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Die Pumpen pp 7-233 | Cite as

Kreiselpumpen

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Zusammenfassung

Die Kreiselpumpe ist eine Strömungsmaschine. Das Kennzeichnende ihrer Arbeitsweise ist daher die Druckgewinnung unter dem Einfluß eines kontinuierlichen Strömungsvorganges. Durch ein mit Schaufeln besetztes rotierendes Laufrad (Abb. 1) wird mechanische Arbeit auf die Förderflüssigkeit übertragen. Die Energieübertragung ist beendet, sobald die Flüssigkeit die Laufradkanäle verläßt. Sie hat eine Erhöhung des Druckes und eine Zunahme der Geschwindigkeit des Fördermittels verursacht. Die Druckerhöhung im Laufrad ist eine Folge der Wirkung der Fliehkräfte und gegebenenfalls auch der verzögerten Relativströmung in den Laufradkanälen. Die gleichzeitige Zunahme der Absolutgeschwindigkeit des Fördermittels bildet eine unerwünschte Begleiterscheinung, weil in der Pumpe lediglich eine Erhöhung des Druckes angestrebt wird. Die überschüssige Geschwindigkeitsenergie muß deshalb nachträglich in Druckenergie umgewandelt werden. Das geschieht in einem System fest stehender, sich allmählich erweiternder Kanäle, die das Laufrad ringförmig umschließen (Abb. 1) — dem Leitrad — oder auch in einem schaufellosen Ringraum bzw. in einem Spiralgehäuse — Vorrichtungen —, die ebenfalls geeignet sind, Geschwindigkeitsenergie in Druckenergie umzuwandeln. Lauf- und Leitrad bilden zusammen eine Stufe. Durch die Saugwirkung der aus dem Laufrad verdrängten Flüssigkeit tritt ein gleiches Volumen durch den Saugstutzen wieder in die Pumpe ein, so daß während der Drehung des Laufrades eine kontinuierliche Strömung aufrechterhalten bleibt . Die sehr verschiedenen Anforderungen, die hinsichtlich Förderhöhe und Volumenstrom an die Kreiselpumpe gestellt werden, führen im Verein mit dem Bestreben, die Pumpe stets unter dem Gesichtspunkt bester Wirtschaftlichkeit auszulegen, zu ebenso unterschiedlichen Bauarten.

Referenzen

  1. 1.
    An Stelle dieser Bezeichnung findet man auch den Ausdruck „spezifische Stutzenarbeit “.Google Scholar
  2. 1.
    Das Fußzeichen ∞ soll bedeuten, daß die betreffende Größe nur für die gedachte unendlich große Schaufelzahl gültig ist.Google Scholar
  3. 1.
    dw ist negativ, weil w mit steigendem Druck abnimmt.Google Scholar
  4. 1.
    Eine eingehende Behandlung dieser Frage findet sich bei C. Pfleiderer : Die Kreiselpumpen für Flüssigkeiten und Gase, 5. Aufl., Berlin/Göttingen/Heidelberg: Springer 1961.CrossRefGoogle Scholar
  5. 2.
    Längs eines Kreises um eine waagerechte Drehachse müßte streng noch die unterschiedliche Ortshöhe der Flüssigkeitsteilchen beachtet werden.Google Scholar
  6. 1.
    Petermann, H.: Der Strömungsverlauf in und hinter Laufschaufelkanälen von radialen Kreiselpumpen und Verdichtern. VDI-Z. 103 (1961) Nr. 17, S. 748–752;Google Scholar
  7. ferner U. Domm u. P. Hergt : Die Energieverteilung in drei Radialrädern verschiedener Breite. Ksb Techn. Berichte, 1963, H. 6, S. 12–21.Google Scholar
  8. 1.
    Pfleiderer, C. : Zit. S. 17.Google Scholar
  9. 1.
    Diese Beziehung kann für α0 = 90° praktisch ohne wesentlichen Fehler als zutreffend angenommen werden.Google Scholar
  10. 1.
    Neben der Laufradform hat auch die Art und die Ausbildung der Leitvorrichtung Einfluß auf die spezifische Drehzahl, da sie Förderarbeit und Volumenstrom mitbestimmt. Vgl. hierzu F. K zisam : Einfluß der Leitvorrichtung auf die Kennlinien von Kreiselpumpen. VDI-Z. 94 (1952) S. 319–322.Google Scholar
  11. 1.
    Krisam, F.: Die Grenze der Verwendbarkeit der Kreiselpumpen. Technik 3 (1948) S. 305f.Google Scholar
  12. 1.
    Petermann, H. : Der Strömungsverlauf in und hinter Laufschaufelkanälen von radialen Kreiselpumpen und Verdichtern. VDI-Z. 103 (1961) Nr. 17, S. 748–752.Google Scholar
  13. 1.
    cA ist mitunter nicht mit der Eintrittsgeschwindigkeit in den Saugstutzen csidentisch (vgl. Abb. 50.4).Google Scholar
  14. 1.
