EP0081456A1 - Freistrompumpe - Google Patents

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EP0081456A1
EP0081456A1 EP82810507A EP82810507A EP0081456A1 EP 0081456 A1 EP0081456 A1 EP 0081456A1 EP 82810507 A EP82810507 A EP 82810507A EP 82810507 A EP82810507 A EP 82810507A EP 0081456 A1 EP0081456 A1 EP 0081456A1
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EP
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wheel chamber
housing
flow space
free
impeller
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Hagen Renger
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EMILE EGGER AND CO AG
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EMILE EGGER AND CO AG
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/18—Rotors
    • F04D29/22—Rotors specially for centrifugal pumps
    • F04D29/2238—Special flow patterns
    • F04D29/2244—Free vortex
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D7/00—Pumps adapted for handling specific fluids, e.g. by selection of specific materials for pumps or pump parts
    • F04D7/02—Pumps adapted for handling specific fluids, e.g. by selection of specific materials for pumps or pump parts of centrifugal type
    • F04D7/04—Pumps adapted for handling specific fluids, e.g. by selection of specific materials for pumps or pump parts of centrifugal type the fluids being viscous or non-homogenous

Definitions

  • the present invention relates to a free-flow pump in the housing of which, to the side of the impeller arranged in a wheel chamber, there is a free flow space with free passage between the suction and pressure ports, the largest diameter of which exceeds that of the outer, radial limitation of the wheel chamber.
  • Known pumps of this type (US Pat. No. 3,171,357) generally show an unfavorable throttle curve profile, especially if they have a relatively large, free passage, ie if the condition is met:
  • This novel shape of the housing means that excess liquid escaping from the pressure port under partial load can be largely conducted in the outer region of the housing and thus kept away from the impeller. This can contain the influences that make the instability of the Throttle curve and lead to losses in head and efficiency. This also makes it possible to design the impeller with relatively large blade angles, as a result of which particularly good efficiencies can be achieved. In addition to stabilizing the throttle curve, it is possible to achieve improvements in the delivery head when the slide valve is closed and the efficiency in the partial load range.
  • the aforementioned, preferred wheel chamber delimitation according to the invention can be formed by a solid housing part or else by a rib projecting axially into the flow space, the axial height of which decreases from the tongue area.
  • the wheel chamber delimitation is preferably drawn into the free flow space decreasing in the direction of rotation at least in an area adjoining the housing tongue.
  • the housing will be designed in such a way that the axial width of the part of the free flow space located radially outside the wheel chamber boundary increases monotonously or continuously from the tongue area to the pressure port outlet, for example of at least approximately 55% of the housing width in the tongue area.
  • the axial width of the part of the flow space lying radially outside the wheel chamber boundary can preferably continuously increase from at least approximately 55% of the housing width in the tongue area.
  • the stabilizing effect of the design of the housing allows greater freedom in the overall design of the pump, in particular in the design of the impeller. This makes it possible to use identical impellers with housings of different nominal sizes of the suction nozzle in a preferred use of the pump in a pump program. In addition to the advantages mentioned with regard to the pump characteristics, economic advantages can also be realized.
  • the pump housing 1 has one Suction nozzle 2 with a narrowed point 3 at the entrance to the free flow space 4 of the pump and a tangentially arranged pressure nozzle 5.
  • the free flow space 4 forms a free passage between the suction nozzle and the pressure nozzle, such that a ball that can enter through the suction nozzle can pass through the free flow space to the pressure nozzle 5 laterally of the impeller 6 with the blades 7.
  • Such free-flow pumps and their mode of operation are known per se and require no further explanation.
  • the impeller 6 is located in a wheel chamber, the radial boundary of which has a cylindrical region 9 in the region of the impeller disk and the rear blades 8 and a slightly frustoconical region 10 in the region of the blades or wheel ducts.
  • the peculiarity of the design of this wheel chamber or of the free flow space is that the frustoconical area of the outer radial wheel chamber boundary is drawn into the flow space to an uneven extent over the circumference of the housing. As already shown in FIG. 1, the area 10 of the wheel chamber delimitation is advanced much further into the free flow space than at the bottom. This design is expressed even more clearly in FIGS. 3 to 6, in which the cross-sectional shapes of the housing wall are shown in the four sectional planes III to VI according to FIG.
  • an outer part 4 1 of the flow space remains radially outside the wheel chamber boundary, the axial width of which preferably increases continuously or monotonously from the housing tongue to the pressure port outlet.
  • the Wei te of the outer part 4 'of the flow space can preferably be about 55% of the free housing width between the impeller and the opposite end wall of the housing in the tongue region.
  • the impeller 6 has relatively weakly curved blades 7, so that a relatively large blade exit angle ⁇ 2 of approximately 60 ° results.
  • a relatively large blade exit angle ⁇ 2 of approximately 60 ° results.
  • Such relatively large blade angles between 40 and 90 ° can be selected, which allows an improvement in the efficiency and the head, without having to accept an unacceptable instability of the throttle curve.
  • This also applies to pumps with a relatively large free passage in accordance with the condition mentioned at the beginning. Thanks to the housing design described, efficiency improvements in the partial load range are achieved by around four points with an optimal impeller design and with a clearly improved course of the throttle curve. It will also be possible to use identical impellers for pumps of different sizes with the same diameter.
  • FIGS. 7 to 12 show the second exemplary embodiment of the pump, corresponding parts being identified in the same way as in FIGS. 1 and 2.
  • the difference is essentially that the advanced impeller limitation does not depend on a solid housing part, but on a part that decreases from the tongue area the free flow space projecting rib 12 is formed. This creates an axially further part 4 'of the flow space, especially in the tongue area outside of this rib 12, which brings certain additional advantages.
  • the impeller limitation which is drawn into the free flow space, is formed on a one-piece pump housing. It would be however, it is also possible to use a curved, partially shaped insert in an otherwise rotationally symmetrical pump housing and thus to achieve the desired configuration of the wheel chamber boundary or the outer part of the free flow space. Such an insert could possibly be formed by a suitably shaped sheet.
  • the cross-sectional change of the pump housing from the housing tongue to the pressure port outlet is essentially constant or monotonous.
  • this cross-sectional change could extend from the tongue area only over a certain part of the circumference, for example over 90 to 180 °.
  • the tongue area in which the beginning of the advanced impeller limitation or the narrowing of the flow space begins should in any case be limited to the first half of the first quadrant from the housing tongue, preferably to an angular range of approximately 150 °.
  • the start of the preferred impeller limitation could be shifted by up to about 15 ° in the direction of rotation compared to that shown in the exemplary embodiments.
  • impeller limitation instead of the impeller limitation shown with a cylindrical part 9 in the region of the impeller disk and a slightly conical part 10 in the region of the impeller channels, another impeller limitation, for example cylindrical or conical over the entire axial depth, can be provided. While the wheel chamber delimitation completely surrounds the impeller in the preferred embodiments shown, an embodiment would also be possible Lich, in which the impeller is not completely covered, ie not in its entire axial width, for example in the area of the discharge nozzle outlet.

