RU2182263C2 - Centrifugal pump - Google Patents
Centrifugal pump Download PDFInfo
- Publication number
- RU2182263C2 RU2182263C2 RU2000102874A RU2000102874A RU2182263C2 RU 2182263 C2 RU2182263 C2 RU 2182263C2 RU 2000102874 A RU2000102874 A RU 2000102874A RU 2000102874 A RU2000102874 A RU 2000102874A RU 2182263 C2 RU2182263 C2 RU 2182263C2
- Authority
- RU
- Russia
- Prior art keywords
- impeller
- blades
- blade
- centrifugal pump
- balls
- Prior art date
Links
Images
Landscapes
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
Abstract
Description
Предложение относится к центробежным насосам, используемым в системах шариковой очистки трубок, например конденсаторов паровых турбин, которые вместе с водой перекачивают эластичные абразивные шарики заданного диаметра в контуре циркуляции системы шариковой очистки. The proposal relates to centrifugal pumps used in ball cleaning systems for tubes, for example steam turbine condensers, which, together with water, pump elastic abrasive balls of a given diameter in the circulation circuit of the ball cleaning system.
Центробежный насос для систем шариковой очистки трубок конденсаторов предназначен для прокачивания горячей воды с введенными в нее эластичными абразивными пористыми шариками с фиксированным диаметральным размером - Д, несколько превышающим, на величину допустимой деформации, проходной диаметр трубок конденсатора паровой турбины. Из-за большого числа трубок шарик подходит к закругленному входу в трубку с небольшой скоростью и за счет напора воды проталкивается как пробка по трубке, счищая с нее накипь и, тем самым, обеспечивая высокую теплопроводность трубок конденсатора. Накипь отфильтровывается. Шарики при их износе отлавливаются специальным фильтром и заменяются на новые посредством загрузочного устройства. При этом имеет место "залповое" прохождение шариков через насос. A centrifugal pump for ball cleaning systems of condenser tubes is designed to pump hot water with elastic abrasive porous balls introduced into it with a fixed diametric size - D, slightly exceeding, by the amount of permissible deformation, the bore diameter of the condenser tubes of a steam turbine. Due to the large number of tubes, the ball approaches the rounded entrance to the tube at a low speed and, due to the pressure of water, is pushed like a tube through the tube, removing scale from it and, thereby, ensuring high thermal conductivity of the condenser tubes. The scale is filtered out. Balls, when worn, are caught by a special filter and replaced with new ones by means of a loading device. In this case, there is a "volley" passage of balls through the pump.
Наиболее интенсивный износ дорогостоящих шариков происходит в процессе работы системы очистки при их периодическом прохождении через рабочие органы насоса, где имеют место большие скорости и ускорения; существенные изменения скоростей и давлений в пространстве, занимаемом пористым пропитанным водой шариком, а также интенсивное трение шариков о стенки рабочего колеса и спирального отвода. The most intense wear of expensive balls occurs during the operation of the cleaning system during their periodic passage through the working parts of the pump, where there are high speeds and accelerations; significant changes in velocities and pressures in the space occupied by the porous ball soaked in water, as well as intense friction of the balls on the walls of the impeller and spiral bend.
Насосы этого типа выполняются на такие соотношения параметров напор-подача-обороты вала, которые соответствуют коэффициенту быстроходности ns, лежащему в диапазоне 100-150, но с геометрией рабочего колеса, существенно отличающейся от традиционных лопастных колес центробежных насосов.Pumps of this type are performed at such head-to-feed-shaft speed ratios that correspond to a speed coefficient n s lying in the range of 100-150, but with impeller geometry significantly different from traditional impellers of centrifugal pumps.
Так, в специализированном для перекачивания воды с шариками насосе фирмы Taprogge (аналог) рабочее колесо содержит два спиральных трубообразных канала, расположенных радиально от входа к выходу колеса, что позволило обеспечить малую диффузорность проходных каналов при их поперечных размерах, превышающих диаметр шариков. So, in a Taprogge pump (analog) specialized for pumping water with balls, the impeller contains two spiral tube-shaped channels located radially from the wheel inlet to the outlet, which made it possible to ensure low diffusivity of the passage channels with their transverse dimensions exceeding the diameter of the balls.