    Es ist hier davon abgesehen, daß der Verengungsfaktor mit dem Volumenstrom, der Drehzahl und schließlich auch mit der Stufenzahl veränderlich ist.Google Scholar
  15. 1.
    Siehe besonders die Schlußbemerkung im Abschn. 16 b γ.Google Scholar
  16. 1.
    Nach neueren Untersuchungen verlassen die Flüssigkeitsteilchen den Laufradkanal mit sehr unterschiedlicher Absolutgeschwindigkeit sowohl der Größe als auch der Richtung nach. Als Folge davon findet in einer Ringzone hinter den Laufschaufeln zunächst ein mit Druckanstieg verbundener Impulsaustausch statt, bevor sich eine ausgeglichene Strömung einstellt. Vgl. hierzu H. Petermann : Der Strömungsverlauf in und hinter Laufschaufelkanälen von radialen Kreiselpumpen und Verdichtern. VDI-Z. 103 (1961) Nr. 17, S. 748–752.Google Scholar
  17. 1.
    Schrader, H.: Messungen an Leitschaufeln von Kreiselpumpen, Würzburg-Aumühle: Konrad Triltsch 1939.Google Scholar
  18. 2.
    Vgl. auch F. A. Varley : Effects of Impeller Design and Surface Roughness on the Performance of Centrifugal Pumps. Instn. mech. Engs., Proc. 175 (1961) Nr. 21, S. 955–989.CrossRefGoogle Scholar
  19. 2.
    Vgl. auch F. A. Varley : Effects of Impeller Design and Surface Roughness on the Performance of Centrifugal Pumps. Auszug daraus in Konstruktion 15 (1963) H. 7, S. 282–284.Google Scholar
  20. 3.
    Stepanoff, A. J.: Radial- und Axialpumpen. Deutsche U bersetzung der 2. Aufl. von A. Haltmeier, Berlin/Göttingen/Heidelberg : Springer 1959, S. 31.Google Scholar
  21. 1.
    Schrader, H.: Zit. S. 37. Auf den im Schrägabschnitt festgestellten beträchtlichen Druckanstieg hat neben dem Impulsaustausch durch Rückströmen auch der in der Fußnote S. 36 erwähnte Geschwindigkeitsaustausch am Radumfang Einfluß.Google Scholar
  22. 2.
    Der Verengungfaktor errechnet sich aus den Abmessungen des Kanaleintritts. Vgl. hierzu Abb. 15.2.Google Scholar
  23. 3.
    Hansen, O. : Untersuchungen über den Einfluß des endlichen Schaufelabstandes in radialen Kreiselrädern, Diss. Techn. Hochschule Braunschweig 1936.Google Scholar
  24. 1.
    Arbeiten die Rückführschaufeln in Verbindung mit einem Leitring, so ist an Stelle des Austrittswinkels α5 aus den Leitkanälen der für den Eintritt in den Leitring gültige Winkel α4 zu setzen. Infolge des längeren Reibungsweges des Wassers verringert sich hier die Umfangskomponente in stärkerem Maße, weshalb μ entsprechend größer anzunehmen ist.Google Scholar
  25. 1.
    Nach Untersuchungen von Schramer im Institut für Strömungsmaschinen der Techn. Hochschule Braunschweig (Pfleiderer : Kreiselpumpen, 5. Aufl., S. 359) erweist sich zunehmende Kanalbreite b als nachteilig. Diese Feststellung wird anderweitig durch die günstigen Wirkungsgrade von Pumpen, die mit derartigen Leiträdern ausgerüstet sind, nicht bestätigt (Abb. 46.7, 49.2, 49.4).Google Scholar
  26. 1.
    Broer : Strömung im Pumpenspiralgehäuse, Diss. Techn. Hochschule Hannover 1939.Google Scholar
  27. 2.
    Pfleiderer, C. : Zit. S. 17.Google Scholar
  28. 1.
    Von der meist geringfügigen Abweichung des Abströmwinkels der Flüssigkeit von dem Austrittswinkel α5 der Leitschaufeln infolge der endlichen Leitschaufelzahl ist hier abgesehen.Google Scholar
  29. 1.
    Dieses Ergebnis steht im Widerspruch zu Beobachtungen, die an einer Gebläsespirale mit sehr großer Umfangsgeschwindigkeit des Laufrades gemacht wurden. Hier mußten die Querschnitte der Spirale eine von φ = 0 stetig zunehmende Vergrößerung gegenüber den nach dem Drallsatz errechneten erhalten, um die beste Axialsymmetrie zu erreichen. Vgl. F. Kluge : Kreiselgebläse und Kreiselverdichter radialer Bauart, Berlin/Göttingen/Heidelberg : Springer 1953 .CrossRefGoogle Scholar
  30. 2.
    Krisam, F.: Neue Erkenntnisse im Kreiselpumpenbau. VDI-Z. 95 (1953) S. 322.Google Scholar
  31. 3.
