SE444351B - vane pump - Google Patents
vane pumpInfo
- Publication number
- SE444351B SE444351B SE8007808A SE8007808A SE444351B SE 444351 B SE444351 B SE 444351B SE 8007808 A SE8007808 A SE 8007808A SE 8007808 A SE8007808 A SE 8007808A SE 444351 B SE444351 B SE 444351B
- Authority
- SE
- Sweden
- Prior art keywords
- suction wheel
- suction
- pump
- housing
- wheel
- Prior art date
Links
Classifications
-
- 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
- F04D29/2261—Rotors specially for centrifugal pumps with special measures
- F04D29/2277—Rotors specially for centrifugal pumps with special measures for increasing NPSH or dealing with liquids near boiling-point
Landscapes
- Engineering & Computer Science (AREA)
- Mechanical Engineering (AREA)
- General Engineering & Computer Science (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
- Nitrogen And Oxygen Or Sulfur-Condensed Heterocyclic Ring Systems (AREA)
Description
*ßoo7soß«2 i 2 pumpar med hög kapacitet kan endast åstadkommas till mycket höga kostnader. Om pumpens sugförmåga kan göras}exemnelvis dubbelt så stor, kan man klara sig med en enda pump med stor kapacitet i stället för fyra pumpar med den_ekvivalenta sum- ma-kapaciteten, varjämte investeringskostnaderna för alst- randet av sugtrycket åtminstone kan nedbringas till en tred- jedel. 0 I Inom pumpkonstruktionstekniken finns alltså ett uttalat be- hov_av att öka pumpars sugförmåga; Om pumpens sugförmåga inte blir tillräckligt hög, uppkommer' kavitation i pumpen, vilket leder till en minskning av tryc- ket och verkningsgraden. * ßoo7soß «2 in 2 high capacity pumps can only be achieved at very high costs. If the suction capacity of the pump can be made} twice as large, for example, it is possible to manage with a single pump with a large capacity instead of four pumps with the_equivalent sum capacity, and the investment costs for generating the suction pressure can be reduced to at least one third. jedel. 0 In pump design technology, there is thus a pronounced need to increase the suction capacity of pumps; If the suction capacity of the pump does not become high enough, cavitation occurs in the pump, which leads to a reduction in pressure and efficiency.
Ett utmärkande särdrag hos det aktuella problemet-är att då pumpens sugförmâga ökar, så minskas vanligen pumpens verk- ningsgrad H , vilket medför en avsevärd ökning av energi- förbrukningen. Pumpar med hög sugförmåga har därför i regel låg verkningsgrad H, under det att pumpar med hög verk- ningsgrad har låg sugförmåga.A distinctive feature of the current problem is that as the suction capacity of the pump increases, the efficiency H of the pump is usually reduced, which leads to a considerable increase in energy consumption. Pumps with high suction power therefore generally have low efficiency H, while pumps with high efficiency have low suction power.
Pumpar med hög sugförmåga (Ck = 4000) är kända (jämför exem- _pelvis Stripling "Kavitation i skovelpumpar“, Trans, ASME Ser; DN 3, 1962).Pumps with high suction capacity (Ck = 4000) are known (compare, for example, Stripping "Cavitation in paddle pumps", Trans, ASME Ser; DN 3, 1962).
En dylik känd pump omfattar ett på en drivaxel anordnat axiallöphjul, som är försett med ett nav, på vilket skruv- xlinjeformade arbetsskovlar är fästa. Skovlarna är profilera- de längs hjulets radie enligt sambandet r-tgß = konst., där _r är axiallöphjulets momentanradie och ß skovlarnas stig- níngsvinkel (inställnlngsvinkely mellan ett plan vinkelrätt mot pumpens drivaxel, och ett plan som är tangentiellt mott arbetsskovlarna.Such a known pump comprises an axial impeller arranged on a drive shaft, which is provided with a hub, to which helical x-shaped working vanes are attached. The vanes are profiled along the radius of the wheel according to the relationship r-tgß = const., Where _r is the instantaneous radius of the axial impeller and ß the angle of inclination of the vanes (setting angle between a plane perpendicular to the drive shaft of the pump and a plane tangential to the working vanes.
Denna kända pumps sugförmåga är hög tack vare dels en ökning av tvärsnittsytan hos pumpens genomströmningskanal, dels en We-...da soovßoa-2 minskning av en s.k. flödeshastighetsfaktor (en vätskeflö- desfaktor) w via hjulets inloppytvärsnittsyta, vilken fak- tor bestämmes som förhållandet mellan vätskans axiella ström- ningshastighet Cl och hjulets periferihastighet Ul vid hju- lets ytterdiameter. Tvärsnittsytan i pumpens genomströmnings- kanal ökar genom dels en ökning av hjulets ytterdiameter,' dels hållfasthetsmässigt största möjliga minskning av navets diameter.ÄDetta bidrar till en minskning av vätskeström- ningshastighetens axiella komposant och minsta möjliga sta- tiska tryckfall i vätskeströmmen, vilket resulterar i en ök- ning av pumpens sugförmåga.The suction capacity of this known pump is high due in part to an increase in the cross-sectional area of the pump flow-through channel, and in part to a decrease in a so-called flow velocity factor (a liquid flow factor) w via the inlet surface cross-sectional area of the wheel, which factor is determined as the ratio between the axial flow velocity C1 of the liquid and the peripheral velocity U1 of the wheel at the outer diameter of the wheel. The cross-sectional area in the flow channel of the pump increases by increasing the outer diameter of the wheel and the largest possible decrease in the diameter of the hub in terms of strength. This contributes to a decrease in the axial component of the fluid flow rate and the smallest possible static pressure drop in the fluid flow. increase in the suction capacity of the pump.
I Denna kända pump har emellertid låg verkningsgrad (H = 0,$), som härrör från en låg flödeshastighetsfaktor~ ¶'av högst 0,1 på grund av en stor tvärsnittsyta hos pumpens genomström-I ningskanal och en låg axiell vätskeströmningshastighet Cl_ samt på grund av att strömningen i hjulets genomströmnings~ kanal är s.k. avlösningsströmning.However, this known pump has a low efficiency (H = 0, $), which results from a low flow rate factor ~ ¶ 'of at most 0.1 due to a large cross-sectional area of the pump flow channel and a low axial liquid flow rate Cl due to the fact that the flow in the flow channel of the wheel is so-called relief flow.
Skovelpumpar med hög verkningsgrad (ff = 0,75 - 0,9) är kän- da (jämför exempelvis A.I. Stepanov "Centrifugal- och axial- pumpar", izdatelstvo “Mashgiz", Moskva, 1960, s) 141 - 164).High-efficiency vane pumps (ff = 0.75 - 0.9) are known (compare, for example, A.I. Stepanov "Centrifugal and axial pumps", izdatelstvo "Mashgiz", Moscow, 1960, p) 141 - 164).