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Abstract

Die Freistrompumpe weist seitlich ihres freien Strömungsraums (4) eine Radkammer (9, 10) auf, in der sich das Laufrad (6) befindet. Die äussere radiale Begrenzung (10) der Radkammer ist von der Gehäusezunge (11) hinweg in Drehrichtung zum Druckstutzenabgang hin abnehmend in den freien Strömungsraum vorgezogen und bewirkt eine Verengung des äusseren Teils (4') des Strömungsraumes, die von der Gehäusezunge zum Druckstutzenabgang hin abnimmt. Diese Massnahmen gestatten eine Verbesserung der Pumpencharakteristiken, insbesondere eine Stabilisierung der Drosselcharakteristik der Freistrompumpe.

Description

  • Die vorliegende Erfindung betrifft eine Freistrompumpe in deren Gehäuse seitlich des in einer Radkammer angeordneten Laufrades ein freier Strömungsraum mit freiem Durchgang zwischen Saug- und Druckstutzen liegt, dessen grösster Durchmesser denjenigen der äusseren, radialen Begrenzung der Radkammer übertrifft. Bekannte Pumpen dieser Art (US-PS 3 171 357) zeigen in der Regel einen ungünstigen Drosselkurvenverlauf, besonders wenn sie relativ grossen, freien Durchgang aufweisen, d.h. wenn die Bedingung erfüllt ist:
    Figure imgb0001
  • Ursache hierfür sind Störungen bei Teillast im Bereich der Gehäusezunge, die die Laufradströmung beeinflussen. Durch kleinere Laufradaustrittswinkel kann die Drosselkurve zwar etwas stabilisiert werden, doch sind infolge der damit verbundenen Verringerung der Schaufelbelastung Förderhöhen- und Wirkungsgradeinbussen nicht zu vermeiden.
  • Es ist das Ziel vorliegender Erfindung, Freistrompumpen der erwähnten Art zu schaffen, welche eine stabilere Drosselkurve ohne Einbusse an Förderhöhe und Wirkungsgrad aufweisen. Dieses Ziel wird dadurch erreicht, dass zwischen der Gehäusezunge und dem Druckstutzenabgang die Radkammerbegrenzung mindestens in einem Bereich in Drehrichtung abnehmend in den freien Strömungsraum vorgezogen ist.
  • Durch diese neuartige Formgebung des Gehäuses kann erreicht werden, dass bei Teillast aus dem Druckstutzen austretende, überschüssige Flüssigkeit weitgehend im äusseren Bereich des Gehäuses geführt und somit vom Laufrad ferngehalten werden kann. Damit können die Einflüsse eingedämmt werden, welche zur Instabilität der Drosselkurve und zu Verlusten an Förderhöhe und Wirkungsgrad führen. Es wird damit auch möglich, das Laufrad mit relativ grossen Schaufelwinkeln auszuführen, wodurch besonders gute Wirkungsgrade realisierbar sind. Es ist möglich, ausser einer Stabilisierung der Drosselkurve noch Verbesserungen der Förderhöhe bei geschlossenem Schieber und des Wirkungsgrades im Teillastbereich zu erzielen.
  • Es ist zwar aus der DE-OS 1 528 684 bekannt, das Laufrad an seinem Umfang dadurch nur partiell abzudecken, dass die axiale Tiefe der Radkammer nach dem Pumpenaustritt hin abnimmt. Diese Massnahme soll eine freiere Durchströmung des Laufrades und damit verbunden höhere Drücke bringen. Ferner soll in dieser Weise den Beimischungen im Bereiche des Pumpenaustritts hinreichende Beschleunigungsenergie erteilt werden. Die hier angestrebten Wirkungen und die getroffenen Massnahmen sind nicht vergleichbar mit der erfindungsgemässen Aufgabe und Lösung.
  • Die erwähnte, erfindungsgemässe vorgezogene Radkammerbegrenzung kann durch einen massiven Gehäuseteil oder aber durch eine axial in den Strömungsraum vorstehende Rippe gebildet sein, deren axiale Höhe vom Zungenbereich hinweg abnimmt.
  • Die Radkammerbegrenzung ist vorzugsweise mindestens in einem an die Gehäusezunge anschliessenden Bereich in Drehrichtung abnehmend in den freien Strömungsraum vorgezogen. Im allgemeinen wird man aber das Gehäuse so ausbilden, dass die axiale Weite des radial ausserhalb der Radkammerbegrenzung liegenden Teils des freien Strömungsraumes vom Zungenbereiche bis zum Druckstutzenabgang monoton oder stetig zunimmt, und zwar beispielsweise von mindestens annähernd 55 % der Gehäusebreite im Zungenbereich.
