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PATENTANSPRÜCHE
1. Zentrifugalpumpe mit einer Antriebswelle, einem fest auf der Antriebswelle montierten Laufrad, einem Gehäuse mit Einlass gegenüber dem Laufrad und einem Spiralgehäuseteil, welches einen Spiralraum um das Laufrad begrenzt, dadurch gekennzeichnet, dass das Laufrad (30) eine Scheibe (31) mit einer Nabe (32), welche auf der Welle (42) befestigt ist, und eine Reihe von Schaufeln (33) aufweist, welche im gleichen Abstand voneinander von einer Seitenfläche der Scheibe (31) in axialer Richtung abstehen, wobei jede Schaufel (33) eine vorlaufende Fläche (36) und eine nachlaufende Fläche (37) besitzt und ein Teil der nachlaufenden Fläche (37) die Nabe teilweise und im Abstand umgibt, dass zwischen der vorlaufenden Fläche (36) jeder Schaufel (33) und dem übrigen Teil der nachlaufenden Fläche (37) der benachbarten Schaufel (33) ein Raum (38) für die Flüssigkeit gebildet ist,
der sich von einem Bereich rund um die Nabe (32) zur Peripherie der Scheibe (31) erstreckt, dass jede Schaufel (33) eine konstante axiale Höhe (D) aufweist, dass der grösste Teil der vorlaufenden Fläche (36) jeder Schaufel (33) und die nachlaufende Fläche (37) der ihr benachbarten Schaufel (33), welche miteinander den Raum (38) für die Flüssigkeit bilden, jeweils aus kreiszylindrischen Wölbungsabschnitten bestehen, welche um verschiedene Achsen (Pt, P2) durch die Scheibe (31) mit verschiedenen Radien (rl, r2) verlaufen, sodass der Raum (38) eine konstante Höhe (D) und eine allmählich von innen in Richtung der Peripherie der Scheibe (31) abnehmende Breite (W) hat.
2. Zentrifugalpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die vorlaufende Fläche (36) jeder Schaufel (33) einen Kurvenradius (rl) aufweist, der kleiner ist als derjenige der gegenüberliegenden nachlaufenden Fläche (37) der benachbarten Schaufel (33), wobei der kleinere Radius (n) von einer Achse (Pl) ausgeht, die weiter vom Mittelpunkt des Laufrades (30) entfernt ist, als die Achse (P2), von der der Radius (r2) für die Kurve der nachlaufenden Fläche (37) der benachbarten Schaufel (33) ausgeht.
3. Zentrifugalpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Innenwand des Spiralgehäuseteils (47) im Längsschnitt U-förmig ausgebildet ist und der Spiralraum (46) eine Öffnung besitzt, deren Breite im wesentlichen gleich der Dicke des Laufrades (30) ist.
4. Zentrifugalpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Laufrad (30) symmetrisch zu den Schaufeln (33) auf der einen Seite der Scheibe (31) eine weitere Reihe von Schaufeln (33) auf der anderen Seite trägt.
5. Zentrifugalpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Laufrad (30) eine fest mit den Schaufeln (33) verbundene Seitenwand (34) aufweist, mit einer Öffnung (41), welche den Durchfluss der Flüssigkeit vom Einlass zu den Räumen (38) gestattet.
Die Erfindung betrifft eine Zentrifugalpumpe mit einer Antriebswelle, einem fest auf der Antriebswelle montierten Laufrad, einem Gehäuse mit Einlass gegenüber dem Laufrad und einem Spiralgehäuseteil, welches einen Spiralraum um das Laufrad begrenzt.
Bei Zentrifugalpumpen sind bis heute Laufräder in Gebrauch, welche seit langer Zeit bekannt sind. Das Laufrad hat eine Vielzahl von Schaufeln, durch welche Flüssigkeitskanäle begrenzt werden. Ein Flüssigkeitskanal hat eine Breite, welche sich vom Einlass zum Auslassende stark erweitert. Es ist bekannt, dass ein derartiges Laufrad einen beträchtlichen Druckhöhenverlust erleidet wegen des Entstehens von Wirbelströmen im Flüssigkeitskanal. Trotzdem hat man die konventionelle Bauart eines Laufrades im praktischen Betrieb beibehalten.
Eine theoretische Untersuchung der Wirkungsweise eines Laufrades setzt ein ideales Laufrad voraus, welches eine unbegrenzte Zahl von Schaufeln hat mit unendlich kleiner Wandstärke, wobei die Flüssigkeit an der gebogenen Oberfläche der Schaufeln ohne Reibungsverluste vorbeistreicht.
In Fig. list das ideale Laufrad teilweise erläutert, wobei Flüssigkeit in einen Einlass unter einem Winkel al und mit einer Geschwindigkeit cl fliesst. Bei einer Umfangsgeschwindigkeit ul des Laufrades hat die Flüssigkeit eine relative Geschwindigkeit wl, bezogen auf die Schaufeln. Der Einlasswinkel ssl der Schaufel ist so gewählt, dass er mit der Richtung der relativen Geschwindigkeit wl fluchtet. Nachdem die Flüssigkeit entlang der gebogenen Oberfläche einer Schaufel geflossen ist, verlässt sie den Auslass mit einer relativen Geschwidigkeit w2.
Wenn die Umfangsgeschwindigkeit des Laufrades am Auslass u2 ist, hat die Flüssigkeit, welche aus dem Laufrad austritt, eine absolute Geschwindigkeit C2, eine Resultierende aus w2 und U2, wobei die Richtung durch einen Winkel a2 dargestellt wird. Es wird dabei angenommen, dass Teile der Flüssigkeit welche sich auf derselben gebogenen Oberfläche des Laufrades befinden, sich in der gleichen Richtung und mit derselben Geschwindigkeit bewegen. Da die Flüssigkeit entlang der gebogenen Schaufeloberfläche fliesst und gleichzeitig zusammen mit dem Laufrad sich dreht, wird der tatsächliche Weg der Bewegung der Flüssigkeit durch eine Kurve BIB2' dargestellt, beginnend vom Eingang B1 und endend am Punkt B2' unter dem Winkel a2.