    RüTschi, K.: Der Einfluß der Leitvorrichtungen auf Leistungen und Wirkungsgrad von Kreiselpumpen. Schweiz. Bauztg. 79 (1961) H. 15, S. 233–240.Google Scholar
  32. 1.
    Stepanoff, A. J.: Radial- und Axialpumpen. Deutsche ÜÜbersetzung der 2. Aufl. von A. Haltmeier, Berlin/Göttingen/Heidelberg : Springer 1959.Google Scholar
  33. 2.
    Agostinelli, A., D. Nobles U. C. R. Mockridge : Versuche über die Radialkraft in Zentrifugalpumpen. Bericht hierüber in „Konstruktion“ 13 (1961) H. 3, S. 123/24.Google Scholar
  34. 1.
    Siehe auch F. Krisam : Einfluß der Leitvorrichtung auf die Kennlinien von Kreiselpumpen. VDI-Z. 94 (1952) S. 319–322.Google Scholar
  35. 2.
    Als Fallbeschleunigung wird stets g = 9,81 m/s2 gesetzt.Google Scholar
  36. 1.
    rist der Schwerpunktsabstand der Normallinie b von der Drehachse. Sind Ein- und Austrittsquerschnitt unterscniedlich, so müssen sie stetig, ohne dazwischenliegenden Extremwert, ineinander übergehen.Google Scholar
  37. 1.
    Die in Rechnung zu stellende Schaufelstärke wird durch die Schnittfläche zwischen Stromfläche und Schaufel bestimmt. Da beide sich nicht genau senkrecht schneiden, müßte strenggenommen mit einem etwas größeren Wert gerechnet werden.Google Scholar
  38. 1.
    Diese sind in Abb. 16.6 der besseren Übersichtlichkeit wegen fortgelassen.Google Scholar
  39. 1.
    Obwohl S konstant ist, muß a wegen der Veränderlichkeit von D2 und ß2 (in x enthalten) genau genommen für jede Stromfläche gesondert ermittelt werden. Die Einflüsse der beiden letzteren heben sich iedoch teilweise auf.Google Scholar
  40. 2.
    Da sich Schaufelfläche und Stromfläche nicht genau senkrecht schneiden, müßte streng genommen mit dem etwas größeren Wert s’ gerechnet werden.Google Scholar
  41. 1.
    Falls die Austrittskante, wie hier. in einer Axialebene liegt.Google Scholar
  42. 2.
    Erstmalig von Pfleiderer, zit. S. 17, angewendet.Google Scholar
  43. 1.
    Ein Beispiel dieses Verfahrens, angewendet auf eine räumlich gekrümmte Leitschaufel, findet sich im Abschn. 17.Google Scholar
  44. 1.
    In Abb. 17.1 a nicht dargestellt.Google Scholar
  45. 1.
    Der Faktor μμ ist hier kleiner als üblich angesetzt, weil bei Nennlast das Rückströmen des Wassers aus dem Leit- in das Laufrad wegen des großen Zwischenraumes gering sein dürfte.Google Scholar
  46. 1.
    Durch die Mittelwand vergrößert sich hier die Gesamtbreite b2 um 3 mm.Google Scholar
  47. 1.
    Die ungleichmäßige Geschwindigkeitsverteilung am Tragflügel entsteht durch das Zusammenwirken einer reinen Durchfluß- und einer Zirkulationsströmung um das Profil, deren geometrische Addition auf der konvexen Seite zu einer Erhöhung, auf der konkaven zu einer Erniedrigung der Geschwindigkeit gegenüber w∞ führt.Google Scholar
  48. 1.
    Ergebnisse der Aerodynamischen Versuchsanstalt Göttingen, 1. bis 4. Lfg., München u. Berlin: R. Oldenbourg 1935.Google Scholar
  49. 1.
    Ergebnisse der Aerodynamischen Versuchsanstalt Göttingen, 1. Lfg., 4. Aufl., München u. Berlin : R. Oldenbourg 1935.Google Scholar
  50. 1.
    Mit der Verdickung bzw. Verdünnung des Profils ändert sich auch die Widerstandszahl, und zwar hat zunehmende Profilstärke ein Anwachsen, abnehmende Profilstärke eine Verringerung von zur Folge. Im Gebiet günstigen Gleitverhältnisses kann jedoch die Änderung der Widerstandszahl meistens vernachlässigt werden.Google Scholar
  51. 1.
    Zit. S. 17.Google Scholar
  52. 2.
    Bei den Profilen Nr. 622 bis 624 (Abb. 20.3) ist der Anstellwinkel δ nicht auf die Skelettsehne (Abb. 20.5), sondern auf die Profiltangente bezogen. Aus diesem Grunde erscheint δ“ nach Abb. 20.4 etwas größer als nach Gl. (20,7), während δ’ für gleiche Auftriebszahl um denselben Betrag verringert ist. Schlichting, H. : Grenzschichttheorie, 3. Aufl., Karlsruhe : G. Braun 1958.Google Scholar
  53. 1.