  • Die axiale Weite des radial ausserhalb der Radkammerbegrenzung liegenden Teils des Strömungsraumes kann vorzugsweise von mindestens annähernd 55 % der Gehäusebreite im Zungenbereich stetig zunehmen.
  • Wie bereits erwähnt, gestattet die stabilisierende Wirkung der Ausbildung des Gehäuses grössere Freiheiten in der Gesamtgestaltung der Pumpe, insbesondere in der Gestaltung des Laufrades. Es wird damit möglich, in einer bevorzugten Verwendung der Pumpe in einem Pumpenprogramm identische Laufräder mit Gehäusen unterschiedlicher Nennweiten des Saugstutzens zu verwenden. Es lassen sich somit ausser den erwähnten Vorteilen hinsichtlich der Pumpencharakteristiken auch wirtschaftliche Vorteile realisieren.
  • Die Erfindung wird nun anhand zweier in der Zeichnung dargestellter Ausführungsbeispiele näher erläutert.
    • Figur 1 zeigt einen Axialschnitt durch das erste Ausführungsbeispiel,
    • Figur 2 zeigt einen Radialschnitt durch das erste Ausführungsbeispiel,
    • Figuren 3 bis 6 zeigen die Querschnittsform der Gehäuseinnenwand in den Schnittebenen III bis VI gemäss Figur 2,
    • Figuren 7 und 8 zeigen einen Axialschnitt bzw. Radialschnitt durch die zweite Ausführungsform und
    • Figuren 9 bis 12 zeigen die Querschnittsform der Gehäuseinnenwand der zweiten Ausführungsform in den Ebenen IX bis XII gemäss Figur 8.
  • Das Pumpengehäuse 1 gemäss Figuren 1 und 2 weist einen Saugstutzen 2 mit einer verengten Stelle 3 am Eintritt in den freien Strömungsraum 4 der Pumpe und einen tangential angeordneten Druckstutzen 5 auf. Der freie Strömungsraum 4 bildet einen freien Durchgang zwischen dem Saugstutzen und dem Druckstutzen, derart, dass eine Kugel, die durch den Saugstutzen eintreten kann, seitlich des Laufrades 6 mit den Schaufeln 7 durch den freien Strömungsraum zum Druckstutzen 5 durchtreten kann. Derartige Freistrompumpen und ihre Wirkungsweise sind an sich bekannt und bedürfen keiner näheren Erläuterung.
  • Das Laufrad 6 befindet sich in einer Radkammer, deren radiale Begrenzung im Bereiche der Laufradscheibe und der Rückschaufeln 8 einen zylindrischen Bereich 9 und im Bereiche der Schaufeln bzw. Radkanäle einen leicht kegelstumpfförmigen Bereich 10 aufweist. Die Besonderheit der Gestaltung dieser Radkammer bzw. des freien Strömungsraumes besteht nun darin, dass der kegelstumpfförmige Bereich der äusseren radialen Radkammerbegrenzung über den Umfang des Gehäuses ungleich weit in den Strömungsraum vorgezogen ist. Wie schon Figur 1 zeigt, ist der Bereich 10 der Radkammerbegrenzung oben wesentlich weiter in den freien Strömungsraum vorgezogen als unten. Noch klarer kommt diese Gestaltung in den Figuren 3 bis 6 zum Ausdruck, in welchen die Querschnittsformen der Gehäusewand in den vier Schnittebenen III bis VI gemäss Figur 2 dargestellt sind. Es ergibt sich aus dieser Darstellung, dass die Begrenzung der Radkammer von der Gehäusezunge 11 hinweg in der in Figur 2 durch einen Pfeil angedeuteten Drehrichtung des Laufrades bzw. der Strömung bis zum Druckstutzenabgang, bei der Schnittebene VI, vorzugsweise stetig oder monoton abnehmend in den freien Strömungsraum vorgezogen ist. Dementsprechend verbleibt radial ausserhalb der Radkammerbegrenzung ein äusserer Teil 41 des Strömungsraumes, dessen axiale Weite von der Gehäusezunge hinweg vorzugsweise stetig oder monoton bis zum Druckstutzenabgang hin zunimmt. Die Weite des äusseren Teils 4' des Strömungsraumes kann hierbei im Zungenbereich vorzugsweise etwa 55 % der freien Gehäusebreite zwischen dem Laufrad und der gegenüberliegenden Stirnwand des Gehäuses betragen.