Eine Druckhöhenerhöhung h2-hl zwischen Auslass und Einlass des idealen Flügelrades ergibt folgendes
U2ê - ui2 U11 - w22 - w1ê (1) h2h. = 2g 2g wobei g die Gravitationsbeschleunigung darstellt. Ein Anwachsen der Geschwindigkeitshöhe ist gegeben durch c227g c2 (2)
2g
Das Laufrad erteilt der Flüssigkeit eine Druckhöhe in Höhe der Differenz zwischen der vollen Druckhöhe am Auslass und der vollen Druckhöhe am Einlass. Es wird daher die theoretische Druckhöhe Hthoo werden Hth # = u2ê - u1ê + c2ê - c1ê - W2ê - W1ê 2g 2g 2g (3) Fig. 2 zeigt die Geschwindigkeitsdiagramme am Einlass und am Auslass.
Aus diesen Diagrammen ist zu ersehen, dass w22 = c22 + u22 - 2cu cos a2 wi2 = ci2 + ui2 - 2ciui cos al
Das Einsetzen dieser Ausdrücke in die Gleichung (3) ergibt Hth # = U2C2 cosα2 - u1c1 coα1 g (4)
Wenn al = 90 , cos al = 0, und folglich Hth oO = U2C2 cos a2 = ¯¯¯¯¯¯ g cos x2 g u2c20 (5) g g
Die theoretische Druckhöhe bei einem tatsächlich hergestellten Laufrad liegt beträchtlich unter dem Wert, welcher
durch die Gleichung (5) gegeben ist, da das Laufrad nur einige Schaufeln besitzt und da bei den meisten Laufrädern der alten Art wie beispielsweise in Fig. 3 dargestellt, nebeneinander liegende Schaufeln einen Durchlass begrenzen, der breit genug ist, um einen freien Fluss zu ermöglichen, wodurch aber eine komplizierte Strömungslage geschaffen wird. Die Druckhöhe einer tatsächlich ausgeführten Pumpe kann wie folgt ausgedrückt werden H XU2C2 cosx2 (6) g wobei tZ5 ein Koeffizient ist, dessen Grösse von der Ausfüh rung und der Zahl der Schaufeln und der spezifischen
Geschwindigkeit des Laufrades abhängt und der gewöhnlich von 0,5 bis 0,8 reicht.
Bei bekannten Laufrad-Konstruk tionen verhindern die breiten Durchlässe zwischen benach barten Schaufeln, dass die Flüssigkeit entlang der gebogenen
Schaufeloberfläche fliesst, wodurch sich eine ungleichför mige Geschwindigkeits- und Druckverteilung entlang der gekrümmten Oberfläche ergibt. Da Geschwindigkeit und
Druck an der vorderen Oberfläche höher sind als an der rück seitigen Oberfläche einer Schaufel, ergibt sich durch Druck und Geschwindigkeitsdifferenzen zwischen den Schaufeln eine komplizierte Wirbelströmung. Diese wird im einzelnen unter Bezugnahme auf Fig. 3 untersucht. Eine Zentrifugal pumpe herkömmlicher Bauart enthält ein Laufrad 10 mit einer Vielzahl Schaufeln 11 von im wesentlichen gleichför miger Dicke. Jede Schaufel 11 ist auf einer Seite eine Haupt scheibe 12 angeordnet, welche eine Nabe 13 besitzt, die fest auf einer Antriebswelle 14 montiert ist.
Das Laufrad 10 ist bekannterweise in einem Körper 17 mit einem Spiralgehäuse
16 angeordnet, wodurch ein spiralförmiger Zwischenraum 15 rund um das Laufrad 10 gebildet wird. Die Flüssigkeit tritt axial rund um die Nabe 13 ein, wenn das Laufrad 10 rotiert.
Sie wird durch Räume 18 zwischen einander benachbarten
Schaufeln 11 zu dem spiralförmigen Zwischenraum 15 beför dert.
Die Flüssigkeit nimmt während ihres Durchgangs durch die Räume 18 kinetische Energie auf, und diese kinetische
Energie wird in dem spiralförmigen Zwischenraum 15 in hydraulischen Druck umgewandelt. Bei eine Pumpe konven tioneller Bauart hat der Raum 18 des Laufrades 10 einen ver kleinerten Einlass 19 und einen Auslass 20, der eine vergrös serte Öffnung aufweist. Dadurch wird die Wirbelstrombildung in dem Raum 18 vegrössert, die in der Zeichnung durch
Pfeile c gezeigt ist.
Die Wirbelströme haben Einfluss auf die tatsächlichen
Geschwindigkeiten, im Diagramm in Fig. 1 durch gestrichelte
Linien dargestellt. Während das Geschwindigkeitsdiagramm eines idealen Laufrades am Auslass durch A2B2D2 dargestellt ist, hat das tatsächlich ausgeführte Laufrad ein Geschwindig keitsdiagramm A2' B2D2, mit einem Flüssigkeitsschlupf, der durch die Wirbelströme A2A2' bewirkt wird. Ein ähnlicher
Schlupf tritt auch am Einlass auf. Er kann jedoch wegen seiner geringen Grösse vernachlässigt werden.
Zieht man den gesamten Flüssigkeitsschlupf am Auslass in Betracht, wird die theoretische Druckhöhe bei einem tatsächlich hergestellten Laufrad durch den folgenden Ausdruck wiedergegeben Hih = U2C2' COS CL2' = U2 (C2 cos x2 - ku) (7) g g wobei k2u2 den Flüssigkeitsschlupf am Auslass darstellt und k ein Koeffizient ist.
