离心泵
阅读：48发布：2020-05-12
专利汇可以提供离心泵专利检索，专利查询，专利分析的服务。并且本 发明 涉及 离心 泵 ，在其壳体内布置了一个或多个轴流或半轴流、敞开式或封闭式结构的 叶轮 。吸入通道位于第一叶轮前面，在其壁表面内布置了多个在圆周上分布的并且在流动方向上延伸的槽。在吸入通道的壳体壁中，在第一叶轮的叶轮入口和距离最近的槽端部之间设计了封闭的环形壁表面，其中槽只与吸入通道中的空间有效连接。，下面是离心泵专利的具体信息内容。
1、一种离心泵，在其壳体内布置了一个或多个轴流或半轴流、敞 开式或封闭式结构的叶轮并且吸入通道位于第一叶轮前面，在其壁表 面内布置了多个在圆周上分布的并且在流动方向上延伸的槽，其特征 在于，在吸入通道(9)的壳体壁(3)中，在第一叶轮(2)的叶轮入 口和距离最近的槽(10)端部(11)之间设计了在叶轮入口前的封闭 的环形壁表面(12)，其中槽(10)只与吸入通道中的空间有效连接。
2、根据权利要求1所述的离心泵，其特征在于，槽(10)布置在 壳体壁(3)的隔板形构造之间。
3、根据权利要求1或2所述的离心泵，其特征在于，使用了特别 薄壁的、环形、带有槽(10)或隔板的元件。
4、根据权利要求1所述的离心泵，其特征在于，封闭的环形壁表 面(12)的轴向长度取决于部分负荷涡流的强度，其为叶轮入口直径 的0.005-0.02倍。
5、根据权利要求2所述的离心泵，其特征在于，槽(10)或隔板 的长度的为叶轮入口直径的0.03-0.5倍。
6、根据权利要求2所述的离心泵，其特征在于，槽(10)的深度 (t)或隔板的高度为叶轮入口直径的0.005-0.02倍。
技术领域
本发明涉及一种离心泵，在其壳体内布置了一个或多个轴流或半 轴流、封闭式结构或敞开式结构的叶轮，在第一叶轮前面布置了吸入 通道，在吸入通道的壁表面内布置了多个在圆周上分布的槽。
背景技术
在特种高速泵情况下，通常当供给量范围为设计体积流量的65-80 ％时，所属的NPSH-曲线具有明显的、局部受限的上升。根据泵的结构， 所属的Q-H特性曲线有时还会另外产生不稳定性，这种不稳定性通常 称为特性曲线拐点或者鞍点。
这种特性曲线形式是由所谓的部分负荷涡流的形成决定的，所述 部分负荷涡流是在体积流量减少情况下在叶轮入口外部产生的。部分 负荷涡流对叶轮入流有决定性影响，在部分负荷涡流影响下，叶轮入 流会闭塞子午通流横截面并在叶轮转动方向上(等速旋转)具有高的 速度分量。
从DE 25 58 840 C2可以获知避免部分负荷涡流缺点的解决方案， 其中在叶轮入口前面布置了一个扩压器。通过这种解决方案，在部分 负荷涡流到达在叶轮入口前面布置的构件并对其造成破坏之前，使部 分负荷涡流的作用方向反转。
在CN1281953A中，特别是在评价现有技术时，描述了影响部分负 荷涡流的其它措施。措施“机匣处理，分离器或主动控制”或者需要 机器外围设备中的额外机组(主动控制)，或者甚至在机器的最佳点 也降低效率(机匣处理)，或者与结构费用的提高有关(分离器)。 文献本身建议使用大量“凹槽”，根据引文“An Improvement of Performance-Curve Instability in a Mixed-Flow Pump by J-Grooves”，May29-Junel，2001，New Orleans，Louisana，FEDSM 2001-18077，Proceedings of 2001 ASME Fluids Engineering Division Summer Meeting(FEDSM’01)，所述凹槽由于其弯折的J形 变化通常被称为J-凹槽。
在CN1281953A所述J-凹槽情况下，涉及平坦的、在另外的结构中 还空间弯曲延伸的槽，其在泵壳体中在流动方向上布置在叶轮入口处 敞开式设计的叶轮装置之前或之上。对于槽的功能能力，关键的是槽 要部分覆盖叶轮的外径。在叶轮覆盖区域，叶轮必须是敞开式设计， 以保持敞开式叶轮装置区域压力较高的流体区域和在其上方布置的J- 凹槽开始部分之间的连接。通过这种结构措施，在J-凹槽上获得了与 其前面的入流区域的导流连接。通过在主流动方向布置的J-凹槽，敞 开式叶轮装置将一部分已经输送的流体送回到叶轮前面并送回到叶轮 入流区域。该J-凹槽的缺点是，其返回输送始终能够越过流体机械的 整个最大行程。由此备有这种凹槽的流体机械的峰值效率降低。