  • Wie Figur 2 zeigt weist das Laufrad 6 relativ schwach gekrümmte Schaufeln 7 auf, so dass sich ein relativ grosser Schaufelaustrittswinkel ß2 von ungefähr 60° ergibt. Wie oben erwähnt, können derart verhältnismässig grosse Schaufelwinkel zwischen 40 und 90° gewählt werden, was eine Verbesserung des Wirkungsgrades und der Förderhöhe erlaubt, 'ohne eine untragbare Instabilität der Drosselkurve in Kauf zu nehmen. Das gilt auch für Pumpen mit relativ grossem freiem Durchgang gemäss der eingangs erwähnten Bedingung. Dank der beschriebenen Gehäusegestaltung werden bei optimaler Laufradgestaltung und bei deutlich verbessertem Verlauf der Drosselkurve Wirkungsgradverbesserungen im Teillastbereich um etwa vier Punkte erzielt. Es wird dabei auch möglich, für Pumpen verschiedener Nennweite bei gleichem Durchmesser identische Laufräder zu verwenden.
  • Figuren 7 bis 12 zeigen das zweite Ausführungsbeispiel der Pumpe, wobei entsprechende Teile gleich bezeichnet sind wie in den Figuren 1 und 2. Der Unterschied besteht im wesentlichen darin, dass die vorgezogene Laufradbegrenzung nicht an einem massiven Gehäuseteil, sondern an einer vom Zungenbereich hinweg abnehmend in den freien Strömungsraum vorragende Rippe 12 gebildet ist. Es entsteht damit insbesondere im Zungenbereich ausserhalb dieser Rippe 12 ein axial weiterer Teil 4' des Strömungsraumes, was gewisse zusätzliche Vorteile bringt.
  • Bei den oben beschriebenen und in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispielen ist die in den freien Strömungsraum vorgezogene Laufradbegrenzung an einem einteilig ausgeführten Pumpengehäuse geformt. Es wäre jedoch auch möglich, in ein sonst rotationssymmetrisch ausgebildetes Pumpengehäuse einen gebogenen, teilartig geformten Einsatz einzusetzen und damit die gewünschte Gestaltung der Radkammerbegrenzung bzw. des äusseren Teils des freien Strömungsraumes zu erzielen. Ein solcher Einsatz könnte gegebenenfalls durch ein passend geformtes Blech gebildet sein.
  • Bisher wurde angenommen, dass die Querschnittsveränderung des Pumpengehäuses von der Gehäusezunge hin zum Druckstutzenabgang im wesentlichen stetig oder monoton erfolge. Es wäre aber auch möglich, eine entsprechende Querschnittsveränderung mit abnehmend vorgezogener äusserer Begrenzung der Radkammer bzw. zunehmender Weite des äusseren Teils 4' des Strömungsraumes nur in gewissen Bereichen über einen kürzeren Teil des Umfangs vorzunehmen. Insbesondere könnte sich diese Querschnittsveränderung vom Zungenbereich hinweg nur über einen gewissen Teil des Umfangs, beispielsweise über 90 bis 180° erstrecken. Der Zungenbereich, in welchem der Beginn der vorgezogenen Laufradbegrenzung bzw. der Verengung des Strömungsraumes beginnt, soll jedenfalls auf die erste Hälfte des ersten Quadranten ab Gehäusezunge begrenzt sein, vorzugsweise auf einen Winkelbereicht von etwa 150°. Mit anderen Worten könnte der Beginn der vorgezogenen Laufradbegrenzung gegenüber dem in den Ausführungsbeispielen dargestellten um bis zu etwa 15° in Drehrichtung verschoben sein.
  • Anstelle der dargestellten Laufradbegrenzung mit einem zylindrischen Teil 9 im Bereiche der Laufradscheibe und einem leicht konischen Teil 10 im Bereicht der Laufradkanäle kann eine andere, z.B. auf der ganzen axialen Tiefe zylindrische oder konische Laufradbegrenzung vorgesehen sein. Während bei den dargestellten bevorzugten Ausführungsformen die Radkammerbegrenzung das Laufrad vollständig umschliesst, wäre auch eine Ausführung möglich, bei der z.B. im Bereiche des Druckstutzenabgangs das Laufrad nicht vollständig, d.h., nicht in seiner ganzen axialen Breite, abgedeckt ist.