En sådan känd pump omfattar ett hus, i vilket på en drivaxel är anordnat ett löphjul, som är försett med ett nav, på vil- ket skovlar är fästa. Skovlarna är anordnade att, sett i utbredningen för s.k. cylindriska sektioner, bilda ett gal- ler för aerodynamiska profiler, vilka har förhållandevis stora stigningsvinklar, som bestämmes som en vinkel mellan profilens korda och gallrets front och motsvarar stora flö- deshastighetsfaktorer *f överstigande 0,2. 0 Denna kända pump har emellertid låg sugförmåga (Ck e 1000), som är förknippad med förhållandevis höga axiella vätske- strömningshastigheter Cl på grund av en minskad tvärsnitts- yta hos hjulets genomströmningskanal. 8007308-2 4 Det är vidare känt pumpar med hög sugförmåga som bestämmes' av en_snabbhetskavitationsfaktor Ck lika med 5200 - 4200' (jämför exempelvis Borovsky B.I., Ershov N.S., Ovsjannikov B.V., Petrov V{I., Tshebaevskv V.F., Shapiro A.S. “Högvar- viga skove1pumpar“, Moskva, Mashinostroenie¶,1975, s. 13, I S liga är lika med 9, 19 Ck) är vidare fig. 5, s. 202). Pumpar med en relativ sughastighet s med 40000 - 60000 (där ss »kända (jämför exempelvis Barham H, Lee. The application of Waterjet propulsion to high-performance boats, "Hovercraft and nydr0f0i1“, 1976, 15, nr 9, S. 33 - 43ï. I dessa känaa _ pumpar använder man för att säkerställa hög sugförmåga ett axiallöphjul, som är anordnat på-samma drivaxel, som ett löphjul är anordnat på. Axiallöphjulet uppvisar hög kavita- tionsstabilitet och kan alstra ett tryck tillräckligt för att löphjulet skall kunna arbeta kavitationsfritt.j För att öka sugförmâgan-använder man vid de kända pumparna: - en snäckskruv med variabel stigning utefter sin längd (jämför exempelvis sovjetryska uppfinnarcertifikatet 154134, som publicerats i bulletinen "Izobretenija i tovarnye znakif, nr 8, april, 1963, s. 71); ° - en konisk snäckskruv, som är anordnad i en avsmalnande rörstuts (jämför exempelvis brittiska patentskriften 1 218 023, företaget "WEIR Pumps 1imited"); _ V - en snäckskruv med konisk hylsa, med variabel diameter och variabel lutningsvinkel för skovlar med.avfasad inloppssida;, - ett s.k. förkopplat avsmalnande axiallöphjul med koniskt bandage (jämför exempelvis sovjetryska uppfinnarcertifika- tet 158493, som publicerats i bulletinen_"Izobretenija i tovarnye znaki“, nr 21, november 1963, S. 76); - en snäckskruv i form av en axiellt förflyttbar spiral (jäm- för exempelvis sovjetiska uppfinnarcertifikatet 542022, som sonvaos-2 publicerats i bulletinen “Otkrytija, izobretenija,Vpromysh-' lennye obraszy i tovarnye znaki", nr 1, l977, s}.l5l); - ett förkopplat koniskt löphjul med skruvgängor vid hjulets utsida (jämför exempelvis sovjetiska_uppfinnarcertifikatet ' 547554, som publicerats i bulletinen fütkrytija, izobretenija, promyshlennye obraszy i tovarnye znaki", nr 7, 1977, s. 92); - en intagningsanordninâ, som är anordnad framför ett cent~ rifugallöphjul och omfattar några få skovelkransar med jämnt ökande diameter; _ - ett förkopplat axiallöphjul, vars beräknade flöde är tre gånger större än det hos ett centrifugallöphjul (jämför exeme pe1vis_amerikanska patentskriften 3 384 022, det japanska företaget "Ebara Manufacturing Co. Ltd."); - ett konformat, till ett radiallöphjul övergående nav, på vilket är anordnade några få ringformade rader (kransar) av tappar med cirkulärt tvärsnitt och med variabel lutningsvin- kel mot vridningsaxeln (jämför exempelvis brittiska patent- skriften 1 417 549, det brittiska företaget "Luoas -Industries Ltd."); - en förkopplad snäcksskruv med en eller flera ingångar el- ler ett komiskt munstycke med utsprång (jämför exempelvis_ västtyska patentskriften-2 545 736, Blum, Albert); ~ ett förkopplat, med två halsdelar utformat axiallöphjul,. vars halsdelars skovlar har olika stor diameter och lut- ningsvinkel (jämför exempelvis brittiska patentskriften 1 523 893), det japanska företaget "NIKKISO Co. Ltd§");, - ett förkopplat axiallöphjul med s.k. genomströmningsanord- ning för vätskecirkulation i en zon, där en snäckskruv ar' anordnad, (jämför exempelvis amerikanska patentskriften 3 723 019, det amerikanska företaget "Worthigton Corp."). -ningen, varvid sughjulet innefattar ett nav med på detsamma -let strömmar vätskan, som fått viss ener i, in i axiallö - 9 _ Samtliga kända tekniska lösningar karakteriserar endast den s0o7sDs-2 6 Ingen av nämnda, kända pumpar säkerställer högsta möjliga ökning av sugförmågan, utan en förbättring av en av pumpens egenskaper, exempelvis kavitationsegenskapen, medför försäm- ring av någon eller några av pumpens övriga egenskaper, exem- pelvis dess verkningsgrad eller driftsstabilitet.Such a known pump comprises a housing, in which a impeller is arranged on a drive shaft, which is provided with a hub, to which vanes are attached. The blades are arranged so that, seen in the distribution of the so-called cylindrical sections, form a grid for aerodynamic profiles, which have relatively large pitch angles, which are determined as an angle between the chord of the profile and the front of the grid and correspond to large flow rate factors * f exceeding 0.2. However, this known pump has a low suction capacity (Ck e 1000), which is associated with relatively high axial fluid flow velocities C1 due to a reduced cross-sectional area of the flow channel of the wheel. 8007308-2 4 Pumps with a high suction capacity are further known which are determined 'by a_cavitation cavitation factor Ck equal to 5200 - 4200' (compare for example Borovsky BI, Ershov NS, Ovsjannikov BV, Petrov V {I., Tshebaevskv VF, Shapiro AS “Högvar- viga skove1pumpar “, Moscow, Mashinostroenie¶, 1975, p. 13, IS liga is equal to 9, 19 Ck) is further fig. 5, p. 202). Pumps with a relative suction speed s of 40,000 - 60,000 (where ss »known (compare for example Barham H, Lee. The application of Waterjet propulsion to high-performance boats," Hovercraft and nytr0f0i1 ", 1976, 15, no. 9, p. 33 In these core pumps, in order to ensure high suction capacity, an axial impeller is used, which is arranged on the same drive shaft on which an impeller is arranged. The axial impeller has high cavitation stability and can generate a pressure sufficient for the impeller to be able to To increase suction capacity, the known pumps use: - a worm screw with a variable pitch along its length (compare, for example, the Soviet inventors' certificate 154134, published in the bulletin "Izobretenija i tovarnye znakif, no. 8, April, 1963, p. 71); - - a conical worm screw, which is arranged in a tapered pipe socket (compare, for example, British Patent Specification 1,218,023, the company "WEIR Pumps 1imited"); - V - a worm screw with a conical sleeve, with variable l diameter and variable angle of inclination for vanes with bevelled inlet side ;, a so-called coupled tapered axial impeller with conical bandage (compare, for example, the Soviet inventor's certificate 158493, published in the bulletin_ "Izobretenija i tovarnye znaki", No. 21, November 1963, p. 76); - a worm screw in the form of an axially movable spiral for example, Soviet Inventor Certificate 542022, published by sonvaos-2 in the bulletin "Otkrytija, izobretenija, Vpromysh- 'lennye obraszy i tovarnye znaki", No. 1, l977, p} .l5l); - a coupled conical impeller with screw threads on the outside of the wheel (compare, for example, the Soviet Inventors 'Certificate' 547554, published in the bulletin fütkrytija, izobretenija, promyshlennye obraszy i tovarnye znaki ", No. 7, 1977, p. 92); a centrifugal impeller and comprises a few vane rings of uniformly increasing diameter; - a coupled axial impeller, the calculated flow of which is three times greater than that of a centrifugal impeller (see, for example, U.S. Pat. No. 3,384,022, the Japanese company Ebara