另一个缺点是自由的叶轮叶片尖端和相对的、在壳体上固定的J- 凹槽的槽之间的相互作用，这会导致噪音升高和振动现象。在上述引 文第2页中，关于图3及其解释描述了减少发生上述现象的方法。为 此，在自由的叶片尖端上方布置的J-凹槽端部通过环形的环槽连接。 通过在壳体中附加安装的该环槽，在单个J-凹槽的端面上实现了端面 间的压力平衡。并且这种空间弯曲的J-凹槽结构是从直径不变的入流 区域以弯折方式向圆锥形壳体壁表面延伸的，需要高的制造技术生产 成本。这种部分负荷涡流影响方式具有很大的缺点。
这种特性曲线形式是由所谓的部分负荷涡流的形成决定的，所述 部分负荷涡流是在体积流量减少情况下在叶轮入口外部产生的。部分 负荷涡流对叶轮入流有决定性影响，在部分负荷涡流影响下，叶轮入 流会闭塞子午通流横截面并在叶轮转动方向上(等速旋转)具有高的 速度分量。
从DE 25 58 840 C2可以获知避免部分负荷涡流缺点的解决方案， 其中在叶轮入口前面布置了一个扩压器。通过这种解决方案，在部分 负荷涡流到达在叶轮入口前面布置的构件并对其造成破坏之前，使部 分负荷涡流的作用方向反转。
在CN1281953A中，特别是在评价现有技术时，描述了影响部分负 荷涡流的其它措施。措施“机匣处理，分离器或主动控制”或者需要 机器外围设备中的额外机组(主动控制)，或者甚至在机器的最佳点 也降低效率(机匣处理)，或者与结构费用的提高有关(分离器)。 文献本身建议使用大量“凹槽”，根据引文“An Improvement of Performance-Curve Instability in a Mixed-Flow Pump by J-Grooves”，May29-Junel，2001，New Orleans，Louisana，FEDSM 2001-18077，Proceedings of 2001 ASME Fluids Engineering Division Summer Meeting(FEDSM’01)，所述凹槽由于其弯折的J形 变化通常被称为J-凹槽。
在CN1281953A所述J-凹槽情况下，涉及平坦的、在另外的结构中 还空间弯曲延伸的槽，其在泵壳体中在流动方向上布置在叶轮入口处 敞开式设计的叶轮装置之前或之上。对于槽的功能能力，关键的是槽 要部分覆盖叶轮的外径。在叶轮覆盖区域，叶轮必须是敞开式设计， 以保持敞开式叶轮装置区域压力较高的流体区域和在其上方布置的J- 凹槽开始部分之间的连接。通过这种结构措施，在J-凹槽上获得了与 其前面的入流区域的导流连接。通过在主流动方向布置的J-凹槽，敞 开式叶轮装置将一部分已经输送的流体送回到叶轮前面并送回到叶轮 入流区域。该J-凹槽的缺点是，其返回输送始终能够越过流体机械的 整个最大行程。由此备有这种凹槽的流体机械的峰值效率降低。
另一个缺点是自由的叶轮叶片尖端和相对的、在壳体上固定的J- 凹槽的槽之间的相互作用，这会导致噪音升高和振动现象。在上述引 文第2页中，关于图3及其解释描述了减少发生上述现象的方法。为 此，在自由的叶片尖端上方布置的J-凹槽端部通过环形的环槽连接。 通过在壳体中附加安装的该环槽，在单个J-凹槽的端面上实现了端面 间的压力平衡。并且这种空间弯曲的J-凹槽结构是从直径不变的入流 区域以弯折方式向圆锥形壳体壁表面延伸的，需要高的制造技术生产 成本。这种部分负荷涡流影响方式具有很大的缺点。
发明内容
本发明的任务在于，在带有半轴流或者轴流、敞开式或者封闭式 结构的叶轮的特种高速离心泵情况下，实现改善NPSH-特性和改善部分 负荷特性的简单方案。同时要解决这样的问题，即在已经使用的离心 泵情况下，可以简单的方式进行事后改善，而不会对离心泵正常运行 范围的工作特性产生负面影响。
该问题是这样解决的，即在吸入通道的壳体壁内安装槽，并且在 第一叶轮的叶轮入口和距离最近的槽端部之间构造出封闭的环形壁表 面，其中槽只与吸入通道有效连接。第一叶轮是吸入叶轮。在吸入通 道的壳体壁中构造的封闭环形壁表面位于槽端部和第一叶轮的叶轮入 口之间，其中所述槽端部在入流方向上位于叶轮入口之前。这种吸入 叶轮可具有nq≥70min-1的特殊高速性能。