Wie oben erörtert, wurde gefunden, dass der Hauptdruckhöhenverlust bei Laufrädern herkömmlicher Bauart durch einen Flüssigkeitsschlupf bewirkt wird, der sich als Ergebnis einer Art Wirbelstrombildung einstellt, die in den Räumen zwischen einander gegenüberliegenden Schaufeln existiert.
Um das Entstehen von Wirbelströmen in den Räumen zwischen einander gegenüberliegenden Schaufeln zu vermeiden und um eine gleichmässige Strömung entlang der gekrümmten Oberfläche der Schaufeln sicherzustellen, wie sie bei einem idealen Laufrad unterstellt wird, wurde in der japanischen Offenlegungsschrift Nr.49-114 101, offengelegt am 31. Oktober 1974, eine gleichförmige Breite und Tiefe der Räume vorgeschlagen. Dabei bezieht sich die Breite des Raumes auf die Entfernung zwischen der vorderen Oberfläche einer Schaufel und der rückseitigen Oberfläche einer benachbarten Schaufel, während die Tiefe des Raumes sich auf die Höhe einer Schaufel in axialer Richtung bezieht.
Die vorgeschlagene Anordnung hat jedoch den Nachteil, dass der über die ganze Länge konstante Querschnitt des Raumes einen Flüssigkeitsstrom nicht bewältigen kann, der eine Geschwindigkeit besitzt, die vom Einlass zum Auslass ansteigt.
In der japanischen Gebrauchsmusteranmeldung No.
50-26 323, angemeldet am 10. Februar 1975, wurde folglich ein verbessertes Laufrad vorgeschlagen, in dem die Breite des Raumes konstant bleibt, während die Tiefe allmählich vom Einlass zum Auslass abnimmt. Dieses Laufrad hat einen ausgezeichneten Wirkungsgrad und eine tatsächliche Druckhöhe, welche bedeutend höher ist als diejenige von bekannten Mustern. Das Laufrad ist jedoch noch nicht voll befriedigend.
Es ist eine Aufgabe der Erfindung, eine Zentrifugalpumpe zu schaffen mit geringem Verlust, welche eine grössere Druckhöhe erzeugt. Eine weitere Aufgabe der Erfindung ist es, ein Laufrad für eine Zentrifugalpumpe zu schaffen, welches frei von Wirbelströmen in den Räumen zwischen einander benachbarten Schaufeln ist, wobei eine Flüssigkeit entlang der gekrümmten Obefläche der Schaufeln fliessen kann.
Die erfindungsgemässe Zentrifugalpumpe ist durch die Merkmale des unabhängigen Patentanspruches 1 gekennzeichnet.
Bei der Zentrifugalpumpe können die Räume für die Flüssigkeit, welche durch zwei benachbarte Schaufeln begrenzt werden, einen Querschnitt aufweisen, der allmählich vom Einlass zum Auslass abnimmt. Da die Tiefe des Raumes konstant bleibt, kann die Flüssigkeit entlang der vorderen Oberfläche der zugehörigen Schaufel strömen, wobei die Zentrifugalkraft der Schaufel die Flüssigkeit mit kinetischer Energie beaufschlagt. Das Auftreten von Wirbeln, Kavitation oder Luftblasen innerhalb des Flüssigkeitsraumes kann weitgehend unterdrückt werden, weil die Flüssigkeit, während sie den Raum füllt, an bestimmten gekrümmten Oberflächen, welche verschiedene Kurvenradien aufweisen, entlangfliesst.
Folglich kann der Druckhöhenverlust im Flügelrad, der durch eine Wirbelbildung bewirkt wird, weitgehend vermieden werden, wodurch die Pumpe eine vergrösserte Druckhöhe erreichen kann. Es kann Flüssigkeit mit einem beträchtlichen Anteil an Luft oder von relativ hoher Temperatur ohne Kavitation gefördert werden.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung hat das Spiralgehäuse, welches den spiralförmigen Zwischenraum rund um das Laufrad begrenzt, in Längsrichtung eine U-förmige innere Oberfläche. Zugegebenerweise war die theoretische Dimensionierung eines Spiralgehäuses ziemlich schwierig, was eine funktionelle Analyse verhinderte. Aus diesem Grunde besitzen konventionelle Zentrifugalpumpen ein Spiralgehäuse, welches einen spiralförmigen Zwischenraum begrenzt, der im Längsschnitt rund ist. Ein derartiges Spiralgehäuse ist vorteilhaft zur Umkehr der Richtung des Flüssigkeitsstromes, wenn er aus den Auslässen zwischen den Schaufeln heraustritt, wobei er ein kompliziertes Strömungsmuster erhält, aufgrund der Anwesenheit von Wirbeln. Das komplizierte Strömungsmuster in dem Gehäuse bewirkt eine nicht gleichmässige Geschwindigkeit. Das Ergebnis ist ein erhöhter Strömungswiderstand.
Im Gegensatz hierzu entfällt durch das weitgehende Fehlen von Wirbeln in der Flüssigkeit, wenn sie die Auslässe zwischen den Schaufeln verlässt, die Notwendigkeit einer Strömungsumkehr, welche durch das Spiralgehäuse bewirkt wird. Deren Hauptziel ist dann, einen hohen Wirkungsgrad zu erzielen bei der Umwandlung der kinetischen Energie der Flüssigkeit in Druck. Es wurde gefunden, dass das Spiralgehäuse, welches einen spiralförmigen Zwischenraum begrenzt, der im Längsschnitt U-förmig ist, eine grosse Umwandlungswirkung erzielt.
Die Erfindung ist nachfolgend an einem Ausführungsbeispiel anhand der Zeichnung erläutert.