Manufacturing Co. Ltd). . "); - a cone-shaped hub passing to a radial impeller, on which are arranged a few annular rows (rings) of pins with a circular cross-section and with a variable angle of inclination towards the axis of rotation (compare, for example, British Pat. No. 1,417,549, the British company "Luoas -Industries Ltd.") - a ball screw with one or more inputs or a comic nozzle ycke with projections (compare, for example, West German Patent Specification-2,545,736, Blum, Albert); ~ a coupled, with two neck parts designed axial impeller ,. the blades of the neck parts of which have different diameters and angles of inclination (compare, for example, British Patent Specification 1,523,893), the Japanese company "NIKKISO Co. Ltd§"), - a coupled axial impeller with so-called flow-through device for liquid circulation in a zone, where a worm screw is arranged, (compare, for example, U.S. Pat. No. 3,723,019, the U.S. company "Worthigton Corp."). the suction wheel, the suction wheel comprising a hub with which the liquid, which has received some ener in it, flows into the axial solution - 9 _ All known technical solutions characterize only the s0o7sDs-2 6 None of the said, known pumps ensures the highest possible increase of the suction capacity, without an improvement of one of the pump's properties, for example the cavitation property, leads to a deterioration of one or more of the pump's other properties, for example its efficiency or operational stability.
En skovelpump är dessutom känd (jämför exempelvis ameri- A kanska patentskriften 3 299 821), vilken omfattar ett hus, i vilket, under bildande av en radiell spalt, ett axialsug- hjul och ett axiallöphjul är anordnade i serie efter var- andra på en gemensam drivaxel, sett i vätskeströmningsrikt- i fästa, skruvlinjeformade skovlar med variabel, i vätskeström- ningsriktningen ökande stigning.A vane pump is also known (see, for example, U.S. Pat. No. 3,299,821), which comprises a housing in which, while forming a radial gap, an axial suction wheel and an axial impeller are arranged in series one after the other on a common drive shaft, seen in the liquid flow direction- in fixed, helical vanes with variable, in the liquid flow direction increasing pitch.
Stigningen hos sughjulets skovlar bör väljas så, attfpumpen fär hög sugförmåga, medan vid valet av stigningen hos löp- hjulets skovlar eftersträvas säkerställande av ett förut- bestämt tryck och ökning av pumpens verkningsgrad. Den kända pumpen fungerar på följande sätt. Vätskan tillföres först axialsughjulet, varvid när vätskan strömmar utefter sughju- lets skovlar, kavitation uppkommer och intensifieras. Vid sughjulets änddel upphör kavitationsfenomenen. Efter sughju- hjulet, som huvudsakligen alstrar det förutbestämda tryc- ket. En sådan pump säkerställer hög sugförmåga (Ck är unge- fär 3000) och hög verkningsgrad. Den i detta fall uppnådda sugförmågan resp. verkningsgraden är emellertid inte så hög som möjligt, eftersom den radiella spalten i denna kända 9 pump inte står_i förutbestämt samband med axiallöphjulens geometriska parametrar. 7 hittills uppnådda utvecklingsnivån för lösningar av proble- met att kunna säkerställa att pumpen samtidigt har hög sug- förmåga och hög verkningsgrad, vilken hittills uppnådda ut- vecklingsnivå givetvis inte är någon slutgiltig gränsnivâ. lsoo7s0s-2 Huvudändamålet med föreliggande uppfinning är att åstadkomma en pump, vid vilken en genomströmningskanal i pumpens in- loppsparti är profilerad enligt ett speciellt samband, näm- ligen, att sambandet för ändring i inloppsrörstutsensïinner-_ diameter motsvarar axiallöphjulets geometriska dimensioner, varigenom man samtidigt kan öka pumpens sugförmåga och för- bättra dess energiegenskaper.The pitch of the impellers' blades should be chosen so that the pump has a high suction capacity, while when choosing the pitch of the impeller blades, an effort is made to ensure a predetermined pressure and increase the pump's efficiency. The known pump works in the following way. The liquid is first supplied to the axial suction wheel, whereby when the liquid flows along the blades of the suction wheel, cavitation arises and intensifies. At the end part of the suction wheel, the cavitation phenomena cease. After the suction wheel, which mainly generates the predetermined pressure. Such a pump ensures high suction capacity (Ck is approximately 3000) and high efficiency. The suction capacity achieved in this case resp. however, the efficiency is not as high as possible, since the radial gap in this known pump is not in predetermined relationship with the geometric parameters of the axial impellers. 7 hitherto achieved level of development for solutions to the problem of being able to ensure that the pump has at the same time high suction capacity and high efficiency, which hitherto achieved level of development is of course not a final limit level. The main object of the present invention is to provide a pump in which a flow channel in the inlet portion of the pump is profiled according to a special connection, namely that the connection for change in inlet pipe nozzle diameter corresponds to the dimension of the axial impeller while geometric can increase the suction capacity of the pump and improve its energy properties.
Nämnda ändamål uppnås, vid en skovelpump enligt patentkra- vets ingress, enligt uppfinningen genom att pumphuset sam- tidigt, i en zon för snghjulet har en i vätskeströmnings- riktningen avtagande innerdiameter, medan sughjulets skov- lar har en variabel, i vätskeströmningsriktningen tillta- gande s.k. periferistigningsvinkel, under det att pumphusets innerdiameter vi sughjulets inloppstvärsnitt (inloppsparti) är vald enligt sambandet: _ » -4 2' v no _ nlxk (ckio + 2,1) (zy där' ~D är husets innerdiameter i sughjulets inloppsparti (in- o loppstvärsnitt), 1 är husets innerdiameter i Iöphjulets inloppsparti (in- loppstvärsnitt), Kk är en dimensionslös faktor i intervallet 0,17 - 0,13, k-är en i området 5000 - 1lÖO0 förutbestämd snabbhetskavi- tationsfaktor,' I medan periferistigningsvinkeln för sughjulets skovel i sughjnlets inloppsparti är bestämd genom sambandet: .A )o po = (1043 -ÛT i 1,5° (a) 8007808-2 där ß,o är periferistigningsvinkeln för sughjulets skovel i sug- hjulets inloppsparti, ÅX är den radiella spaltens stofikm 1 sughjulets inloppsparti, och _ V Dl är husets innerdiameter i löphjulets inloppsparti.Said object is achieved, in the case of a vane pump according to the preamble of the claim, according to the invention in that the pump housing simultaneously, in a zone for the flywheel, has an inner diameter decreasing in the liquid flow direction, while the suction wheel vanes have a variable, increasing liquid flow direction sk peripheral pitch angle, while the inside diameter of the pump housing at the inlet cross-section of the suction wheel (inlet section) is selected according to the relationship: _ »-4 2 'v no _ nlxk (ckio + 2.1) (zy where' ~ D is the inside diameter of the housing of the inlet section of the suction wheel o runway cross-section), 1 is the inner diameter of the housing in the inlet portion of the impeller (inlet cross-section), Kk is a dimensionless factor in the range 0.17 - 0.13, k-is a predetermined velocity cavitation factor in the range 5000 - 110 ° 0, while the peripheral pitch angle for the suction wheel vane in the suction wheel inlet portion is determined by the relationship: .A) o po = (1043 -ÛT in 1.5 ° (a) 8007808-2 where ß, o is the peripheral pitch angle of the suction wheel vane in the suction wheel inlet portion, ÅX is the radial gap mare fi km 1 the inlet portion of the suction wheel, and _ V D1 is the inner diameter of the housing in the inlet portion of the impeller.