通过该解决方案，离心泵的最佳工作点保持不变并且和其它的工 作点一样不会受到负面影响。在部分负荷运行时产生的部分负荷涡流 也称为大预旋涡流，可借助纵向沟槽削弱。纵向槽实现了借助摩擦使 能量从部分负荷涡流的壁附近区域转移到在槽内产生的许多小涡流。 通过只在部分负荷工作时产生的能量转移，大大降低了所产生的部分 负荷涡流的圆周分量以及其强度，并由此改善了部分负荷特性。因为 只有与从叶轮出来的部分负荷涡流共同作用，槽才能发挥其能量分散 作用，所以其余工作点的叶轮入流不受影响。不会对正常叶轮入流产 生负面作用，从而也不会对效率变化过程产生负面影响。与前面已知 的J-凹槽形式的解决方案不同，在本发明情况下，从叶轮越过槽回流 的流体不会与流向叶轮的主流体混合。
通过有意避免向槽内输送高能介质，在正常工作时防止了对叶轮 入流的干扰。直到叶轮引起产生的部分负荷涡流形式的干扰时，才在 一定程度上开始槽和部分负荷涡流之间的相互作用。这种相互作用导 致自动调整。在此部分负荷涡流的能量在槽内通过形成大量小槽涡流 被分散，这会大大削弱部分负荷涡流。只有当在吸入通道内位于叶轮 前方的槽端部通过环形封闭的壁表面可靠地与已经输送的液体的供应 隔绝时，才能实现该作用。
本发明的一个设计方案是，槽布置在吸入通道壳体壁的隔板形结 构之间。在吸入通道无法加工或者其加工非常困难的应用情况下，也 可向存在的泵吸入通道内推入包含槽或隔板的环形插入物。
这种插入物使得可能简化槽的机械制造，并可易于安装到新的待 制造的或已经出售的泵的吸入通道内。由于槽深度小，只有几个毫米， 并且槽只构造在壁附近的边界层区域中，所以这样构造的插入物在已 经出售或者在工厂中安装的离心泵情况下也能改善部分负特性。为此 只需最终稍稍扩大接收插入物的吸入通道的内径，以能够接收带槽插 入物的相应直径尺寸。这里使用标准构件，以借助适当的直径分级在 多数泵类型情况下能够使用这种插入物。
根据本发明的另一个设计方案，封闭的环形壁表面的轴向距离取 决于部分负荷涡流的强度。轴向表面的长度至少要这样大，即能够可 靠地抑制叶轮入口处的叶轮叶片和在其前方设置的槽端部之间的干 涉。由此以简单的方式阻止了干扰噪声和振动的发生。另一方面，轴 向环表面的长度不能选择成大于与缓慢形成的、还无害的部分负荷涡 流的长度相应的长度。直到形成的部分负荷涡流具有较大的强度时， 其所谓的分离线才可能与叶轮分离并且越过封闭的环形壁表面。从而 部分负荷涡流完全离开叶轮。在此部分负荷涡流的方向与入流相反并 且围绕机器轴在叶轮旋转方向上旋转。由于沟槽的切向溢流和在沟槽 内产生许多小湍流，在部分负荷涡流中存在的大部分能量被分散并且 部分负荷涡流的作用被大大削弱。
根据本发明另外的设计方案，封闭环形壁表面的轴向长度取决于 部分负荷涡流强度，其为叶轮入口直径的0.005-0.02倍。槽或隔板的 长度为叶轮入口直径的0.03-0.5倍。在此槽的深度或隔板高度为叶轮 入口直径的0.005-0.02倍。
根据本发明的另一个设计方案，槽宽度b与槽数量n的乘积对应 下面的比例关系，即n*b在0.45*π*D和0.65*π*D之间。
附图说明
下面详细描述附图中所示的本发明实施例。其中：
图1为装备和未装备槽的这种离心泵的NPSH-曲线，
图2为在正常运转情况下带有敞开式叶轮的轴流泵的回流区域的 流动图，
图3为在正常运转情况下带有封闭式叶轮的半轴流泵和轴流泵的 流动图，
图4为在部分负荷运转情况下轴流泵的部分负荷涡流的流动图，
图5为在部分负荷涡流离开叶轮情况下，在轴流机械的圆柱断面 中的不同速度三角形，
图6为根据圆柱断面的槽内部分负荷涡流的流动分布，
图7为槽内的流动图，
图8+9为特性改善的Q-H-曲线和NPSH-曲线。
该问题是这样解决的，即在吸入通道的壳体壁内安装槽，并且在 第一叶轮的叶轮入口和距离最近的槽端部之间构造出封闭的环形壁表 面，其中槽只与吸入通道有效连接。第一叶轮是吸入叶轮。在吸入通 道的壳体壁中构造的封闭环形壁表面位于槽端部和第一叶轮的叶轮入 口之间，其中所述槽端部在入流方向上位于叶轮入口之前。这种吸入 叶轮可具有nq≥70min-1的特殊高速性能。