Насосы этого типа требуют применения сложной литейной технологии для изготовления рабочего колеса, а при "залповой" загрузке системы очистки шариками возможно закупоривание ими одного или обоих проходных каналов, что вызывает появление значительных радиальных осевых усилий или отказ системы очистки. Кроме того, из-за сложной конфигурации рабочего колеса невозможна даже частичная разгрузка колеса от осевых усилий. Pumps of this type require the use of sophisticated foundry technology for the manufacture of the impeller, and with "volley" loading of the ball cleaning system, it is possible to clog one or both of the passage channels, which causes significant radial axial forces or a failure of the cleaning system. In addition, due to the complex configuration of the impeller, even partial unloading of the wheel from axial forces is impossible.
Применение же геометрии рабочих лопаточных колес, соответствующих указанному диапазону ns, практически невозможно по следующим причинам. Насосы на ns= 100-150 имеют радиальные колеса с шириной колеса и лопаток, существенно уменьшающейся от входа к выходу из колеса (см. рис.2.2., с.52 книги Аринушкин Л.С. Авиационные центробежные насосные агрегаты. М., 1967 г.). При заданном диаметре шариков, обычно 25-32 мм, и требуемых параметрах насоса по напору и подаче рабочий канал на выходе будет существенно меньшим размера шариков и они либо будут проходить рабочее колесо с большой деформацией и трением (что разрушает шарики), либо произойдет полная закупорка шариками проходных каналов рабочего колеса.The application of the geometry of the impeller impellers corresponding to the indicated range n s is practically impossible for the following reasons. Pumps on n s = 100-150 have radial wheels with the width of the wheel and vanes significantly decreasing from the entrance to the exit of the wheel (see Fig. 2.2., P. 52 of the book L. L. Arinushkin. Aviation centrifugal pump units. M., 1967). For a given ball diameter, usually 25-32 mm, and the required pump parameters for pressure and supply, the working channel at the outlet will be significantly smaller than the balls and they will either pass through the impeller with large deformation and friction (which destroys the balls), or complete blockage occurs balls of passage channels of the impeller.
В радиальных рабочих колесах существенные деформации и трение шариков о стенки колеса происходят и на его входном участке при повороте потока от оси в радиальном направлении, поскольку здесь в пространстве объема шарика линии тока жидкости имеют различную кривизну и существенно переменные скорости движения жидкости. In radial impellers, significant deformations and friction of the balls on the wheel walls occur at its inlet section when the flow rotates from the axis in the radial direction, since here in the space of the volume of the ball the fluid flow lines have different curvature and significantly variable fluid velocities.
Проходимость шариками колеса можно обеспечить резко расширив выходное сечение рабочего колеса, т.е. за счет существующего повышения диффузорности проходных каналов, сверх допустимых значений 4-10o. Однако при этом в каналах колеса возрастает турбулентность потока, возникают отрывные течения, развиваются интенсивные кавитационные процессы.Passability by balls of the wheel can be provided by sharply expanding the output section of the impeller, i.e. due to the existing increase in the diffusivity of the passage channels, in excess of the permissible values of 4-10 o . However, in this case, the turbulence of the flow increases in the wheel channels, tear-off flows arise, and intensive cavitation processes develop.
Эти факторы приводят к существенному повышению износа шариков и к их разрушению, поскольку кавитация происходит внутри пропитанных водой шариков, что интенсивно разрушает структуру пористого материала шарика. These factors lead to a significant increase in the wear of the balls and to their destruction, since cavitation occurs inside the water-saturated balls, which intensively destroys the structure of the porous material of the ball.
При выполнении центробежного насоса на ns=100-150 с открытым рабочим колесом практически невозможна закупорка рабочего колеса шариками, т.к. за счет трения шариков о стенку корпуса происходит их "растаскивание" и проталкивание в спиральный отвод насоса. Однако насосы такого типа (см. рис. 2.46, с. 96, там же) в их традиционном исполнении также имеют сужающийся к выходу проходной канал и потому не могут быть использованы в системах шариковой очистки.When performing a centrifugal pump at n s = 100-150 with an open impeller, it is almost impossible to plug the impeller with balls, because Due to the friction of the balls on the wall of the casing, they are "pulled apart" and pushed into the pump spiral. However, pumps of this type (see Fig. 2.46, p. 96, ibid.) In their traditional design also have a passage channel tapering towards the outlet and therefore cannot be used in ball cleaning systems.