    Impulssatz : Die zeitliche Änderung des Impulses (der Bewegungsgröße) ist gleich der an der Masse angreifenden Kraft.Google Scholar
  54. 1.
    MöhLe, H. : Untersuchungen über den Einfluß des Abstandes zwischen Lauf- und Leitrad auf das Betriebsverhalten von einstufigen axialen Strömungsmaschinen. Konstruktion 13 (1961) H. 6, S. 213–222.Google Scholar
  55. 1.
    In der Rechnung sind die Gleitwinkel A etwas zu klein angenommen, so daß die Auftriebszahlen geringfügig zu hoch erscheinen. Diese Abweichung mag aber als erwünschte Sicherheit in der Rechnung bestehen bleiben.Google Scholar
  56. 2.
    Errechnet nach Gl. (20,4).Google Scholar
  57. 1.
    Ergebnisse der Aerodynamischen Versuchsanstalt zu Göttingen, 1. Lfg., 4. Aufl., München u. Berlin: R. Oldenbourg 1935.Google Scholar
  58. 2.
    Pfleiderer, C. : Strömungsmaschinen, Berlin/Göttingen/Heidelberg : Springer 1952.Google Scholar
  59. 1.
    Da die aufgenommene Leistung Verluste enthält, die sich nicht mit der 3. Potenz der Drehzahl ändern, ist es richtiger, die Nutzleistung zu verwenden.Google Scholar
  60. 1.
    Daß das Kurvenstück A E bei Verwendung eines Energiespeichers einen labilen Charakter hat, ergibt sich auch aus folgender Betrachtung : Im Punkt D der Drosselkurve seien Widerstandshöhe und Förderhöhe und ebenso Entnahme und Zuförderung im Gleichgewicht. Erhöht sich nun der Verbrauch, so verringert sich die Druckhöhe im Speicher. Die Anpassung des Volumenstroms der Pumpe an den Verbrauch hat dagegen gemäß ihrer Drosselkurve eine Zunahme der Förderhöhe zur Folge. Da sich Widerstandshöhe und Förderhöhe voneinander entfernen, kann sich kein neuer Gleichgewichtszustand ausbilden. Umgekehrt bewirkt eine Abnahme des Verbrauchs eine Vergrößerung der Druckhöhe im Speicher, während eine entsprechende Verringerung der Zuförderung zu einer Verkleinerung der Förderhöhe führt. Auch in diesem Fall stellt sich kein Gleichgewichtszustand ein. Das ist nur für die außerhalb des Kurvenstücks A E liegenden Teile der Drosselkurve möglich.Google Scholar
  61. 1.
    Breh, K., u. H. Marcinowski: Dimensionslose Kennzahlen für Strömungsmaschinen. Bwk 12 (1960) Nr. 3, S. 102–105.Google Scholar
  62. 1.
    Vgl. hierzu Schrader : Messungen an Leitschaufeln von Kreiselpumpen, Würzburg-Aumühle : Konrad Triltsch.Google Scholar
  63. 1.
    Rütschhi, K.: Der Einfluß der Leitvorrichtungen auf Leistung und Wirkungsgrad von Kreiselpumpen. Schweiz. Bauztg. 79 (1961) S. 233–240.Google Scholar
  64. 1.
    Im englischen Sprachgebiet als ..rotating stall bezeichnet.Google Scholar
  65. 2.
    Das Abreißen der Strömung beschränkt sich nicht allein auf das Laufrad, sondern wird ebenso auch beim Nachleitrad beobachtet. Es beginnt hier aber nicht am äußeren Umfang, sondern an der Leitradnabe, weil sich im Teillastbetrieb die Flüssigkeitsförderung nach dem äußeren Umfang der Laufradaustrittsseite hin verlagert (Abb. 33.2). Das Abreißen im Nachleitrad tritt im allgemeinen früher ein als das Abreißen an den Laufschaufeln. Es bewirkt eine Verringerung des Förderhöhenanstiegs. Abreißerscheinungen zeigen sich — meistens in abgeschwächter Form — vereinzelt auch an Radialpumpen von geringer bis mittlerer Schnelläufigkeit (Abb. 14.10). Besonders gefährdet sind Laufschaufeln mit kurzer radialer Erstreckung.Google Scholar
  66. 3.
    Scheer, W. : Untersuchungen und Beobachtungen über die Arbeitsweise von Axialpumpen unter besonderer Berücksichtigung des Teillastbereiches. Bwk 11 (1959) Nr. 11, S. 503–511. Auszug aus der 1958 von der Th Braunschweig genehmigten Dissertation.Google Scholar
  67. 1.
    In Abb. 33.3 ist die innere Leistung Ni, d. h. die vom Laufrad an das Fördermittel übertragene Leistung angegeben. Hierauf bezieht sich auch der Wirkungsgrad ηɳi.Google Scholar
  68. 1.
