Kreiselpumpen Technische Auslegung Centrifugal Pumps ... - Friatec

Kreiselpumpen
Technische Auslegung
Centrifugal Pumps
Technical Design
Dipl.-Ing. Stephan Näckel
Leiter Technik (E&K) / Technical Manager (R&D)
RHEINHÜTTE
P U M P E N

Inhaltsverzeichnis
Contents
A. Verwendete Formelzeichen und Indizes
B. Anlagenbeispiele
1 Physikalische Grundlagen
1.1 Wirkprinzip
1.2 Energieübertragung im Laufrad
2 Grundbegriffe
2.1 Förderstrom Q
2.2 Förderhöhe H
2.2.1 Förderhöhe der Pumpe
2.2.2 Förderhöhe der Anlage
2.3 Drehzahl n
2.4 Leistungsbedarf P
2.5 Wirkungsgrad η
2.6 Spezifische Drehzahl n q
2.7 Pumpenkennlinie
2.8 Anlagenkennlinie (Rohrleitungskennlinie)
2.9 Betriebspunkt
3 Saug- und Zulaufverhältnisse
3.1 Kavitation
3.2 NPSH-Wert der Pumpe (NPSHR)
3.3 NPSH-Wert der Anlage (NPSHA)
3.4 Zulaufhöhe - hydrodynamische Entlastung
4 Druckhöhenverlust
4.1 Druckhöhenverlust in geraden
Rohrleitungen
4.2 Druckhöhenverlust in Armaturen und
Formstücken
5 Auslegung und Regelung
5.1 Auswahl der Pumpengröße
5.2 Änderung der Drehzahl
5.3 Abdrehen des Laufrades
5.4 Parallelbetrieb
5.5 Serienbetrieb
5.6 Bypassregelung
5.7 Förderung viskoser Flüssigkeiten
6 Hydraulische Kräfte
6.1 Radialkraft
6.2 Axialkraft
7 Gestaltung des Pumpenzulaufs
7.1 Saug- und Zulaufleitungen
7.2 Zulauf- oder Speisebehälter
7.3 Saug- und Zulaufbecken
7.4 Behälter für vertikale Pumpen
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A. Symbols and indices used
B. Examples of pump installations
1 Physical principles
1.1 Working principle
1.2 Energy transfer in the impeller
2 Basic terms
2.1 Delivery Q
2.2 Delivery head H
2.2.1 Delivery head of the pump
2.2.2 Delivery head of the installation
2.3 Speed of rotation n
2.4 Power requirement P
2.5 Efficiency η
2.6 Specific speed of rotation n q
2.7 Pump characteristic curve
2.8 Installation (pipeline) characteristic curve
2.9 Operating point
3 Suction and inflow conditions
3.1 Cavitation
3.2 NPSH value for the pump (NPSHR)
3.3 NPSH value for the installation (NPSHA)
3.4 Inflow head - hydrodynamic relief
4 Pressure head loss
4.1 Pressure head loss in straight pipe runs
4.2 Pressure head loss in valves and
moulded fittings
5 Design and regulation
5.1 Selection of the pump size
5.2 Changing the speed of rotation
5.3 Turning down the impeller
5.4 Parallel operation
5.5 Series operation
5.6 Bypass regulation
5.7 Pumping viscous fluids
6 Hydraulic forces
6.1 Radial force
6.2 Axial force
7 Design of the pump inflow
7.1 Suction and inflow pipes
7.2 Inflow or feeder tank
7.3 Suction and inflow reservoir
7.4 Tank for vertical pumps

A. Verwendete Formelzeichen und Indizes
A. Symbols and Indices used
Formelzeichen
Symbol
Einheit
Unit
Benennung Designation
b2 m Laufradaustrittsbreite Impeller outlet width
c m/s Absolutgeschwindigkeit Absolute velocity
D m Laufraddurchmesser, Rohrdurchmesser Impeller diameter, pipe diameter
F N Kraft Force
g m/s 2 Fallbeschleunigung = 9,81 m/s 2 Gravitational acceleration = 9.81 m/s 2
H m Förderhöhe Delivery head
HA m Förderhöhe der Anlage Delivery head of the installation
Hgeo m geodätische Förderhöhe Geodetic delivery head
K - Radialkraftkoeffizient Radial force coefficient
L m Rohrleitungslänge Piping length
m kg Masse Mass
n 1/min Drehzahl Rotation speed
NPSHA m NPSH-Wert der Anlage NPSH value for the installation
NPSHR m NPSH-Wert der Pumpe NPSH value for the pump
nq 1/min spezifische Drehzahl Specific rotation speed
p bar (Pa) manometrischer Druck (relativ) Manometric pressure (relative)
P kW Leistung Power
pamb bar (Pa) Atmosphärendruck (absolut) Atmospheric pressure (absolute)
Pu kW Förderleistung der Pumpe Delivery power of the pump
pv bar (Pa) Verdampfungsdruck (absolut) Vapour pressure (absolute)
q - Fördergrad (Q/Qopt) Delivery coefficient (Q/Qopt)
Q m 3 /h Förderstrom Delivery flow
r m Radius Radius
Re - Reynolds-Zahl Reynolds-number
u m/s Umfangsgeschwindigkeit Circumferential velocity
v m/s Strömungsgeschwindigkeit Velocity of flow
w m/s Relativgeschwindigkeit Relative velocity
z m Höhenunterschied Difference in head
Z m Zulaufaufnahme Inflow head
�s2 ° Schaufelwinkel am Laufradaustritt Vane angle at impeller outlet
� - Wirkungsgrad Efficiency
� - Rohrreibungsbeiwert Piping coefficient of friction
� m 2 /s kinematische Viskosität Kinematic viscosity
� kg/m 3 Dichte Density
� - Verlustbeiwert Loss coefficient
Verwendete Indizes Indices used
ax axial Axial
B im Betriebspunkt At the operating point
By Bypass Bypass
dyn dynamisch Dynamic
h hydraulisch Hydraulic
J Verlust Loss
min Minimum Minimum
opt im Punkt des besten Wirkungsgrades at the point of best efficiency
rad radial Radial
stat statisch Static
th theoretisch Theoretical
1,2 Pumpenein- und -austritt, Positionen, Zählziffern Pump inlet and outlet, Items, Sequential numbers
I, II am Ein- bzw. Austrittsquerschnitt der Anlage At the inlet or outlet cross section of the installation
3

B. Anlagenbeispiele
B. Examples of Pumps Installations
4

1. Physikalische Grundlagen
1. Physical Principles
1.1 Wirkprinzip
Kreiselpumpen sind Arbeitsmaschinen, deren technische
Aufgabe es ist, pro Zeiteinheit einen bestimmten Flüssigkeitsstrom
zu fördern und hierbei den Druckabfall in der
angeschlossenen Anlage zu überwinden.
Die Förderung und Drucksteigerung erfolgt durch das
Zentrifugalfeld eines rotierenden, mit Schaufeln
besetzten Laufrades, das die von der Welle zugeführte
mechanische Energie an die stetig durch das Laufrad
strömende Förderflüssigkeit überträgt.
Rotiert das Laufrad in einem mit Flüssigkeit vollständig
gefülltem Gehäuse, so werden die innerhalb des Laufrades
befindlichen Flüssigkeitsteilchen ebenfalls mit der
am jeweiligen Durchmesser vorhandenen Umfangsgeschwindigkeit
u (m/s) rotieren.
Die Umfangsgeschwindigkeit wird dabei von u1 am
trägt die Flüssigkeitsteilchen weiter
nach außen.
Das davor befindliche Volumen wird somit auch nach
außen geschoben und der äußere Umgebungsdruck
drückt weitere Flüssigkeit in das Radinnere hinein, wodurch
eine kontinuierliche Strömung durch die Pumpe
erfolgt.
1.1 Working principle
Centrifugal pumps are machines whose function is to
deliver a specific flow of fluid per unit of time, thereby
overcoming the pressure drop in the connected
installation.
The delivery and pressure increase is brought about by
the centrifugal effect of a rotating impeller, fitted with
vanes, which transfers the mechanical energy fed in by
the shaft to the fluid continuously flowing through the
impeller.
When the impeller rotates in a casing completely filled
with fluid, the particles of fluid within the impeller will also
rotate at the circumferential speed u (m/s), which applies
at the diameter in question.
The circumferential speed will here be increased from u1
Laufradinnendurchmesser auf u2 am Laufradaußendurchmesser
gesteigert. Die daraus
at the inner diameter to u2 at the outer diameter. The
centrifugal force generated by this, with a
erzeugte Zentrifugalkraft von der Größe
2
u
F � m
r
magnitude of
(1-1)
will carry the fluid particles further outwards.
1.2 Energieübertragung im Laufrad
Die Energieübertragung in Kreiselpumpen beruht auf
hydrodynamischen Strömungsvorgängen im Laufrad. Sie
findet nur zwischen dem Schaufelkanaleintritt und dem
Schaufelkanalaustritt des Laufrades statt (vgl.Kap. (vgl.Kapitel 1.1).
Betrachtet 1.1). Betrachtet man sich man die sich komplizierten die komplizierten StrömungsvorStrömungsgängevorgänge im Laufrad, im Laufrad zur zur Veranschaulichung idealisiert
eindimensional, so kann man sich die Energieübertragung
mit Hilfe von Geschwindigkeitsdreiecken wie wie folgt folgt
erklären.
Abb. / Fig. Fig 1.a
The initial volume will be pushed outwards and the
external ambient pressure will push further fluid into the
interior of the impeller, causing a continuous flow though
the pump.
1.2 Transfer of energy in the impeller
The transfer of energy in centrifugal pumps is based on
the hydrodynamic flow processes in the impeller. It only
takes place between the vane channel inlet and the vane
channel outlet of the impeller (see section 1.1).
If, in an idealised one-dimensional illustration, we
consider the complicated flow processes in the impeller,
the transfer of energy can be explained with the aid of
velocity triangles as follows.
7

Die statische Druckzunahme Druckzunahme im Laufrad Hpot erfolgt im Laufrad durch die erfolgt Flieh-
durch kräfte die und Fliehkräfte bei Radialrädern und bei zusätzlich Radialrädern durch zusätzlich Verzöge-
The static increase in pressure Hpot in the impeller is
brought The increase about in by pressure the centrifugal in the impeller forces and, is brought with radial about
durch Verzögerung der Relativgeschwindigkeit w in impellers, by the centrifugal also by forces the deceleration and, with radial of the impellers, relative speed also w
den rung Laufradkanälen der Relativgeschwindig- (vgl. Abb. 1.a
in by the the impeller deceleration channels of the (see relative
und keit w 1.b) in gemäß den Laufradkanälen
(1-2):
Figure speed 1.a w in and the 1.b) impeller acc. channels to (1-2):
2 2
2 2
(vgl. Abb. 1.a und 1.b) mit:
( u2
� u1
) ( w1
� w 2 ) (see Figure 1.a and 1.b) with:
Eine weitere Energieerhöhung tritt
Hpot
� �
A further increase in energy occurs
Eine weitere Energieerhöhung tritt
2 � g 2 � g (1-2)
durch den Anstieg der Absolut-
due A further to the increase in in energy the.
geschwindigkeit
durch den Anstieg
c des
der Absolut-
Mediums im
occurs due to the increase in the.
mabsolute speed c of the medium in the
Laufrad
geschwindigkeit
ein. (1-3)
c des Mediums im
absolute speed c of the medium in the
impeller. (1-3)
Laufrad ein.
impeller.
Somit läßt sich die Gesamtenergiezufuhr
durch das Laufrad aus Druck- und Geschwindigkeitsenergie
als theoretische
Förderhöhe Hth, wie sie bei verlustfreier
Strömung erzielt werden
2 2
( c �c
)
2 1
H �
dyn
2 g
(1-3)
Thus the total energy feed through the
impeller from pressure and velocity
energy can be shown as follows as the
theoretical delivery head Hth, as it would
be achieved in loss free flow :
könnte, wie folgt darstellen:
Aufgrund der trigonome-
2 2
2 2 2 2
( u2
� u1
) ( w1
� w 2 ) ( c 2 � c1
)
Hth
� �
�
2 � g 2 � g 2 � g (1-4) Using the trigonometrical
trischen Beziehungen der
relationships of the velocity
Geschwindigkeitsdreiecke
triangles and the
und mit Hilfe des Kosinus-Satzes
läßt sich diese Gleichung zur sog.
Euler‘schen Hauptgleichung für
1
Hth � � �u2�cu2�u1�cu1� g
(1-5)
cosine law, this equation can be
converted into what is known as the
Euler's Fundamental Equation for
Strömungsmaschinen umformen.
turbo machines.
Die nun auf das Fördermedium
The useful energy now transferred to
übertragene, nutzbare Energie ist um
the pumped medium is
die Strömungsverluste im Laufrad (Stoßverluste,
lower than that theoretically generated by the impeller
Reibungs- und Verzögerungsverluste) und Spirale because of the flow losses in the impeller (surge losses,
(Mischungsverluste) kleiner als die vom Laufrad theore- frictional and deceleration losses) and in the volute
tisch geleistete. Dies wird durch den hydraulischen (mixing losses). This is covered by the hydraulic
Wirkungsgrad �h erfaßt.
efficiency �h.
Desweiteren kann die „reale“ Laufradströmung am
Austritt der Schaufelkontur nicht exakt folgen (keine
schaufelkongruente Strömung), so daß die Umfangskomponente
cu2 reduziert wird. Der „reale“ Strömungswinkel
�2 weicht vom Schaufelwinkel �s2 zu kleineren
Werten hin ab.
Dies wird durch den sog. Minderleistungsbeiwert p
beschrieben. Er ist von der Geometrie des Laufrades
(Schaufelzahl, Schaufelwinkel �s2, Durchmesser D2 etc.)
und der Leiteinrichtung (Spirale, Leitrad etc.) abhängig
und wird empirisch bestimmt.
Somit ergibt sich die an die
Förderflüssigkeit im Laufrad
übertragene, nutzbare Energie
in Form der Eulergleichung zu:
mit: cu2 = u2 - cm2 � cot�s2, cm2 = Q/(2���r2�b2)
u2 = 2���r2�n (analog cu1, cm1 und u1)
Die spezifische Förderarbeit hängt somit nur von der
Umfangsgeschwindigkeit u2 (bzw. Laufradaußendurchmesser
D2), dem Förderstrom und dem
Schaufelwinkel �s2 am Laufradaustritt ab.
8
� 1
H �
�
g 1�
p
Sie ist unabhängig vom Fördermedium. Eine gegebene
Kreiselpumpe überträgt also die gleiche Energie an völlig
unterschiedliche Stoffe.
Furthermore the "real" impeller flow at the outlet cannot
exactly follow the vane contour (not a vane congruent
flow), so the circumferential component cu2 is reduced.
The "real" angle of flow �2 differs from the vane angle �s2
at lower values.
This is described by the so-called reduced output
coefficient p. It is dependent on the geometry of the
impeller (number of vanes, vane angle �s2, diameter D2
etc.) and the guiding arrangement (volute, stator etc.)
and is determined empirically..
�u�c�u� h � � 2 u2
1 cu1
(1-6)
Thus the useful energy transferred
to the pumped fluid in the impeller
in the form of the Euler equation is
given as:
cu2 = u2 - cm2 � cot�s2, cm2 = Q/(2���r2�b2)
u2 = 2���r2�n (analogous to cu1, cm1 and u1)
The specific pumping work thus depends only on the
circumferential speed u2 ( or the impeller outside
diameter D2), the delivery flow and the vane angle �s2 at
the impeller outlet.
It is independent of the medium being pumped. A given
centrifugal pump will thus transfer the same energy to
completely different materials..