Es zeigt:
Fig. 1 ein Geschwindigkeitsdiagramm einer Zentrifugalpumpe;
Fig. 2 die Geschwindigkeitsdreiecke;
Fig. 3 einen Querschnitt durch eine herkömmliche Zentrifugalpumpe;
Fig. 4 einen Querschnitt durch eine erfindungsgemässe Zentrifugalpumpe;
Fig. 5 einen Querschnitt durch die Pumpe nach Fig. 4;
Fig. 6 eine perspektivische Ansicht des Laufrades nach Fig.
4und5;
Fig. 7 eine schaubildliche Seitenansicht des Laufrades nach Fig.6 und
Fig. 8a und Fig. 8b graphische Darstellungen der Leistungsfähigkeit einer handelsüblichen standardisierten Zentrifugalpumpe und der Pumpe nach der Erfindung, in welcher das Laufrad der früheren Pumpe durch ein Laufrad entsprechender Grösse ersetzt worden ist, welches entsprechend der Erfindung konstruiert wurde.
In den Fig. 4 bis einschliesslich 7 wird eine Zentrifugalpumpe gezeigt, welche entsprechend einer Ausführungsform der Erfindung konstruiert ist. Die Pumpe besitzt ein Laufrad 30, welches aus eine Scheibe 31 mit einer Nabe 32 besteht und einer Vielzahl von Schaufeln 33, die sich axial von den gegen überliegenden Seiten der Scheibe nach aussen erstrecken und welche unter gleichem Winkelabstand angeordnet sind. Die Schaufeln 33 auf der einen Seite der Scheibe 31 können rund herum fluchtend oder versetzt von denen auf der gegenüberliegenden Seite angeordnet sein. Das Laufrad 30 weist ausserdem Seitenränder 34 auf, welche fest mit den gegenüberliegenden Seiten der Scheibe 31 verbunden sind.
Es ist jedoch zu bemerken, dass die Schaufeln 33 nur an einer Seite der Scheibe 31 angeordnet sein können und dass die Erfindung gleichfalls bei einem Laufrad 30 des halboffenen Typs ohne Seitenränder 34 anwendbar ist. Dies ist eine Frage der Gestaltung und nicht ein Teil der Erfindung.
Entsprechend Fig. 7 hat jede Schaufel 33 des Laufrades 30 eine Umfangs-Oberfläche 35, welche im wesentlichen mit der äusseren Peripherie der Scheibe 31 zusammenfällt, eine vorlaufende Fläche 36 und eine nachlaufende Fläche 37, die in entsprechender vorderer oder hinterer Stellung liegen, in Drehrichtung des Laufrades 30 gesehen. Ein Teil der nachlaufenden Fläche 37 ist gegenüber, aber entfernt von der Nabe 32 angeordnet, die so teilweise umrundet wird. Ein Raum 38 zur Aufnahme der Flüssigkeit wird durch die vorlaufende Fläche 36 jeder Schaufel 33 und die nachlaufende Fläche 37 der gegenüberliegenden Schaufel 33 gebildet. Der Raum 38 für die Flüssigkeit erstreckt sich von einem Schaufel einlass 39 rund um die Nabe 32 zu einem Schaufelauslass 40 an der Peripherie des Laufrades 30. Der Raum hat eine Breite W, welche allmählich vom Einlass 39 zum Auslass 40 abnimmt.
Die Tiefe D des Raumes 38, das heisst die Dicke der Schaufel 33 entsprechend dem Zwischenraum zwischen der Scheibe 31 und dem Seitenrand 34, bleibt konstant. Alle oder die meisten Teile der vorlaufenden Fläche 36 einer einzelnen Schaufel 33 und der nachlaufenden Fläche 37 einer benachbarten Schaufel 33, welche zwischen sich einen einzelnen Raum 38 bilden, haben verschiedene Kurvenradien rl, r2, welche von verschiedenen Punkten Pi, P2 gezogen werden.
Letztere haben die Koordinaten Xi, Yl und X2, Y2, bezogen auf die Mitte des Laufrades 30 und liegen auf Kreisen um den Mittelpunkt mit Radien Rl, R2. Bevorzugte Werte dieser Koordinaten werden später angegeben, aber es ist hier festzuhalten, dass der Kurvenradius n kleiner ist als der Kurvenradius r2, während der Radius Rl grösser ist als der Radius R2.
Es soll jedoch festgehalten werden, dass die vorlaufende Fläche 36 einer einzelnen Schaufel 33 und die nachlaufende Fläche 37 einer benachbarten Schaufel 33, welche zusammen einen Raum 38 einschliessen, in der Gegend eines einzelnen Einlasses 39 einen Kurvenradius haben können, der von den Kurvenradien rl, r2 abweicht. Die Seitenränder 34 sind fest mit den Schaufeln 33 verschweisst. Sie haben Öffnungen 41 passend zu den Einlässen 39 der einzelnen Räume 38.
Das Laufrad 30 ist auf dem Ende einer Antriebswelle 42 montiert und durch eine Mutter 43 befestigt. Das Laufrad 30 und die Antriebswelle 42 sind in einem Pumpenkörper 44 untergebracht, welcher ein Paar Einlässe 45 besitzt, die mit den Öffnungen 41 verbunden sind und welcher ein Spiralgehäuse 47 aufweist, das einen allmählich sich vergrössernden spiralförmigen Zwischenraum 46 rund um das Laufrad 30 begrenzt. Die Seitenwände 34 sind mit ringförmigen Lippen 48 rund um die Öffnungen 41 versehen. Ringe 49 mit verringertem Reibungswiderstand sind zwischen den Lippen 48 und dem Körper 44 angeordnet. Das Spiralgehäuse 47 hat im Längsschnitt eine U-förmige innere Oberfläche und der spiralförmige Zwischenraum 46 hat eine Öffnung von einer Breite, welche im wesentlichen gleich der Dicke des Laufrades 30 ist und eine allmählich anwachsende Tiefe.
Der spiralförmige Zwischenraum 46 führt zu einem Auslass.