    Patentanmeldung I. M. Voith, G.m.b.H., Heidenheim/Brenz. Auslegeschrift 1164481, ausgelegt 16. 1. 1964.Google Scholar
  69. 1.
    Die örtliche Fallbeschleunigung wird hier wie im folgenden der Normfallbeschleunigung praktisch gleichgesetzt.Google Scholar
  70. 2.
    Din 1944, Abnahmeversuche an Kreiselpumpen.Google Scholar
  71. 3.
    Nach Din 1944 kurz als „Saughöhe“ bezeichnet.Google Scholar
  72. I In den Usa als Npsh (Net Positive Suction Head) bezeichnet.Google Scholar
  73. 1.
    Eine Ausnahme macht die Kondensatpumpe, bei welcher die nachfolgend besprochene Kavitation zur Selbstregelung benutzt wird. Daß hier die Kavitation im allgemeinen weniger schädlich ist als in anderen Fällen, hat seine Ursache darin, daß die Kondensatpumpe für eine sehr kleine Haltedruckhöhe, also für einen geringen Abstand des Gesamtdrucks im Saugstutzen vom Dampfdruck ausgelegt wird. Erfahrungsgemäß macht sich der Werkstoffangriff durch Kavitation um so weniger bemerkbar, je kleiner das Druckgefälle zwischen dem Druck in der ungestörten Strömung vor den Schaufeln und dem Dampfdruck ist.Google Scholar
  74. 1.
    Stiess, W.: Über die Entstehung von Kavitationsanfressungen am Leitapparat von Kreiselpumpen. VDI-Berichte 3 (1955) S. 81–83.Google Scholar
  75. 2.
    Die Anwesenheit von Luft oder auch von andern Gasen, die in gelöster Form im Wasser enthalten sind, führt zu einer weiteren Art der Hohlraumbildung. Nach dem Absorptionsgesetz von Henry ist das in einer Flüssigkeit bis zur Sättigung lösbare Gasvolumen bei unveränderter Temperatur für jeden Druck gleich groß. Es verringert sich mit zunehmender Temperatur. In einer Lösung von Luft in Wasser vergrößert sich durch Drucksenkung das gelöste Luftvolumen, so daß sich die zunächst ungesättigte Lösung der Sättigungsgrenze nähert. Wird letztere durch weitere Druckabnahme unterschritten, so scheidet sich das überschüssige Luftvolumen in Form von kleinen Blasen aus, wenn die dazu erforderliche Zeit vorhanden ist. Bei hohem Luftgehalt setzt die Luftausscheidung bereits vor der Dampfbildung, also vor der eigentlichen Kavitation ein. Da sich der Gesamtdruck einer Gasmischung nach Dalton aus den Teildrücken der Einzelgase zusammensetzt, so beginnt die Kavitation bei Anwesenheit von Luft oder von andern Gasen bereits bei einem höheren Druck als dem Dampfdruck des Wassers. Die Hohlraumbildung durch Luftausscheidung hat nicht die schädlichen Auswirkungen der Dampfkavitation. Die ausgeschiedene Luft dämpft vielmehr den Aufprall der zusammenbrechenden Dampfblasen auf die Wandungen. Unter Ausnutzung dieser Wirkung wird dem Förderwasser bei vorhandener Kavitation mitunter Luft von außen zugeführt, um die Zerstörung des Werkstoffs zu vermindern. Der natürliche Gehalt des Wassers an gelöster Luft hat auf das Kavitationsverhalten der Pumpe nur geringen Einfluß. Minderung der Förderhöhe und des Wirkungsgrades durch ausgeschiedene Luft machen sich erst bei hohem Luftgehalt bemerkbar.Google Scholar
  76. 1.
    Ziegler, G.: Zugspannungen in strömendem Wasser. Maschinenbau u. Wärmewirtschaft 9 (1954) H. 12, S. 343–349.Google Scholar
  77. 1.
    Vgl. W. Von Der Nüll : Untersuchungen am umlaufenden Kreiselpumpenrade, Diss. Techn. Hochschule Braunschweig 1935;Google Scholar
  78. ferner R. Dziallas : Kavitationsbeobachtungen an radialen Kreiselpumpen mit räumlich gekrümmten Schaufeln. VDI-Z. 89 (1945) S. 41–45.Google Scholar
  79. 11.
    Die in Abb. 34.5 eingetragene Wirkungsgradkurve bezieht sich auf das kavitationsfreie Arbeitsgebiet der Pumpe.Google Scholar
  80. 11.
    Vgl. die Versuchsergebnisse an Laufrädern mit weit in den Saugmund vorgezogenen Schaufeln in der Arbeit von W. Schmitt : Über den Einfluß des Radeintritts auf die Kavitation an Radialpumpen, Diss. Techn. Hochschule Darmstadt 1961.Google Scholar
  81. 2.
    Minami, Kavaguchi and Homma : Experimental Study on Cavitation in Centrifugal Pump Impellers. Jsme (Japan Society of Mechanical Engineers) 3 (1960) Nr. 9, S. 19–29.Google Scholar
  82. 1.