Zur Umwandlung eines Teiles der hohen Geschwindigkeitsenergie
c2 bzw. cu2 am Laufradaustritt in Druckenergie
werden dem Laufrad ruhende Kanäle (Leitrad,
Spirale, Diffusor) nachgeordnet.
Dabei haben die Gehäuse bei Kreiselpumpen zusätzlich
die Aufgabe, das aus dem Laufrad austretende Fördermedium
zu sammlen und dem Druckstutzen zuzuführen.
.
To convert a part of the high velocity energy c2 or cu2 at
the impeller outlet into pressure energy, calming
channels (stator, volute, diffuser) are arranged after the
impeller.
Here the housings on centrifugal pumps also have the
task of collecting the pumped medium coming from the
impeller and taking it to the discharge nozzle.
Abb. 1.b
Nummerisch berechnete
Druck- und
Geschwindigkeitsverteilung
in einem
Radialrad.
Figure 1.b
Caculated pressure and
velocity distribution in a
radial impeller.
9

2. Grundbegriffe
2. Basic definitions
2.1 Förderstrom Q
Der Förderstrom Q ist der in der Zeiteinheit von der
Pumpe durch ihren Austrittsquerschnitt (Druckstutzen)
geförderte nutzbare Volumenstrom in m 3 /h.
Entlastungs- und Leckströme sind hierbei nicht
enthalten.
2.2 Förderhöhe H
2.2.1 Förderhöhe der Pumpe
Die Förderhöhe H ist die von der Pumpe auf die Förderflüssigkeit
übertragene nutzbare mechanische Arbeit,
bezogen auf die Gewichtskraft in m.
Sie kann durch Messen der statischen Drücke in Saug-
und Druckstutzen, sowie der geodätischen Höhen-
differenz und durch Berechnen
der Geschwindigkeiten in
Saug- und Druckstutzen bei
einem definierten Q bestimmt
werden.
Bei Vertikalpumpen (vgl. Abb. B. 3)
wird die Förderhöhe wie
folgt ermittelt:
10
H � ( z
Die Förderhöhe H ist die zwischen
Saug- und Druckstutzen übertragene Energie
ausgedrückt in der Einheit m und entspricht der
(Bernoullischen) Gesamtenergiedifferenz.
2
( p2
� p1)
� z1)
� �
� � g
H � ( z
Sie ist unabhängig von der Dichte � der Förderflüssigkeit,
d.h. eine Kreiselpumpe fördert unterschiedliche
Fördermedien bei gleichem Förderstrom Q auf gleiche
Förderhöhen H, wobei sich hierbei der Leistungsbedarf
linear mit der Dichte verändert (vgl. Kapitel 2.4).
2
2.1 Delivery Q
The delivery Q is the useful volumetric flow in m 3 /h per
unit of time delivered by the pump through its outlet cross
section (delivery nozzle).
Relief and leakage flows are not included.
2.2 Delivery head H
2.2.1 Delivery head for the pump
The delivery head H, in metres, is the useful mechanical
work transferred from the pump to the pumped fluid,
related to the weight.
It can be determined by measuring the static pressures
in the suction and delivery nozzles and also the geodetic
( v
2
2
p2
v 2
� z1)
� �
� � g 2 � g
� v
2 � g
2
2
1
)
(2-2)
(2-1)
difference in head and by
calculating the velocities in the
suction and delivery nozzles at
a defined Q.
For vertical pumps (see Fig. B.3) the
delivery head is determined as
follows:
The delivery head H is the
energy transferred between suction and delivery nozzles
expressed in the unit m and corresponds to (Bernoulli's)
total energy difference.
It is independent of the density � of the pumped fluid, i.e.
a centrifugal pump will pump different pumped media at
the same delivery flow Q to the same the delivery heads
H, but here the power required will vary linearly with the
density (see Section 2.4).
Die Dichte bestimmt deshalb nur den
erzeugten Druck p in der Pumpe
p � � � g�
H
(2-3)
The density thus only determines the
pressure p generated in the pump.
Beispiel:
Eine Pumpe erbringt lt. Kennlinie bei Q = 20 m 3 /h eine
Förderhöhe von H = 40 m mit einem Wirkungsgrad von
� = 40 % .
Welche Gesamtdruckdifferenz p in bar erzeugt die Pumpe
und wie hoch ist der Leistungsbedarf P beim Einsatz
a) in flüssigem Schwefel bei T = 150 °C mit
� = 1,78 kg/dm 3 ?
b) in Wasser bei T = 20 °C mit
� = 0,9983 kg/dm 3 Example:
According to the characteristic curve, at Q = 20 m
?
nach Gleichung (2-3) und (2-6) ergibt sich:
3 /h a
pump will produce a delivery head of H = 40 m at an
efficiency of � = 40%.
What total pressure difference p in bar will the pump generate
and how high is the power requirement P when used
a) in liquid sulphur where T = 150 °C and
� = 1.78 kg/dm 3 ?
b) in water where T = 20 °C and
� = 0.9983 kg/dm 3 ?
from equation (2 - 3) and (2 - 6) we get:
a) p = 1780 kg/m 3 · 9,81 m/s 2 · 40 m = 698.472 Pa
P = 1,78 · 20 · 40 / (3,67 · 40) kW = 9,7 kW.
p = 6,98 bar.
b) p = 998,3 kg/m 3 · 9,81 m/s 2 · 40 m = 391.733 Pa p = 3,92 bar.
P = 0,9983 · 20 · 40 / (3,67 · 40) kW = 5,44 kW

2.2.2 Förderhöhe der Anlage
Die Förderhöhe der Anlage HA kann verstanden werden
als die auf die Gewichtskraft bezogene nutzbare mecha-
nische Arbeit, die von der Pumpe auf die Förderflüssig-
keit übertragen werden
muß, um den Förderstrom
Q aufrecht zu erhalten.
Sie setzt sich aus folgenden
Anteilen zusammen:
� Hgeo = zII - zI Höhenunterschied zwischen Austrittsund
Eintrittsquerschnitt der Anlage.
� (pII-pI)/�� · g Manometrische Druckhöhendifferenz
zwischen saug- und druckseitigem
Flüssigkeitsspiegel der Anlage.
2
� (vII -vI
2 )/2 · g Differenz der Geschwindigkeitshöhe
in den Behältern (meist gegen 0).
� �HJ = HJI,1 + HJ2,II Summe aller Druckverlusthöhen
in der Saug- und Druckleitung. (Rohrreibungsverluste,
Verluste in Armaturen, Formstücken usw.)
2.3 Drehzahl n
Für den Antrieb von Kreiselpumpen werden Drehstrommotoren
eingesetzt. Somit sind die Drehzahlen weitestgehend
durch die folgenden Synchrondrehzahlen der
Motoren bei gegebener Netzfrequenz festgelegt.
Frequenz
H
A
( pII
� pI)
( vII
� vI
)
� Hgeo
� � � �HJ
� � g 2 � g
2.2.2 Delivery head for the installation
The delivery head for the installation HA can be taken as
the useful mechanical work related to the weight, which
has to be transferred from the pump to the pumped fluid
in order to maintain the
2 2
delivery flow Q.
(2-4)
It is made up of the
flowing components:
� Hgeo = zII - zI Difference in head between outlet and
inlet cross section of the installation.
� (pII-pI)/�� · g Manometric difference in head between
suction and delivery side liquid level for
the installation.
2
� (vII -vI
2 )/2 · g Difference in the velocity head in the
tanks (mostly around 0).
� �HJ = HJI,1 + HJ2,II Total of all pressure loss heads
in the suction and delivery lines. (Pipe friction losses,
losses in valves, moulded fittings etc.)
2.3 Speed of rotation n
Three-phase electric motors are used to drive centrifugal
pumps. With these the speeds are largely determined by
the following synchronous speeds of the motors for a
given mains frequency.
Polzahl / / No. of poles poles
2-polig / 2 pole 4-polig / 4 pole 6-polig / 6 pole 8-polig / 8 pole
Frequency min -1
Frequency min -1
50 Hz 3.000 3.000 1.500 1.500 1.000 1.000 750 750
60 Hz 3.600 3.600 1.800 1.800 1.200 1.200 900 900
Da die Motoren mit geringfügigem Schlupf arbeiten,
weichen die tatsächlichen Drehzahlen etwas von den
Synchrondrehzahlen zu kleineren Werten hin ab.
Mit Hilfe von Frequenzumformern, Getrieben oder
Riementrieben sind auch andere Drehzahlen möglich.
2.4 Leistungsbedarf P
Der Leistungsbedarf P der Pumpe ist die an der
Pumpenkupplung oder an der Pumpenwelle
aufgenommene mechanische Leistung in kW.
Die Förderleistung Pu ist die von der
Pumpe auf den Förderstrom übertragene
nutzbare Leistung. Dabei ist � die Dichte
der Förderflüssigkeit.
P u
� � � g�
Q �H
As the motors operate with a small amount of slippage,
the actual rotation speeds will differ a little from the
synchronous rotation speeds at lower values.
With the aid of frequency converters, gearboxes or belt
drives, other rotation speeds are also possible.
2.4 Power requirement P
The power requirement P for the pump is the mechanical
power in kW taken at the pump coupling or at the pump
shaft.
(2-5)
The delivery power Pu is the useful power
transferred from the pump to the delivery
flow. Here � is the density of the pumped
fluid.
11

2.5 Wirkungsgrad �
Der Wirkungsgrad beschreibt das Verhältnis von Förderleistung
zu aufgewandter Leistung, dem Leistungsbedarf.
mit: � in kg/dm 3 Q in m 3 /h
H in m P in kW � in %.
12
� � Q �H
� �
P �3,
67
Die erreichbaren Wirkungsgrade � von Kreiselpumpen
sind stark von folgenden Faktoren abhängig:
� spezifische Drehzahl nq
� Pumpengröße
� Fördermedium
� Pumpentyp (z.B. Vertikal- oder Horizontalbauweise
etc.)
2.6 Spezifische Drehzahl nq
Die nach der Ähnlichkeitsmechanik ableitbare spezifische
Drehzahl nq ist die Drehzahl einer geometrisch
ähnlichen, einstufigen Kreiselpumpe mit dem
Förderstrom Qq = 1 m 3 /h und der Förderhöhe Hq = 1 m.
mit: n = Drehzahl in 1/ min
Qopt = Förderstrom in m 3 /s
Hopt = Förderhöhe in m
Sie wird nur für den Punkt des besten
Wirkungsgrades berechnet.
Q
nq � n �
H
Kreiselpumpen werden nach ihrer spezifischen Drehzahl
in Gruppen eingeteilt. Man unterscheidet zwischen:
� Langsamläufer nq nq = 11 – 38 1/min (Radialrad)
� Mittelläufer nq nq = 38 – 82 1/min (Francisrad)
� Schnelläufer nq nq = 82 – 160 1/min (Halbaxialrad)
� Schnellstläufer nq nq = 160 – 500 1/min (Propellerrad)
opt
3 / 4
opt
2.5 Efficiency �
The efficiency describes the ratio of delivery power to
power expended, the power requirement
(2-6)
with: � in kg/dm 3 Q in m 3 /h
H in m P in kW � in %.
The achievable efficiency � of centrifugal pumps
depends heavily on the following factors:
� the specific rotation speed nq
� the pump size
� the pumped medium
� the pump type (e.g. vertical or horizontal build, etc.)
2.6 Specific speed of rotation nq
The specific speed of rotation nq which can be derived in
accordance with the law of similarity, is the speed of
rotation of a geometrically similar single stage centrifugal
pump with a delivery Qq= 1 m 3 /s and a delivery head
Hq = 1 m
(2-7)
where n = Rotation speed in r.p.m.
Qopt = Delivery in m 3 /s
Hopt = Delivery head in m
It is only calculated for the point of the
best efficiency.
Centrifugal pumps are divided into groups according to
their specific speed of rotation. A distinction is made
between
� Low speed pump nq nq = 11 - 38 r.p.m. (Radial impeller)
� Medium speed pump nq nq = 38 - 82 r.p.m.(Francis imp.)
� High speed pump nq nq = 82 - 160 r.p.m.(Semi-axial imp.)
� Ultra-high speed pump nq nq = 160 - 500 r.p.m.(Propeller)
Abb. 2.a Fig. 2.a
Fig 2.a