En sådan konstruktiv utformning av pumpen bidrar till en_av_ sevärd ökning av pumpens sugförmåga genom att en större ra- diell spalt åstadkommas mellan sughjulets ytterdiameter och husets innerdiameter. Vätskeströmmen genom sughjulets in- loppsparti uppdelas därför i två strömmar, av vilka den ena passerar genom spalten, medan den andra strömmen passerar genom sughjulet. Det framgår av analysen av samnandet (l),ï att vid en minskning av flödet (volymhastigheten) hos den vätska, som skall pumpas, erfordras ett lägre s.k§ rent positivt sugtryck för att sughjulet skall kunna arbeta utan kavitationsavlösning, när drivaxelns varvtal och den kri- tiska snabbhetskavitationsfaktorn är kända och förutbestäm- da. En minskning av det nödvändiga rena sugtrycket leder, _när flödet hos vätskan, som skall pumpas, och drivaxelns varvfrekvens är kända och förutbestämda, till en avsevärd ökning av pumpens sugförmåga.Such a constructive design of the pump contributes to a considerable increase in the suction capacity of the pump by creating a larger radial gap between the outer diameter of the suction wheel and the inner diameter of the housing. The liquid flow through the inlet portion of the suction wheel is therefore divided into two streams, one of which passes through the gap, while the other stream passes through the suction wheel. It appears from the analysis of the aggregate (1) that a decrease in the flow (volume velocity) of the liquid to be pumped requires a lower so-called positive suction pressure for the suction wheel to operate without cavitation relief, when the drive shaft speed and the The critical velocity cavitation factor is known and predetermined. A decrease in the necessary clean suction pressure, when the flow of the liquid to be pumped and the rotational frequency of the drive shaft are known and predetermined, leads to a considerable increase in the suction capacity of the pump.
Kort beskrivning av ritningsfigurerna.Brief description of the drawing figures.
*Uppfinningen beskrives närmare nedan under hänvisning till bifogade ritning, på vilken fig. l schematiskt visar ett längdsnitt genom en skovelför- sedd axialcentrifugalpump enligt uppfinningen; , . fig. 2 visar ett längdsnitt genom en skovelförsedd axial- diagonalpump enligt uppfinningen; 'fig. 3 visar en utbredning av en cylindrisk sektion genom axialsughjulet; *8ÛÛ7808-2. fig.*4 visar kurvor över sambandet mellan en ändring i hu- sets s.k. diameterfaktor i axialsughjulets inloppsparti ochv pumpens snabbhetskavitationsfaktor; och 5 fig. 5 visar kurvor över sambandet mellan en ändring i pum- pens snabkhetskavitationsfaktor och det s.k. reducerade flö- det (volymhastigheten) vid två värden för stigninqsvinkeln. för sughjulets skovlar, vilka kurvor konstruerats med led- ning av resultat erhållna vid provning av den i fig. 1 Visa-5 de pumpen.The invention is described in more detail below with reference to the accompanying drawing, in which Fig. 1 schematically shows a longitudinal section through a vaned axial centrifugal pump according to the invention; ,. Fig. 2 shows a longitudinal section through a vaned axial-diagonal pump according to the invention; 'fig. 3 shows an extension of a cylindrical section through the axial suction wheel; * 8ÛÛ7808-2. Fig. * 4 shows curves of the relationship between a change in the so-called diameter factor in the inlet portion of the axial suction wheel and the velocity cavitation factor of the pump; and Fig. 5 shows curves of the relationship between a change in the velocity cavitation factor of the pump and the so-called reduced the flow (volume rate) at two values of the rise angle. for the impellers of the suction wheel, which curves have been constructed on the basis of results obtained when testing the pump shown in Fig. 1.
Föredragen utföringsform av uppfinningen.Preferred embodiment of the invention.
Skovelpumpen omfattar ett hus l (fig. 1), som vid denna ut- föringsform är isärtagbart och försett med en rörstuts 2 för vätsketillförsel och ett snäckformat utloppsparti 3. I hu- set l är anordnad en drivaxel 4, på vilken ett axialsughjul 5, ett axiallöphjul 6 och ett centrifugallöphjul 7 är an- ordnade i serie efter varandra, sett i vätskeströmningsrikt- ningen. Löphjulet 6 har ett nav 8, på vilket är fästa skruv- linjeformade skovlar 9, vilka är anordnade att mellan sig avgränsa kanaler 10 för vätskepassage. Sughjulet 5 innefat- tar ett nav ll och skruvformade, på navet fästa*skovlar 12, vilka är anordnade att mellan sig bilda kanaler l3._Sug- hjulets 5 skovlar 12 är anordnade med en variabel, i vätske- strömningsriktningen ökande stigning. I fig. 1 och 2 an- tyds följande hänvisningsbeteckningarí S är stigningen hos skruvlinjen för sughjulets 5 skovel 12, Dl är husets 1 innerdiameter (rörstutsens 2 innerdiameter, vid denna utföringsform) i löphjulets 6 inloppsparti, D är husets 1 innerdiameter i sughjulets 5Üinlopnsparti, och ' _ Å Ål är storleken av den radiella spalten i sughjulets 5 in- loppsparti. soo7sos~2 4 V10) När axialsughjulet 5 används i kombination med ett axial- diagonallöphjul 14 (fig. 2), är drivaxeln 4 lagrad i huset 1 medelst lager 15. Axialdiagonallöphjulet 14 är uppbyggt av tre partier, nämligen ett axialinloppsparti, som utgör ett kavitationsparti 16, ett diagonaltryckparti 17, och ett axialutloppsparti som utgör ett utjämningsparti 18. Akial- diagonallöphjulets 14 axialinloppsparti 16 används som axial- löphjulet 6 (fig. 1) medan dess inloppsparti (inloppstvär- snitt) utgör axiallöphjulets 6 inloppsparti (in1oppstvär- snitt). Pumphusets 1 innerdiameter ändrar sig i vätskeström- ningsriktningen från maximivärdet Do i sughjulets 5 inlopps- parti till minimivärdet Dl i axialdiagonallöphjulets 14 in- loppsparti (inloppstvärsnitt) och vidare till värdet D2 i tvärsnittet (partiet) framför utloppspartiet 3.The vane pump comprises a housing 1 (Fig. 1), which in this embodiment is detachable and provided with a pipe nozzle 2 for liquid supply and a screw-shaped outlet portion 3. In the housing 1 a drive shaft 4 is arranged, on which an axial suction wheel 5, an axial impeller 6 and a centrifugal impeller 7 are arranged in series one after the other, seen in the direction of liquid flow. The impeller 6 has a hub 8, to which are attached helical vanes 9, which are arranged to delimit channels 10 for liquid passage between them. The suction wheel 5 comprises a hub 11 and helical, vanes 12 attached to the hub, which are arranged to form channels between them. The vanes 5 of the suction wheel 5 are arranged with a variable pitch increasing in the direction of liquid flow. In Figs. 1 and 2 the following reference numerals are indicated S, the pitch of the helix for the vane 12 of the suction wheel 5, D1 is the inner diameter of the housing 1 (inner diameter of the pipe nozzle 2, in this embodiment) in the inlet portion of the impeller 6, D is the inner diameter of the housing 