    In der Praxis ist der Bezugspunkt für die Bestimmung der Haltedruckhöhe Δ h nicht einheitlich festgelegt. Δ h wird häufig für einen Zustand ermittelt, in welchem bereits eine gewisse Kavitation eingetreten ist, so daß die Förderhöhe bei gleichbleibendem Volumenstrom schon um einen bestimmten Betrag, im Grenzfall um etwa 3% gegenüber dem kavitationsfreien Zustand abgenommen hat. Eine solche willkürliche Festlegung der Kavitationsgrenze, die bei Verwendung geeigneter Werkstoffe im allgemeinen für die Pumpe noch keine Gefahr bedeutet, läßt die Haltedruckhöhe kleiner erscheinen, außerdem ergeben sich erfahrungsgemäß für die gleiche Pumpe je nach der Art des Fördermittels unterschiedliche Haltedruckhöhen. An sich ist die auf den physikalischen Beginn der Kavitation (die sichtbar werdende Kavitation) bezogene Haltedruckhöhe Δ h1 unabhängig vom Fördermittel und seiner Temperatur, also für die verschiedenen Flüssigkeiten die gleiche, wenn vom Einfluß der Viskosität abgesehen wird. Daß bei unterschiedlichen Fördermitteln die auf einen zugelassenen Förderhöhenabfall bezogenen Haltedruckhöhen voneinander abweichen, ist auf die speziellen Stoffeigenschaften, die Verdampfungs- und spezifische Wärme der Flüssigkeit sowie das spezifische Volumen des Dampfes und der Flüssigkeit zurückzuführen. So zeigen bei Einhaltung des 3%-Kriteriums verflüssigte Kohlenwasserstoffgase kleinere Haltedruckhöhen als kaltes Wasser. Da die genannten Stoffgrößen von der Temperatur abhängig sind, hat auch diese Einfluß auf Δ h. Für Wasser verringert sich deshalb die Haltedruckhöhe mit steigender Temperatur, wenn ein beschränkter, gleichbleibender Förderhöhenabfall zugelassen wird.Google Scholar
  83. 1.
    Pfleiderer, C.: Die Kavitationsgrenze bei Pumpen und Turbinen. VDI-Z. 92 (1950) Nr. 23, S. 629–635.Google Scholar
  84. 1.
    Für zähe Flüssigkeiten vermindert sich die Saugfähigkeit der Pumpe.Google Scholar
  85. 2.
    Krisam, F. : Neue Erkenntnisse im Kreiselpumpenbau. VDI-Z. 95 (1953) Nr. 11/12, S. 320 bis 326;Google Scholar
  86. ferner K. RüTschi : Die Pfleiderer-Saugzahl als Gütegrad der Saugfähigkeit von Kreiselpumpen. Schweiz. Bauztg. 78 (1960) Hh. 12, S. 199–203.Google Scholar
  87. 1.
    Nach Versuchen von Krisam besteht neben der Abhängigkeit des Kavitationsbeiwertes von der spezifischen Drehzahl nqy für kleine bis mittelgroße Pumpen noch ein starker Einfluß des Eintrittsdurchmessers Da, des Volumenstroms Q und der Betriebsdrehzahl n. VDI-Z. 95 (1953) Nr. 11/12, S. 325/26.Google Scholar
  88. 1.
    Canaan, H. F.: Der heutige Stand des Wasserturbinenbaus. Vdt-Z. 5 (1951) S 199Google Scholar
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    Saalfeld, K.: Die Vordrallregelung von schnelläufigen Kreiselpumpen. Bwk 11 (1959). Nr. 11, S. 521–527.Google Scholar
  90. 1.
    Rütschi, K.: Untersuchungen an Spiralgehäusepumpen verschiedener Schnelläufigkeit. Schweizer Arch. angew. Wiss. Techn. 17 (1951) S. 36–38.Google Scholar
  91. 1.
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    Der Exponent 0,1 kann nur als angenäherter Mittelwert gelten. Nach Versuchen von Rotzoll (Konstruktion 10 (1958) H.4, S.121–130), die unter Verwendung von Medien mit unterschiedlicher Zähigkeit und mit verschiedener Drehzahl an der gleichen Pumpe vorgenommen wurden, ist er von der Re-Zahl abhängig. Der für Re = u2D2/v = 10’ als Bezugspunkt angegebene und für Rem, und Re getrennt zu ermittelnde Exponent ist um so kleiner, je größer die Reynoldszahl ist, so daß sich bei großen Re-Zahlen das Verhältnis der Verlustzahlen nach Gl. (37,9) dem Wert 1 nähert.Google Scholar
  94. 3.
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  95. 1.
    Krisam, F.: Neue Erkenntnisse im Kreiselpumpenbau. VDI-Z. 95 (1953) Nr. 11/12, S. 320.Google Scholar
  96. 1.