Im Betrieb, d.h. wenn das Laufrad 30 sich dreht, fliesst Flüssigkeit in die Öffnungen 41 durch den Einlass 45, wird dann durch die Räume 38 in den spiralförmigen Zwischenraum 46 gepresst. Die Zentrifugalkraft der Schaufeln 33 beaufschlagt den Flüssigkeitsstrom mit kinetischer Energie.
Nennenswerte Wirbelströme bilden sich in den Räumen 38 vom Einlass 39 zum Auslass 40 nicht, wegen des allmählichen Abnehmens in der Breite bei gleichzeitiger gleichmässiger Tiefe der Räume 38.
Dieses Ergebnis wurde bewiesen durch einen Vergleichstest zwischen einer handelsüblichen standardisierten Zentrifugalpumpe bekannter Bauart, wie sie in Fig. 3 gezeigt ist und derselben Pumpe, in welcher das originale Laufrad durch ein Laufrad gemäss der Erfindung ersetzt wurde. Beide Pumpen wurden unter gleichen Bedingungen betrieben. Der Test wurde in Übereinstimmung mit den japanischen Industrienormen (JIS B 8301) durchgeführt. In Fig. 8 sind der Wirkungsgrad E, die Wellenleistung P, die totale Förderhöhe H und die Anzahl der Umdrehungen R in der Ordinate abgetragen, bezogen auf den Durchfluss F, der auf der Abszisse gezeigt ist. Die Arbeitsleistung einer Standardpumpe A wird in gestrichelten Linien gezeigt, während die Leistung der entsprechenden Pumpe A', geändert entsprechend der Erfindung, in durchgezogenen Linien dargestellt ist.
Der Test umfasste auch eine andere Standardpumpe B von einem anderen Hersteller und die Testergebnisse sind gezeigt in gestrichelten Linien in Fig. 8b in derselben Weise wie in Fig.
8a. Die durchgezogenen Kurvenlinien in Fig. 8b zeigen die Leistung einer Pumpe B', welche der Standardpumpe B entspricht, aber erfindungsgemäss geändert wurde. Es ist zu sehen, dass sowohl die Förderhöhe als auch der Wirkungsgrad beträchtlich verbessert wurden.
Da die erfindungsgemässe Pumpe der Flüssigkeit erlaubt, in eine bestimmte Richtung zu fliessen, während sie den Raum 38 ausfüllt, ohne dass Wirbel gebildet werden, kann eine vollkommene Drucktrennung zwischen dem Einlass 45 und dem spiralförmigen Zwischenraum 46 erreicht werden und der Unterdruck im Einlass 45 erreicht 700 bis 750 mm Hg.
Während die Unterdrückung einer Wirbelbildung in dem Laufrad 30 eine beträchtliche Erhöhung der Leistungsfähigkeit bewirkt, wurde gefunden, dass die besondere Ausbildung des Spiralgehäuses, nämlich die U-förmige Gestaltung der inneren Oberfläche im Längsschnitt gesehen, eine weitere Verbesserung der Leistungsfähigkeit darstellt. Eine theoretische Erklärung hierfür kann nicht gegeben werden. Es wird angenommen, dass wegen des Fehlens von Wirbeln in der Flüssigkeit die Pumpe keinen Wendeeffekt hervorbringen muss und daher die Umwandlung von kinetischer Energie in hydraulischen Druck der Flüssigkeit das einzige ist, was von der Pumpe verlangt wird, was durch die beschriebene Ausbildung optimal vewirklicht wird.
In der gezeigten Ausführung ist das Laufrad 30 ein Typ mit zwei Einlässen und trägt sechs Schaufeln 33 aufjeder Seite, welche sechs Räume 38 begrenzen. Obwohl dies eine bevorzugte Ausführung darstellt, ist die Erfindung nicht darauf beschränkt. Die Anzahl der Schaufeln 33, der Durchmesser und die Dicke des Laufrades 30 sind eine Frage der Gestaltung. In ähnlicher Weise wird die spezifische Grösse der Räume 38 für die Flüssigkeit durch den Konstrukteur bestimmt. Es sollen jedoch verschiedene spezifische Werte der Kurvenradien der Räume 38 für die Flüssigkeit gegeben werden, für verschiedene Werte der Tiefe D der Räume 38 unter der Voraussetzung, dass der Durchmesser des Laufrades 30 konstant ist. Der Durchmesser des Laufrades 30 hat Einfluss auf die Förderhöhe, während die Tiefe D die Grösse des Flüssigkeitsstromes oder der Öffnung beeinflusst.
Die unten aufgeführten Werte betreffen ein Laufrad 30 des Typs mit zwei Einlässen, mit einem Durchmesser von 148 mm und sechs Schaufeln 33 aufjeder Seite. Die Bezugszeichen werden durch Fig. 7 verständlich. Alle Angaben sind in Millimetern.
(1) D = 2.5 (Öffnung 32) P. = X1 - Y1 = 23 - 26 ri = 53 R. = 35 P2 = X2 Y2= 15.5 23 dz = 57 R2 = 30 (2) D = 3.5 (Öffnung40) Pl = X, - Yl = 23 . 26 ri = 53 R, = 35 P2 = X2.
Y2 = 18 23.5 r2 = 59 R2 = 30 (3) D = 8 (Öffnung 50) Pi=Xi Yi Y, = 22 28 r1 = 50 Rl = 36
P2 = X2 - Y2 = 17 - 24 r2 = 58 R2 = 30 (4) D = 20 (Öffnung 100) P, = Xi - Yl = 35 - 20 ri = 65 Rl = 40
P2 = X2 - Y2 = 23 . 19 r2 = 67,5 R2 = 30
Obwohl die Erfindung im einzelnen unter Bezugnahme auf eine besondere Ausführungsform beschrieben worden ist, ist diese nur beispielhaft und stellt keine Beschränkung der Erfindung dar.