1 in the suction wheel portion 5Uin. and '_ Å Ål is the size of the radial gap in the inlet portion of the suction wheel 5. soo7sos ~ 2 4 V10) When the axial diagonal wheel 5 is used in combination with an axial diagonal impeller 14 (Fig. 2), the drive shaft 4 is mounted in the housing 1 by means of bearing 15. The axial diagonal impeller 14 is built up of three portions, namely an axial inlet portion, which constitutes a cavitation portion 16, a diagonal pressure portion 17, and an axial outlet portion constituting a smoothing portion 18. The axial inlet portion 16 of the akial diagonal impeller 14 is used as the axial impeller 6 (Fig. 1) while its inlet portion (inlet cross-section 1) is an axial cross-section . The inner diameter of the pump housing 1 changes in the liquid flow direction from the maximum value Do in the inlet portion of the suction wheel 5 to the minimum value D1 in the inlet portion of the axial diagonal impeller 14 (inlet cross section) and further to the value D2 in the cross section (portion) in front of the outlet portion.
En stigningsvinkel B (fig. 3) för sughjulets 5:skov1ar 12 (fig. 1) är bildad av dels ett plan, som går i rät vinkel mot sughjulets 5 rotationsaxel, dels ett plan, som är tan- gentiellt mot sughjulete 5 skovel 12. Den axiella vätske- stromningshastighetens riktning antydes medelst en pil Cl (fig. 3), medan riktningen för sughjulets 5 (fig, 1) peri- ferihastighet antyds medelst en pil Ul (fig. 3). g p I fiq. 4 visas grafiska försökskurvor över sambandet mellan ändringen i husets 1 diameterfaktor K i sughjulets 5 Do (fig. 1) inloppsparti och pumpens snabbhetskavitationsfak- tor Ck för fyra pumpar.An angle of inclination B (Fig. 3) of the vanes 12 of the suction wheel 5 (Fig. 1) is formed by a plane which runs at right angles to the axis of rotation of the suction wheel 5 and a plane which is tangential to the vane 12 of the suction wheel 5. The direction of the axial fluid flow velocity is indicated by an arrow C1 (Fig. 3), while the direction of the peripheral velocity of the suction wheel 5 (Fig. 1) is indicated by an arrow U1 (Fig. 3). g p I fiq. 4 shows graphical test curves of the relationship between the change in the diameter factor K of the housing 1 in the inlet portion of the suction wheel 5 (Fig. 1) and the speed cavitation factor Ck of the pump for four pumps.
K =---- - ^ m' där Do är pumphusets innerdiameter i sughjulets 5 inloppsparti, Q är vätskeflödet hos pumpen, n är axelns 4 varvfrekvens (varvtal). _...._i._.__.\.......v-.......-.-..-w-w~w-.._._.... .,., _ .i . _ _ _. ._ _ ._ _ __... _. 8007808-2 ll I fig. 5 visas grafiskt kurvor över sambandet mellan änd- ringen 1 pumpens snabbhetskavitationsfaktor Ck och det s.k. reducerade flödet Q/n.K = ---- - ^ m 'where Do is the inside diameter of the pump housing in the inlet portion of the suction wheel 5, Q is the liquid flow of the pump, n is the rotational frequency (speed) of the shaft 4. _...._ i ._.__. \ ....... v -.......-.-..- ww ~ w -.._._.....,. , _ .i. _ _ _. ._ _ ._ _ __... _. 8007808-2 ll Fig. 5 graphically shows curves of the relationship between the change in the velocity cavitation factor Ck of the pump and the so-called reduced the flow Q / n.
En kurva 20 konstruerades vid provning av den i fig. l visa- de pumpen, varvid stigningsvinkeln ßo (fig.-3) för sug- hjulets 5 skovlar 12 (fig. 1) är lika med SO, medan en kur- va 21 konstruerades för stigningsvinkeln_ po (fig. 3) lika med 1o°. ' i i Skovelpumpens funktion.A curve 20 was constructed when testing the pump shown in Fig. 1, the pitch angle ßo (Fig. 3) of the vanes 5 of the suction wheel 5 (Fig. 1) being equal to SO, while a curve 21 was constructed for the pitch angle_po (Fig. 3) equal to 1o °. 'i in the function of the paddle pump.
När drivaxeln 4 (fig. 1) roterar, strömmar vätskan genom hu- sets 1 rörstuts 2 in i det roterande sughjulet 5. En del av vätskan strömmar genom kanalerna 13 mellan skovlarna, sam- tidigt som återstoden av vätskan strömmar in.i det roterande löphjulet 6 genom spalten Ås mellan huset l och sughjulets 5 skovlar 12. Genom att skovlarna 12 kraftmässigt samverkar med vätskan, ökar trycket hos vätskan, som tillföres löp- hjulet 6, i vilket vätskan strömmar genom kanalerna 10 mel- lan-skovlarna. Genom att skovlarna § kraftmässigt samverkar med vätskan, ökar trycket hos vätskan, som därefter strömmar in i centrifugallöphjulet 7. Vätskan strömmar ut ur kanalerna 10 mellan löphjulets 6 skovlar och in i centrifugallöphjulet 7, där vätsketrycket ökar till det önskade värdet. En sådan successiv vätsketryckökning säkerställer att pumpens samt- liga löphjul 5, 6, 7 arbetar utan kavitationsavlösning. Ur_ centrifugallöphjulet 7 strömmar vätskan in i utloppšpartiet 3 och vidare in i en inte visad tryckrörledning. ' Den i fig. 2 visade_pum§en f ngärag-på samma sätt som pum- pen enligt fig. l. i HE i ii i ”I Vi " Med ledning av teoretiska data samt försöksdata, som till- handahållits för några fâ, i fig. 1 och 2 visade pumpar, har man kunnat uppställa samband mellan de geometriska dimensio- nerna hos de konstruktionselement, som inverkar på husets l soovsoa-2 V 12' (fig. 1) diameterfaktor KD , och pumpens snabbhetskavita- ' o tionsfaktor Ck (fig. 4), som inverkar på pumpens erforder_ liga sugförmâga.When the drive shaft 4 (Fig. 1) rotates, the liquid flows through the housing nozzle 2 into the rotating suction wheel 5. A part of the liquid flows through the channels 13 between the vanes, at the same time as the remainder of the liquid flows into the rotating suction wheel. the impeller 6 through the gap Ås between the housing 1 and the vanes 12 of the suction wheel 5. By the vanes 12 cooperating forcefully with the liquid, the pressure of the liquid supplied to the impeller 6, in which the liquid flows through the channels 10 between the vanes, increases. By the blades § cooperating forcefully with the liquid, the pressure of the liquid increases, which then flows into the centrifugal impeller 7. The liquid flows out of the channels 10 between the blades of the impeller 6 and into the centrifugal impeller 7, where the liquid pressure increases to the desired value. Such a gradual increase in fluid pressure ensures that all impellers 5, 6, 7 of the pump operate without cavitation relief. From the centrifugal impeller 7, the liquid flows into the outlet portion 3 and further into a pressure pipeline (not shown). The pump shown in Fig. 2 is fngärag-in the same way as the pump according to Fig. 1. i HE i ii i "I Vi" On the basis of theoretical data and experimental data, which have been provided for a few, i Figs. 1 and 2, it has been possible to establish a relationship between the geometric dimensions of the structural elements which act on the diameter factor KD of the housing 11v (2 Fig. 1) and the velocity cavitation factor Ck of the pump. (Fig. 4), which affects the required suction capacity of the pump.