    Rotzoll, R. : Untersuchungen an einer langsamläufigen Kreiselpumpe bei verschiedenen Reynoldszahlen, Diss. Techn. Hochschule Braunschweig 1957; Auszug daraus in „Konstruktion“ 10 (1958) H. 4, S. 121–130.Google Scholar
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    Schaffer, R. : Gleitringdichtungen für Kreiselpumpen der chemischen Industrie. ChemieIngenieur-Technik 29 (1957) H. 4, S. 241–249.MathSciNetCrossRefGoogle Scholar
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    Eine Zusammenstellung gebräuchli cher Lagerkonstruktionen findet sich bei M. Pekrun : Lagerungen in Kreiselpumpen. VDI-Berichte 36 (1959) S. 95–102.Google Scholar
  109. 1.
    Hierbei sind die genormten Nenndurchmesser gemäß Din 2402 zu beachten.Google Scholar
  110. 2.
    Eine Ausnahme macht die neuerdings bei hochbeanspruchten Kesselspeisepumpen angewandte Mantelgehäusetype, die sich hier aus den besonders schwierigen Betriebsverhältnissen entwickelt hat (s. Abb. 50.2).Google Scholar
  111. 1.
    Wunderlich, E.: Axialschubbeeinflussung durch Gasgehalt im Fördermedium. Ksb Techn. Berichte, Heft 4, S. 13–15.Google Scholar
  112. 1.
    Vgl. Abschn. 36.Vgl. hierzu Abb. 36.2.Siehe hierzu auch H. Obrist : Escher Wyss- Großspeicherpumpen. Schweiz. Bauztg. 80 (1962) H. 25, S. 445–450.Google Scholar
  113. 1.
    Weitere Literaturangaben dortselbst. — Ferner E. Randegger: Die Speicherpumpen. Escher Wyss-Mitteilungen 38 (1965) H. 1, S. 15— 23.Google Scholar
  114. 1.
    Lepiquue, H.: Speisepumpen für hohe Betriebstemperaturen. Bwk 2 (1950) H.8. S. 224 ff.Google Scholar
  115. 2.
    Seit einer Reihe von Jahren ist man zur Verhinderung der Salzausscheidung in Dampf — turbinenanlagen mehr und mehr dazu übergegangen, vollentsalztes Speisewasser zu verwenden, dessen pH-Wert zwischen 7 und 8,5 liegt. Als Folge davon traten bei urlegiertem Stahl bzw. hoher und in geringerem Maße bei dem Gußeisen der Leiträder und Dichtungsringe an Stellen o er Wassergeschwindigkeit Korrosionsschäden auf, die sich bei Verwendung alkalischen Wassers nicht gezeigt hatten. Dieses Verhalten ist zunächst nicht verständlich, weil vollentsalztes Wasser weniger aggressiv ist als alkalisches. Der Widerspruch klärt sich dadurch auf, daß alkalisches Wasser eine Schutzschicht aus Eisenhydroxyd bildet, das sich bei hoher Temperatur schnell in Eisenoxyd umwandelt. Dagegen bleibt bei vollentsalztem Wasser an Stellen hoher Wassergeschwindigkeit die Schutzschichtbildung aus, so daß es hier zur Korrosion kommt.Google Scholar
  116. 1.
    Honold, E.: Kesselspeisepumpen und Umwälzpumpen für hohe Drücke und Temperaturen. Bwk 8 (1956) Nr. 11, S. 528 ff.Google Scholar
  117. 1.
    Krisam, F.: Maßnahmen zum Schutz von Kreiselpumpen bei geringer Belastung. Energie 2 (1950) Nr. 11, S. 188–193;Google Scholar
  118. 1.
    ferner F. Krisam , M. Pekrun : Schwachlastschutz bei Kreiselpumpen. Ksb Techn. Berichte, Heft 9 (April 1965) S. 3–15.Google Scholar
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    Odendahl, W.: Der Einfluß der Zulauftemperaturen auf die Stabilität von Kreiselpumpenkennlinien. Energie 10 (1958) Nr. 10, S. 398–400.Google Scholar
  120. 1.
    Frank, B.: Speisepumpen. Bwk 8 (1956) Nr. 4, S. 168;Google Scholar
  121. 1.
    ferner E. Honold : Kesselspeisepumpen und Umwälzpumpen für hohe Drücke und Temperaturen. Bwk 8 (1956) Nr. 11, S. 529f.Google Scholar
  122. 1.
    Goerke, H.: Umwälzpumpen für Zwangdurchlaufkessel. Ksb Techn. Berichte, Heft 6, 1963; ferner Energie 15 (1963) Heft 4.Google Scholar
  123. 1.
    Prinz, E. : Handb. der Hydrologie, Berlin 1923.H8 bedeutet hier den Höhenunterschied zwischen dem Wasserspiegel im Brunnen, der sich nach längerem Betrieb einstellt, und der Mittellinie der Pumpenwelle bei waagerechter bzw. dem höchsten Punkt der Laufschaufeleintrittskante bei senkrechter Anordnung der Welle.Google Scholar
  124. 1.
