Spezielle Probleme bei Konstruktion und Betrieb von Pumpen

  • A. J. Stepanoff

Zusammenfassung

Man erhält rechnerisch als Drosselkurve eine Parabel, deren Scheitel im allgemeinen rechts von der Ordinate liegt (Abb. 14.1). Das bedeutet, daß die Förderhöhe bei Fördermenge Null kleiner ist als die maximale Förderhöhe (H 0 < H max). Durch Versuch festgestellte Drosselkurven von Pumpen mit niedriger spezifischer Drehzahl (n q < 20) haben angenähert die gleiche Form Man nennt den Bereich von Punkt B bis Punkt A (Abb. 14.1) den instabilen Bereich der Drosselkurve, weil hier bei geeigneter Widerstandscharakteristik Instabilität eintreten kann. Bei rein statischer Widerstandscharakteristik ist ein stabiler Zustand nicht möglich. Aber auch dann, wenn die Widerstandskurven steiler als die Drosselkurve verlaufen, also keine Instabilität im eigentlichen Sinne vorliegt, können unter besonderen Umständen, beispielsweise beim Parallelarbeiten von zwei Pumpen, Schwankungen von Förderhöhe und Fördermenge eintreten, wenn der Betriebspunkt zwischen A und D liegt. Schwankungen von Fördermenge und Förderhöhe haben Schwankungen der Drehzahl und des Eingangsdrehmomentes zur Folge, und wenn die Frequenz der Schwingungen mit derjenigen des. angeschlossenen Rohrleitungssystems zusammenfällt, werden unangenehme mechanische Schwingungen der Rohrleitung hervorgerufen.

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Literatur

  1. [1]
    Rneinaans, W. J.: Power Swings in Hydraulic Power Plants. Trans A. S. M. E. (April 1940) S. 71.Google Scholar
  2. [2]
    Grun, K.: Dampfkessel-Speisepumpen. Wien: Springer 1934, S. 77.CrossRefGoogle Scholar
  3. [3]
    Schrder, E.: Das Förderhöhenverhältnis einer radialen Kreiselpumpe. Technische Hochschule Braunschweig, Dissertation, 1933; Diagramm aufgetragen von C. PFLEIDERER, veröffentlicht in Z. VDI Bd. 82 (1938) Nr. 9, S. 263.Google Scholar
  4. [4]
    Dziis, R.: Schwingungen bei Kreiselpumpen mit labiler Kennlinie. Arch. Wärmew. Bd. 22 (1941) H. 3, S. 63.Google Scholar
  5. [5]
    Stepanoff, A. J.: Determining Operating Points of Centrifugal Pumps Working on Pipe Lines. Oil Gas J. (4. Dez. 1941 ).Google Scholar
  6. [6]
    Stepanoff, A. J.: How to Determine Performance of Engine Driven Pumps. Power (Nov. 1940) S. 84.Google Scholar
  7. [7]
    Siebrecht, W.: Beitrag zur Regelung der Kreiselpumpen, H. 321. Berlin: Verein Deutscher Ingenieure 1929.Google Scholar
  8. [8]
    Richardson, C. A.: Economics of Electric Power Pumping Allis Chalmers Elec. Rev. ( Juni 1944 ) S. 20.Google Scholar
  9. [9]
    Moody, L. F.: The Propeller Type Turbine. Trans A. S.C. E. Bd. 89 (1926) S. 625, 690.Google Scholar
  10. [10]
    Rogers, F. H., u. R. E. B. SHARP’ 45,000 HP Propeller Turbine for Wheeler Dam. Mech. Engng. Bd. 57 (Aug. 1935) S. 500.Google Scholar
  11. [11]
    Tetlow, N.: A Survey of Modern Centrifugal Pump Practice. Inst. Mechn. Engng. (1942) S. 121.Google Scholar
  12. [12]
    A Further Investigation of the Performance of Centrifugal Pumps when Pumping Oils, Goulds Pump Inc. H. 130, 126.Google Scholar
  13. [13]
    Ippen, A. T.: The Influence of Viscosity on Centrifugal Pump Performance. Trans. A. S.M.E. Bd. 68 (1946) Nr. 8, S. 823.Google Scholar

Copyright information

© Springer-Verlag Berlin Heidelberg 1957

Authors and Affiliations

  • A. J. Stepanoff
    • 1
  1. 1.Ingersoll-Rand CompanyPhillipsburgUSA

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