通过该解决方案，离心泵的最佳工作点保持不变并且和其它的工 作点一样不会受到负面影响。在部分负荷运行时产生的部分负荷涡流 也称为大预旋涡流，可借助纵向沟槽削弱。纵向槽实现了借助摩擦使 能量从部分负荷涡流的壁附近区域转移到在槽内产生的许多小涡流。 通过只在部分负荷工作时产生的能量转移，大大降低了所产生的部分 负荷涡流的圆周分量以及其强度，并由此改善了部分负荷特性。因为 只有与从叶轮出来的部分负荷涡流共同作用，槽才能发挥其能量分散 作用，所以其余工作点的叶轮入流不受影响。不会对正常叶轮入流产 生负面作用，从而也不会对效率变化过程产生负面影响。与前面已知 的J-凹槽形式的解决方案不同，在本发明情况下，从叶轮越过槽回流 的流体不会与流向叶轮的主流体混合。
通过有意避免向槽内输送高能介质，在正常工作时防止了对叶轮 入流的干扰。直到叶轮引起产生的部分负荷涡流形式的干扰时，才在 一定程度上开始槽和部分负荷涡流之间的相互作用。这种相互作用导 致自动调整。在此部分负荷涡流的能量在槽内通过形成大量小槽涡流 被分散，这会大大削弱部分负荷涡流。只有当在吸入通道内位于叶轮 前方的槽端部通过环形封闭的壁表面可靠地与已经输送的液体的供应 隔绝时，才能实现该作用。
本发明的一个设计方案是，槽布置在吸入通道壳体壁的隔板形结 构之间。在吸入通道无法加工或者其加工非常困难的应用情况下，也 可向存在的泵吸入通道内推入包含槽或隔板的环形插入物。
这种插入物使得可能简化槽的机械制造，并可易于安装到新的待 制造的或已经出售的泵的吸入通道内。由于槽深度小，只有几个毫米， 并且槽只构造在壁附近的边界层区域中，所以这样构造的插入物在已 经出售或者在工厂中安装的离心泵情况下也能改善部分负特性。为此 只需最终稍稍扩大接收插入物的吸入通道的内径，以能够接收带槽插 入物的相应直径尺寸。这里使用标准构件，以借助适当的直径分级在 多数泵类型情况下能够使用这种插入物。
根据本发明的另一个设计方案，封闭的环形壁表面的轴向距离取 决于部分负荷涡流的强度。轴向表面的长度至少要这样大，即能够可 靠地抑制叶轮入口处的叶轮叶片和在其前方设置的槽端部之间的干 涉。由此以简单的方式阻止了干扰噪声和振动的发生。另一方面，轴 向环表面的长度不能选择成大于与缓慢形成的、还无害的部分负荷涡 流的长度相应的长度。直到形成的部分负荷涡流具有较大的强度时， 其所谓的分离线才可能与叶轮分离并且越过封闭的环形壁表面。从而 部分负荷涡流完全离开叶轮。在此部分负荷涡流的方向与入流相反并 且围绕机器轴在叶轮旋转方向上旋转。由于沟槽的切向溢流和在沟槽 内产生许多小湍流，在部分负荷涡流中存在的大部分能量被分散并且 部分负荷涡流的作用被大大削弱。
根据本发明另外的设计方案，封闭环形壁表面的轴向长度取决于 部分负荷涡流强度，其为叶轮入口直径的0.005-0.02倍。槽或隔板的 长度为叶轮入口直径的0.03-0.5倍。在此槽的深度或隔板高度为叶轮 入口直径的0.005-0.02倍。
根据本发明的另一个设计方案，槽宽度b与槽数量n的乘积对应 下面的比例关系，即n*b在0.45*π*D和0.65*π*D之间。
附图说明
下面详细描述附图中所示的本发明实施例。其中：
图1为装备和未装备槽的这种离心泵的NPSH-曲线，
图2为在正常运转情况下带有敞开式叶轮的轴流泵的回流区域的 流动图，
图3为在正常运转情况下带有封闭式叶轮的半轴流泵和轴流泵的 流动图，
图4为在部分负荷运转情况下轴流泵的部分负荷涡流的流动图，
图5为在部分负荷涡流离开叶轮情况下，在轴流机械的圆柱断面 中的不同速度三角形，
图6为根据圆柱断面的槽内部分负荷涡流的流动分布，
图7为槽内的流动图，
图8+9为特性改善的Q-H-曲线和NPSH-曲线。
具体实施方式