Deshalb wird die spezifische Drehzahl auch Radform-
Kennzahl genannt, d.h. man kann für jeden Einsatzfall
(Q, H) unter Wahl der Drehzahl n eine bestmögliche
Hydraulik bzgl. Bauform und Wirkungsgrad einsetzen.
Mit der spezifischen Drehzahl lassen sich nicht nur bestimmte
Laufradformen (Geometrien) zuordnen, sondern
auch verschiedene Betriebseigenschaften wie Kennlinienverlauf,
Wirkungsgrad, Spaltverluste, Saugverhalten,
hydraulische Kräfte etc. ableiten.
Mit sinkender spezifischer Drehzahl nq steigen vor allem
die inneren Verluste (Radreibungs- und Spaltverluste).
Beste Wirkungsgrade kann man deshalb nur zwischen
nq = 40...60 1/min erreichen.
For this reason the specific speed of rotation is also
called the impeller form index i.e. for each application (Q,
H) it is possible to use the best possible hydraulics or
build form by selecting the speed of rotation n.
The specific speed of rotation not only allows specific
build forms (geometries) to be assigned, but also
different operating properties such as characteristic
curve shape, efficiency, tip clearance losses, suction
characteristics and hydraulic forces etc.
As the specific speed of rotation nq falls, the internal
losses (impeller friction losses and tip clearance losses)
especially will rise. The best efficiencies can thus only be
achieved between nq = 40 and 60 r.p.m.
Abb. 2.b Fig Fig 2.b 2.b
Entsprechend der spezifischen Drehzahl ändert sich
auch die Form der Pumpenkennlinie, d.h. der QH-Verlauf
geht von flachen Kennlinien (kleines nq = Radialräder) in
sehr steile QH-Verläufe (großes nq = Propeller) über.
2.7 Pumpenkennlinie
Eine Kreiselpumpe liefert bei konstanter Drehzahl einen
veränderlichen, mit abnehmender Förderhöhe H zunehmenden
Förderstrom Q.
Desweiteren hängen vom Förderstrom Q der Leistungsbedarf
P, der Wirkungsgrad � und der NPSHR-Wert ab.
Dies wird in der sog. Pumpenkennlinie dargestellt.
Hierbei ist festzuhalten, daß eine Kreiselpumpe vorzugsweise
bei Qopt betrieben werden sollte. Die Gründe hierfür
liegen beim Wirkungsgradverlauf, dem Anstieg des
NPSHR-Wertes bei Teil- und Überlast (q < 1 bzw. q > 1),
dem Anstieg der Radialkräfte (vgl. Kapitel 6.1) und den
ungünstigen Stömungsverhältnissen im Laufrad bei Teillastbetrieb
(Stichwort: Teillastrezirkulation). Deshalb
sollte ein Mindestförderstrom von Qmin > 0,5 · Qopt
grundsätzlich eingehalten werden.
Stetig steigende QH-Kurven (Scheitel der Kurve bei
Q = 0) bezeichnet man als stabil, d.h. zu jeder Förderhöhe
H gehört nur ein Förderstrom Q.
In der Regel beziehen sich die Pumpenkennlinien immer
auf die Dichte �� und die kinematische Viskosität � von
Wasser bei 20°C, wenn nichts anderes angegeben wird.
The shape of the pump characteristic curve will also
change in line with the specific speed of rotation, i.e. the
QH slope will change from a flat curve (small nq = radial
impellers) to a very steep QH slope (large nq =
propellers).
2.7 Pump characteristic curve
At a constant speed of rotation a centrifugal pump will
deliver a variable delivery flow Q, which increases as the
delivery head H decreases.
Furthermore the power requirement P, the efficiency �
and the NPSHR value also depend on the delivery
flow Q.
This is shown in the so-called pump characteristic curve.
Here it must be noted that a centrifugal pump should preferably
be run at Qopt. The reasons for this lie in the efficiency
slope, the rise in the NPSHR value with partial loading
and overloading (q < 1 or q > 1), the rise in the radial forces
(see section 6.1) and the unfavourable flow characteristics in
the impeller when operating under par-tial loading (Keyword:
partial load recirculation.). For this reason a minimum
delivery flow of Q min > 0.5 · Qopt should be maintained in
principle.
Constantly rising QH curves (peak of the curve at Q = 0)
are described as stable, i.e. for each delivery head H
there is only one delivery flow Q.
As a rule the pump characteristic curves always refer to
the density � and the kinematic viscosity � of water at
20 ° C, if nothing else is stated.
13

Leistungsdaten bezogen auf / Performance data refer to / Courbes valables pour de :
Wasser, rein [100%]; 20°C; 0,998kg/dm³; 1mm²/s
Bemerkungen/remarks/remarques: Q : 0 m³/h
H : 0 m
14
Kunde / Customer / Client:
Angebots-Nr./ Offer.No./ Offre-No.: Positions-N. / Item-No./ Ref.-No.:
Laufrad:
Impeller: geschlossen / closed
Schaufelanzahl:
No. of blades:
Drehrichtung:
Rotation: cw
Turbine:
No. d'aubes:
Sens de rotation:
Laufrad-Zeichnung:
Austrittsbreite:
Lagerträger:
Impeller drawing: 1.078024; 78151Vane
tip width: 32 mm Bearing bracket: 3
Turbine dessin:
Largeur canaux:
Corps de palier:
Max. Ø
Min. Ø
265 mm
200 mm
Feststoffe bis max.:
Dim. of solids max.:
Dim. de solides max.:
29 mm
Max. Antriebsleistung Welle:
Max. power shaft: 65,5
Puiss. max. arbre:
[m]
25
24
23
22
21
20
19
18
17
16
15
14
13
12
11
10
9
8
7
6
5
4
3
[kW]
15
10
5
[m]
5
4
3
Förderhöhe
Wellenleistung P2
NPSH-Werte
[%] Wirkungsgrad
60
40
20
[m]
8
Zulaufaufnahme
Kennlinien / Characteristic Curves / Courbes
Typ / Type :
RNSi 125/250 B
50%
3.26.3292-1186
Unknown
59%
57,9%
65%
64,9%
68%
Hydr.Wirk.
70,1%
200
200
200
200
Drehzahl / Speed / Vitesse de rotation
n =
Saugstutzen:
Suction nozzle:
Aspiration:
Druckstutzen:
Disch. nozzle:
Refulement:
50%
235
0 20 40 60 80 100 120 140 160 180 200 220 240 260 [m³/h]
Föderwert- und Wirkungsgradgarantie nach ISO 9906, Klasse 2.
Delivery capacity and efficiency guaranteed acc. to ISO 9906, grade 2.
Garantie du débit et rendement suivant ISO 9906, classe 2.
Erstellt:
Geprüft:
kW
1450 1/min
DN 150
Q min.-Abweichung/deviation/déviation:
Datum:
Datum:
DN 125
265
265
265
265
200 265
22.08.2007

2.8 Anlagenkennlinie (Rohrleitungskennlinie)
Die Anlagenförderhöhe HA wird durch einen statischen
Anteil, bestehend aus Hgeo und der Druckhöhendifferenz
und einem dynamischen Anteil, bestehend aus den
Geschwindigkeitshöhen und den Verlusten HJ gebildet
(vgl. Gleichung (2-4).
Da sich die Verlusthöhe
HJ im Quadrat
mit der Durchflußgeschwindigkeit
v
und damit dem
Förderstrom Q in
der Rohrleitung
ändert (vgl. Gleichung
(4-1) und
(4-5), ergibt sich
eine parabelförmige
Anlagenkennlinie.
70
60
50
40
30
H (m)
20
10
0
2.8 Installation characteristic curve
(piping characteristic curve)
The installation delivery head HA is made up of a static
component, consisting of Hgeo and the pressure head
differential, and a dynamic component, consisting of the
velocity heads and the losses HJ, (see equation (4-1)
Anlagenkennlinie
2 2
Hdyn = �HJ + (vII -vI )/2�g
Abb. 2.c Hstat = Hgeo + (pII-pI)/��g Fig 2.c
2.9 Betriebspunkt
Der Betriebspunkt der Kreiselpumpe stellt sich
selbständig als Schnittpunkt der Pumpenkennlinie
mit der Anlagenkennlinie ein.
Eine Änderung dieses Betriebspunktes ist nur durch
Änderung der Drehzahl n oder des Laufraddurch-
messers (vgl. Kapitel 5.2 + 5.3) oder durch Verändern
der Anlagenkennlinie
möglich (z.B.
Erhöhung der
Druckverluste
durch druckseitige
Drosselung mit
einem Schieber).
Abb. 2.d
70
60
50
40
30
H (m)
20
0
0 50 100 150 200 250
Q (m 3 /h)
Anlagenänderung
Anlagenkennlinie
2.9 Operating point
As the head loss HJ
changes quadratically
with the velocity
of flow v and thus
the delivery flow Q in
the piping (see
equation (4-1) and
(4-5) this gives a
parabolic
characteristic curve
for the installation..
The operating point of a centrifugal pump will
automatically be at the point of intersection of the pump
curve and the installation curve.
It is only possible to change this operating point by
altering the speed of rotation n or the diameter of the
impeller (see section 5. 2 + 5.3) or by changing the
Pumpenkennlinie
Pumpenänderung
characteristic
curve for the
installation (e.g.
increasing the
pressure losses
by throttling with a
gate valve on the
delivery side).
Abb. 2.d 10
Fig 2.d
0 50 100 150 200 250
Q (m 3 /h)
Fig 2.d
15

3. Saug- und Zulaufverhältnisse
3. Suction and Inflow Characteristics
3.1 Kavitation
Unter Kavitation versteht man allgemein die Ausbildung
örtlicher dampfgefüllter Hohlräume (Dampfblasen) im
Innern einer strömenden Flüssigkeit, wenn der statische
Absolutdruck den temperatur- und flüssigkeitsabhängigen
Dampfdruck gerade erreicht oder unterschreitet.
Dieser kritische Ort niederen Druckes stellt bei einer
Kreiselpumpe der saugseitige Pumpeneintritt dar. Die
dort entstandenen Dampfblasen werden von der Strömung
mitgerissen und fallen an Orten höheren Druckes
(größer als der Dampfdruck) im Innern der Pumpe
wieder schlagartig zusammen (Blasenimplosion).
Der dadurch entstehende Micro-Flüssigkeitsstrahl richtet
sich mit sehr hoher Geschwindigkeit und hohem Druck
(bis zu 20.000 bar) auf die umgebenden Bauteiloberflächen.
Deshalb muß für einen störungsfreien Betrieb die Druckhöhe
am Laufradeintritt mindestens über der Dampfdruckhöhe
der Förderflüssigkeit liegen (Nettoenergiehöhe).
Dies wird durch den NPSH-Wert ausgedrückt.
Welche Schäden können durch Kavitation auftreten ?
An Kreiselpumpen sind vor allem folgende schädliche
Wirkungen und Ausmaße der Kavitation zu beobachten,
die sich aber auch stark auf die Anlage auswirken
können:
� Veränderung der Pumpenkennlinie und damit des
Betriebspunktes (bis zur völligen Unterbrechung des
Förderstromes).
� starke Zunahme von Schwingungen (Körperschall)
und Geräuschen.
� Zerstörung der Bauteile (insbesondere Laufräder) der
Pumpe infolge der Blasenimplosion.
Die Wirkung und Folgen von Kavitation hängen also
stark von der Pumpe selbst (Pumpengeometrie), aber
auch von den Eigenschaften des Fluids (Temperatur,
Dampfdruck), sowie von den saugseitigen Anlagenbedingungen
(Saug- oder Zulaufhöhe, Behältervolumen
und -innendruck, Gestaltung der Saugleitung) ab.
Letztere können sich entscheidend auf die Strömungsverhältnisse
am Pumpeneintritt positiv (z.B. höherer statischer
Druck durch Zulauf) oder negativ (z.B. hoher
Druckverlust in der Saugleitung durch zu enge Leitungsquerschnitte)
auswirken und damit das Kavitationsverhalten
der Pumpe stark beeinflussen.
3.2 NPSH-Wert der Pumpe (NPSHR)
Ein störungsfreier Betrieb von Kreiselpumpen ist nur
ohne Kavitation (Dampfbildung) innerhalb der Pumpe
möglich.
NPSHR ist der von der Pumpe benötigte Wert in m, um
Kavitation auf ein unschädliches Minimum zu reduzieren.
16
3.1 Cavitation
By cavitation we generally mean the formation of local
vapour filled cavities (vapour bubbles) in the flowing
pumped medium when the static absolute pressure
drops to or below the vapour pressure applicable to the
temperature and the fluid.
The place most prone to low pressure in a centrifugal
pump is the suction side entry to the pump. The vapour
bubbles occurring there are taken along by the flow and
suddenly collapse again (bubble implosion) at points of
higher pressure (higher than the vapour pressure) inside
the pump.
The micro jet of liquid caused by this is directed at a very
high velocity and a high pressure (up to 20,000 bar) onto
the surface of adjacent components
Thus for trouble-free operation the pressure head at the
inlet to the impeller must at least be higher than the
vapour pressure for the fluid (net energy head). This is
expressed by the NPSH value.
What damage can occur due to cavitation ?
The following harmful effects and extent of cavitation are
mainly to be observed on centrifugal pumps but they can
also have a very severe effect on the installation:
� Change to the pump characteristic curve and thus to
the operating point (right up to complete breakdown of
the delivery flow).
� A great increase in vibrations (structure-borne sound)
and noises.
� Destruction of the components (particularly impellers)
of the pump as a result of a bubble implosion.
The effect and consequences of cavitation are thus very
heavily dependent on the pump itself (pump geometry)
but also on the properties of the fluid (temperature,
vapour pressure), and also on the suction side conditions
in the installation (suction or inflow head, tank volume
and internal tank pressure, design of the suction line).
The latter can have a decisive effect on the flow
characteristics at the pump inlet either positively (e.g.
higher static pressure due to inflow) or negatively (e.g.
higher pressure loss in the suction line due to narrow
piping cross-sections), and thus heavily influence the
cavitation characteristics of the pump.
3.2 NPSH value for the pump (NPSHR)
Trouble-free operation of centrifugal pumps is only
possible when there is no cavitation (formation of vapour)
within the pump.
NPSHR is the value in m required by the pump in order
to reduce cavitation to a harmless minimum.