För pumpar med ytterst hög sugförmåga bör husets l (fig. 1) diameterfaktor väljas i överensstämmelse med de i fig. 4 visade, genom försök konstruerade kurvorna. Dessa grafiska samband kan approximativt representeras i analytisk form, nämligen K = a (ck 1o"4 D O . ^+ 2,112 i (s) där a är lika med 0,85 till l,l5 och vald i överensstämmel- Ase med dataspridningen på kurvorna enligt fíg. 4.For pumps with extremely high suction capacity, the diameter factor of the housing 1 (Fig. 1) should be chosen in accordance with the curves shown in Fig. 4, experimentally constructed. These graphical relationships can be approximately represented in analytical form, namely K = a (ck 10 "4 DO. ^ + 2.112 in (s) where a is equal to 0.85 to 1.5, and selected in accordance with the data spread on the curves. according to Fig. 4.
För att säkerställa pumpens ytterst höga sugförmâga i sug- hjulets 5 (fig. 1) inloppsparti bör man bestämma husets l diameter Do i detta inloppsparti genom sambandet: _ -4 I 2 _ 3. ' i DO ~ a (ck 10 + 2,1) \/ Q' <6) n där a = 0,85 - 1,15.To ensure the extremely high suction capacity of the pump in the inlet section of the suction wheel 5 (fig. 1), the diameter Do of the housing 1 in this inlet section should be determined by the relationship: _ -4 I 2 _ 3. 'i DO ~ a (ck 10 + 2, 1) \ / Q '<6) n where a = 0.85 - 1.15.
Det är känt att pumpar med hög sugförmâga har förhållandevis låg verkningsgrad ( fl_ = 0,5 - O,65Y, vilket beror på en minskning av flödesfaktorn ('f< 0,1) på grund av en avse- värd tvärsnittsyta hos genomströmningskanalen och en låg axiell vätskeströmningshastighet, samt på grund av att ström» ningen i hjulets genomströmningsdel är avlösningsströmning.It is known that pumps with high suction power have a relatively low efficiency (fl_ = 0.5 - 0.665Y, which is due to a decrease in the flow factor ('f <0.1) due to a considerable cross-sectional area of the flow channel and a low axial fluid flow rate, and due to the fact that the flow in the flow part of the wheel is relief flow.
För att öka verkningsgraden“HosTnumnenimed.fiöggsugförmåga bör man, enligt uppfinningen, i vätskeströmningsriktningen minska husets 1 innerdiameter från det genom formeln (6) be- räknade värdet DO till värdet Dl, som härletts ur sambandet: 3ob73os-2a A13 l öl _-En ' (7) där KD är mellan 6 och 7 och representerar husets l diame- l l , _ . _ terfaktor i axiallöphjulets 7 inloppsparti (inloppstVär~ snitt), vilken diameterfaktor bidrar till hög verkningsgrad.In order to increase the efficiency of the suction capacity, according to the invention, in the liquid flow direction, the inner diameter of the housing 1 should be reduced from the value DO calculated by the formula (6) to the value D1, which is derived from the relation: 3ob73os-2a A13 l öl _-En '(7) where KD is between 6 and 7 and represents the diameter of the house l,. _ factor in the inlet portion of the axial impeller 7 (inlet cross-section), which diameter factor contributes to high efficiency.
Ur sambanden (6) och (7) kan man härleda den ändringslag- bundenhet för husets l innerdiameter, som säkerställer sug- hjulets 5 högsta möjliga sugförmåga och löphjuleets 6 maxi- miverkningsgrad D - i ' o _ -4 2 5: - Kk (Ck 10 - + 2,1) (8) där Kk är mellan 0,17 och 0,13.From the connections (6) and (7) it is possible to deduce the modification-binding unit for the inner diameter of the housing, which ensures the highest possible suction capacity of the suction wheel 5 and the maximum efficiency D of the impeller 6 - i 'o _ -4 2 5: - Kk ( Ck 10 - + 2.1) (8) where Kk is between 0.17 and 0.13.
Pumpens sugförmåga blir i detta fall högre genom en ökning av tvärsnittsytan hos pumpens genomströmningskanal och följaktligen genom minskning av flödesfaktorn f i sughju- lets 5 inloppsparti, vilken flödesfaktor bestämmes som för- hållandet mellan den axiella vätskeströmningshastigheten Cl_ och sughjulets 5 periferihastighet Ul vid dess ytterdiame- Iter. Detta säkerställer en minskning av den axiella vätske- strömningshastigheten och ett minimifall för det statiska trycket i vätskeströmmen, varigenom pumpens sugförmåga ökar.The suction capacity of the pump in this case becomes higher by increasing the cross-sectional area of the pump flow channel and consequently by decreasing the flow factor in the inlet portion of the suction wheel 5, which flow factor is determined as the ratio between the axial liquid flow rate C1 and the suction wheel speed . This ensures a reduction in the axial fluid flow rate and a minimum drop in the static pressure in the fluid flow, thereby increasing the suction capacity of the pump.
