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.
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Referenzen
An Stelle dieser Bezeichnung findet man auch den Ausdruck „spezifische Stutzenarbeit “.
Das Fußzeichen ∞ soll bedeuten, daß die betreffende Größe nur für die gedachte unendlich große Schaufelzahl gültig ist.
dw ist negativ, weil w mit steigendem Druck abnimmt.
Eine eingehende Behandlung dieser Frage findet sich bei C. Pfleiderer : Die Kreiselpumpen für Flüssigkeiten und Gase, 5. Aufl., Berlin/Göttingen/Heidelberg: Springer 1961.
Längs eines Kreises um eine waagerechte Drehachse müßte streng noch die unterschiedliche Ortshöhe der Flüssigkeitsteilchen beachtet werden.
Petermann, H.: Der Strömungsverlauf in und hinter Laufschaufelkanälen von radialen Kreiselpumpen und Verdichtern. VDI-Z. 103 (1961) Nr. 17, S. 748–752;
ferner U. Domm u. P. Hergt : Die Energieverteilung in drei Radialrädern verschiedener Breite. Ksb Techn. Berichte, 1963, H. 6, S. 12–21.
Pfleiderer, C. : Zit. S. 17.
Diese Beziehung kann für α0 = 90° praktisch ohne wesentlichen Fehler als zutreffend angenommen werden.
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.
Krisam, F.: Die Grenze der Verwendbarkeit der Kreiselpumpen. Technik 3 (1948) S. 305f.
Petermann, H. : Der Strömungsverlauf in und hinter Laufschaufelkanälen von radialen Kreiselpumpen und Verdichtern. VDI-Z. 103 (1961) Nr. 17, S. 748–752.
cA ist mitunter nicht mit der Eintrittsgeschwindigkeit in den Saugstutzen csidentisch (vgl. Abb. 50.4).
Es ist hier davon abgesehen, daß der Verengungsfaktor mit dem Volumenstrom, der Drehzahl und schließlich auch mit der Stufenzahl veränderlich ist.
Siehe besonders die Schlußbemerkung im Abschn. 16 b γ.
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.
Schrader, H.: Messungen an Leitschaufeln von Kreiselpumpen, Würzburg-Aumühle: Konrad Triltsch 1939.
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.
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.
Stepanoff, A. J.: Radial- und Axialpumpen. Deutsche U bersetzung der 2. Aufl. von A. Haltmeier, Berlin/Göttingen/Heidelberg : Springer 1959, S. 31.
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.
Der Verengungfaktor errechnet sich aus den Abmessungen des Kanaleintritts. Vgl. hierzu Abb. 15.2.
Hansen, O. : Untersuchungen über den Einfluß des endlichen Schaufelabstandes in radialen Kreiselrädern, Diss. Techn. Hochschule Braunschweig 1936.
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.
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).
Broer : Strömung im Pumpenspiralgehäuse, Diss. Techn. Hochschule Hannover 1939.
Pfleiderer, C. : Zit. S. 17.
Von der meist geringfügigen Abweichung des Abströmwinkels der Flüssigkeit von dem Austrittswinkel α5 der Leitschaufeln infolge der endlichen Leitschaufelzahl ist hier abgesehen.
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 .
Krisam, F.: Neue Erkenntnisse im Kreiselpumpenbau. VDI-Z. 95 (1953) S. 322.
RüTschi, K.: Der Einfluß der Leitvorrichtungen auf Leistungen und Wirkungsgrad von Kreiselpumpen. Schweiz. Bauztg. 79 (1961) H. 15, S. 233–240.
Stepanoff, A. J.: Radial- und Axialpumpen. Deutsche ÜÜbersetzung der 2. Aufl. von A. Haltmeier, Berlin/Göttingen/Heidelberg : Springer 1959.
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.
Siehe auch F. Krisam : Einfluß der Leitvorrichtung auf die Kennlinien von Kreiselpumpen. VDI-Z. 94 (1952) S. 319–322.
Als Fallbeschleunigung wird stets g = 9,81 m/s2 gesetzt.
rist der Schwerpunktsabstand der Normallinie b von der Drehachse. Sind Ein- und Austrittsquerschnitt unterscniedlich, so müssen sie stetig, ohne dazwischenliegenden Extremwert, ineinander übergehen.