    Ritter, C. Über selbstansaugende Kreiselpumpen, Leipzig : Dr. M. Jänicke 1930 ;Google Scholar
  125. 1.
    ferner H. Engels : Untersuchungen an Ringkanalpumpen (Seitenkanalpumpen), Diss. Techn. Hochschule Hannover 1940.Google Scholar
  126. 1.
    Eine andere Theorie erklärt die Druckerzeugung in der Seitenkanalpumpe durch Impulsaustausch zwischen dem Umlaufstrom und dem Volumenstrom der Pumpe. Vgl. Pfleiderer, zit. S. 17.Ferner H. Engels : Untersuchungen an Ringkanalpumpen (Seitenkanalpumpen), Diss. Techn. Hochschule Hannover 1940.Siehe FußnoteGoogle Scholar
  127. 1.
    Schmiedchen, W. : Untersuchungen über Kreiselpumpen mit seitlichem Ringkanal, Diss. Techn. Hochschule Dresden 1932.Google Scholar
  128. 2.
    Die tatsächlich im Seitenkanal vorhandene mittlere Geschwindigkeit c’Q ist größer als cQ, und zwar um den Betrag Δ cQ, der dem Spaltverlust entspricht.Google Scholar
  129. 1.
    Ritter, C.: Zit. S. 207.Google Scholar
  130. 1.
    Zit. S. 211.Google Scholar
  131. 1.
    Pfaff, H.: Vergleichende Untersuchungen an Seitenkanalpumpen mit und ohne Leitrad, Diss. Techn. Hochschule Hannover 1960.Google Scholar
  132. 1.
    Pfaff, H.: Gekürzte Wiedergabe in „Konstruktion “ 13 (1961) H. 2, S. 57–66.MathSciNetGoogle Scholar
  133. 1.
    Die tatsächlich im Seitenkanal auftretende mittlere Geschwindigkeit c ist um den Spaltverlust größer als cQ.In neueren Ausführungen ist der Nabendurchmesser des Laufrades bis auf den inneren Durchmesser des Seitenkanals vergrößert, die Schaufellänge also so verkleinert, daß sie mit der radialen Erstreckung des Seitenkanals übereinstimmt. Ferner sind die radialen Begrenzungen der Saugöffnung in der Seitenwand denen des Seitenkanals angepaßt. Während der Entlüftung der Saugleitung muß der aus dem Inhalt des Seitenkanals und der Laufradzellen gebildete Wasserring, dessen fortschreitende Bewegung von der im Abschn. 52 a geschilderten Umlaufströmung überlagert ist, den zwischen Druck- und Saugstutzen bestehenden Druckunterschied aufnehmen. Dazu muß bei dieser Ausführung Luft und Wasser ein möglichst homogenes Gemisch bilden. Es darf sich also an der Radnabe und am inneren Umfang des Seitenkanals keine Luft abscheiden. Das ist auch nicht zu erwarten, weil die Umlaufströmung den gesamten Inhalt des Seitenkanals und der Laufradzellen erfaßt. Bei der Bewegung des Wasser-Luft-Gemisches von der Saug- zur Drucköffnung wird die Luft infolge des Druckanstiegs im Seitenkanal verdichtet. Durch die Öffnung k tritt demnach ein Wasser-Luft-Gemisch aus, dessen Luftanteil in einem vergrößerten Druckraum ausgeschieden wird, während der Wasseranteil und zusätzliches Wasser zur Anpassung des Sperrdrucks des Wasserringes an den wachsenden Druckunterschied zwischen Druck- und Saugstutzen in den Seitenkanal zurückgedrängt wird.Google Scholar
  134. 1.
    Weitere Einblicke in die verschiedenen Bauarten der selbstansaugenden Kreiselpumpen mit Gemischbildung, in ihre Wirkungsweise und ihr Verhalten bei Luftförderung vermittelt die Dissertation von A. Welte : Untersuchungen an selbstansaugenden Kreiselpumpen, Techn. Hochschule Hannover 1959.Google Scholar
  135. 1.
    Neumaier, R. : Stopfbuchslose Kreiselpumpen für den Einsatz in der chemischen Industrie. Maschinenmarkt 66 (1960) Nr. 5, 6, 8,Google Scholar
  136. 1.
    ferner F. J. Middeldorf: Konstruktionsmerkmale und Anwendungsmöglichkeiten von Chemiepumpen. Chem.-Ing.-Techn. 33 (1961) Nr. 1, S. 31–36,CrossRefGoogle Scholar
  137. 1.
    W. Buuschhorn : Pumpen für verfahrenstechnische Betriebe. Chem.-Ing.-Techn. 33 (1961) Nr. 4, S. 237–243.CrossRefGoogle Scholar

Copyright information

© Springer-Verlag OHG., Berlin and Heidelberg 1967

Authors and Affiliations

  1. 1.KielDeutschland

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