Bachelor Thesis 

Centrifugal Pumps                           

by Christian Allerstorfer 

 Supervised by 

Univ.‐Prof. Dipl.‐Ing. Dr.mont. Franz Kessler  

 

 Directory I 

Contents 

1)  Abstract ..................................................................................................................................................... 1 

2)  Abstract [German] .................................................................................................................................... 1 

3)  Introduction .............................................................................................................................................. 2 

4)  Definition .................................................................................................................................................. 5 

5)  The principal of centrifugal pumps ........................................................................................................... 5 

6)  Pump design .............................................................................................................................................. 6 

7)  Pump assembly ......................................................................................................................................... 8 

  Casing ............................................................................................................................................... 8 

  Impeller ............................................................................................................................................ 9 

  Shaft ................................................................................................................................................ 11 

  Bearings .......................................................................................................................................... 11 

  Sealing ............................................................................................................................................ 12 

8)  Pump parameters and selection ............................................................................................................. 13 

  Total dynamic head (TDH) .............................................................................................................. 13 

  Flow rate (Q) ................................................................................................................................... 13 

  Net positive suction head (NPSH) ................................................................................................... 13 

  Specific speed (ns) ........................................................................................................................... 14 

  Power and Efficiency (P, η) ............................................................................................................. 15 

  Pump characteristic curve .............................................................................................................. 16 

  Affinity laws .................................................................................................................................... 17 

  System characteristic curve ............................................................................................................ 19 

  Pump selection ............................................................................................................................... 20 

  Example 1 ....................................................................................................................................... 22 

  Example 2 ....................................................................................................................................... 28 

9)  Problems at centrifugal Pumps ............................................................................................................... 31 

  Cavitation ........................................................................................................................................ 31 

  Solids and slurry handling (abrasive medias) ................................................................................. 32 

  corrosion ......................................................................................................................................... 33 

10)  Comparison centrifugal pumps vs. Piston pumps ................................................................................... 33 

11)  Standards ................................................................................................................................................ 35 

12)  Conclusion ............................................................................................................................................... 35 

13)  References .............................................................................................................................................. 36 

 

 Directory II 

Table of Figures and Equations 

Figure 1 – Pump categories ..................................................................................................................................... 2 

Figure 3 – Mud Cleaning Unit (NGM Technologies) ................................................................................................ 3 

Figure 2 – Mud circulation rotary drilling ............................................................................................................... 3 

Figure 5 – Pump station, by Warren pumps in west china (left) and Trans Alaska Pump Station (right) ............... 4 

Figure 4 – Trans‐Alaska‐Pipeline topographic map ................................................................................................. 4 

Figure 6 – Principle of a centrifugal pump .............................................................................................................. 5 

Equation 1 – Bernoulli principle .............................................................................................................................. 6 

Figure 7 – Single and double suction pump ............................................................................................................ 6 

Figure 8 ‐ Multistage pump (Goulds pumps ‐ model 3600) .................................................................................... 7 

Figure 9 – Deep well pump (Goulds pumps ‐ model VIT‐FF) ................................................................................... 7 

Figure 10 – horizontal splitted casing of a double suction pump (lower part) ....................................................... 8 

Figure 11 – open impeller ....................................................................................................................................... 9 

Figure 12 ‐ loss compensation .............................................................................................................................. 10 

Figure 13 – enclosed impeller ............................................................................................................................... 10 

Figure 14 – pump’s crank shaft ............................................................................................................................. 11 

Figure 15 – bearing properties .............................................................................................................................. 11 

Figure 16 – mechanical single seal ........................................................................................................................ 12 

Equation 2 – total dynamic head .......................................................................................................................... 13 

Equation 3 – flow rate ........................................................................................................................................... 13 

Equation 4 ‐ NPSH ................................................................................................................................................. 14 

Equation 5 – specific speed ................................................................................................................................... 14 

Figure 17 – Impeller design over specific speed ................................................................................................... 14 

Equation 6 –power ................................................................................................................................................ 15 

Equation 7 ‐ efficiency ........................................................................................................................................... 15 

Figure 18 ‐ Pump characteristic sheet (Gould pumps – model 3196) ................................................................... 16 

Equation 8 – affinity laws (constant impeller diameter) ....................................................................................... 17 

Equation 9 – affinity law (constant rotation speed) ............................................................................................. 17 

Figure 19 ‐ approximate pump characteristic curve (Goulds pumps – model 3196 at different RPMs) ............... 18 

Figure 20 – Examples of hydraulic systems ........................................................................................................... 19 

Figure 21 ‐ System characteristic curves ............................................................................................................... 20 

Figure 22 – System & Pump Characteristic curve ................................................................................................. 21 