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.
Diese sind in Abb. 16.6 der besseren Übersichtlichkeit wegen fortgelassen.
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.
Da sich Schaufelfläche und Stromfläche nicht genau senkrecht schneiden, müßte streng genommen mit dem etwas größeren Wert s’ gerechnet werden.
Falls die Austrittskante, wie hier. in einer Axialebene liegt.
Erstmalig von Pfleiderer, zit. S. 17, angewendet.
Ein Beispiel dieses Verfahrens, angewendet auf eine räumlich gekrümmte Leitschaufel, findet sich im Abschn. 17.
In Abb. 17.1 a nicht dargestellt.
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.
Durch die Mittelwand vergrößert sich hier die Gesamtbreite b2 um 3 mm.
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.
Ergebnisse der Aerodynamischen Versuchsanstalt Göttingen, 1. bis 4. Lfg., München u. Berlin: R. Oldenbourg 1935.
Ergebnisse der Aerodynamischen Versuchsanstalt Göttingen, 1. Lfg., 4. Aufl., München u. Berlin : R. Oldenbourg 1935.
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.
Zit. S. 17.
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.
Impulssatz : Die zeitliche Änderung des Impulses (der Bewegungsgröße) ist gleich der an der Masse angreifenden Kraft.
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.
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.
Errechnet nach Gl. (20,4).
Ergebnisse der Aerodynamischen Versuchsanstalt zu Göttingen, 1. Lfg., 4. Aufl., München u. Berlin: R. Oldenbourg 1935.
Pfleiderer, C. : Strömungsmaschinen, Berlin/Göttingen/Heidelberg : Springer 1952.
Da die aufgenommene Leistung Verluste enthält, die sich nicht mit der 3. Potenz der Drehzahl ändern, ist es richtiger, die Nutzleistung zu verwenden.
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.
Breh, K., u. H. Marcinowski: Dimensionslose Kennzahlen für Strömungsmaschinen. Bwk 12 (1960) Nr. 3, S. 102–105.
Vgl. hierzu Schrader : Messungen an Leitschaufeln von Kreiselpumpen, Würzburg-Aumühle : Konrad Triltsch.
Rütschhi, K.: Der Einfluß der Leitvorrichtungen auf Leistung und Wirkungsgrad von Kreiselpumpen. Schweiz. Bauztg. 79 (1961) S. 233–240.
Im englischen Sprachgebiet als ..rotating stall bezeichnet.
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.
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.
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.
Patentanmeldung I. M. Voith, G.m.b.H., Heidenheim/Brenz. Auslegeschrift 1164481, ausgelegt 16. 1. 1964.
Die örtliche Fallbeschleunigung wird hier wie im folgenden der Normfallbeschleunigung praktisch gleichgesetzt.
Din 1944, Abnahmeversuche an Kreiselpumpen.
Nach Din 1944 kurz als „Saughöhe“ bezeichnet.
I In den Usa als Npsh (Net Positive Suction Head) bezeichnet.
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.
Stiess, W.: Über die Entstehung von Kavitationsanfressungen am Leitapparat von Kreiselpumpen. VDI-Berichte 3 (1955) S. 81–83.
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.
Ziegler, G.: Zugspannungen in strömendem Wasser. Maschinenbau u. Wärmewirtschaft 9 (1954) H. 12, S. 343–349.
Vgl. W. Von Der Nüll : Untersuchungen am umlaufenden Kreiselpumpenrade, Diss. Techn. Hochschule Braunschweig 1935;
ferner R. Dziallas : Kavitationsbeobachtungen an radialen Kreiselpumpen mit räumlich gekrümmten Schaufeln. VDI-Z. 89 (1945) S. 41–45.
Die in Abb. 34.5 eingetragene Wirkungsgradkurve bezieht sich auf das kavitationsfreie Arbeitsgebiet der Pumpe.
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.
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.
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.
Pfleiderer, C.: Die Kavitationsgrenze bei Pumpen und Turbinen. VDI-Z. 92 (1950) Nr. 23, S. 629–635.