Der NPSHR ist hauptsächlich abhängig von:
� Laufradform, speziell der Eintrittsbereich.
� Volumenstrom.
� Drehzahl.
Der NPSHR-Wert kann im Berechnungs- bzw. Konstruktionsstadium
nur überschlägig abgeschätzt und erst
später auf dem Prüfstand als Funktion NPSHR = f(Q)
ermittelt werden (meist mit 3%-Förderhöhenabfall als
Kriterium).
Der NPSHR wird dann bei definiertem
Q durch Messen von p1
und berechnen der Geschwindigkeitshöhe
im Saugstutzen der
Pumpe wie folgt ermittelt:
Für spezielle Fälle ist es möglich, durch den Einbau
eines Inducers vor das Laufrad den erforderlichen
NPSHR-Wert der Pumpe zu reduzieren.
Der Inducer arbeitet während des Betriebes im Prinzip
wie eine Vorpumpe und erhöht den Druck am Laufradeintritt.
Er wird auf der Pumpenwelle direkt vor dem
Laufrad montiert.
Inducerpumpen können den NPSHR-Wert um ca.
25-50% des Ursprungwertes reduzieren und sind in der
Lage, Medien mit gelösten Gasanteilen zu fördern.
Der Inducer verbessert den NPSHR über einen sehr
weiten Kennlinienbereich, der von 20-90% von Qopt
reicht.
Inducer sind nur sinnvoll einsetzbar bei Radialpumpen,
d.h. bei einer spezifischen Drehzahl von nq � 38 1/min.
Abb. 3.a
Fig. 3.a
3.3 NPSH-Wert der Anlage (NPSHA)
Bei der rechnerischen Ermittlung des NPSHA-Wertes ist
das Bezugsniveau die Mitte des Saugstutzens der
Pumpe (vgl. Abb. B.1, B.2, B.3).
Er wird berechnet nach
der Gleichung:
The NPSHR is mainly dependent on:
� Impeller shape, especially the inlet area
� Volumetric flow
� Speed of rotation.
The NPSHR value can only be roughly estimated at the
calculation or design stage and only later determined on
the test rig as the function, NPSHR = f(Q), (usually with a
3% drop in the delivery head as the criterion).
( p1
� pamb
� pv
) v1
NPSHR �
�
� � g 2 � g (3-1)
2
The NPSHR is then determined
for a defined Q by measuring p1
and calculating the velocity head
in the suction nozzle of the pump
as follows:
For special cases it is possible to reduce the NPSHR
value required for the pump by installing an inducer in
front of the impeller.
During operation the inducer works in principle as a
backing pump and increases the pressure at the impeller
inlet. It is mounted on the pump shaft directly in front of
the impeller.
Inducer pumps can reduce the NPSHR value by around
20 - 50% of the original figure and are able to pump
media with dissolved gas components.
The inducer improves the NPSHR across a very wide
area of the characteristic curve, which stretches from 20
to 90% of Qopt.
Inducers are only sensible for use on radial pumps i.e. at
a specific speed of nq < 38 r.p.m..
3.3 NPSH value for the installation (NPSHA)
When determining the NPSHA value by calculation the
reference level is the centre of the suction nozzle on the
pump (see fig. B.1, B.2, B.3)..
2
I � pamb
� pv
) v I � � zI
H JI,
1
( p
NPSHA �
�
� � g 2 � g
(3-2)
Abb. 3.b
Fig. 3.b
It is calculated in accordance
with the equation:
17

In der Praxis kann die Geschwindigkeit im Saugbehälter
vI meist vernachlässigt werden. Für den Saugbetrieb,
d.h. Pumpe steht über dem Flüssigkeitsspiegel, ist zI
negativ, also mit Minuszeichen in obige Gleichung
einzusetzen.
Als Bedingung für kavitationsfreien Betrieb gilt:
NPSHA > NPSHR.
Aus Sicherheitsgründen sollte immer ein Abstand von
0,5 m kalkuliert werden, d.h.
NPSHA �� NPSHR + 0,5 m. m.
Bei der den folgenden Abbildung Abbildungen sind sind nochmals nochmals die die verschiedenen
Werte von pI und zI gegenübergestellt.
verschiedenen Werte von pI und zI gegenübergestellt.
Pumpe fördert aus offenem Saugbehälter
Pump delivering from an open suction container
Pumpe fördert aus geschlossenem Saugbehälter
Pump delivering from a closed suction container
Mit Die den Pumpe angenomme- fördert aus
nen einem Werten geschlossenen ergibt sich
mit Saugbehälter Gleichung (Abb. (3-2) 3.3
folgender c). Daraus NPSHA- ergibt sich
Wert: mit Gleichung (3-2):
Aus der Formel für NPSHA kann man auch mit der Mindestbedingung
für kavitationsfreien Betrieb, also
NPSHA = NPSHR
durch Umformen eine Gleichung
für die maximale
Saughöhe zI beim Saug-
(pl + pamb -pv) +
betrieb (vgl. Bild B.1) wie
ρ · g
folgt aufstellen:
18
pI = 0 , zI < 0 pI = 0 , zI > 0
pI � 0 , zI < 0 pI � 0 , zI > 0
( 0,
3 �1�
0,
21)
�10
NPSHA �
1400 �9,
81
In practice the velocity in the suction container v1 can
usually be neglected. For suction operation, i.e. the
pump is above the fluid level, z1 is negative and should
thus be used with a negative sign in the equation above.
The condition for cavitation-free operation is:
NPSHA > NPSHR.
On grounds of safety a distance of 0.5 m should always
be calculated in i.e.
NPSHA � NPSHR + 0,5 m.
The different values of p1 and z1 are once again
compared in the following illustrations.
Abb. 3.c 3.c Abb. 3.d
Abb. 3.e
Abb. 3.e
Pumpe fördert aus offenem Zulaufbehälter
Pump delivering from an open inflow container
Pumpe fördert aus geschlossenem Zulaufbehälter
Pump delivering from a closed inflow container
v l 2
5
� 0 �
4,
0
�
0,
5
zl =
2 · g
(3-3)
Abb. Abb. 3.f 3.f
�
3,
44m.
Berechnungsbeispiel
Abbb.3.3 von NPSHA gem.
Berechnung Abb. 3.e von
NPSHA
Daten der Anlage:
Beispiel:
Daten der Anlage
Figure Example 3.3 for calculation
Calculation of NPSHA acc. of
NPSHA
to Fig. 3.e
Example:
data for the
installation.
pamb = 1,0 bar
= 10 5 Pa
pI = 0,3 bar
= 0,3 10 5 Pa
pv = 0,21 bar
= 0,21 10 5 Pa
� = 1,4 kg/dm 3
= 1400 kg/m 3
Data for the
installation:
pamb = 1,0 bar
= 10
zI = -4,0 m
vI = 0
HJI,1 = 0,5 m
5 Pa
pI = 0,3 bar
= 0,3 · 105 Pa
pv = 0,21 bar
= 0,21 · 105 Pa
ρ = 1,4 kg/dm3 = 1400 kg/m3 zI = -4,0 m
vI = 0
HJI,1 = 0,5 m
Assuming The pump the is delivering upstairs
standing from a closed installation suction
values container the (see result Figure of the
NPSHA-value 3.3c). From this will with be
(equation equation (3 (3 - 2) 2)): we get:
From the formula for NPSHA, with the minimum
condition for cavitation free operation, i.e.
NPSHA = NPSHR
it is also possible, by converting,
to set up an equation
-NPSHR - H
for the maximum suction he-
Jl,1
ad zI for suction operation
(see picture B.1), as follows:

Für das vorherige Beispiel würde sich eine maximale
Saughöhe zI der Pumpe mit einem NPSHR = 2 m von
zI = 7,94 + 0 - 2 - 0,5 m = 5,44 m ergeben.
Dementsprechend kann
ebenfalls durch Umformen
eine Gleichung für die notwendige
Zulaufhöhe zI (vgl.
Bild B. 2) aufgestellt werden
3.4 Zulaufhöhe - hydrodynamische
Entlastung
For the previous example a maximum suction head zI for
the pump with an NPSHR = 2 m would come from
zI = 7.94 + 0 - 2 – 0.5 m = 5.44 m
.
( pI
� pamb
� pv
) vI
zI � NPSHR � HJI,
1 �
�
� � g 2 � g (3-4)
2
Correspondingly it is also
possible by converting to
set up an equation for the
required inflow head z1
(see picture page B.2).
3.4 Inflow head - hydrodynamic relief
Bei der rechnerischen Ermittlung der Zulaufhöhe Z am When determining the inflow head Z by calculation the
Laufradeintritt ist das Bezugsniveau ebenfalls die Mitte reference level is again the centre of the suction nozzle
des Saugstutzens der Pumpe. Sie
on the pump. It is calculated in
wird berechnet nach der Gleichung:
Die Zulaufhöhe Z wird im Betrieb von
der hydrodynamischen Entlastung
(Entlastungsrad) aufgenommen, so
2
pI
vI
Z � � zI
� � HJI,
1
� � g 2 � g (3-5)
(3-5)
accordance with the equation:
In operation the inflow head Z is
taken by the hydrodynamic relief
(auxiliary impeller) so that the pump
daß die Pumpe dicht ist.
is sealed..
Das Entlastungsrad bildet hierbei einen stehenden Flüssigkeitsring
aus, der ein Lufteindringen atmosphären-
seitig und eine Leckage pumpenseitig verhindert.
Der Flüssigkeitsring
wandert je nach Zulaufhöhe
zwischen
den Durchmessern
des Entlastungsrades.
Ein Betrieb mit hydrodynamischerWellenabdichtung
ist bei Radialpumpen
nur mit
Laufrädern mit
Rückenschaufeln
möglich.
Die Rückenschaufeln
bauen in etwa den
durch das Laufrad
erzeugten Druck ab,
so daß lediglich die
To do this the auxiliary impeller forms a stationary fluid
ring, which prevents the ingress of air from the
atmosphere and leakage from the pump.
Abb. 3.g
Fig. 3.g
Depending on the inflow
head the fluid
ring will fluctuate between
the diameters of
the auxiliary impeller.
Operation with
hydrodynamic shaft
sealing is only possible
on radial pumps
having impellers with
back vanes.
The back vanes reduce
the pressure
generated by the impeller
a little so that
only the inflow head is
present at the.
Zulaufhöhe am Entlastungsrad ansteht. auxiliary impeller.
Beispiel: Daten der Anlage (Abb.B2)
pI = 0,3 bar = 0,3 � 10 5 Pa
� = 1,4 kg/dm 3 zI = +4,0 m
vI = 0 HJI,1 = 0,5 m
5
0,
3�10
Z � � 4,
0 � 0,
5 � 5,
7m.
1400 � 9,
81
Example: data for the installation.
pI = 0.3 bar = 0.3 � 10
Mit Gleichung (3-5) wird Z zu:
5 Pa
� = 1.4 kg/dm 3 zI = +4.0 m
vI = 0 HJI,1 = 0.5 m
With equation (3 - 5) Z will be:
Bei der Festlegung des Wellendurchtritts ist eine Zulauf- When specifying the shaft gland, an inflow head of Z =
höhe von Z = 5,7 m zu berücksichtigen, die das Entlas- 5.7 m must be allowed for, which the auxiliary impeller of
tungsrad der hydrodynamischen Wellenabdichtung
aufnehmen muß.
the hydrodynamic shaft sealing must take up.
Die aufnehmbare Zulaufhöhe ist für Pumpen mit hydro- The inflow head which can be taken is entered in the
dynamischer Wellenabdichtung in den Kennlinien als characteristic curves for pumps with hydrodynamic shaft
Funktion Z = f(Q) aufgetragen (siehe Kennlinie
sealing as Function Z = f (Q). (see characteristic curve
Kapitel 2.7).
section 2.7).
19

4. Druckhöhenverlust
4. Pressure Head Loss
4.1 Druckhöhenverlust in geraden
Rohrleitungen
Der Druckhöhenverlust HJ ensteht durch die innere
Reibung in Rohrleitungen, wenn Flüssigkeit mit einem
bestimmten Förderstrom Q durch das Rohr fließt.
Für gerade Rohrleitungen mit Kreisquerschnitt
gilt die Beziehung (4-1):
Hierbei ist v die Strömungsgeschwindigkeit
der Flüssigkeit in der Rohrleitung
bei dem Förderstrom Q.
L und D sind Rohrlänge und
Rohrdurchmesser.
� ist der sog. Rohrreibungsbeiwert, der in
Abhängigkeit von der dimensionslosen
Reynolds-Zahl Re berechnet wird (4-2).
� ist die kinematische Viskosität des
Fördermediums in m 2 /s bei gegebener
Temperatur.
Für neue, glatte Stahlrohre kann �
rechnerisch wie folgt ermittelt werden:
� Für laminare Rohrströmung
(Re < 2320) gilt (4-3):
� Bei turbulenter Rohrströmung
(Re > 2320) kann der Rohrreibungsbeiwert
näherungsweise mit der empirischen
Gleichung nach Eck (4-4)
bestimmt werden.
In technischen Anlagen mit Kreiselpumpen
ist die turbulente Rohrströmung
der Regelfall (Re > 10 4 ).
4.2 Druckhöhenverlust in Armaturen und
Formstücken
Für den Druckhöhenverlust HJ in Formstücken
und Armaturen gilt der allgemeine
Ansatz:
� ist der sog. Verlustbeiwert, der in
Abhängigkeit der jeweiligen Armatur oder
des Formstückes berechnet wird.
20
H
J
2
L v
� � � �
D 2 � g
v �D
Re �
�
64
� �
Re
0,
309
� �
2
� Re �
�log
�
� 7 �
H
J
� � �
Für die Bestimmung der Verlustbeiwerte ��gibt es zahlreiche
Tabellen und Spezialliteratur.
Auf den Seiten 21 und 22 sind einige Beispiele gängiger
Armaturen und Formstücke mit jeweiligen �-Werten
aufgelistet.
4.1 Pressure head loss in straight piping
The pressure head loss HJ occurs due to the internal
friction in piping when fluid flows through the pipe at a
specific delivery flow Q.
(4-3)
(4-1)
(4-2)
(4-4)
For straight pipes with a circular cross
section the following relationship applies
(4-1): where v is the velocity of flow in
the pipe at delivery flow rate Q.
L and D are the pipe length and
diameter.
� is the coefficient of friction for the pipe,
which is calculated using the dimensionless
Reynolds Number Re. (4-2)
� is the kinematic viscosity of the pumped
medium in m 2 /s at a given temperature..
For new smooth walled steel pipes � can be
determined by calculation as follows:
� For laminar flow in pipes (Re < 2320) the
following applies:
� For turbulent flow in pipes (Re > 2320)
an approximation of the coefficient of
friction for the pipe can be determined
with the empirical equation by Eck (4-4).
In technical installations with centrifugal
pumps turbulent flow in pipes is the norm
(Re > 10 4 ).
4.2 Pressure head loss in valves and
moulded fittings
2
v
2 � g
(4-5)
For the pressure head loss in valves and
moulded fittings the general statement
below applies:
� is the so-called coefficient of loss, which
is calculated as a function of the particular
valve or moulded fitting.
There are numerous tables and specialist literature for
determining the coefficient of loss ��
Page 21 and 22 list several examples of popular valves
and moulded fittings with the applicable ��values.