Figure 23 ‐ Borehole .............................................................................................................................................. 22 

Figure 24 – friction coefficient for OSTWALD fluids .............................................................................................. 23 

Figure 25 – pressure loss in manifold systems ...................................................................................................... 25 

Figure 26 – Pump selection software, criteria definition ...................................................................................... 26 

 

   Directory III

Figure 27 – example of results provided by goulds pumps pums selection tool .................................................. 26 

Figure 28 ‐ Hydrocyclone, working principle ......................................................................................................... 28 

Figure 29 – recommended manifold system ........................................................................................................ 28 

Figure 31 – regions of impeller cavitation ............................................................................................................. 31 

Figure 30 – bubble collapse .................................................................................................................................. 31 

Figure 32 – typical impeller wear due to cavitation .............................................................................................. 32 

Figure 33 – piston pump ....................................................................................................................................... 33 

 

 1 

1) Abstract 

Aim of this thesis  is to give an overview on centrifugal pumps  in general and especially  in applications within the petroleum  industry. There  is a wide  range of pumps available but as  the  radial pump  is by  far  the most prolific member of the pump family so this paper will concentrate on them. It will first explain the principal of centrifugal pumps;  its  types of construction, which bandwidth of pressures and  flow  rates are available and how  to  choose  the  right pump  for  a  specific  application. Also  some  comparison with  another big  family of pumps,  the piston pumps,  is made. Later chapters deal with  typical problems when using centrifugal pumps such as cavitations and corrosion.  Note that this is my first bachelor thesis during my studies of Petroleum Engineering. It is meant as a literature research to scientifically handle a specific topic and to define the state of the art. All sources are listed at the end of the document in the chapter references. 

2) Abstract [German] 

Ziel  dieser  Arbeit  ist  es  einen  Überblick  über  Zentrifugalpumpen  im  allgemeinem  und  besonders  in Anwendungen  der  Erdölindustrie  zu  vermitteln.  Für  industriele  Anwendungen  sind  heutzutage  viele verschiedene  Pumpentypen  verfügbar,  aufgrund  der  weiten  Verbreitung  von  Zentrifugalpumpen  wird  sich diese Abhandlung auf diese konzentrieren. Zuerst wird auf Aufbau, Prinzip und Konstruktionsvarianten ebenso wie auf verfügbare Bandbreiten  in Druck und Durchfluss  sowie Pumpenwahl eingegangen. Weiteres werden Zentrifugalpumpen  den  Kolbenpumpen  gegenübergestellt.  Spätere  Kapitel  behandeln  typische  Probleme welche beim Betrieb dieser Pumpen auftreten wie Kavitation und Korrosion. Man beachte das dies die erste Bakkalaureatsarbeit während meines Petroleum Engineering Studiums  ist. Es wird  als  Literaturrecherche  verstanden  und  dient  dazu  sich  mit  dem  wissenschaftlich  bearbeiten  eines vorgegebenen  Themas  zu  befassen.  Alle  Quellen  sind  am  Ende  des  Dokuments  im  Kapitel  “References” angeführt.    

 

 2 

3) Introduction 

A pump  is a machinery or device  for  raising,  compressing or  transferring  fluid. A  fluid  can be gasses or any liquid. Pumps are one of the most often sold and used mechanical devices and can be found  in almost every industry. Due  to  this  there  is  a wide  range of different pumps  available.  In  general,  the  family of pumps  is separated into positive displacement and kinetic pumps. A subcategory of kinetic pumps are centrifugal pumps which are again separated into radial pumps, mixed flow pumps and axial pumps. But even at the axial end of the  spectrum  there  is  still  a part of  the  energy  coming  from  centrifugal  force unless most of  the energy  is generated by vane action. On the other hand side in radial pumps almost all the energy comes from centrifugal force but there is still a part coming from vane action. There are also several pumps combining both principles placed  somewhere  in  between  the  two  extremes  in  the  centrifugal  pump  spectrum  known  as mixed  flow impellers. Characteristic  for  radial pumps are  low  specific  speeds. As  shown  in  the diagram below  there are many options in pump design, which will be discussed in detail in later chapters.  

