流量QT下的油泵内部油头损失，可得实际扬程H和流量Q之间的关系曲线，即曲线Ⅱ。离心泵内部的水头损失可分为两类：
①摩阻损失等Δh1：在吸油室、叶槽中和压油室中产生的摩阻损失。其中包括转弯处的弯道损失和由流速偷转化为压头时的损失。
②冲击损失Δh2：油泵在设计工况下运行时，可认为基本上没有冲击损失，当流量不同于设计流量时，在叶轮的进口导油器、蜗壳的压油室的进口等处就会发生冲击现象。
流量与设计流量相差越远，冲击损失也越大。
泵体内这两部分油头损失必然要消耗一部分功率，使油泵的总效率下降。另外，离心泵的工作过程中存在着泄漏和会流问题，即油泵的出油量总比通过叶轮的流量小，其差值就是渗漏量，它是能量损失的一种，称为容积损失。
除此以外，油泵在运行中还存在轴承内的摩擦损失、填料轴封装置内的摩擦损失以及叶轮盖板旋转时与油的摩擦损失（称为圆盘损失）等，这些机械性的摩擦损失同样消耗一部分功率，使油泵的总效率下降。
因此，要提高油泵的效率，必须尽量减小机械损失和容积损失，并力求改善泵壳内过油部分的设计、制造和装配，以减少油头损失。
2.油泵的实测特性曲线
由以上对Q－H特性曲线的理论分析中可以知道，如果用分析法来求特性曲线，必须计算泵内的各种损失。然而，这是很难精确计算的。因此，一般都是采用实验的方法来实测油泵的特性曲线。
图中包含有Q－H、Q－P、Q－η及Q－I共4条曲线。它们的特点可归纳如下：
①每一个流量Q都对应于一定的扬程H、轴功率P、效率η和电流I。扬程随流量的增大而下降，这一点与理论分析结果相吻合。它将有利于油泵所用电动机的选择和管网联合工作中工况的自动调节。
②Q－H曲线是一条不规则曲线。相应于效率最高值的点的各参数，即为油泵铭牌上所列出的各数据，它是油泵工作最经济的一个点。在此点的一定范围内（一般不低于最高效率点的10%左右）都是属于效率较高的区域，在油泵样本中用两条波形线标出，称为油泵的高效段。在选泵时，应使设计所要求的流量和扬程能落在高段范围内。
③在流量Q＝0时，相应的轴功率并不等于零，此功率主要消耗在油泵的机械损失上。其结果将使泵壳内水的温度上升，泵壳、轴承会发热，严重时可能导致泵壳的热应力变形。因此，在实际运行中，油泵在零流量情况下只允许作短时间（2～3min）的运行。
油泵正常启动时，Q＝0的情况，相当于阀门全闭，此时泵的轴功率仅为设计值的30%～40%左右，而扬程值又是最大，完全符合电动机轻载启动的要求。因此，使用离心泵时，通常采用“闭阀启动”的方式，即在油泵启动前，压油管上阀门全闭，待电动机运转正常后，压力表读数达到预定数值时，再逐步打开阀门，使油泵作正常运行。
④在Q－P曲线上各点的纵坐标，表示油泵在各不同流量时的轴功率值。在选择与油泵配套的电动机的输出功率时，必须根据油泵的工作情况选择比油泵轴功率稍大的功率，以免在实际运行中，出现小机拖大泵而使电动机过载、甚至烧毁等事故。但也要避免选配过大功率的电动机，造成电动机容量得不到充分利用，从而降低了电动机的效率和功率因数。
另外，油泵样本中所给出的Q－P曲线，指的是水或某种特定液体时的轴功率与流量之间的关系，如果所抽升的液体容重（γ）不同时，则样本中的Q－P曲线就不能适用。
此时，泵的轴功率要进行换算。
⑤Q－I曲线上各点的纵坐标，表示油泵在相应流量下工作时，电机的电流变化。
⑥油泵所输送的变压器油粘度越大，泵体内部的能量损失越大，油泵的扬程和流量都要减小，效率要下降，二轴功率却增大，即油泵的特性曲线将发生改变。故在输送黏度较大时，泵的特性曲线要经过专门的换算后才能使用，而不能直接套用。
综上所述，从能量传递的角度看，对于泵特性曲线中任意一点A的各相纵坐标值，可作如下归纳：
扬程HA表示当油泵流量为QA时，每1kg油通过油泵后其能量的增值为HA（单位为mH2O）。
功率PA表示当油泵流量为QA时，泵轴上所消耗的功率（单位为kW）。
效率ηA表示当油泵流量为时QA，油泵的有效功率占其轴功率的百分数（%）。
三、叶轮叶型对油泵性能的影响
油泵是靠叶轮的旋转来抽送油的，叶轮的结构形式对油流在叶轮中获得的能量、外加轴功率等性能之间存在着以下关系。
1.叶轮的叶型
根据叶片出口安装角度β2的不同，可将叶轮的形式分为以下三种：
（1）前向叶片的叶轮
叶片出口安装角β2＞90°，这类叶轮流道短而出口宽度较宽。
（2）径向叶片的叶轮
β2＝90°，前者制作复杂，但损失小，后者则相反。
（3）β2＜90°，这类叶型的叶轮能量损失小，整机效率高，运转时噪音小，但压力较低。
2.叶型对油泵性能的影响
从欧拉方程可以看出，叶轮类型不同，离心泵理论特性曲线斜率值也不同。前向叶型的叶轮β2＞90°，HT将随着QT的增加而增加；后向叶型的叶轮，β2＜90°；HT将随着QT的增加而减少；径向叶型的叶轮，β2＝90°，HT与QT的变化无关。
前向叶型的泵所需要的轴功率随流量的增加而增加得很快。因此这类泵在运行中增加流量时，原动机超载的可能性比径向叶型的泵大合多，而后向叶型的叶轮一般不会发生原动机的超载现象。这也是后向式叶型被离心泵广泛采用的原因之一。
可见，具有前向叶型的叶轮所获得的理论扬程最大，其次为径向叶型，而后向叶型的叶轮的理论扬程最小。前向叶型的蹦甘遂染能提供较大的理论扬程，但由于流体在前向叶型的叶轮中流动时流速较快，在扩压器中流体进行动、静压转换时的损失也较大，因而总效率比较低。所以，油泵全部采用后向叶型的叶轮，这样一来还可以避免发生电动机的超载现象。
四、油泵选型中的相似定律
由于油泵内部液体流动的复杂性，单凭理论不能准确地算出离心泵的性能。流体力学中的相似理论，运用实验和模拟的手段，可以解决油泵叶轮在某一转速下的性能换算在其他转速下的性能。油泵叶轮的相似定律是以几何相似和运动相似为基础的。凡是能满足几何相似和运动相似条件的油泵，称为工况相似油泵。