Für zähe Flüssigkeiten vermindert sich die Saugfähigkeit der Pumpe.
Krisam, F. : Neue Erkenntnisse im Kreiselpumpenbau. VDI-Z. 95 (1953) Nr. 11/12, S. 320 bis 326;
ferner K. RüTschi : Die Pfleiderer-Saugzahl als Gütegrad der Saugfähigkeit von Kreiselpumpen. Schweiz. Bauztg. 78 (1960) Hh. 12, S. 199–203.
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.
Canaan, H. F.: Der heutige Stand des Wasserturbinenbaus. Vdt-Z. 5 (1951) S 199
Saalfeld, K.: Die Vordrallregelung von schnelläufigen Kreiselpumpen. Bwk 11 (1959). Nr. 11, S. 521–527.
Rütschi, K.: Untersuchungen an Spiralgehäusepumpen verschiedener Schnelläufigkeit. Schweizer Arch. angew. Wiss. Techn. 17 (1951) S. 36–38.
Rutscht, K.: Die Normung von Kreiselradmaschinen. Schweiz. Baurtg. 65 (1947) Nr. 4, S. 41–47.
Pantell, K. : Aufwertungsformeln für Turbomaschinen. VDI-Z. 95 (1953) Nr. 4. S. 97–100.
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.
Abnahmeversuche an Kreiselpumpen.
Krisam, F.: Neue Erkenntnisse im Kreiselpumpenbau. VDI-Z. 95 (1953) Nr. 11/12, S. 320.
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.
RÜTschi, K. : Zur Wirkungsgradaufwertung von Strömungsmaschinen, Verhalten einer Einzelmaschine und einer Reihe von Maschinen verschiedener Größe. Schweiz. Bauztg. 76 (1958) H. 41, S. 603–606.
Brämig : Unwuchten als Schwingungserreger und die Mittel ihrer Bekämpfung. Schiff u. Werft, 1944, H. 3/4, S. 27.
Ein rechnerisches Verfahren, in welchem die unterschiedlichen Trägheitsmomente der einzelnen Wellenabsätze durch ein mittleres Trägheitsmoment der Welle ersetzt werden, wird von W. Geipel angegeben : Rechnerisches Verfahren zur Ermittlung der biegekritischen Grundschwingung zweifach gelagerter Wellen. Konstruktion 13 (1961) H. 5, S. 199–201.
Kull, G.: Neue Beiträge zum Kapitel: Kritische Drehzahlen schnell umlaufender Wellen. VDI-Z. 62 (1918) S. 249.
Im vorliegenden Beispiel ist für die Gewichtskräfte die in den vorhergehenden Auflagen verwendete Einheit kp beibehalten worden, weil die Einheit nur den Kräftemaßstab, nicht aber den Rechnungsgang beeinflußt.
Ebezeichnet den Elastizitätsmodul des Wellenwerkstoffs in kp/cm2.
Martin Merkel K.G.
Die genormten vom Wellendurchmesser d abhängigen Packungsbreiten s sind Din 3780 zu entnehmen.
Mayer, E. : Belastete axiale Gleitringdichtungen für Flüssigkeiten. Diss. Techn. Hochschule Stuttgart 1959; Axiale Gleitringdichtungen, 3. Aufl., Düsseldorf : VDI-Verlag 1966.
Der 0-Ring ist ein Gummiring von kreisförmigem Querschnitt aus synthetischem Werkstoff, dessen Zusammensetzung den jeweiligen Betriebsverhältnissen (Art der Flüssigkeit und Druckhöhe) angepaßt ist. Er wird in einer rechteckigen Nut so angeordnet, daß er in der Richtung, in welcher die Abdichtung erfolgen soll, Bewegungsmöglichkeit hat, senkrecht dazu aber leicht zusammengedrückt wird. Die Abdichtung geschieht lediglich durch den Druck der Flüssigkeit, die den Ring mit einer gewissen Verformung gegen den abzudichtenden Spalt drückt. Die Dichtung ist um so besser, je höher der Flüssigkeitsdruck ist.
Schaffer, R. : Gleitringdichtungen für Kreiselpumpen der chemischen Industrie. ChemieIngenieur-Technik 29 (1957) H. 4, S. 241–249.