Widerstandswerte � von Formstücken
Krümmer / Bends
90 °-Krümmer R = 2 bis 4 x D
90° bend R = 2 to 4 x D:
Resistance coefficients � of moulded fittings
D (mm) = 50 100 200 300 500
������������ 0,26 0,23 0,21 0,19 0,18
Beträgt der Ablenkungswinkel nur: / If the angle of deflection is only 60° 45° 30° 15°
multipliziert man diese � -Werte mit: / this � value is multiplied by 0,85 0,7 0,45 0,3
Der � -Wert des einfachen 90°-Krümmers wird durch diesen Zusammenbau
verdoppelt, verdreifacht oder vervierfacht (gilt für beide
Krümmer zusammen):
The � value for a single bend is doubled, trepled or quadrupled when
put together like this (applies to the two elbows together)
Kniestücke / Elbows
verdoppelt
doubled
Ablenkungswinkel / Angle of deflection � = 90° 60° 45° 30° 15°
���������������������������������������������������������������������� � 1,3 0,7 0,35 0,2 0,1
Dehnungsausgleicher / Expansion compensators
Wellrohrausgleicher
ohne / mit Leitrohr
Corrugated tube compensator
without / with conduit tube
� � 0,3 / 2,0
Einlaufstücke / Intake pieces
�
� -Werte sind
bezogen auf die
Geschwindigkeit im
anschließenden Rohr
Glattrohr-Lyrabogen
Smooth walled tube
hoseshoe bend
� � 0,6 – 0,8
Faltenrohr-Lyrabogen
Flexible tube
hoseshoe bend
� � 1,3 – 1,6
verdreifacht
trebled
vervierfacht
quadrupled
Wellrohr-Lyrabogen
Corrugated tube
hoseshoe bend
� � 3,2 – 4,0
�
� values are related
to the velocity in the
connecting pipe
Einlaufkante für � = 75° 60° 45° Intake edge
scharf � � 0,5 � � 0,6 0,7 0,8 3 - - sharp
gebrochen � � 0,25 � � 0,4 0,5 0,6 0,55 0,20 0,05 broken
21

Widerstandswerte � von Formstücken
Abzweigstücke (Abzweig mit gleicher Lichtweite)
Die Widerstandsbeiwerte Widerstands beiwerte ζ� a für den Abzweigstrom Qa bzw.
a für den Abzweigstrom Qa bzw.
QQd für den durchfließenden Strom Q - Qa beziehen sich auf
d für den durchfließenden Strom Q - Qa beziehen sich auf
die die Stutzengeschwindigkeit des des Gesamtstromes Q
Branches (Branch with the same bore)
The resistance coefficients � a for the branch flow Qa or Qd
for the through-flow Q - Qa refer to the nozzle speed of the
whole flow Q
22
Resistance coefficients � of moulded fittings
Querschnittsübergänge
� - Werte sind bezogen auf die Geschwindigkeit v1
Changes of cross section
� values are related to the velocity v1
Qa / Q = 0,2 0,4 0,6 0,8 1,0 d / D = 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9
� a �
� d �
� a �
� d �
� a �
� d �
� a �
� d �
- 0,40
0,17
0,88
- 0,08
- 0,38
0,17
0,68
- 0,06
0,08
0,30
0,89
- 0,05
0,00
0,19
0,50
- 0,04
0,47
0,41
0,95
0,07
0,22
0,09
0,38
0,07
Widerstandsbeiwerte ��von Armaturen
Senkrechtspindelventil
Vertical spindle valve
� = 3,8 – 4,0
Eckventil
Corner valve
� = 2,8 – 3,0
0,72
0,51
1,10
0,21
0,37
- 0,17
0,35
0,20
0,91
-
1,28
-
0,37
-
0,48
-
Schrägspindelventil
Inclined spindle valve
� = 1,3 – 1,6
Schieber ohne Einschnürung
(voll geöffnet)
Gate valve with no constriction
(fully opened)
� = 0,2
���������� � 0,56 0,40 0,26 0,14 0,04
� für � = 8° �
� für � = 15° �
� für � = 20° �
0,08
0,16
0,23
0,05
0,11
0,16
0,03
0,08
0,11
0,02
0,04
0,07
0,01
0,02
0,03
����������� � 5,8 2,6 1,0 0,4 0,2
� für � = 8° �
� für � = 20° �
0,54
0,21
0,23
0,10
Resistance coefficients � of valves
Rückschlagventil
Non-return valve
� = 2,5 – 3,0
0,12
0,04
Saugkörbe mit Fußventil
(ohne Abbildung)
Suction cages with foot valve
(no picture)
� = 2,2 – 2,5
0,05
0,02
0,01
0,01

Beispiel:
Es soll der gesamte Druckhöhenverlust �HJ der folgenden
Anlage bei der Förderung einer Magnesiumhydroxidsuspension
Mg(OH)2 bei T = 60°C berechnet werden.
Daten der Anlage
Rohrleitungen DN 100
Förderstrom Q = 80 m 3 /h
Dichte Fördermedium �� = 1,2 kg/dm 3
kinematische Viskosität � = 25 · 10 -6 m 2 /s
Abb. 4.a
Fig. 4.a
Abb. 4.a
Fig. 4.a
Example
The total pressure head loss �HJ is to be calculated for
the following installation pumping a magnesium
hydroxide suspension Mg(OH)2 at T = 60°C.
Data for the installation
Piping DN 100
Delivery Q = 80 m 3 /h
Density of pumped medium �� = 1.2 kg/dm 3
Kinematic viscosity � = 25 · 10 -6 m 2 /s
Gate valve fully opened
Die Strömungsgeschwindigkeit v in der Rohrleitung und
die dazugehörige Geschwindigkeitshöhe wird zu:
v = Q/A = 0,022/0,00785 m/s = 2,83 m/s.
v 2 /2 · g = 0,41 m.
Bestimmung der �-Werte:
Einlauf im Saugbehälter (Tafel 1) � = 0,55
Schieber ohne Einschnürung (Tafel 2) � = 0,2
Auslauf in Druckbehälter � = 1
(Carnot-Verlust Strömungslehre)
2 Einfachkrümmer DN 100 (Tafel 1) �= 2 · 0,23 = 0,46
1 Doppelkrümmer DN 100 (Tafel 1) � = 4 · 0,23 = 0,92
1 Rohrerweiterung (Tafel 1) � = 0,1
(DN 65 auf DN 100 mit 15°)
Verluste in der Rohrleitung:
Rohrgesamtlänge: L = 4 + 3 + 2 · 1,5 + 1 m = 11 m.
Reynolds-Zahl: Re = 2,83 · 0,1/25 · 10 -6 The velocity of flow v in the piping and the applicable
velocity head becomes:
v = Q/A = 0,022/0,00785 m/s = 2,83 m/s.
v
= 11320 > 2320
Rohrreibungsbeiwert: � = 0,03 (turbulent) � · L/D = 3,3.
2 /2 · g = 0,41 m.
Determination of the � values:
Intake in the suction container (Diagram 1) � = 0.55
Gate valve with no constriction (Diagram 2) � = 0.2
Outlet into pressure tank � = 1
(Carnot Loss Fluid Mechanics)
2 single bends DN 100 (Diagram 1) �= 2 · 0,23 = 0,46
1 double bend DN 100 (Diagram 1) � = 4 · 0,23 = 0,92
1 pipe enlargement (Diagram 1) � = 0,1
(DN 65 to DN 100 at 15°)
Losses in the piping:
Overall pipe length: = 11 m.
Reynolds Number:
Pipe coefficient of friction:� = 0,03 (turbulent flow).
Damit ergeben sich
die Druckhöhenverluste
in der Anlage bei
Q = 80 m 3 This gives pressure
�HJ = (0,55+0,2+1+0,46+0,92+0,1+3,3) · 0,41 m = 2,7 m. head losses in the
installation for
/h zu:
Q = 80 m 3 Die Strömungsgeschwindigkeit v in der Rohrleitung und
die dazugehörige Geschwindigkeitshöhe wird zu:
v = Q/A = 0,022/0,00785 m/s = 2,83 m/s.
v
/h of:
2 /2 · g = 0,41 m.
Bestimmung der ζ-Werte:
Einlauf im Saugbehälter ζ = 0,55
Schieber ohne Einschnürung ζ = 0,2
Auslauf in Druckbehälter ζ = 1
(Carnot-Verlust Strömungslehre)
2 Einfachkrümmer DN 100 ζ = 2 · 0,23 = 0,46
1 Doppelkrümmer DN 100 ζ = 4 · 0,23 = 0,92
1 Rohrerweiterung ζ = 0,1
(DN 65 auf DN 100 mit 15°)
Verluste in der Rohrleitung:
Rohrgesamtlänge: L = 4 + 3 + 2 · 1,5 + 1 m = 11 m.
Reynolds-Zahl: Re = 2,83 · 0,1/25 · 10-6 The velocity of flow v in the piping and the applicable
velocity head becomes:
v = Q/A = 0.022/0.00785 m/s = 2.83 m/s.
v
= 11320 > 2320
Rohrreibungsbeiwert: λ = 0,03 (turbulent)
λ · L/D = 3,3.
2 /2 · g = 0.41 m.
Determination of the z values:
Intake in the suction container ζ = 0.55
Gate valve with no constriction ζ = 0.2
Outlet into pressure tank ζ = 1
(Carnot Loss Fluid Mechanics)
2 single bends DN 100 ζ = 2 · 0.23 = 0.46
1 double bend DN 100 ζ = 4 · 0.23 = 0.92
1 pipe enlargement ζ = 0.1
(DN 65 to DN 100 at 15°)
Losses in the piping:
Overall pipe length: L = 4 + 3 + 2 · 1.5 + 1 m = 11 m.
Reynolds Number: Re = 2.83 · 0.1/25 · 10-6 = 11320 > 2320
Pipe coefficient of friction: λ = 0.03 (turbulent)
λ · L/D = 3.3.
23