图1在图中举例并用点划线示出了带有轴流或半轴流结构的高速 叶轮的离心泵的典型NPSH-曲线。横轴上是供给量Q的值，纵轴上是 NPSH的值。可以看出，在工作点QOpt，即供给量的最佳点，NPSH的值 小。与此相反，在部分负荷运转情况下，NPSH-曲线上标出了一个局部 升高，即所谓的NPSH-尖峰，在所属装置的预先确定的、用虚线表示的 最大允许NPSHA-值情况下，该尖峰限制了Qmin处的工作范围。低于该工 作点的运行是不允许的，因为否则在泵内会产生由气蚀决定的状态， 这种状态不允许连续运行。
在图中用连续的线绘出了另一个NPSH-曲线，其对应具有相同工作 点的离心泵，但在泵的吸入通道内额外安装了根据本发明布置的槽。 对于这样构成的离心泵查明的曲线令人信服地表明了有利得多的NPSH 特性。虽然对于部分负荷运转始终存在典型的局部升高，但与无槽的 泵相比，该升高位于明显低得多的水平。这样改善的泵具有宽得多的 工作范围。
图2以敞开式轴流叶轮为例，在离心泵的最佳点示出了存在的流 动情况。叶轮2在壳体3内转动。在叶轮2的转动过程中，在壳体3 和叶轮2的自由叶片尖端4之间产生了与叶轮一起转动的弱涡流形式 的回流区R。该回流R是由流动区域附近的叶片间流道之间的压力交换 和在自由的叶片尖端4区域出现的叶片5吸入侧和压力侧之间的压力 平衡决定的。这种与叶轮2一起转动的回流区R需要大约一个区域， 该区域对应叶片宽度B。
该回流区R沿壳体壁6具有通过箭头示出的流动方向，该流动方 向与叶轮流入方向LA相反。在回流区域R的流动方向反转的位置，绘 出了所谓的分离线SL。在此其在一定程度上涉及在壳体壁6的圆周上 的边界线。在该线SL区域，叶轮入流LA能量比回流区R的能量大并 由此造成该流动反转。在带有敞开式半轴流或轴流叶轮的泵的情况下， 这种回流区R存在于整个工作区并且还存在于最佳效率点区域。
根据图3，在两个不同结构的封闭式叶轮情况下，存在类似的回流 区。图3中上面的图示出了半轴流泵构造的情况，而下面的图示出了 轴流泵的情况。在这些叶轮情况下，所谓的盖片7避免了越过叶片尖 端4和叶轮叶片5吸入侧和压力侧之间的能量交换。为此，在这种叶 轮2情况下，壳体壁6和盖片7之间的间隙流LF小，其原因是叶轮之 前和之后的压力差。通过盖片7和壳体壁6之间相应的小间隙可大大 减少这种漏泄损失。
图4以敞开式叶轮2为例示出了在部分负荷运转时部分负荷涡流 PLV的形成。该说明以及下面的说明同样适合封闭结构的叶轮。这种与 叶轮一起旋转的部分负荷涡流PLV在叶轮入口边8旁边的叶轮外径D 区域并且方向与叶轮入流LA相反地从叶轮2出来，向吸入通道9回流。 在产生旋转的部分负荷涡流PLV情况下，在叶轮入流和叶片环流之间 会导致强的、不稳定的相互作用，其特别通过NPSH-值的突然升高表现 出来。该升高的强烈强度取决于产生的部分负荷涡流的强度。图4中 圈出的位置X和Y是个别部分并且用于展示图5的速度三角形。大量 槽10在圆周上分布并且在叶轮2前方布置在吸入通道9的壁表面6内。
图5示出了在位置X和Y的产生的部分负荷涡流PLV的速度比。 位置X示出了从叶轮2出来的部分负荷涡流PLV在壁附近区域的速度 比，位置Y示出了在远离壁的区域、又进入叶轮2的部分负荷涡流PLV 的速度比。为了展示，示出了在位置X和Y的速度三角形，这些三角 形由绝对速度c、相对速度w和圆周速度u的方向-和大小箭头组成。
在位置X，绝对速度cx由叶片5的壁附近圆周速度ux和部分负荷 涡流PLV的从叶轮出来的、回流的相对速度wx产生，其特征是圆周分 量cux高。与此相反，带有速度参数c∞的箭头表示在吸入通道9内未受 干扰的叶轮入流，该叶轮带有在这里以断面示出的并带有箭头的叶片 5。
与此类似，在Y附近示出了速度三角形，该三角形是在部分负荷 涡流PLV进入叶轮2的位置区域的位置Y产生的。因为进入位置Y位 于较小的直径上，所以圆周速度uy相应地较小。由于部分负荷涡流PLV 的能量减弱，其绝对速度cy也相应较小，由此产生了相对速度wy，在 该实例中该相对速度几乎与出来的部分负荷涡流流线的相对速度wx成 90°。