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PATENT CLAIMS
1. Centrifugal pump with a drive shaft, an impeller fixedly mounted on the drive shaft, a housing with an inlet opposite the impeller and a spiral housing part which delimits a spiral space around the impeller, characterized in that the impeller (30) has a disk (31) with a Hub (32), which is fixed on the shaft (42), and has a row of blades (33), which protrude equally from one side surface of the disc (31) in the axial direction, each blade (33) one has leading surface (36) and a trailing surface (37) and a part of the trailing surface (37) partially and spacedly surrounds the hub that between the leading surface (36) of each blade (33) and the remaining part of the trailing surface (37) a space (38) for the liquid is formed in the adjacent blade (33),
which extends from an area around the hub (32) to the periphery of the disc (31), that each blade (33) has a constant axial height (D), that most of the leading surface (36) of each blade (33 ) and the trailing surface (37) of the blade (33) adjacent to it, which together form the space (38) for the liquid, each consist of circular-cylindrical curvature sections which also pass around the disc (31) about different axes (Pt, P2) different radii (rl, r2) run so that the space (38) has a constant height (D) and a width (W) gradually decreasing from the inside towards the periphery of the disc (31).
2. Centrifugal pump according to claim 1, characterized in that the leading surface (36) of each blade (33) has a curve radius (rl) which is smaller than that of the opposite trailing surface (37) of the adjacent blade (33), the smaller radius (n) starts from an axis (Pl) which is farther from the center of the impeller (30) than the axis (P2) from which the radius (r2) for the curve of the trailing surface (37) of the neighboring one Shovel (33) goes out.
3. Centrifugal pump according to claim 1, characterized in that the inner wall of the spiral housing part (47) is U-shaped in longitudinal section and the spiral space (46) has an opening whose width is substantially equal to the thickness of the impeller (30).
4. Centrifugal pump according to claim 1, characterized in that the impeller (30) symmetrically to the blades (33) on one side of the disc (31) carries a further row of blades (33) on the other side.
5. Centrifugal pump according to claim 1, characterized in that the impeller (30) has a fixed to the blades (33) connected to the side wall (34) with an opening (41) which the flow of the liquid from the inlet to the rooms (38 ) allowed.
The invention relates to a centrifugal pump with a drive shaft, an impeller fixedly mounted on the drive shaft, a housing with an inlet opposite the impeller and a spiral housing part which delimits a spiral space around the impeller.
To date, impellers are used in centrifugal pumps, which have been known for a long time. The impeller has a large number of blades, through which liquid channels are limited. A liquid channel has a width that widens greatly from the inlet to the outlet end. It is known that such an impeller suffers a considerable pressure drop due to the creation of eddy currents in the liquid channel. Nevertheless, the conventional design of an impeller has been retained in practical operation.
A theoretical investigation of the mode of operation of an impeller presupposes an ideal impeller that has an unlimited number of blades with an infinitely small wall thickness, with the liquid sweeping past the curved surface of the blades without loss of friction.
The ideal impeller is partially explained in FIG. 1, liquid flowing into an inlet at an angle a1 and at a speed cl. At a peripheral speed ul of the impeller, the liquid has a relative speed wl with respect to the blades. The inlet angle ssl of the blade is chosen so that it is aligned with the direction of the relative speed wl. After the liquid has flowed along the curved surface of a scoop, it leaves the outlet at a relative speed w2.
When the peripheral speed of the impeller at the outlet is u2, the liquid exiting the impeller has an absolute velocity C2, a resultant of w2 and U2, the direction being represented by an angle a2. It is assumed that parts of the liquid which are on the same curved surface of the impeller move in the same direction and at the same speed. Since the liquid flows along the curved blade surface and at the same time rotates together with the impeller, the actual path of the movement of the liquid is represented by a curve BIB2 ', starting from the entrance B1 and ending at the point B2' at the angle a2.
An increase in head h2-hl between the outlet and inlet of the ideal impeller results in the following
U2ê - ui2 U11 - w22 - w1ê (1) h2h. = 2g 2g where g represents the acceleration of gravity. An increase in speed is given by c227g c2 (2)
2g
The impeller gives the liquid a pressure head equal to the difference between the full pressure head at the outlet and the full pressure head at the inlet. The theoretical pressure level Hthoo will therefore be Hth # = u2ê - u1ê + c2ê - c1ê - W2ê - W1ê 2g 2g 2g (3) Fig. 2 shows the velocity diagrams at the inlet and at the outlet.
From these diagrams it can be seen that w22 = c22 + u22 - 2cu cos a2 wi2 = ci2 + ui2 - 2ciui cos al
Substituting these expressions in equation (3) gives Hth # = U2C2 cos? 2 - u1c1 co? 1 g (4)
If al = 90, cos al = 0, and consequently Hth oO = U2C2 cos a2 = ¯¯¯¯¯¯ g cos x2 g u2c20 (5) g g
The theoretical pressure level for an impeller actually manufactured is considerably below the value which
is given by equation (5) since the impeller has only a few blades and because in most of the old type impellers, such as shown in Fig. 3, adjacent blades limit a passage that is wide enough to allow free flow enable, but this creates a complicated flow situation. The head of an actual pump can be expressed as follows: H XU2C2 cosx2 (6) g where tZ5 is a coefficient, the size of which depends on the design and number of blades and the specific one
Speed of the impeller depends and which usually ranges from 0.5 to 0.8.
In known impeller constructions, the wide passages between adjacent blades prevent the liquid from flowing along the curved one
Blade surface flows, which results in an uneven speed and pressure distribution along the curved surface. Because speed and
Pressure on the front surface is higher than on the back surface of a blade, pressure and speed differences between the blades result in a complicated vortex flow. This is examined in detail with reference to FIG. 3. A centrifugal pump of conventional design contains an impeller 10 with a plurality of blades 11 of substantially uniform thickness. Each blade 11 is arranged on one side of a main disc 12 which has a hub 13 which is fixedly mounted on a drive shaft 14.