5. Auslegung und Regelung
5. Hydraulic Layout and Regulation
5.1 Auswahl der Pumpengröße
Grundsätzlich ist bei der Auswahl darauf zu achten, daß
der Betriebspunkt, in dem die Pumpe betrieben wird, in
der Nähe von Qopt liegen sollte (vgl. Kapitel 2.7).
Für die in Kapitel 4 gezeigte Anlage soll nun eine
Chemienormpumpe vom Typ RN ausgelegt werden.
24
Kennlinien/Characteristic Curves/Courbes
Kennlinien / Characteristic
Typ / Type:
Curves / Courbes
Typ / Type :
RN RN 65/200 65/200 C (weit)
RHD3.26.3413-1187
Angebots-Nr. / Offer.No. / Offre-No. : Positions-Nr. / Item -No. Unknown / Ref.-No. : Lagerträger/B earing D rehzahl / Speed/ Vitesse de rotation
Kunde / Customer / Client:
Angebots-Nr./ Offer.No./ Offre-No.: Positions-N. bracket/Corp / Item-No./ de palier Ref.-No.: Drehzahl / Speed / Vitesse de rotation
geschlossen
closed
II
weit
wide
n = 2900 min
100
fermée large
65
1.121897.01
-1
Laufrad:
Laufrad:
Impeller: geschlossen / closed
Austrittsbreite:
Schaufelanzahl:
No. Vane of blades: tip w idth:
Spaltbreite:
Drehrichtung:
16 mm Rotation: Hub clearance: cw
n = 2900 1/min
Saugstutzen:
Saugstutzen:
Suction Suction nozzlenozzle: DNs DN = 100
Turbine:
No. Largeur d'aubes: canaux: Sens Entranglement: de rotation:
Aspiration: Aspiration:
Laufrad-Zeichnung:
Drehrichtung: Impeller drawing: 1.121897...
Turbine dessin:
Rotation:
Austrittsbreite:
Lagerträger:
Vane Maximal tip width: übetragbare 16 mm Antriebs- Bearing normal bracket: verstärkt 2
Largeur canaux:
Corps de palier:
leistung der Welle/Max. pow er standard reinforced
Druckstutzen:
Druckstutzen: Disch. nozzle: DN 65
Refulement:
Disch. nozzle: DNd =
Sens Max. Øde
rotation: 210 mm
Min. Ø 160 mm
Feststoffe transmitted bis max.: by shaft/Puiss. max. Max. standard Antriebsleistung renforcé Welle: Refulement:
Dim. of solids max.: 13 mm Max. power shaft:
Dim. 64 kW rho > 1,6 a.A.
transmissible de solides max.: par l´arbre: Puiss. 64 max. arbre: kW Laufradzeichnung:
Leistungsdaten bezogen auf W asser / Perform ance data refer to water / Courbes valables pour de léau: T = 20°C ; * = 1,0 kg/dm 3 ; * = 1,01 *10-6 m 2 Leistungsdaten bezogen auf / Performance data refer to / Courbes valables pour de :
Mg(OH)2 [100%]; 60°C; 1,2kg/dm³; /s 25mm²/s
Bemerkungen/remarks/remarques: Q : 80 m³/h
70
Förderhöhe
H : 45 m
[m]
60
64
6050
30% 40% 50%
60%
D = 210 mm
Förderhöhe H (m)
Differential head H in m
Leistung P (kW)
Power consumption in kW
5240
48
30
44
4020
36
3210
28
0
24
0
20
20 40
52,8%
60 80 100 120 185 140 160
1640
30
20
10
0
80
0 20 40 60 80 100 120 140 160
70
60
50
40
30
20
10
0
0 20 40 60 80 100 120 140 160
Förderm enge Q (m3 /h)
Quantity Q in m 3 [kW]
Wellenleistung P2
25
20
210
15
10
5
[m]
NPSH-Werte
160
4
3,5
3
160
210
2,5
2
1,5
[%]
Wirkungsgrad
60
50
210
40
30
20
10
160
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 [m³/h]
Föderwert- und Wirkungsgradgarantie nach ISO 9906, Klasse 2.
Erstellt:
Datum: 22.08.2007
Delivery capacity and efficiency guaranteed acc. to ISO 9906, grade 2.
Garantie du débit et rendement suivant ISO 9906, classe 2.
Geprüft:
Datum:
/h
Wirkungsgrad eta (%)
Efficiency eta in %
56
12
1
60,7%
Hydr.Wirk.
65,7%
Förderwert- und Wirkung sgradgarantie nach DIN 19 44, Genauigkeitsstufe III. Gezeichnet: Nam e:
Delivery capacity and efficiency guaranteed acc. to DIN 1944 , accuracy deg. III.
Garantie du débit et rend em ent suivant DIN 1944, degré III. G eprüft: N am e:
160
Die Anlagenförderhöhe ergibt sich aufgrund der Verluste,
der Druckhöhendifferenz und der geodätischen Höhendifferenz
nach Gleichung (2-4) zu HA = 45 m.
Somit würde sich aus Gründen der Wirtschaftlichkeit
die Baugröße RN 65/200 mit einer Drehzahl von
n = 2900 1/min für diesen Einsatzfall eignen.
Q min.-Abweichung/deviation/déviation:
50%
210
Da der Betriebspunkt sich jedoch bei
größerem Förderstrom mit Q = 115
m 3 /h auf H = 48 m einstellen würde
(vgl. Kapitel 2.9), gibt es nun grundsätzlich
mehrere Möglichkeiten, den
gewünschten Betriebspunkt von
Q = 80 m 3 /h
H = 45 m zu erreichen.
5.1 Selection of the pump
size
In principle, when making the
selection, care must be taken to
ensure that the operating point at
which the pump is run should lie in the
vicinity of Qopt (see section 2. 7).
For the installation shown in Chapter
4 the specification for a Type Rn
standardized chemical pump is now to
be determined.
Based on the losses, the differential
pressure head and the differential
geodetic head, the delivery head for
the installation comes out from
equation (2 - 4) as HA = 45 m.
Thus for reasons of economy size Rn
65/200 with a rotation speed of n =
2900 rpm would be suitable for this
application.
As however for a greater delivery of
Q = 150 m 3 /h the operating point
would come out at H = 48 m, there
are now basically several possibilities
for achieving the desired operating
point of
Q = 80 m 3 /h
H = 45 m

5.2 Änderung der Drehzahl
Die Drehzahlregelung stellt eine einfache, aber auch
relativ teuere Art der Kennlinienanpassung dar.
Zur Änderung der Drehzahl müssen entweder
Frequenzumformer oder Riementrieb zusätzlich
eingesetzt werden.
Kennlinien/Characteristic Curves/Courbes
Kennlinien / Characteristic Typ / Type: Curves / Courbes
Typ / Type :
RN RN 65/200 65/200 C (weit)
RHD 3.26.3413-1187
Angebots-Nr. / Offer.No. / Offre-No. : Positions-Nr. / Item Unknown
-No. / Ref.-No. : Lagerträger/B earing D rehzahl / Speed/ Vitesse de rotation
Kunde / Customer / Client:
Angebots-Nr./ Offer.No./ Offre-No.: Positions-N. bracket/Corp / Item-No./ de Ref.-No.: palier Drehzahl / Speed / Vitesse de rotation
n = min -1
Laufrad: geschlossen
Impeller: geschlossen closed / closed
Austrittsbreite:
Schaufelanzahl:
No. Vane of blades: tip w idth:
II
Spaltbreite: weit
Drehrichtung:
16 mmRotation: Hub clearance: cwwide
n = -2900
1/min
Saugstutzen:
Saugstutzen:
Suction Suction nozzle nozzle: DNs DN 100 = 100
Turbine: fermée No. Largeur d'aubes: canaux: Sens Entranglement: de rotation: large Aspiration:
Drehrichtung: 1.121897...
Rotation:
Austrittsbreite:
Lagerträger:
Vane Maximal tip width: übetragbare 16 mmAntriebs-
Bearing normal bracket: verstärkt 2
Largeur leistung canaux: der Welle/Max. pow er Corps standard de palier: reinforced
Druckstutzen:
Druckstutzen: Disch. nozzle: DN 65
Disch. Refulement: nozzle: DNd = 65
Sens de rotation: 210 mm
160 mm
Feststoffe transmitted bis max.: by shaft/Puiss. max. Max. standard Antriebsleistung renforcé Welle:
Dim. of solids max.: 13 mm Max. power shaft:
Dim. 64
transmissible de solides max.: par l´arbre: 64 kW
Refulement:
kW rho > 1,6 a.A.
Laufradzeichnung: 1.121897.01
Leistungsdaten bezogen auf Wasser / Perform ance data refer to water / Courbes valables pour de léau: T = 20°C ; * = 1,0 kg/dm 3 ; * = 1,01 *10-6 m 2 Laufrad:
Impeller:
Turbine:
Laufrad-Zeichnung:
Impeller drawing:
Turbine dessin:
Max. Ø
Q min.-Abweichung/deviation/déviation:
Min. Ø
Puiss. max. arbre:
Leistungsdaten bezogen auf / Performance data refer to / Courbes valables pour de :
Mg(OH)2 [100%]; 60°C; 1,2kg/dm³; /s 25mm²/s
Bemerkungen/remarks/remarques: Q : 80 m³/h
70
[m]
Förderhöhe
64
60
60
30% 40% 50%
60%
H : 45 m
D = 210 mm
56
50
52
48 40
Hydr.Wirk.
65,7%
Förderhöhe H (m)
Differential head H in m
Leistung P (kW)
Power consumption in kW
44
40 30
36
20
32
28
10
24
20
16
12
8 40
n = 2620
0
0 20 40 60 80 100 120 140 160
P für rho = 1,2 kg/dm 3
Förderw ert- und Wirkung sgradgarantie nach DIN 1944, Genauigkeitsstufe III. Gezeichnet: Nam e:
Delivery capacity and efficiency guaranteed acc. to DIN 1944 , accuracy deg. III.
Garantie du débit et rend em ent suivant DIN 1944, degré III. G eprüft: N am e:
Bei der Drehzahländerung von n1 auf n2 folgt die
Pumpenkennlinie den Affinitätsgesetzen, d.h. mit den
Formeln (5-1) kann zu jedem Förderstrom Q die neue
Förderhöhe H und der Leistungsbedarf P ermittelt
werden.
Die Drehzahlregelung wird meist nur verwendet, wenn
verschiedene Betriebspunkte gefahren werden sollen
60%
n = 2900
30
[kW]
Wellenleistung P2
n = 210 2900
25
20
15 20
10
5
2624
n = 2620
[m]
10
NPSH-Werte
210
3,5
3
2624
2,5 0
2
1,5
0 20 40 60 80 100 120 140 160
1 80
[%]
Wirkungsgrad
60 70
50
60
40
30 50
20
40
10
30
2624
n = 2620
210
0
20
10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 [m³/h]
Wirkungsgrad eta (%)
Efficiency eta in %
4
1
65,7%
10
0
0 20 40 60 80 100 120 140 160
Fördermenge Q (m 3 /h)
Quantity Q in m 3 Föderwert- und Wirkungsgradgarantie nach ISO 9906, Klasse 2.
Erstellt:
Datum: 22.08.2007
Delivery capacity and efficiency guaranteed acc. to ISO 9906, grade 2.
Garantie du débit et rendement suivant ISO 9906, classe 2.
Geprüft:
Datum:
/h
2624
210
Q
Q
P
P
2
2
1
H
H
1
2
1
n
�
n
2
1
� n
� �
�
� n
� n
� �
�
� n
2
1
2
1
�
�
�
�
�
�
�
�
3
2
(5-1)
5.2 Changing the speed of
rotation
Regulating the speed of rotation
represents a simple but also a
relatively expensive method of
adjusting the characteristic curve.
To change the speed of rotation either
a frequency converter or belt drive
must additionally be used.
In changing the speed of rotation from
n1 to n2 the pump characteristic curve
will follow the affinity laws, i.e. with
the new delivery head H and the
power requirement P can be
determined at any delivery flow Q.
Regulation of the speed of rotation is
mostly used only if it is intended to run
at different operating points.
25

5.3 Abdrehen des Laufrades
Das Abdrehen von Laufrädern (speziell Radialräder)
stellt die einfachste Möglichkeit zur Anpassung der
Kennlinie dar.
Beim Abdrehen des Außendurchmessers von D1 auf D2
folgt die Pumpenkennlinie annähernd den Gesetzen
entsprechend (5-2):
Somit kann ebenfalls zu jedem Förderstrom Q die neue
26
52 40
48
44 30
40
20
36
32 10
Kennlinien/Characteristic Curves/Courbes
Kennlinien / Characteristic Curves / Courbes
Typ Typ / Type / Type: :
RN RN 65/200 C (weit) CN2
3.26.3413-1187
RHD
Angebots-Nr. / Offer.No. / Offre-No. : Positions-Nr. / Item -No. / Ref.-No. : Lagerträger/B earing D rehzahl / Speed/ Vitesse de rotation
bracket/Corp de palier
n = min -1
Laufrad:
Impeller:
Turbine:
Austrittsbreite:
Vane tip w idth:
Largeur canaux:
Spaltbreite:
16 mm Hub clearance:
Entranglement:
Saugstutzen:
Suction nozzle DNs =
Aspiration:
Drehrichtung:
Rotation:
Sens de rotation:
Maximal übetragbare Antriebs- normal verstärkt
leistung der Welle/Max. pow er standard reinforced
transmitted by shaft/Puiss. max. standard renforcé
transmissible par l´arbre: 64 kW
Druckstutzen:
Disch. nozzle: DNd =
Refulement:
Laufradzeichnung:
Leistungsdaten bezogen auf Wasser / Perform ance data refer to water / Courbes valables pour de léau: T = 20°C ; * = 1,0 kg/dm 3 ; * = 1,01 *10-6 m 2 Unknown
Kunde / Customer / Client:
Angebots-Nr./ Offer.No./ Offre-No.: Positions-N. / Item-No./ Ref.-No.: Drehzahl / Speed / Vitesse de rotation
II n = 2900 2900 1/min
Laufrad: geschlossen
Impeller: geschlossen closed / closed
Turbine:
fermée
Laufrad-Zeichnung:
Schaufelanzahl:
No. of blades:
No. d'aubes:
Austrittsbreite:
Drehrichtung: weit
Rotation: cwwide
Sens de rotation:
large
Lagerträger:
Saugstutzen:
Suction nozzle: DN 100 100
Aspiration:
Druckstutzen:
Impeller drawing: 1.121897...
Turbine dessin:
Max. Ø 210 mm
Min. Ø 160 mm
Vane tip width: 16 mm Bearing bracket: 2
Largeur canaux:
Corps de palier:
Feststoffe bis max.:
Max. Antriebsleistung Welle:
Dim. of solids max.: 13 mm Max. power shaft:
Dim. de solides max.:
64
Puiss. max. arbre:
Disch. nozzle: DN 65
Refulement:
65
Q min.-Abweichung/deviation/déviation:
kW rho > 1,6 a.A.
1.121897.01
Leistungsdaten bezogen auf / Performance data refer to / Courbes valables pour de :
Mg(OH)2 [100%]; 60°C; 1,2kg/dm³; 25mm²/s
/s
Bemerkungen/remarks/remarques: Q : 80 m³/h
H : 45 m
70
Förderhöhe
[m]
60
64
60
50
56
30% 40% 50%
60%
Förderhöhe H (m)
Differential head H in m
28
24
20
Leistung P (kW)
Power consumption in kW
16
40
12
D = 193
0
52,8%
194
0 20 40 60 80 100 120 140 160
P für rho�= 1,2 kg/dm 3
Förderhöhe H und der Leistungsbedarf P mit hinreichender
Genauigkeit ermittelt werden.
Das Abdrehen ist auch in der Praxis das am meisten
verwendete Verfahren zur Anpassung der Pumpenkennlinie
an die geforderten Betriebsdaten.
D = 210
[kW] 30 Wellenleistung P2
D
210
= 210
25
194
20
15 20
10
5
10
[m]
NPSH-Werte
D = 193
4
3,5
194 210
3 0
2,5
2
1,5
0 20 40 60 80 100 120 140 160
80
[%]
Wirkungsgrad
60 70
50 60
40
30 50
20
10
194
210
eta (%)
ta in %
1
62,1%
Hydr.Wirk.
65,7%
0 10 20 30 40 50 60 70 80 90 100 110 120 130 140 [m³/h]
Föderwert- und Wirkungsgradgarantie nach ISO 9906, Klasse 2.
Delivery capacity and efficiency guaranteed acc. to ISO 9906, grade 2.
Garantie du débit et rendement suivant ISO 9906, classe 2.
Erstellt:
Geprüft:
160
50%
Datum:
Datum:
210
22.08.2007
H2
Q � 2 D � 2 � �
H1
Q �
�
1 D �
�
� 1 �
P � 2 D � 2 �
P �
�
1 D �
�
� 1 �
5.3 Turning down the
impeller.
3
2
(5-2)
Turning down impellers (especially
radial impellers) represents the
simplest option for adjusting the
characteristic curve.
When the outside diameter is turned
down from D1 to D2 the pump
characteristic curve will approximately
follow the laws below. (equation (5-2)
Thus for each delivery Q the new
delivery head H and power
requirement P can likewise be
determined with adequate accuracy.
In practice too, turning down is the
process most used to adjust pump
characteristic curves to the required
operating data.