如示出了展开的壳体壁6的俯视图的4和6中所示，部分负荷涡 流减弱的原因特别是圆周分量cux，其导致与轴平行的槽10的切向溢 流。外叶片端部4始终在壳体壁6的该壁表面旁边经过。在壳体壁6 内安装了多个在圆周上分布的槽10，这些槽在叶轮入流c∞的方向上延 伸。在入流方向上延伸并且布置在吸入通道9壁表面6内的槽10的槽 端部11布置在叶轮2外径D处的叶片入口边8之前的一定距离处。这 里未示出在流入方向上延伸的或者与轴平行的槽10的开端，因为槽10 的长度是根据供给量和叶轮构造形式选择的。槽10的长度的为叶轮入 口直径的0.03-0.5倍。在正常工作时，入流流体穿过槽10流入，不 会对离心泵的工作特性产生负面影响。
此外，在图6中用虚线示出了不同的分离线SL1，SL2，SL3。分离 线SL1和SL2示出了在不同工作状态时产生的回流区域R的吸入侧边界。 在最佳点Qopt区域，分离线SL1位于叶轮叶片5的宽度内，并且随着部 分负荷工作的增加向叶轮入口边或者叶片入口边8前方移动一直到达 分离线SL2。在正常工作情况下，分离线SL2的位置始终在叶轮2前方， 位于封闭的环形壁表面12区域内。通过该壁表面12保证从区域R回 流的流体材料不会进入槽10。对着叶轮旅游方向LA观察到的在叶轮入 口之前并且一直延伸到槽端部11的壁表面12的长度L与叶轮入口直 径的0.005-0.02倍的比例对应。在这种使用的轴流泵实例中，叶轮入 流直径与叶轮外径D相对应。在半轴流泵情况下，叶轮入流直径相应 地小些。在封闭式叶轮情况下，叶轮入流直径对应直到盖片7内径的 直径。
直到在形成部分负荷涡流PLV的情况下，分离线SL2才越过封闭的 环形壁表面12并到达具有槽10的壁表面6。此时产生的部分负荷涡流 PLV的轴向范围的边界由分离线SL3示出。
如果部分负荷涡流PLV获得相应大的能量，则部分负荷涡流越过 位于叶轮前方的环形封闭壁表面12并向吸入通道9回流。由于占优势 的圆周方向上的绝对速度分量cux，在吸入通道9中产生的部分负荷涡 流PLV主要切向越过槽10。由此其旋转能量分散成在槽内产生的许多 小涡流。这在部分负荷涡流PLV情况下导致动能的排出，使得部分负 荷涡流PLV整体上减弱，并且其轴向和径向范围明显减少。因此它只 延伸到分离线SL3，在该分离线处部分负荷涡流PLV的流动反转。通过 同时产生的部分负荷涡流旋转分量的减少，除了降低NPSH-升高以外， 还在部分负荷情况下明显改善了离心泵的特性曲线稳定性。由此槽10 的工作方式的基础是借助摩擦将能量从部分负荷涡流PLV形式的大预 旋涡流转移到位于槽10内的许多小涡流。
图7为根据图6的线A-A的剖面，其中示出了在槽10内分散能量 的许多小涡流系统13是如何产生的。许多小涡流系统13产生的原因 是与槽方向相切的部分负荷涡流的圆周分量cux。
在图8和9的相互补充图中示出了一个对比。在图8情况下，用 点划线示出的Q-H-特性曲线的曲线变化对应在吸入通道中无槽的离心 泵。从标志性工作点OPLV开始，Q-H-曲线在特性曲线中具有明显的拐点。 在此扬程减小到较小的量。其原因是受到产生的部分负荷涡流PLV的 影响。与此相反，连续的Q-H-特性曲线具有无曲线拐点的上升路线。 这是其吸入通道备有在叶轮之前一定距离处结束的通道或槽10的离心 泵的特性曲线。用点划线示出的带特性曲线拐点的曲线变化是由部分 负荷涡流的形成并由此产生的对叶轮入流的妨碍决定的。
与其相比，在相同泵情况下，当在吸入叶轮之前在吸入通道9的 壁表面6中相应地安装了槽10时，产生了连续的特性曲线。在QPLV 右侧的正常工作区域中的相应曲线令人信服地证明了在正常工作情况 下槽的作用方式。
在图8下方的图9中示出了所属的NPSH-曲线。用点划线示出的 NPSH-曲线对应其吸入通道9内未布置槽的泵。与此相对，连续的特性 曲线示出了其吸入通道9内布置了多个槽10的泵。通过用槽10大大 减少部分负荷涡流PLV的作用，明显改善了这种泵的NPSH-特性。该 NPSH-曲线不再越过预先给定的设备值Qmin，并因而这里不再有NPSH- 决定的工作边界Qmin。通过这种部分负荷涡流PLV的能量减少和由此减 少的不稳定的相互作用，特别在PLV周围的工作区域改善了流动比率， 从而使NPSH-特性得到改善并且泵的特性曲线也稳定了。
因此可以看出，本发明人的贡献在于，在吸入开口/入流开口的壳 体壁内、在叶轮前面一定距离的位置处布置的槽形造型只对在部分负 荷工作时从叶轮出来的部分负荷涡流产生抑制作用。附加的意外效果 是离心泵的噪声特性不变。由此可容易地改装已经出售和在工厂中安 装的泵，因为其噪声保持在其以前的水平。