Следует отметить, что "залповая" загрузка шариков производится редко и поэтому в рабочем цикле очистки деформация шариков, имеющая место при этой загрузке, сколь либо существенно не влияет на общий ресурс работоспособности шариков. It should be noted that the "volley" loading of balls is rare and therefore, during the cleaning cycle, the deformation of the balls that occurs during this loading does not substantially affect the overall service life of the balls.
Решение задачи создания высокоэффективного и технологичного центробежного лопастного насоса для систем шариковой очистки достигается тем, что:
- при выполнении насоса для систем шариковой очистки с коэффициентом быстроходности ns=100-150 насос содержит установленное в корпусе с выходным спиральным отводом рабочее колесо, вал которого связан с приводным двигателем, рабочее колесо выполнено в виде конусного диска с центральным углом в диапазоне 70-120o, на внешней поверхности которого выполнены спиральные лопатки с минимальной высотой и расстоянием между передней кромкой лопатки на входе колеса и соседней лопаткой по нормали к ней, превышающими диаметр шариков системы очистки на величину гарантированного зазора, нулевым углом атаки передней кромки для расчетного рабочего режима и углом выхода средней линии рабочего канала в пределах 12-24o при густоте лопастной системы 1,3-1,7, причем соотношение указанных параметров выполнено из условия обеспечения диффузорности проходного межлопаточного канала, не превышающим 4-10o.The solution to the problem of creating a highly efficient and technologically advanced centrifugal vane pump for ball cleaning systems is achieved by the fact that:
- when performing a pump for ball cleaning systems with a speed factor n s = 100-150, the pump contains an impeller installed in a housing with an output spiral outlet, the shaft of which is connected to the drive motor, the impeller is made in the form of a conical disk with a central angle in the range of 70- 120 o , on the outer surface of which spiral blades are made with a minimum height and a distance between the leading edge of the blade at the wheel inlet and the adjacent blade normal to it, exceeding the diameter of the balls of the cleaning system by the reason for the guaranteed clearance, a zero angle of attack of the leading edge for the calculated operating mode and the angle of exit of the midline of the working channel within 12-24 o when the density of the blade system is 1.3-1.7, and the ratio of these parameters is made from the condition of ensuring the diffusivity of the through interscapular channel not exceeding 4-10 o .
- Для дополнительного снижения износа шариков за счет их отжима от неподвижной корпусной стенки при движении по рабочему каналу рабочие поверхности лопаток рабочего колеса в сечениях, перпендикулярных оси вала, выполнены наклонными в направлении вращения вала, а для улучшения гидродинамических характеристик такого рабочего колеса этот наклон выполнен уменьшающимся от входной кромки; и/или лопатки дополнительно выполнены с шириной, увеличивающейся от их входной кромки к выходу из рабочего колеса. - To further reduce the wear of the balls due to their extraction from the fixed housing wall when moving along the working channel, the working surfaces of the impeller vanes in sections perpendicular to the axis of the shaft are made inclined in the direction of rotation of the shaft, and to improve the hydrodynamic characteristics of such an impeller, this inclination is made to decrease from the input edge; and / or the blades are additionally made with a width increasing from their inlet edge to the exit of the impeller.
- Для защиты узла уплотнения от абразивных включений, имеющихся в жидкости при очистке трубок конденсатора, а также для частичной разгрузки колеса от осевых сил, центральная часть корпуса спирального отвода выполнена в виде выступающего в сторону колеса осесимметричного конуса, заглубленного под конусный диск рабочего колеса и расположенного от диска с гарантированным зазором. - To protect the seal assembly from abrasive inclusions present in the liquid during cleaning of the condenser tubes, as well as to partially unload the wheel from axial forces, the central part of the spiral outlet housing is made in the form of an axisymmetric cone protruding towards the wheel, buried under the conical disk of the impeller and located from a drive with a guaranteed clearance.
- Для снижения габаритов насосного агрегата и упрощения его эксплуатации корпус спирального отвода жестко связан промежуточным проставком с фланцем приводного двигателя. - To reduce the dimensions of the pump unit and simplify its operation, the spiral outlet housing is rigidly connected by an intermediate spacer to the flange of the drive motor.
Ниже приводится описание данного технического решения специализированного насоса для системы шариковой очистки трубок конденсаторов. Below is a description of this technical solution of a specialized pump for a ball cleaning system for condenser tubes.