Pumpens sugförmåga ökar dessutom genom en ökning av storle- ken hos den radiella spalten |Å -mellan sughjulets 5 ytter- diameter och husets 1 innerdiameter. Detta_resulterar i att vätskeströmmen i sughjulets É inloppsparti delar sig i tvâ strömmar, av vilka denšenš passerar genom_š§êlten ÅÄ, medan den andra strömmen passerar genom sughjulet 5; Analys av sambandet (1) visar, att vid en minskning av flödet hos vätskan som skall pumpas, erfordras ett lägre rent positivt sugtryck (Å h) för att sughjulet skall kunna fungera utan kavitationsavlösning, när drivaxelns 4 varvfrekvens och pum- 8007808-2 14 dpens kritiska snabbhetskavitationsfaktor Ck är kända och förutbestämda. En minskning av det nödvändiga rena sugtryc- ket leder, då flödet hos den vätska som skall pumpas, och drivaxelns 4 varvfrekvens är kända och_förutbestämda; till en ökning av pumpens sugförmåga; Det framgår av strömningsteorin för ett plant galler av Q- _ ändligt tunna plåtar med en ström av en idealisk vätska, att* ju mindre_stigningsvinkeln ß¿)(fig¿ 3) för skoveln 12 är, desto högre antikavitationsegenskaper måste sughjulet 5 (fig. l) ha: . C1 U1'_t9)3o - l A h = _------- ' (9) k 2 där Cl är den axiella vätskeströmningshastigheten vid sug- hjulets 5 inloppssida, Ul är sughjulets 5 periferihastighet, Pb är stigningsvinkeln för skoveln 12 vid inloppssidan, Ahk det rena positiva sugtrvcket.The suction capacity of the pump also increases by increasing the size of the radial gap | Å - between the outer diameter of the suction wheel 5 and the inner diameter of the housing 1. This results in the liquid stream in the inlet portion of the suction wheel dividing into two streams, one of which passes through the Å Å, while the other stream passes through the suction wheel 5; Analysis of the connection (1) shows that in the event of a reduction in the flow of the liquid to be pumped, a lower pure positive suction pressure (Å h) is required for the suction wheel to be able to function without cavitation relief, when the drive shaft 4 rotational frequency and pumping 8007808-2 14 dpen's critical velocity cavitation factor Ck is known and predetermined. A reduction of the necessary clean suction pressure results when the flow of the liquid to be pumped and the rotational frequency of the drive shaft 4 are known and predetermined; to increase the suction capacity of the pump; It appears from the flow theory for a flat grid of Q- _ finely thin plates with a flow of an ideal liquid, that * the smaller_ the angle of inclination ß¿) (fig¿ 3) of the vane 12, the higher the anti-cavitation properties the suction wheel 5 (fig. 1 ) ha:. C1 U1'_t9) 30 - 1 A h = _------- '(9) k 2 where C1 is the axial fluid flow rate at the inlet side of the suction wheel 5, U1 is the peripheral velocity of the suction wheel 5, Pb is the pitch angle of the vane 12 at the inlet side, Ahk the pure positive suction pressure.
De kända försöken visar, att för pumpar med höga antikavi- tationsegenskaper, vid vilka de förkopplade snäckskruvarna har liten stigningsvinkel po (fig. 3) för skovlarna (pc)š 200), inverkar ßcy när snäckskruven och huset 1 (fig. l) har konstant diameter, praktiskt taget inte på pum- pens kavitationsegenskaper (jämför exempelvis V.F. Chebaevsky, V.I. Petrov "Kavitationsegenskaper hos högvarviga snäckcent- rifugalpumpar", M0skva¿="åashin0stroenief}¿l973,_s. ll? - 118). Dessa försök gengmfördésfyid¿smalägradiella,spalter.Af (fig. 1) mellan snäcksÉru§en¿ogh pnmphusetf_ filäv 2 Att vid pumpen enligt uppfinningen utforma sughjulet 5 med konstant diameter samt öka husets l diameter leder till att en förhållandevis stor radiell spalt A bildas mellan sug- hjulet 5 Och huset 1. En minskning av vinkeln po (fig. 3) subrsoß-2 15' gör det möjligt att i detta fall, enligt i fig. 5 visade försöksdata, avsevärt öka den kritiska snabbhetskavitations- faktorn Ck. Jämfört med begynnelsevärdet av Ck lika med 4000 - 5000 har man kunnat erhålla ett Ck~värde lika med 8000. De genomförda försöken med olika stigningsvinklar ßo (fig. 3) och olika radiella spaltstorlekar [Ä (fig. 1) gör det möjligt att uppställa det optimala samband mellan' .@>0 och ZS, som säkerställer den maximala ökningen av pum~ pens sugförmåga: [50 = (io - 33A y° + -1,s° e (io) där ßo är stigningsvinkeln för sughjulets 5 skovlar.V [Ä är storleken av den radiella spalten mellan sughjulets 5 ytterdiameter ooh husets l innerdiameter, och Dl är husets l innerdiameter i löphjulets 6 inloppsparti.The known experiments show that for pumps with high anti-cavitation properties, in which the connected screw screws have a small pitch angle po (fig. 3) for the vanes (pc) š 200), ßcy has an effect when the worm screw and the housing 1 (fig. 1) have constant diameter, practically not on the cavitation properties of the pump (compare, for example, VF Chebaevsky, VI Petrov "Cavitation properties of high-speed worm centrifugal pumps", M0skva¿ = "åashin0stroenief} ¿l973, _s. ll? - 118). These experiments gengmfördägradfyid¿sm , gaps.Af (fig. 1) between snailsÉru§en¿ogh pnmphusetf_ fi läv 2 Designing the suction wheel 5 with a constant diameter at the pump according to the invention and increasing the diameter of the housing 1 leads to a relatively large radial gap A being formed between the suction wheel 5 and the housing 1. A decrease in the angle po (Fig. 3) subbross-2 'makes it possible in this case, according to the experimental data shown in Fig. 5, to considerably increase the critical velocity cavitation factor Ck. Compared with the initial value of Ck equal to ed 4000 - 5000 it has been possible to obtain a Ck ~ value equal to 8000. The experiments performed with different pitch angles ßo (fig. 3) and different radial gap sizes [Ä (fig. 1) make it possible to establish the optimal relationship between '. @> 0 and ZS, which ensures the maximum increase in the suction capacity of the pump: [50 = (io - 33A y ° + -1, s ° e (io) where ßo is the angle of inclination of the vanes 5 of the suction wheel. V [Ä is the size of the radial gap between the outer diameter of the suction wheel 5 and the inner diameter of the housing 1, and D1 is the inner diameter of the housing 1 in the inlet portion of the impeller 6.
De i fig. 4 visade försökskurvorna konstruerades för de pum- par, vid vilka man samtidigt säkerställt en stor radiell spalt Åx (fig. 1) i süghjulets 5 inloppsparti, och små stigningsvinklar Po (figys) för hjuiets 5 skoviar 12 (fig. l) enligt sambandet (lOï.The test curves shown in Fig. 4 were constructed for the pumps, at which a large radial gap Åx (Fig. 1) is simultaneously ensured in the inlet portion of the suction wheel 5, and small pitch angles Po (Figs.) For the wheel shovels 12 (Fig. 1). ) according to the relation (10ï.
Genom att utforma huset l och sughjulet 5 med de geometriska dimensionerna enligt sambanden (8) och (10), kan man till- handahålla en snabbhetskavitationsfaktor Ck lika med 6000 - 10000 vid en hög verkningsgrad fl lika med 0,6 - 0,8.By designing the housing 1 and the suction wheel 5 with the geometric dimensions according to the relationships (8) and (10), a velocity cavitation factor Ck equal to 6000 - 10000 can be provided at a high efficiency fl equal to 0.6 - 0.8.