The impeller 10 is known to be in a body 17 with a volute
16 arranged, whereby a spiral gap 15 is formed around the impeller 10. The liquid enters axially around the hub 13 when the impeller 10 rotates.
It is separated by spaces 18 between each other
Paddles 11 are conveyed to the spiral space 15.
The liquid absorbs kinetic energy as it passes through the spaces 18, and this kinetic energy
Energy is converted into hydraulic pressure in the spiral space 15. In a pump of conventional design, the space 18 of the impeller 10 has a smaller inlet 19 and an outlet 20 which has a larger opening. This increases the eddy current formation in space 18, which is shown in the drawing
Arrows c is shown.
The eddy currents influence the actual ones
Speeds, in the diagram in Fig. 1 by dashed lines
Lines shown. While the speed diagram of an ideal impeller at the outlet is represented by A2B2D2, the impeller actually executed has a speed diagram A2 'B2D2, with a fluid slip caused by the eddy currents A2A2'. A similar one
Slip also occurs at the inlet. However, it can be neglected because of its small size.
Taking into account the total fluid slip at the outlet, the theoretical pressure level for an impeller actually manufactured is given by the following expression Hih = U2C2 'COS CL2' = U2 (C2 cos x2 - ku) (7) gg where k2u2 is the fluid slip at the outlet and k is a coefficient.
As discussed above, it has been found that the main head loss in conventional type impellers is caused by a fluid slip that results as a result of some type of eddy current formation that exists in the spaces between opposing blades.
In order to avoid the creation of eddy currents in the spaces between opposing blades and to ensure a uniform flow along the curved surface of the blades, as is assumed for an ideal impeller, Japanese Patent Application Laid-Open No. 49-114 101, published on October 31, 1974, a uniform width and depth of the spaces were proposed. The width of the space refers to the distance between the front surface of one blade and the rear surface of an adjacent blade, while the depth of the space refers to the height of a blade in the axial direction.
However, the proposed arrangement has the disadvantage that the constant cross-section of the space over the entire length cannot cope with a liquid flow which has a speed which increases from the inlet to the outlet.
In Japanese utility model application no.
50-26 323, filed February 10, 1975, an improved impeller was therefore proposed in which the width of the space remains constant as the depth gradually decreases from the inlet to the outlet. This impeller has an excellent efficiency and an actual pressure height, which is significantly higher than that of known samples. However, the impeller is not yet completely satisfactory.
It is an object of the invention to provide a low loss centrifugal pump which produces a greater head. Another object of the invention is to provide an impeller for a centrifugal pump which is free of eddy currents in the spaces between adjacent blades, wherein a liquid can flow along the curved surface of the blades.
The centrifugal pump according to the invention is characterized by the features of independent claim 1.
In the centrifugal pump, the spaces for the liquid, which are delimited by two adjacent blades, can have a cross section that gradually decreases from the inlet to the outlet. Since the depth of the space remains constant, the liquid can flow along the front surface of the associated blade, the centrifugal force of the blade applying kinetic energy to the liquid. The occurrence of vortices, cavitation or air bubbles within the liquid space can be largely suppressed because the liquid flows along certain curved surfaces which have different curve radii while filling the space.
Consequently, the pressure head loss in the impeller, which is caused by vortex formation, can be largely avoided, as a result of which the pump can achieve an increased pressure head. Liquid with a considerable amount of air or at a relatively high temperature can be pumped without cavitation.
In a preferred embodiment of the invention, the spiral housing, which delimits the spiral space around the impeller, has a U-shaped inner surface in the longitudinal direction. Admittedly, the theoretical dimensioning of a volute casing was rather difficult, which prevented a functional analysis. For this reason, conventional centrifugal pumps have a spiral housing, which delimits a spiral space that is round in longitudinal section. Such a volute casing is advantageous for reversing the direction of the flow of liquid when it emerges from the outlets between the blades, giving it a complicated flow pattern due to the presence of vortices. The complicated flow pattern in the housing causes a non-uniform speed. The result is an increased flow resistance.
In contrast, the lack of vortices in the liquid as it exits the outlets between the vanes eliminates the need for flow reversal caused by the volute. Their main goal is then to achieve a high degree of efficiency in converting the kinetic energy of the liquid into pressure. It has been found that the spiral housing, which delimits a spiral space which is U-shaped in longitudinal section, achieves a great conversion effect.
The invention is explained below using an exemplary embodiment with reference to the drawing.
It shows:
1 is a speed diagram of a centrifugal pump;
2 shows the speed triangles;
3 shows a cross section through a conventional centrifugal pump;
4 shows a cross section through a centrifugal pump according to the invention;
5 shows a cross section through the pump of FIG. 4.
6 is a perspective view of the impeller of FIG.
4 and 5;
Fig. 7 is a perspective side view of the impeller according to Fig.6 and
8a and 8b are graphical representations of the performance of a commercially available standardized centrifugal pump and the pump according to the invention, in which the impeller of the previous pump has been replaced by an impeller of corresponding size, which was constructed according to the invention.
4 to 7 inclusive, a centrifugal pump is shown, which is constructed according to an embodiment of the invention. The pump has an impeller 30 which consists of a disc 31 with a hub 32 and a plurality of blades 33 which extend axially outwards from the opposite sides of the disc and which are arranged at the same angular distance. The blades 33 on one side of the disk 31 can be aligned all around or offset from those on the opposite side. The impeller 30 also has side edges 34 which are fixedly connected to the opposite sides of the disk 31.
However, it should be noted that the blades 33 can only be arranged on one side of the disk 31 and that the invention can also be applied to an impeller 30 of the semi-open type without side edges 34. This is a design matter and not part of the invention.