На фиг. 1 дан общий вид предложенного насоса с примером его агрегатирования с приводным двигателем. На фиг. 2 - рабочее колесо, вид по оси на лопастную систему со стороны входного патрубка. На фиг. 3 - сечение колеса по фиг. 2, плоскостью, перпендикулярной оси его вала. На фиг. 4 - пример выполнения колеса с лопатками переменной толщины. In FIG. 1 shows a General view of the proposed pump with an example of its aggregation with a drive motor. In FIG. 2 - impeller, axial view of the blade system from the inlet pipe. In FIG. 3 is a sectional view of the wheel of FIG. 2, by a plane perpendicular to the axis of its shaft. In FIG. 4 - an example of the execution of the wheel with blades of variable thickness.
Центробежный насос шариковой очистки содержит открытое рабочее колесо 1 (см. фиг. 1), вал 2 которого связан с валом приводного двигателя 3. Рабочее колесо расположено в корпусе с выходным спиральным отводом 4. The centrifugal ball cleaning pump contains an open impeller 1 (see Fig. 1), the shaft 2 of which is connected to the shaft of the drive motor 3. The impeller is located in the housing with an output spiral outlet 4.
Рабочее колесо 1 выполнено в виде конусного диска 5 с центральным углом α, лежащим в диапазоне 70-120o. На внешней поверхности выполнены 2-4 спиральные лопатки 6 с минимальной высотой h и расстоянием между передними кромками лопаток на входе колеса, превышающими диаметр Д шариков системы очистки на величину гарантированного зазора, например, δ = 2÷5мм.
Угол наклона передних кромок лопаток β1, (см. фиг. 2), выбирается из условия нулевого угла атаки для расчетного рабочего режима насоса по расходу и оборотам вала, а угол выхода средней линии рабочего канала на периферии диска 4 в пределах β2 = 12-24° при густоте лопастной системы 1,3-1,7, где под густотой лопастной системы принято отношение длины проекции верхней кромки лопатки на плоскость, перпендикулярную оси вала 2 - L, к шагу лопастной системы - Т, замеряемому в зоне расположения лопаток 6 на диске 5 по среднему диаметру усеченного конуса, проходящего по средним линиям тока рабочих межлопаточных каналов, т.е. расположенного от рабочей поверхности конусного диска на удалении h/2 по нормали к поверхности диска. Оптимальное число лопаток 6 в колесе - 2-4 штуки.The impeller 1 is made in the form of a
The angle of inclination of the leading edges of the blades β 1 , (see Fig. 2), is selected from the condition of zero angle of attack for the calculated operating mode of the pump in terms of flow and shaft speed, and the angle of exit of the midline of the working channel on the periphery of the disk 4 within β 2 = 12 -24 ° when the density of the blade system is 1.3-1.7, where under the density of the blade system, the ratio of the projection length of the upper edge of the blade to the plane perpendicular to the axis of the shaft 2 is L, to the pitch of the blade system is T, measured in the area of the
На фиг. 2, 3 показано рабочее колесо с тремя рабочими лопатками, а на фиг. 4 - рабочее колесо с двумя лопатками 6. Соотношение параметров L/T, α и β выбрано из условия обеспечения для ns=100÷150 при h = Д+δ диффузорности межлопаточного канала, не превышающей 4-10o, что обеспечивает как безкавитационное течение жидкости с шариками в рабочих каналах, так и относительно незначительные деформации шариков при натекании их на рабочее колесо - как на диск 5, так и на лопатки 6.In FIG. 2, 3, an impeller with three impellers is shown, and in FIG. 4 - the impeller with two
Для минимизации работы трения, а, следовательно и износа шариков, рабочие поверхности лопаток или все тело лопатки (при выполнении ее равнотолщинной) выполнены наклонными в направлении вращения колеса (см. фиг. 2 и 3). Такое выполнение обеспечивает при натекании шарика на рабочую поверхность диска 5 его незначительный по силе прижим к рабочей поверхности лопаток при движении шарика с жидкостью по рабочему каналу. При этом шарик отжимается от неподвижной поверхности корпуса 3, что исключает его износ от трения по этой поверхности, относительно которой абсолютные скорости движения шарика много больше относительных скоростей его движения в рабочем канале. В результате достигается дополнительное снижение износа шариков при протекании через рабочие органы насоса. To minimize the friction work, and, consequently, the wear of the balls, the working surfaces of the blades or the entire body of the blade (when it is equally thick) are made inclined in the direction of rotation of the wheel (see Fig. 2 and 3). This embodiment ensures that when the ball flows onto the working surface of the