Bei der Drehzahländerung ergibt sich eine einzustellende
Drehzahl von n = 2624 1/min (vgl. Gleichung (5-1)). Der
Leistungsbedarf beträgt aufgrund der Dichte und der
Viskosität P = 18,4 kW.
Für die Durchmesseränderung würde sich ein Austrittsdurchmesser
von D2 = 194 mm bei einem Leistungsbedarf
von P = 20,2 kW ergeben (vgl. Gleichung (5-2)).
Die anzusetzende Motorleistung ist abhängig vom
Leistungsbedarf der Pumpe nach DIN ISO 5199 auszulegen.
Somit wäre für beide Arten der Kennlinienanpassung
folgende Motore zu wählen:
PMotor = 1,17���18,4 kW = 21,5 kW.
PMotor = 1,17���20,2 kW = 23,6 kW.
Es wird daher ein 2-poliger Norm-Motor mit 30 kW
Nennleistung bei n = 2950 1/min gewählt.
Bei der Drehzahländerung ist noch zu berücksichtigen,
daß sich die Nennleistung des Motors in etwa linear mit
der Frequenz ändert, d.h. bei diesem Beispiel würde sich
die Motornennleistung bei
n = 2624 1/min mit 5 % Umrichterverluste auf
P = 2624/2950���30 kW���0,95 = 25,3 kW
reduzieren.
5.4 Parallelbetrieb
Wenn der gewünschte Betriebspunkt mit einem
Förderstrom QB von einer Pumpe nicht gefahren werden
kann, hat man die Möglichkeit zwei Pumpen im
Parallelbetrieb zu fahren.
Bei paralleler Fahrweise addieren sich die Förderströme
der einzelnen Pumpen bei gleicher Förderhöhe
Beim Parallelbetrieb
gleicher Pumpenbaugrößen
(Pumpe 1+2)
verdoppelt sich z.B. der
Förderstrom Q1 auf den
Betriebsförderstrom QB
bei der Betriebsförderhöhe
HB.
Wenn nun eine Pumpe
ausfällt oder abgeschaltet
wird, stellt sich der neue
Betriebspunkt bei Q1* auf
H1* ein, d.h. die einzelne
Pumpe (Pumpe 1) fährt
immer bei einem größeren
Förderstrom (Q1* > Q1) als
beim Parallelbetrieb.
5.5 Serienbetrieb
Abb. 5.a
Fig. 5.a
Wenn der gewünschte Betriebspunkt mit einer Förderhöhe
HB von einer Pumpe nicht gefahren werden kann,
hat man die Möglichkeit zwei Pumpen im Serienbetrieb
(hintereinander) zu fahren.
If changing the speed of rotation, the rotation speed to be
set will be n = 2624 r.p.m. (See equation (5 - 1)). The
power requirement will be P = 18.4 kW due to the density
and viscosity.
If changing the diameter, a discharge diameter of
D2 = 194 mm would come from a power requirement of
P = 20.2 kW (See equation (5 - 2)).
The motor rating to be used is specified in relation to the
power requirement of the pump, in accordance with DIN
ISO 5199. Thus for both methods of characteristic curve
adjustment the following motors would be chosen:
PMotor = 1.17���18.4 kW = 21.5 kW.
PMotor = 1,17���20.2 kW = 23.6 kW.
Thus a 2 pole standardized motor with a rating of 30 kW
at n = 2950 r.p.m. is selected.
If changing the speed of rotation it also has to be taken
into account that the rating of the motor will change
approx.linearly with the frequency i.e. in this example the
motor rating at n = 2624 r.p.m. with the losses of a frequency
converter amount up to 5 % would be reduced to
P = 2624/2950���30 kW���0.95 = 25.3 kW.
5.4 Parallel operation
If it is not possible to run at the desired operating point
with a delivery QB from one pump, there is the option of
running two pumps in parallel.
When running in parallel the deliveries of the individual
pumps are added together with the same delivery head.
5.5 Series operation
With parallel operation of
pumps of the same size
(Pump 1 + 2) the delivery
Q1 for instance will
doubled to the operational
delivery QB with the operational
delivery head HB.
If only one pump fails or is
switched off the new
operating point for Q1* will
come out at H1* i.e. the
individual pump (Pump 1)
will always run at a greater
delivery (Q1* > Q1) than in
parallel operation.
If it is not possible to run at the desired operating point
with a delivery head HB from one pump, there is the
option of running two pumps in series.
27

Bei serieller Fahrweise addieren sich die Förder-
höhen der einzelnen Pumpen bei gleichem Förderstrom.
Beim Serienbetrieb gleicher
Pumpenbaugrößen
(Pumpe 1+2) verdoppelt
sich z.B. die Förderhöhe
H1 auf die Betriebsförderhöhe
HB bei dem Betriebsförderstrom
QB.
Wenn nun eine Pumpe
ausfällt oder abgeschaltet
wird, stellt sich der neue
*
Betriebspunkt bei Q1 auf
*
H1 ein, d.h. die einzelne
Pumpe (Pumpe 1) fährt
immer bei einem kleineren
*
Förderstrom (Q1 < Q1) als
beim Serienbetrieb.
5.6 Bypassregelung
28
Abb. / / Fig. Fig. 5.b 5.b
When running in series the delivery heads of the individual
pumps are added together with the same delivery
flow...
5.6 Bypass regulation
With series operation of
pumps of the same size
(Pump 1 + 2) the delivery
head HB for instance will
be doubled to the
operational delivery head
HB at the operational
delivery flow QB.
If only one pump fails or is
switched off the new
operating point for Q1* will
come out at H1* i.e. the
individual pump (Pump 1)
will always run at a lower
delivery (Q1* < Q1) than in
series operation.
Bei der Bypassregelung wird ein Teil des Förderstromes
QB QB der Pumpe durch einen der Druckleitung parallelgeschalteten
Bypass (Nebenauslaß) wieder der Saugseite
In bypass regulation a part of the delivery flow QB QB from
the pump is taken back to the suction side of the pump or
the installation through a bypass (secondary outlet)
der Pumpe oder der Anlage zugeführt.
running parallel to the pressure line.
Dadurch Dadurch wird der Betriebs-
Bypass
Due to this the operating
punktpunkt der der Pumpe zu größeren
größeren Förderströmen hin
verschoben hin verschoben oder oder es wird es
ein wird Mindestförderstrom
ein MindestförderRohrleitungskennlinie
/ Piping
characterisitc+
Bypass
point of the pump is displaced
towards a greater
delivery flow, or a minimum
delivery flow (without
(ohne strom (ohne Anlage) Anlage) eingeein- the installation) is
halten.gehalten. maintained.
Durch die ParallelschalParallelschal-
By connecting the bypass
tung von Bypass und Anla-
and the installation in
Anlage ge erhält erhält man man die gemein- die
gemeinsame same Anlagenkennlinie Anlagen-
Abb. / / Fig. Fig. 5.c 5.c
parallel we get the
common characteristic
kennlinie (Anlage + (Anlage+Bypass)
Bypass) durch
curve for the installation
durch Addition Addition der Förderströme
der Förderströme
bei gleicher bei gleicher Förderhöhe.
QBy Q1 Q1 + QBy = QB Q
(installation + bypass) by
adding the delivery flows
Förderhöhe.
at the same delivery head.
Diese kann durch eine Drosselarmatur im Bypass (z.B. This can be changed and adjusted by a throttle valve
Blende) verändert und angepaßt werden.
(e.g. an orifice) in the bypass..
Im Betriebspunkt fließt der Förderstrom QB = Q1 + QBy
durch die Pumpe, der Nutzförderstrom Q1 durch die
Anlage und der Bypass-Strom QBy durch die
Bypassleitung zurück zur Saugseite.
Hierbei ist zu beachten, daß der
Förderstrom QBy einen Energie-
By
verlust erzeugt, (5-3) der nahezu
vollständig als Wärme an die Förderflüssigkeit
übertragen wird.
Die Bypassregelung ist vorallem bei einem mit dem
Förderstrom abfallenden Leistungsbedarf (Propellerpumpen)
oder zur Gewährleistung eines minimalen
Förderstroms Qmin zu wählen.
P ���g
�Q
�H
At the operating point the delivery flow QB = Q1 + QBy
flows through the pump, the effective the delivery flow Q1
through the installation and the bypass flow QBy through
the bypass line back to the suction side. .
By
B
(5-3)
Here it should be noted that the
delivery flow QBy creates an
energy loss (5-3)
which is virtually all transferred to the pumped fluid as
heat.
Bypass regulation is mainly to be selected for a power
requirement that reduces with the delivery flow (propeller
pumps) or to guarantee a minimum delivery flow Qmin..

5.7 Förderung viskoser Flüssigkeiten
Bei der Förderung viskoser (zäher) Flüssigkeiten (Index
v) sinken der Förderstrom Q, die Förderhöhe H und der
Wirkungsgrad � bei konstanter Drehzahl n und gleichzeitig
steigt der Leistungsbedarf P im Vergleich zur
Wasserkennlinie (Index w).
Zur Berechnung der viskosen
Kennlinie wird vom
Fördermedium die kinematische
Viskosität �
benötigt.
Der für Wasser bekannte
Betriebspunkt wird mit
sog. Korrekturfaktoren cQ,
cH und c� auf den gesuchten
viskosen Betriebspunkt
umgerechnet.
Die Korrekturfaktoren
können z.B. nach den
Richtlinien „Standards of
Hydraulic Institute“ in
Abhängigkeit der kinematischen
Viskosität und
des Förderstroms ermittelt
werden und sind nur für
� Newtonsche Flüssigkeiten
� ausreichendes NPSHA
� Radialkreiselpumpen
gültig.
Kreiselpumpen sind bis ca. � = 500 mm 2 /s einsetzbar.
Kanal- und Freistrompumpen lassen Werte von 800 -
1000 mm 2 /s zu. Höhere Viskositäten sind nur mit
Verdrängerpumpen zu bewältigen.
Der Einfluß von Werten unterhalb � = 45 mm 2 /s bleibt
bzgl. der Förderhöhe in der Praxis meistens
unberücksichtigt, muss jedoch beim Leistungsbedarf
immer geprüft werden.
Je höher die Viskosität der Flüssigkeit gegenüber derjenigen
von Wasser ist, umso mehr verschiebt sich der
Bestpunkt der Pumpe zu kleineren Förderströmen bei
absinkendem Wirkungsgrad. Die Nullförderhöhe bleibt in
der Regel erhalten.
5.7 Pumping viscous fluids
When pumping viscous fluids (Index v), the delivery flow
Q, the delivery head H and the efficiency � at constant
speed of rotation n, will fall and at the same time the
power requirement P will rise, in comparison to the
characteristic curve for water (Index w).
Abb. / / Fig. Fig. 5.d 5.d
To calculate the viscous
characteristic curve, the
kinematic viscosity � of the
pumped medium is
required.
The known operating point
for water is converted to
the required operating
point using the so-called
correction factors cQ, cH
and c�. The correction
factors can, for example,
be determined in
accordance with the
guidelines "Standards of
Hydraulic Institute" as a
function of the kinematic
viscosity and the delivery
flow and are only valid for
� Newtonian fluids
� Adequate NPSHA
� Radial centrifugal pumps.
Centrifugal pumps are useable up to around
� = 500 mm 2 /s.
Wide channel pumps and none clogging pumps permit
values of 800 - 1000 mm 2 /s. Higher viscosities can only
be overcome with positive displacement pumps.
In practice the effect of values below � = 45 mm 2 /s is
usually ignored with regard to the delivery head, but must
always be checked for the power requirement.
The higher the viscosity of the fluid compared with that
for water, the more the best point of the pump will be
displaced towards lower delivery flows at reducing
efficiency. The zero delivery head is retained as a rule.
.
29

6. Hydraulische Kräfte
6. Hydraulic Forces
6.1 Radialkraft
6.1 Radial force
Die Radialkraft Frad ensteht durch die Wechselwirkung
von Strömungskräften zwischen Laufrad und Pumpengehäuse
(bzw. Leitrad) in der Laufradebene und ist die
Hauptursache für die Wellendurchbiegung.
Sie verändert sich in Größe und Richtung mit dem
Förderstrom und beansprucht Welle und Lagerung.
The radial force Frad arises due to the interaction of flow
forces between impeller and pump casing (or diffuser) at
the impeller level and is the main cause of shaft
deflection.
It changes in magnitude and direction with the delivery
flow and puts stress on the shaft and bearings.
Die Berechnung der Radialkraft erfolgt mit:
Calculation of the radial force is undertaken with:
K ist ein Berechnungsbeiwert, der
K is a calculation coefficient, which is
abhängig von der Gehäuseform und
der spezifischen Drehzahl der
Frad � K ��
� g�
H�
D2
�b
2
(6-1)
dependent on the casing shape and
the specific speed of rotation of the
Pumpe ist.
pump.
Somit kann man mit der Wahl der Gehäuseform den
Radialkraftverlauf beeinflussen.
Radialkraft für verschiedene Gehäuseausführungen
Einfachspirale
Single volute
Somit ist erkennbar, daß
bei Spiralgehäusepumpen
mit Einfachspirale ein Betrieb
unterhalb Qopt (q < 1)
und über Qopt (q > 1)
einen starken Anstieg der
Radialkraft bedeutet und
dadurch die Wellendurchbiegung
und Lagerbelastung
erheblich zunehmen.
Aus Gründen der Betriebssicherheit
sollte deshalb
ein Einsatz der Pumpe bei
starker Teillast (q < 0,5)
und im Überlastbereich
(q > 1) vermieden werden.
Doppelspiralen mit gemeinsamem
Druckstutzen
reduzieren deutlich die
Radialbelastung gegenüber
Einfachspiralen.
Doppelspirale
Double volute
Ein nahezu konstanter, niedriger Verlauf der Radialkraft
wird mit dem Einsatz eines Leitrades erzielt.
30
Thus the radial force curve can be influenced by the
selection of casing shape .
Radial force for different casing types
Ringgehäuse
Annular casing
Leitrad
Diffuser
Thus it can be seen that
for volute casing pumps
with a single volute, operating
below Qopt (q < 1)
and above Qopt (q > 1)
means a severe rise in the
radial force and due to this
the shaft deflection and
bearing loading will
increase considerably.
For operational safety
reasons therefore using
the pump with a heavy
partial load (q < 0.5) and
in the overload range
(q > 1) should be avoided.
Double volutes with a
common delivery nozzle
considerably reduce the
radial loading compared to
single volutes.
A virtually constant, low progression of the radial force is
achieved by use of a diffuser.