7, each blade 33 of the impeller 30 has a circumferential surface 35, which essentially coincides with the outer periphery of the disk 31, a leading surface 36 and a trailing surface 37, which are in a corresponding front or rear position, in the direction of rotation the impeller 30 seen. A part of the trailing surface 37 is arranged opposite but away from the hub 32, which is thus partially surrounded. A space 38 for receiving the liquid is formed by the leading surface 36 of each blade 33 and the trailing surface 37 of the opposite blade 33. The space 38 for the liquid extends from a blade inlet 39 around the hub 32 to a blade outlet 40 at the periphery of the impeller 30. The space has a width W, which gradually decreases from the inlet 39 to the outlet 40.
The depth D of the space 38, that is to say the thickness of the blade 33 corresponding to the space between the disk 31 and the side edge 34, remains constant. All or most parts of the leading surface 36 of a single blade 33 and the trailing surface 37 of an adjacent blade 33, which form a single space 38 between them, have different curve radii r1, r2 which are drawn from different points Pi, P2.
The latter have the coordinates Xi, Yl and X2, Y2, based on the center of the impeller 30 and lie on circles around the center with radii Rl, R2. Preferred values of these coordinates are given later, but it should be noted here that the curve radius n is smaller than the curve radius r2, while the radius Rl is larger than the radius R2.
However, it should be noted that the leading surface 36 of a single blade 33 and the trailing surface 37 of an adjacent blade 33, which together enclose a space 38, can have a curve radius in the region of a single inlet 39, which radius is from the curve radii rl, r2 deviates. The side edges 34 are firmly welded to the blades 33. They have openings 41 matching the inlets 39 of the individual rooms 38.
The impeller 30 is mounted on the end of a drive shaft 42 and fixed by a nut 43. The impeller 30 and the drive shaft 42 are housed in a pump body 44 which has a pair of inlets 45 connected to the openings 41 and which has a volute 47 which defines a gradually increasing spiral space 46 around the impeller 30. The side walls 34 are provided with annular lips 48 around the openings 41. Rings 49 with reduced frictional resistance are arranged between the lips 48 and the body 44. The volute 47 has a U-shaped inner surface in longitudinal section and the volute 46 has an opening of a width which is substantially equal to the thickness of the impeller 30 and a gradually increasing depth.
The spiral space 46 leads to an outlet.
In operation, i.e. as impeller 30 rotates, liquid flows into openings 41 through inlet 45, then is forced through spaces 38 into spiral space 46. The centrifugal force of the blades 33 applies kinetic energy to the liquid flow.
Significant eddy currents do not form in rooms 38 from inlet 39 to outlet 40 because of the gradual decrease in width with a uniform depth of rooms 38.
This result was demonstrated by a comparison test between a commercially available standardized centrifugal pump of known type, as shown in FIG. 3, and the same pump in which the original impeller was replaced by an impeller according to the invention. Both pumps were operated under the same conditions. The test was conducted in accordance with Japanese industry standards (JIS B 8301). In Fig. 8, the efficiency E, the shaft power P, the total head H and the number of revolutions R are plotted on the ordinate, based on the flow rate F, which is shown on the abscissa. The performance of a standard pump A is shown in dashed lines, while the performance of the corresponding pump A ', modified according to the invention, is shown in solid lines.
The test also included another standard pump B from another manufacturer and the test results are shown in dashed lines in FIG. 8b in the same manner as in FIG.
8a. The solid curve lines in FIG. 8b show the output of a pump B ', which corresponds to the standard pump B, but has been changed according to the invention. It can be seen that both the head and the efficiency have been considerably improved.
Since the pump according to the invention allows the liquid to flow in a certain direction while filling the space 38 without the formation of eddies, a complete pressure separation between the inlet 45 and the spiral space 46 can be achieved and the negative pressure in the inlet 45 is reached 700 to 750 mm Hg.
While the suppression of vortex formation in the impeller 30 causes a significant increase in performance, it has been found that the special design of the volute casing, namely the U-shaped design of the inner surface in longitudinal section, represents a further improvement in performance. A theoretical explanation for this cannot be given. It is assumed that due to the absence of vortices in the liquid, the pump does not have to produce a turning effect and therefore the conversion of kinetic energy into hydraulic pressure of the liquid is the only thing that is required of the pump, which is optimally achieved by the described design .
In the embodiment shown, impeller 30 is a two-inlet type and carries six blades 33 on each side that define six spaces 38. Although this is a preferred embodiment, the invention is not so limited. The number of blades 33, the diameter and the thickness of the impeller 30 are a matter of design. Similarly, the specific size of the spaces 38 for the liquid is determined by the designer. However, different specific values of the curve radii of the spaces 38 should be given for the liquid, for different values of the depth D of the spaces 38, provided that the diameter of the impeller 30 is constant. The diameter of the impeller 30 influences the delivery head, while the depth D influences the size of the liquid flow or the opening.
The values listed below relate to an impeller 30 of the type with two inlets, with a diameter of 148 mm and six blades 33 on each side. The reference symbols can be understood from FIG. 7. All information is in millimeters.
(1) D = 2.5 (opening 32) P. = X1 - Y1 = 23 - 26 ri = 53 R. = 35 P2 = X2 Y2 = 15.5 23 dz = 57 R2 = 30 (2) D = 3.5 (opening40) Pl = X, - Yl = 23. 26 ri = 53 R, = 35 P2 = X2.
Y2 = 18 23.5 r2 = 59 R2 = 30 (3) D = 8 (opening 50) Pi = Xi Yi Y, = 22 28 r1 = 50 Rl = 36
P2 = X2 - Y2 = 17 - 24 r2 = 58 R2 = 30 (4) D = 20 (opening 100) P, = Xi - Yl = 35 - 20 ri = 65 Rl = 40
P2 = X2 - Y2 = 23. 19 r2 = 67.5 R2 = 30
Although the invention has been described in detail with reference to a particular embodiment, it is only exemplary and does not limit the invention.