Для улучшения гидродинамических характеристик насоса и дополнительного снижения износа шариков возможно уменьшение указанного (см. фиг.3) угла наклона γ лопаток по их длине от их входной кромки к выходу из колеса. Такое решение упрощает и конструкцию рабочего колеса, см. линию А - перехода лопатки 6 в диск 5 в ее корне (см. фиг. 2 и 4). To improve the hydrodynamic characteristics of the pump and further reduce the wear of the balls, it is possible to decrease the indicated (see Fig. 3) angle of inclination γ of the blades along their length from their inlet edge to the exit of the wheel. This solution also simplifies the design of the impeller, see line A - the transition of the
При выполнении насоса с двухлопаточным колесом, а также насосов на большие мощности для уменьшения габаритов рабочих органов может быть рациональным использование углов α, приближающихся к верхней границе в 120o, и лопаток 6 с толщиной, увеличивающейся по длине лопатки от ее входной кромки (см. фиг. 4). Рационально при этом лопатки со стороны их верхней части выполнять с замкнутым по периферии углублением 8. Такое выполнение более предпочтительно, чем выполнение углубления с внутренней стороны диска 5, поскольку при работе на загрязненной в результате очистки гидросистемы жидкости существенно уменьшается площадь поверхности взаимодействия верхней части лопаток с неподвижной поверхностью корпуса 4, ограничивающей сверху рабочие каналы колеса 1. В результате уменьшается возможность заклинивания колеса при малых гарантированных зазорах между корпусом 4 и верхними кромками лопаток колеса 1.When performing a pump with a double-vane wheel, as well as pumps at high power to reduce the dimensions of the working bodies, it may be rational to use angles α approaching the upper boundary of 120 ° and
Для снижения осевых усилий на колесе, а также для защиты уплотнения вала 2 от износа абразивными включениями, имеющимися в жидкости в процессе очистки трубок, центральная часть корпуса 4 со стороны вала 2 выполнена в виде выступающего конуса 11, заглубленного под конусный диск 5 рабочего колеса 1 и расположенного от диска с гарантированным зазором k (см. фиг. 1). To reduce axial forces on the wheel, as well as to protect the shaft seal 2 from wear by abrasive inclusions present in the liquid during the cleaning of the tubes, the central part of the housing 4 from the shaft 2 is made in the form of a protruding cone 11 buried under the
Такое выполнение дает дополнительный положительный эффект:
- за счет эжекционного эффекта струи, стекающей с диска 5, понижается давление в полости 12 и действующая на вал 2 осевая сила;
- за счет эффекта отсоса и действия центробежных сил в зазоре k обеспечивается сепарация твердых частиц и их практическое отсутствие в полости 12, несмотря на их большую концентрацию в перекачиваемой жидкости.This implementation gives an additional positive effect:
- due to the ejection effect of the jet flowing from the
- due to the effect of suction and the action of centrifugal forces in the gap k, separation of solid particles and their practical absence in the cavity 12 is ensured, despite their high concentration in the pumped liquid.
Компоновка описываемого насоса в агрегат, т.е. соединение его с двигателем, может быть как традиционным, посредством рамы и муфты, связующей валы насоса и двигателя, так и посредством приставка 13, связующего корпус 3 с фланцем 14 электродвигателя 3. При таком моноблочном выполнении насосного агрегата сокращаются его габариты и упрощается его эксплуатация и ремонт. The arrangement of the described pump in the unit, i.e. its connection with the engine can be either traditional, by means of a frame and a coupling connecting the pump and motor shafts, or by means of an attachment 13 connecting the housing 3 to the flange 14 of the electric motor 3. With this monoblock design of the pump unit, its dimensions are reduced and its operation is simplified and repairs.