在图中用连续的线绘出了另一个NPSH-曲线，其对应具有相同工作 点的离心泵，但在泵的吸入通道内额外安装了根据本发明布置的槽。 对于这样构成的离心泵查明的曲线令人信服地表明了有利得多的NPSH 特性。虽然对于部分负荷运转始终存在典型的局部升高，但与无槽的 泵相比，该升高位于明显低得多的水平。这样改善的泵具有宽得多的 工作范围。
图2以敞开式轴流叶轮为例，在离心泵的最佳点示出了存在的流 动情况。叶轮2在壳体3内转动。在叶轮2的转动过程中，在壳体3 和叶轮2的自由叶片尖端4之间产生了与叶轮一起转动的弱涡流形式 的回流区R。该回流R是由流动区域附近的叶片间流道之间的压力交换 和在自由的叶片尖端4区域出现的叶片5吸入侧和压力侧之间的压力 平衡决定的。这种与叶轮2一起转动的回流区R需要大约一个区域， 该区域对应叶片宽度B。
该回流区R沿壳体壁6具有通过箭头示出的流动方向，该流动方 向与叶轮流入方向LA相反。在回流区域R的流动方向反转的位置，绘 出了所谓的分离线SL。在此其在一定程度上涉及在壳体壁6的圆周上 的边界线。在该线SL区域，叶轮入流LA能量比回流区R的能量大并 由此造成该流动反转。在带有敞开式半轴流或轴流叶轮的泵的情况下， 这种回流区R存在于整个工作区并且还存在于最佳效率点区域。
根据图3，在两个不同结构的封闭式叶轮情况下，存在类似的回流 区。图3中上面的图示出了半轴流泵构造的情况，而下面的图示出了 轴流泵的情况。在这些叶轮情况下，所谓的盖片7避免了越过叶片尖 端4和叶轮叶片5吸入侧和压力侧之间的能量交换。为此，在这种叶 轮2情况下，壳体壁6和盖片7之间的间隙流LF小，其原因是叶轮之 前和之后的压力差。通过盖片7和壳体壁6之间相应的小间隙可大大 减少这种漏泄损失。
图4以敞开式叶轮2为例示出了在部分负荷运转时部分负荷涡流 PLV的形成。该说明以及下面的说明同样适合封闭结构的叶轮。这种与 叶轮一起旋转的部分负荷涡流PLV在叶轮入口边8旁边的叶轮外径D 区域并且方向与叶轮入流LA相反地从叶轮2出来，向吸入通道9回流。 在产生旋转的部分负荷涡流PLV情况下，在叶轮入流和叶片环流之间 会导致强的、不稳定的相互作用，其特别通过NPSH-值的突然升高表现 出来。该升高的强烈强度取决于产生的部分负荷涡流的强度。图4中 圈出的位置X和Y是个别部分并且用于展示图5的速度三角形。大量 槽10在圆周上分布并且在叶轮2前方布置在吸入通道9的壁表面6内。
图5示出了在位置X和Y的产生的部分负荷涡流PLV的速度比。 位置X示出了从叶轮2出来的部分负荷涡流PLV在壁附近区域的速度 比，位置Y示出了在远离壁的区域、又进入叶轮2的部分负荷涡流PLV 的速度比。为了展示，示出了在位置X和Y的速度三角形，这些三角 形由绝对速度c、相对速度w和圆周速度u的方向-和大小箭头组成。
在位置X，绝对速度cx由叶片5的壁附近圆周速度ux和部分负荷 涡流PLV的从叶轮出来的、回流的相对速度wx产生，其特征是圆周分 量cux高。与此相反，带有速度参数c∞的箭头表示在吸入通道9内未受 干扰的叶轮入流，该叶轮带有在这里以断面示出的并带有箭头的叶片 5。
与此类似，在Y附近示出了速度三角形，该三角形是在部分负荷 涡流PLV进入叶轮2的位置区域的位置Y产生的。因为进入位置Y位 于较小的直径上，所以圆周速度uy相应地较小。由于部分负荷涡流PLV 的能量减弱，其绝对速度cy也相应较小，由此产生了相对速度wy，在 该实例中该相对速度几乎与出来的部分负荷涡流流线的相对速度wx成 90°。
如示出了展开的壳体壁6的俯视图的4和6中所示，部分负荷涡 流减弱的原因特别是圆周分量cux，其导致与轴平行的槽10的切向溢 流。外叶片端部4始终在壳体壁6的该壁表面旁边经过。在壳体壁6 内安装了多个在圆周上分布的槽10，这些槽在叶轮入流c∞的方向上延 伸。在入流方向上延伸并且布置在吸入通道9壁表面6内的槽10的槽 端部11布置在叶轮2外径D处的叶片入口边8之前的一定距离处。这 里未示出在流入方向上延伸的或者与轴平行的槽10的开端，因为槽10 的长度是根据供给量和叶轮构造形式选择的。槽10的长度的为叶轮入 口直径的0.03-0.5倍。在正常工作时，入流流体穿过槽10流入，不 会对离心泵的工作特性产生负面影响。