6.2 Axialkraft
Die Berechnung der Axialkraft Fax ist sehr schwierig, da
sie als Summe aller statischen und dynamischen Axialkräfte
aus vielen Komponenten zusammengesetzt ist, die
wiederum unterschiedliche Abhängigkeiten von den
geometrischen Abmessungen der Laufräder und den
Radseitenräumen und dem jeweiligen Betriebspunkt der
Pumpe haben.
Neben Strömungskräften können auch Axialkräfte z.B.
durch Gewichtskräfte bei vertikalen Maschinen auftreten.
6.2 Axial force
Calculation of the axial force Fax - is very difficult since,
as the sum of all static and dynamic axial forces, it is
made up of many components which in turn have
different relationships with the geometrical dimensions of
the impellers and the impeller side spaces and the
appropriate operating point for the pump.
Along with flow forces, axial forces can also occur in vertical
machines, for example, due to gravitational forces.
With radial impellers the resulting axial force could be
Bei Radialrädern kann die resultierende Axialkraft wie made up as follows:
folgt angesetzt werden:
with: with:
mit:
Fd Fd = = compr. force on on the the thrust disc disc
F
Fd =Druckkraft auf Tragscheibe
ax � Fd
� Fs
� FI
� FWd
� Fsonst
Fs Fs (6-2)
=
(6-2)
= compr. force on on the the cover disc
Fs =Druckkraft auf Deckscheibe
FI FI = = impulse force due to to flow
FI =Impulskraft durch Strömungsumlenkung
reversal revrsal
FWd =Kraft durch Druckunterschied vor und hinter der FWd = force due to pressure differential in front of and
Wellenabdichtung
behind the shaft seal
Fsonst =Rotor- und Wellengewicht bei Vertikalpumpen etc. Fsonst = weight of rotor and shaft on vertical pumps etc.
Für die Berechnung der Druckkräfte in
den Radseitenräumen FFd d und FFs s muß
die Druckverteilung p(r) bekannt sein.
Die Kräfte werden vom Radius r2 r2 bis
zum Endradius r mit folgendem Ansatz
berechnet: Ansatz berechnet:
Wenn die durch Druckunterschiede
und Strömungskräfte
erzeugte
Axialkraft nicht ausgeglichen
wird, muß sie
voll vom Festlager
aufgenommen werden.
Folgende Maßnahmen
dienen zur Absenkung
der Axialkraft bzw. der
Lagerbelastung:
F � 2��
�
d , s
● Anbringen von Rückenschaufeln am Laufrad.
� Anbringen von Rückenschaufeln am Laufrad.
●� Anbringen von von saug- saug- und und druckseitigen Dicht-spalten
Dicht-
und spalten Entlastungsbohrungen und Entlastungsbohrungen am Laufrad. am Laufrad.
●� Gegenläufige Laufradanordnung bei bei mehrstufigen
Pumpen Pumpen
r2
�
r
p(
r ) � r � dr
To be able to calculate the pressure
forces in the impeller side spaces Fd
and FS the pressure distribution p (r)
must be known. The forces are
(6-3)
calculated from radius r2 up to final
(6-3)
radius r with the following statement.
� Fitting back vanes on the impeller
If the axial forces due to
pressure differences
and flow forces are not
balanced out they must
be completely taken by
the fixed bearing.
The following measures
are used to reduce the
axial force and the
bearing loading
respectively:
� Applying suction and delivery side sealing gaps and
relief holes to the impeller
� Opposing impeller arrangement for multi-stage
pumps...
31

7. Gestaltung des Pumpenzulaufs
7. Design of the Pump Inflow
Die Aufgabe des Pumpenzulaufs besteht darin, die
Kreiselpumpe mit genügend Förderflüssigkeit während
des Betriebs zu versorgen.
Hierbei kann die Pumpe das Fördermedium aus
Behältern oder Becken ansaugen.
Für einen störungsfreien Betrieb der Pumpe ist die Zuströmung
von zentraler Bedeutung. Deshalb sollte auf
die Gestaltung des Pumpenzulaufs und damit auf die
Zuströmverhältnisse besonderen Wert gelegt werden.
Grundbedingungen für eine störungsfreie Zuströmung
sind:
� Gleichförmige, drall- und wirbelfreie Geschwindigkeitsverteilung
am Laufradeintritt.
� NPSHA > NPSHR, sonst besteht die Gefahr für
Schwingungs- und Kavitationsschäden.
Im Folgenden sollen nun einige Richtlinien zur Gestaltung
verschiedener Pumpenzuläufe aufgezeigt werden,
um eine möglichst störungsfreie Zuströmung zu erzielen.
7.1 Saug- und Zulaufleitung
Allgemein sollten in Saug- und Zulaufleitungen die Verluste
durch kurze Rohrleitungen und wenig Armaturen
minimiert werden. Für die Ausführung der Leitungen
sollten deshalb folgende Kriterien beachtet werden:
� Kurze und gerade Leitungen. Genügend langes
Rohrstück vor dem Saugstutzen der Pumpe.
� Minimale Anzahl von Armaturen mit wenig
Einschnürung der Strömung.
� Rohrbögen nur in einer Ebene wegen Drallfreiheit der
Strömung.
� Minimieren der Druckhöhenverluste in Bezug auf
ausreichendes NPSHA.
� Strömungsgeschwindigkeit v = 1 bis 2,5 m/s.
� Verhindern von Gasausscheidungen, die zum
Abreißen der Förderung führen können. Zulaufleitungen
sollten ohne Hochpunkte und Saugleitungen möglichst
stetig steigend verlegt werden.
� Bei Unterdruck ist das Eindringen von Luft durch
vakuumsichere Dichtungen zu vermeiden.
Die Abbildungen 7a, 7b zeigen weitere Richtlinien zur
Gestaltung der Saugleitung.
32
The function of the pump inflow is to provide the
centrifugal pump with sufficient pumped fluid during
operation.
For this the pump can suck the pumped medium from
containers or reservoirs.
For trouble-free operation of the pump the feed flow is of
central importance. Thus considerable value must be
placed on the design of the pump inflow and
consequently on the feed flow characteristics.
The basic conditions for a trouble-free feed flow are:
� Uniform irrotational speed distribution at the entry to
the impeller.
� NPSHA > NPSHR, otherwise there is the risk of
vibration and cavitation damage.
In the following a few guidelines for the design of various
pump inflows are shown in order to achieve a feed flow
that is as trouble-free as possible.
7.1 Suction and inflow pipes
In general the losses in suction and inflow pipes should
be minimised by having short pipe runs and few fittings.
The following criteria should therefore be observed in the
design of piping.
� Short straight pipes. A piece of pipe of adequate length
before the suction nozzle of the pump.
� Minimum number of fittings with little constriction of the
flow.
� Pipe bends in one plane only to keep the flow free of
rotation.
� Minimise the pressure head losses in relation to an
adequate NPSHA.
� Velocity of flow v = 1 to 2.5 m/s.
� Prevention of the separation of gas, which can lead to
a breakdown in the delivery flow. Inflow lines should be
laid without high points and suction lines should rise as
steadily as possible.
� Where there is a vacuum the ingress of air should be
avoided with vacuum-proof seals.
The illustrations 7a, 7b shows other guidelines for the
design of the suction line.
7a 7b

7.2 Zulauf- oder Speisebehälter
Bei der Gestaltung von Zulaufbehältern
verursachen oft
� unsachgemäße Ausbildungen der
Anschlüsse
� zu tiefe Flüssigkeitsspiegel
(Überdeckung zu gering)
� zu hohe Einlaufgeschwindigkeiten
Drallkomponenten und Hohlwirbel, die
zu hydraulischen Störungen im
Betriebsverhalten der Pumpe führen.
Die Abbildungen 7c, 7d, 7e zeigen
Richtlinien für die Gestaltung von
Zulauf- und Speisebehältern.
7d
7e
1,75 · D � S min � 2 · c D 2 / (2 ·
7c
2,8 · D � L � c D 2 / (2 · g)
2 · D � S 7c
min � 2 · c 2
D / (2 · g)
7.2 Inflow or feeder tank
In the design of inflow tanks
� incorrect design of the connections
� too low a fluid level (coverage to small)
� too high an inlet speed
often cause rotational components and
turbulence, which can lead to hydraulic
malfunctions in the operating characteristics
of the pump.
The illustrations 7c, 7d, 7e show guidelines
for the design of inflow and feeder tanks.
7e
33

7.3 Saug- und Zulaufbecken
Für die Gestaltung der Anschlüsse an Saug- und
Für
Zulaufbecken
die Gestaltung
gibt es
der
für
Anschlüsse
verschiedene
an Saug-
Förderstrom-
und
Zulaufbecken
bereiche differenzierte
gibt es für
Richtlinien.
verschiedene
Dies
Förderstrom-
wird in den
bereiche
Abbildungen
differenzierte
7.4 und 7.5
Richtlinien.
dargestellt.
Dies wird in den
Abbildungen 7.f und 7.g dargestellt.
34
7.3 Suction and inflow reservoir
For the design of the connections to suction and inflow
reservoirs
For the design
there
of
are
the
differentiated
connections
guidelines
to suction
for
and
different
inflow
ranges
reservoirs
of delivery
there are
flow.
differentiated
This is shown
guidelines
in illustrations
for different
7.4
and
ranges
7.5.
of delivery flow. This is shown in illustrations 7.f
and 7.g.
ccDN · 4 m/s
DN � 4 m/s
D = 1 – 1,7 · DN
SSmin · D · NPSHR
min � D
W = 2 · D
Abb. 7f - Anschlüsse für Q < 1800 m 3 /h
Fig. 7f – Connections for Q < 1800 m 3 Abb. 7f - Anschlüsse für Q < 1800 m3/h
Fig. 7f - Connections for Q < 1800 /h m3/h
cDN c
· 4 m/s
DN � 4 m/s
D= D 1 = – 1 1,7 – 1,7 · DN·
DN
Smin S
· D · NPSHR
min � 1,5 · D
a =
a
0,5
= 0,5
· D
· D
b =
b
D
= D
W=
W
2
=
· D
2 · D
E=
E
4
=
·
4
D
· D
e = e 0,33 = 0,33 · D·
D
Abb. 7g - Anschlüsse für Q < 1800 m 3 /h
Fig. 7g – Connections for Q < 1800 m 3 Abb. 7g -Anschlüsse für Q < 3600 m3/h
Fig. 7g -Connections for Q < 3600 m3/h /h

7.4 Behälter für vertikale Pumpen
Für einen störungsfreien Betrieb von Vertikalpumpen ist
vorallem das Verhindern von luftziehenden Wirbeln
durch geeignete Ausbildung der Behälter vor dem Einlauf
und durch genügende Eintauchtiefe (Mindestüberdeckung
Smin) von zentraler Bedeutung.
Luftziehende Wirbel können auf das Betriebsverhalten
der Pumpe folgende Auswirkungen haben:
� Änderung des Betriebspunktes.
� Erzeugung von Schwingungen.
� Erhöhte Radialkraft.
� Gefahr von Kavitationserosion an den Laufrad-
schaufeln.
Für die Gestaltung der Behälter
(Abb. 7h) dienen folgende
Richtlinien:
D �
Abb. 7h - Gestaltung Gestaltung der der Behälter Behälter für vertikale
Pumpen.
1,
5 ( DN �
2
s �
7.4 Tanks for vertical pumps
For trouble-free operation of vertical pumps the
prevention of turbulence which draws in air, by suitable
design of the tank before the inlet and by adequate
submersion depth (minimum coverage Smin) is of major
importance.
Turbulence which draws in air can have the following
effects on the operating characteristics of the pump:
� Alteration of the operating point
� Generation of vibrations
� Increased radial force.
� Risk of cavitation erosion on the impeller vanes.
B
2
)
(7-1)
Smin und Cmin sind baugrößenabhängig
Smin and Cmin are dependent on the pump build size
The following guidelines will help in
the design of containers
(illustration 7h).
Fig. 7h - Design of the containers for vertical pumps
35

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06.04 WST