В целом описанное техническое решение насоса обеспечивает надежную работу системы шариковой очистки конденсаторов, незначительный износ шариков при прохождении ими рабочих органов насоса, повышение надежности работы насоса за счет снижения осевых сил на рабочем колесе и за счет защиты уплотнения вала от абразивного износа, а при моноблочном исполнении насосного агрегата дополнительно снижаются габариты и улучшается восприятие относительно высокого веса насоса и усилий со стороны трубопроводов за счет крепления агрегата не на лапах электродвигателя, а на специальной опоре 15 проставка 13. In general, the described technical solution of the pump ensures reliable operation of the system of ball cleaning of capacitors, insignificant wear of the balls when they pass through the working parts of the pump, increasing the reliability of the pump by reducing axial forces on the impeller and protecting the shaft seal from abrasive wear, and when monoblock of the pump unit, the dimensions are further reduced and the perception of the relatively high weight of the pump and efforts from the pipelines improves due to the mounting of the unit not on its paws electric motor, and on a special support 15 spacer 13.
Claims (6)
Priority Applications (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2000102874A RU2182263C2 (en) | 2000-02-09 | 2000-02-09 | Centrifugal pump |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| RU2000102874A RU2182263C2 (en) | 2000-02-09 | 2000-02-09 | Centrifugal pump |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| RU2000102874A RU2000102874A (en) | 2001-12-10 |
| RU2182263C2 true RU2182263C2 (en) | 2002-05-10 |
Family
ID=20230284
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| RU2000102874A RU2182263C2 (en) | 2000-02-09 | 2000-02-09 | Centrifugal pump |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| RU (1) | RU2182263C2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU204253U1 (en) * | 2021-02-15 | 2021-05-17 | Общество С Ограниченной Ответственностью "Сзд Инжиниринг" (Ооо "Сзд Инжиниринг") | Ball cleaning pump |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| MD2246C2 (en) * | 2001-09-28 | 2004-02-29 | Сочиетатя Пе Акциунь "Молдовахидромаш" | Centrifugal pump blade branch |
-
2000
- 2000-02-09 RU RU2000102874A patent/RU2182263C2/en active
Non-Patent Citations (1)
| Title |
|---|
| АРИНУШКИН и др. Авиационные центробежные насосные агрегаты. - М.: Машиностроение, 1967, с.96, рис.2.46. * |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| RU204253U1 (en) * | 2021-02-15 | 2021-05-17 | Общество С Ограниченной Ответственностью "Сзд Инжиниринг" (Ооо "Сзд Инжиниринг") | Ball cleaning pump |
Similar Documents
| Publication | Publication Date | Title |
|---|---|---|
| US3221661A (en) | Low-suction head pumps | |
| US6517309B1 (en) | Pumping apparatus and methods | |
| CN109257934B (en) | Rotating part for a thick matter pump | |
| CN201265547Y (en) | Balancing type single-suction horizontal multiple-stage centrifugal pump | |
| RU2472039C1 (en) | Structural row of vertical electrically driven oil pumps | |
| US3809491A (en) | Centrifugal pump structure | |
| US4708584A (en) | Shrouded inducer pump | |
| US5549451A (en) | Impelling apparatus | |
| RU2182263C2 (en) | Centrifugal pump | |
| RU2735978C1 (en) | Stage of multistage vane pump | |
| CN111878452A (en) | Impeller assembly for multistage submersible pump | |
| CN104728124B (en) | Multi-stage centrifugal pump | |
| RU2305191C2 (en) | Rotary hydraulic machine | |
| RU2813399C1 (en) | Centrifugal pump | |
| RU219201U1 (en) | CENTRIFUGAL PUMP | |
| US6045326A (en) | Pump having combined centrifugal and axial flow | |
| KR19980012585U (en) | Centrifugal Pump Impeller | |
| CN114688077B (en) | Vortex pump impeller structure for improving clearance sealing effect of dynamic and static parts and vortex pump | |
| RU2776879C2 (en) | Impeller for sewage pump | |
| RU2239725C2 (en) | Centrifugal pump | |
| JP2940600B2 (en) | Self-propelled pump | |
| EP3810314B1 (en) | Centrifugal pump | |
| AU769473B2 (en) | Improved pumping apparatus and methods | |
| RU2205982C2 (en) | Working member of centrifugal pump | |
| RU2187713C1 (en) | Centrifugal pump |
Legal Events
| Date | Code | Title | Description |
|---|---|---|---|
| PC41 | Official registration of the transfer of exclusive right |
Effective date: 20190813 |