Industriell användbarhet_j ¿::{?1_}'if 0- #5 f“^\ f Uppfinningen kan användas inom kemisk industri, oljebehand- lingsindustri, bevattningsteknik etc. 8007808-2 l6 'Uppfinningen kan företrädesvis användas inom elkåaftš- maskinbyggnads-, skeppsbyggnads-, rymdtekniken osv., spa? ciellt när det gäller pumpar med hög kapacitet, vilka är avf vsedda att arbeta vid lågt sugtfyck, eller när det gäïler pumpar, sqm drives med högt varvtal. 4 A....__-__, .__,_]4_v_.___ Industrial Applicability The invention can be used in the chemical industry, oil treatment industry, irrigation technology, etc. 8007808-2 16 The invention can preferably be used in electrical engineering, shipbuilding, shipbuilding. -, space technology, etc., spa? especially in the case of high-capacity pumps, which are designed to operate at low suction, or in the case of pumps, sqm are operated at high speeds. 4 A ....__-__, .__, _] 4_v _.___
Claims (1)
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| SU792739411A SU1023138A1 (en) | 1979-03-19 | 1979-03-19 | Impeller pump |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| SE8007808L SE8007808L (en) | 1980-11-06 |
| SE444351B true SE444351B (en) | 1986-04-07 |
Family
ID=20816403
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| SE8007808A SE444351B (en) | 1979-03-19 | 1980-11-06 | vane pump |
Country Status (10)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JPS6046276B2 (en) |
| CA (1) | CA1141232A (en) |
| DE (1) | DE3038735C2 (en) |
| DK (1) | DK479080A (en) |
| FI (1) | FI67435C (en) |
| FR (1) | FR2452016A1 (en) |
| GB (1) | GB2058923B (en) |
| SE (1) | SE444351B (en) |
| SU (1) | SU1023138A1 (en) |
| WO (1) | WO1980002058A1 (en) |
Families Citing this family (3)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US4884943A (en) * | 1987-06-25 | 1989-12-05 | A. Ahlstrom Corporation | Method and apparatus for pumping high-consistency fiber suspension |
| DE4314478A1 (en) * | 1993-05-03 | 1994-11-10 | Klein Schanzlin & Becker Ag | Inlet housing for centrifugal pumps |
| DE19517900A1 (en) * | 1995-05-16 | 1996-11-21 | Itt Flygt Pumpen Gmbh | Submersible motor-driven pump for viscous media, e.g. liquid manure |
Family Cites Families (8)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| US3299821A (en) * | 1964-08-21 | 1967-01-24 | Sundstrand Corp | Pump inducer |
| GB1153993A (en) * | 1965-06-16 | 1969-06-04 | Rolls Royce | Rotary Impeller Pumps |
| DE1931527U (en) * | 1965-11-26 | 1966-01-27 | Steinebrunner & Co Maschinenfa | DEVICE FOR TRIMMING BRUSHES WITH A CENTRAL FIELD DETACHED FROM THE OUTSIDE FIELD. |
| JPS4331495Y1 (en) * | 1966-01-24 | 1968-12-20 | ||
| US3522997A (en) * | 1968-07-01 | 1970-08-04 | Rylewski Eugeniusz | Inducer |
| AT313066B (en) * | 1969-07-31 | 1974-01-25 | Worthington Corp | centrifugal pump |
| NL7111948A (en) * | 1971-08-31 | 1973-03-02 | ||
| US4275988A (en) * | 1978-12-18 | 1981-06-30 | Kalashnikov L F | Axial or worm-type centrifugal impeller pump |
-
1979
- 1979-03-19 SU SU792739411A patent/SU1023138A1/en active
-
1980
- 1980-03-07 WO PCT/SU1980/000042 patent/WO1980002058A1/en active Application Filing
- 1980-03-07 JP JP55500898A patent/JPS6046276B2/en not_active Expired
- 1980-03-07 GB GB8035247A patent/GB2058923B/en not_active Expired
- 1980-03-07 DE DE3038735T patent/DE3038735C2/en not_active Expired
- 1980-03-18 CA CA000347916A patent/CA1141232A/en not_active Expired
- 1980-03-19 FR FR8006114A patent/FR2452016A1/en active Granted
- 1980-03-19 FI FI800848A patent/FI67435C/en not_active IP Right Cessation
- 1980-11-06 SE SE8007808A patent/SE444351B/en not_active IP Right Cessation
- 1980-11-11 DK DK479080A patent/DK479080A/en not_active Application Discontinuation
Also Published As
| Publication number | Publication date |
|---|---|
| GB2058923A (en) | 1981-04-15 |
| JPS56501852A (en) | 1981-12-17 |
| JPS6046276B2 (en) | 1985-10-15 |
| FI67435C (en) | 1985-03-11 |
| CA1141232A (en) | 1983-02-15 |
| DE3038735T1 (en) | 1981-04-23 |
| SE8007808L (en) | 1980-11-06 |
| FI67435B (en) | 1984-11-30 |
| DE3038735C2 (en) | 1986-02-27 |
| GB2058923B (en) | 1983-04-20 |
| WO1980002058A1 (en) | 1980-10-02 |
| FR2452016A1 (en) | 1980-10-17 |
| DK479080A (en) | 1980-11-11 |
| FR2452016B1 (en) | 1985-01-18 |
| SU1023138A1 (en) | 1983-06-15 |
| FI800848A (en) | 1980-09-20 |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US4063849A (en) | Non-clogging, centrifugal, coaxial discharge pump | |
| SE455526B (en) | PUMP WITH A HOUSE AND TWO INPUT WHEELS | |
| US4481020A (en) | Liquid-gas separator apparatus | |
| DE69506297T2 (en) | Axial pumps | |
| US4426190A (en) | Vane pump | |
| NO152182B (en) | DEVICE FOR PUMPING OF PHASEPHUIDS | |
| US9022732B2 (en) | Concrete volute pump | |
| US3809491A (en) | Centrifugal pump structure | |
| GB1567938A (en) | Centrifugal pump | |
| US5549451A (en) | Impelling apparatus | |
| SE444351B (en) | vane pump | |
| CN111852937B (en) | Centrifugal cavitation pump | |
| US3738773A (en) | Bladeless pump impeller | |
| EP1795759A2 (en) | Centrifugal impeller and pump apparatus | |
| US4097186A (en) | Multi-stage ring type centrifugal pumps with inducer means | |
| CN112628193B (en) | Pump and inducer with adjustable speed of belt wheel hoop thereof | |
| WO2019025238A1 (en) | Impeller for wastewater pump | |
| CN110902840B (en) | Water pumping port structure of wetland sewage recovery device | |
| CN108533872B (en) | Device for improving stability of liquid flow | |
| RU113794U1 (en) | SCREW CENTRIFUGAL PUMP | |
| RU2610803C1 (en) | Centrifugal pump runner | |
| RU2610802C1 (en) | Centrifugal pump runner | |
| US900853A (en) | Liquid-impelling device. | |
| RU2786546C1 (en) | Topping gas stabilizing device (variants) | |
| RU2823419C1 (en) | Multistage multiphase pump (versions) and method of pumping gas-liquid mixture using it |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| NUG | Patent has lapsed |
Ref document number: 8007808-2 Effective date: 19911009 Format of ref document f/p: F |