Claims (7)

1. Freistrompumpe in deren Gehäuse seitlich des in einer Radkammer angeordneten Laufrades ein freier Strömungsraum mit freiem Durchgang zwischen Saug- und Druckstutzen liegt, dessen grösster Durchmesser denjenigen der äusseren, radialen Begrenzung der Radkammer übertrifft, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Gehäusezunge (11) und dem Druckstutzenabgang (VI) die Radkammerbegrenzung (10) mindestens in einem Bereich in Drehrichtung abnehmend in den freien Strömungsraum (4) vorgezogen ist.
2. Pumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Radkammerbegrenzung mindestens in einem an die Gehäusezunge (11) anschliessenden Bereich in Drehrichtung abnehmend in den freien Strömungsraum (4) vorgezogen ist.
3. Pumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die axiale Weite des radial ausserhalb der Radkammerbegrenzung (10) liegenden Teils (4') des freien Strömungsraumes (4) vom Zungenbereich bis zum Druckstutzenabgang monoton zunimmt.
4. Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die axiale Weite des radial ausserhalb der Radkammerbegrenzung liegenden Teils (41) des Strömungsraumes (4) von mindestens annähernd 55 % der Gehäusebreite (B) im Zungenbereich zunimmt.
5. Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die vorgezogene Radkammerbegrenzung (10) durch eine axial in den Strömungsraum vorstehende Rippe (12) gebildet ist.
6. Pumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Radkammerbegrenzung (10) das Laufrad (6) vollständig umschliesst.
7. Verwendung der Pumpe nach Anspruch 1 in einem Pumpenprogramm, dadurch gekennzeichnet, dass identische Laufräder (6) mit Schaufelwinkeln (ß2) zwischen etwa 40 bis 90° in Gehäusen (1) unterschiedlicher Nennweiten verwendet werden.
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EP0081456B1 EP0081456B1 (de) 1985-04-17

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CS (1) CS238386B2 (de)
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DE (1) DE3263170D1 (de)
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