此外，在图6中用虚线示出了不同的分离线SL1，SL2，SL3。分离 线SL1和SL2示出了在不同工作状态时产生的回流区域R的吸入侧边界。 在最佳点Qopt区域，分离线SL1位于叶轮叶片5的宽度内，并且随着部 分负荷工作的增加向叶轮入口边或者叶片入口边8前方移动一直到达 分离线SL2。在正常工作情况下，分离线SL2的位置始终在叶轮2前方， 位于封闭的环形壁表面12区域内。通过该壁表面12保证从区域R回 流的流体材料不会进入槽10。对着叶轮旅游方向LA观察到的在叶轮入 口之前并且一直延伸到槽端部11的壁表面12的长度L与叶轮入口直 径的0.005-0.02倍的比例对应。在这种使用的轴流泵实例中，叶轮入 流直径与叶轮外径D相对应。在半轴流泵情况下，叶轮入流直径相应 地小些。在封闭式叶轮情况下，叶轮入流直径对应直到盖片7内径的 直径。
直到在形成部分负荷涡流PLV的情况下，分离线SL2才越过封闭的 环形壁表面12并到达具有槽10的壁表面6。此时产生的部分负荷涡流 PLV的轴向范围的边界由分离线SL3示出。
如果部分负荷涡流PLV获得相应大的能量，则部分负荷涡流越过 位于叶轮前方的环形封闭壁表面12并向吸入通道9回流。由于占优势 的圆周方向上的绝对速度分量cux，在吸入通道9中产生的部分负荷涡 流PLV主要切向越过槽10。由此其旋转能量分散成在槽内产生的许多 小涡流。这在部分负荷涡流PLV情况下导致动能的排出，使得部分负 荷涡流PLV整体上减弱，并且其轴向和径向范围明显减少。因此它只 延伸到分离线SL3，在该分离线处部分负荷涡流PLV的流动反转。通过 同时产生的部分负荷涡流旋转分量的减少，除了降低NPSH-升高以外， 还在部分负荷情况下明显改善了离心泵的特性曲线稳定性。由此槽10 的工作方式的基础是借助摩擦将能量从部分负荷涡流PLV形式的大预 旋涡流转移到位于槽10内的许多小涡流。
图7为根据图6的线A-A的剖面，其中示出了在槽10内分散能量 的许多小涡流系统13是如何产生的。许多小涡流系统13产生的原因 是与槽方向相切的部分负荷涡流的圆周分量cux。
在图8和9的相互补充图中示出了一个对比。在图8情况下，用 点划线示出的Q-H-特性曲线的曲线变化对应在吸入通道中无槽的离心 泵。从标志性工作点OPLV开始，Q-H-曲线在特性曲线中具有明显的拐点。 在此扬程减小到较小的量。其原因是受到产生的部分负荷涡流PLV的 影响。与此相反，连续的Q-H-特性曲线具有无曲线拐点的上升路线。 这是其吸入通道备有在叶轮之前一定距离处结束的通道或槽10的离心 泵的特性曲线。用点划线示出的带特性曲线拐点的曲线变化是由部分 负荷涡流的形成并由此产生的对叶轮入流的妨碍决定的。
与其相比，在相同泵情况下，当在吸入叶轮之前在吸入通道9的 壁表面6中相应地安装了槽10时，产生了连续的特性曲线。在QPLV 右侧的正常工作区域中的相应曲线令人信服地证明了在正常工作情况 下槽的作用方式。
在图8下方的图9中示出了所属的NPSH-曲线。用点划线示出的 NPSH-曲线对应其吸入通道9内未布置槽的泵。与此相对，连续的特性 曲线示出了其吸入通道9内布置了多个槽10的泵。通过用槽10大大 减少部分负荷涡流PLV的作用，明显改善了这种泵的NPSH-特性。该 NPSH-曲线不再越过预先给定的设备值Qmin，并因而这里不再有NPSH- 决定的工作边界Qmin。通过这种部分负荷涡流PLV的能量减少和由此减 少的不稳定的相互作用，特别在PLV周围的工作区域改善了流动比率， 从而使NPSH-特性得到改善并且泵的特性曲线也稳定了。
因此可以看出，本发明人的贡献在于，在吸入开口/入流开口的壳 体壁内、在叶轮前面一定距离的位置处布置的槽形造型只对在部分负 荷工作时从叶轮出来的部分负荷涡流产生抑制作用。附加的意外效果 是离心泵的噪声特性不变。由此可容易地改装已经出售和在工厂中安 装的泵，因为其噪声保持在其以前的水平。
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