Eine Zusammenstellung gebräuchli cher Lagerkonstruktionen findet sich bei M. Pekrun : Lagerungen in Kreiselpumpen. VDI-Berichte 36 (1959) S. 95–102.
Hierbei sind die genormten Nenndurchmesser gemäß Din 2402 zu beachten.
Eine Ausnahme macht die neuerdings bei hochbeanspruchten Kesselspeisepumpen angewandte Mantelgehäusetype, die sich hier aus den besonders schwierigen Betriebsverhältnissen entwickelt hat (s. Abb. 50.2).
Wunderlich, E.: Axialschubbeeinflussung durch Gasgehalt im Fördermedium. Ksb Techn. Berichte, Heft 4, S. 13–15.
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.
Weitere Literaturangaben dortselbst. — Ferner E. Randegger: Die Speicherpumpen. Escher Wyss-Mitteilungen 38 (1965) H. 1, S. 15— 23.
Lepiquue, H.: Speisepumpen für hohe Betriebstemperaturen. Bwk 2 (1950) H.8. S. 224 ff.
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.
Honold, E.: Kesselspeisepumpen und Umwälzpumpen für hohe Drücke und Temperaturen. Bwk 8 (1956) Nr. 11, S. 528 ff.
Krisam, F.: Maßnahmen zum Schutz von Kreiselpumpen bei geringer Belastung. Energie 2 (1950) Nr. 11, S. 188–193;
ferner F. Krisam , M. Pekrun : Schwachlastschutz bei Kreiselpumpen. Ksb Techn. Berichte, Heft 9 (April 1965) S. 3–15.
Odendahl, W.: Der Einfluß der Zulauftemperaturen auf die Stabilität von Kreiselpumpenkennlinien. Energie 10 (1958) Nr. 10, S. 398–400.
Frank, B.: Speisepumpen. Bwk 8 (1956) Nr. 4, S. 168;
ferner E. Honold : Kesselspeisepumpen und Umwälzpumpen für hohe Drücke und Temperaturen. Bwk 8 (1956) Nr. 11, S. 529f.
Goerke, H.: Umwälzpumpen für Zwangdurchlaufkessel. Ksb Techn. Berichte, Heft 6, 1963; ferner Energie 15 (1963) Heft 4.
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.
Ritter, C. Über selbstansaugende Kreiselpumpen, Leipzig : Dr. M. Jänicke 1930 ;
ferner H. Engels : Untersuchungen an Ringkanalpumpen (Seitenkanalpumpen), Diss. Techn. Hochschule Hannover 1940.
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 Fußnote
Schmiedchen, W. : Untersuchungen über Kreiselpumpen mit seitlichem Ringkanal, Diss. Techn. Hochschule Dresden 1932.
Die tatsächlich im Seitenkanal vorhandene mittlere Geschwindigkeit c’Q ist größer als cQ, und zwar um den Betrag Δ cQ, der dem Spaltverlust entspricht.
Ritter, C.: Zit. S. 207.
Zit. S. 211.
Pfaff, H.: Vergleichende Untersuchungen an Seitenkanalpumpen mit und ohne Leitrad, Diss. Techn. Hochschule Hannover 1960.
Pfaff, H.: Gekürzte Wiedergabe in „Konstruktion “ 13 (1961) H. 2, S. 57–66.
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.
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.
Neumaier, R. : Stopfbuchslose Kreiselpumpen für den Einsatz in der chemischen Industrie. Maschinenmarkt 66 (1960) Nr. 5, 6, 8,
ferner F. J. Middeldorf: Konstruktionsmerkmale und Anwendungsmöglichkeiten von Chemiepumpen. Chem.-Ing.-Techn. 33 (1961) Nr. 1, S. 31–36,
W. Buuschhorn : Pumpen für verfahrenstechnische Betriebe. Chem.-Ing.-Techn. 33 (1961) Nr. 4, S. 237–243.
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Schulz, H. (1967). Kreiselpumpen. In: Die Pumpen. Springer, Berlin, Heidelberg. https://doi.org/10.1007/978-3-662-00692-4_3
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