 Figure 1 – Pump categories 

   

 

 3 

Figure 2 – Mud circulation rotary drilling1

Within  the  petroleum  industry  pumps  are  necessary  to  process  fluids  especially  hydrocarbons.  Another important application within the petroleum industry is in the mud  circuit  on  a  drilling  rig.  On  drilling  rigs,  mud  which consists mainly of water and bentonite as well as of several different  additives  depending  on  many  different  factors  is used. The heart of the mud circuit is the mud pump which is in general a high pressure piston pump. It provides the major part of head to overcome the systems resistance. The mud is pumped through a piping system to the derrick and through the standpipe to a certain high. Now  through  the kelly hose via the gooseneck  into the upper kelly cock. It flows through the kelly and  the  lower kelly  cock  into  the drill  string down the borehole. At  its end,  the mud  leaves  the drilling  collars through the drilling bit. The mud pressure  is  increased by  its nozzles and released into the borehole (fig.21). The mud cools the bit and collects the cuttings to transport them up to the surface where the mud is cleaned. It leaves the borehole and is  forced  through  the  BOP  Stack  and  the  chock  manifold system. Now bigger cuttings are removed  in the shall shaker and the mud is collected in the settling pit. It is now pumped though a degasser  to  remove any gasses collected  from  the borehole  to  avoid  explosions.  After  degassing,  the  sand  is removed in a desander and the mud is processed to the mud cleaner.  It  consist  of  several  desilters.  Here  small  cuttings even smaller than 74µm, are removed. Desander and desilter are  so  called  hydrocyclones  of  different  sizes,  commonly charged by centrifugal pumps. At  the end of  the mud conditioning circuit, a centrifuge  is  located  to  remove anything  left. The mud  is now stored  in  tanks and kept  in motion by nozzles or agitators. Finally  the mud  is sucked through the hopper to the mud pump by another centrifugal pump. To sum up, centrifugal pumps can be found on several  locations within the mud circuit of a drilling rig  like to charging degasser, desander, mud cleaner as well as the mud pump. On rigs centrifugal pumps can also be found as fuel or cooling water pumps for e.g. diesel engines 

 Figure 3 – Mud Cleaning Unit (NGM Technologies)2 

                                                                 1 www.q8geologist.com (modified) 2 Neftegazmash‐Technologies (modified) 

 

 4 

Other  typical applications  for  centrifugal pumps are pipeline applications. Pipelines are used  for economical transport of hydrocarbons  like oil and gas over  long distances. At the beginning of a pipeline system,  in most cases huge  storage  tanks  can be  found  to  ensure  a  continuous  flow  through  the pipeline.  The oil  is  forced through  the pipe by a  few powerful  centrifugal pumps  in  serial.  On  its  long  way,  pumping stations are required to overcome the resistance and  heights.  These  pumping  stations  are distributed  over  the  whole  length  of  the pipeline,  but  can  be  found  especially  before mountains.  As  an  example,  the  1280km  long Trans‐Alaska  pipeline  has  11  pumping  stations with 4 pumps each. Usually only 7 stations are in operation  and  provide  the  head  to  overcome height differences  and  the  fluid  – pipe  friction. The other 4 pump  stations are on  standby and are  activated  if  necessary  to  ensure  sufficient head at peak loads. The pipeline has a maximum capacity  of  around  330.000m³  per  day.  So  it  is obviously that pipelines are a perfect application of  high  capacity  pumps  like  centrifugal  pumps. There are also several valves to control the flow or to shut  in the pipeline  in case of an accident along it. On the map (fig.41) it can be easily seen that  the  pump  stations  are  not  distributed regularly over  the pipeline’s  length. At  the end of a pipeline, usually a distributing station like a major harbour or refineries can be  found.  In case of  the Trans‐Alaska Pipeline,  it  is  the harbour  in Valdez  to distribute the oil from the Prudhoe Bay Oil Field to up to four tankers simultaneously. 

 Figure 5 – Pump station, by Warren pumps in west china (left) and Trans Alaska Pump Station (right)2 

These are just examples for the wide range of applications of centrifugal pumps within the petroleum industry. Also important are applications within the hydrocarbon processing industry and on offshore rigs or distributing stations at harbours.    

                                                                 1 www.Nationalatlas.gov (modified) 2 Warren Pumps (left), Howard C. Anderson (right) 

Figure 4 – Trans‐Alaska‐Pipeline topographic map1

 

 5 

4) Definition 

Symbol  Unit  Definition  Symbol  Unit  Definition 

D  m  Impeller diameter  ρ kg/m³ density 

z  m  height (pos. upwards from PCL) η ‐ efficiency 

ps  bar  pressure suction flange Q m³/s flow rate 

p  d bar  pressure discharge flange pv bar vaporize pressure 

p  e bar  pressure environment (1bar) P W electric power 

g  m/s²  acceleration of gravity (9,81m/s²) NPSHA m NPSH ‐ available 

v  m/s  velocity  NPSHR m NPSH ‐ required 

n  1/min  rotation per minute  H m Head

Shortcut  Description

TDH  total dynamic head 

N  PSH net positive suction head

BEP  best efficiency point 

PCL  pump centre line 

index: 1,2  suction side, discharge side

5) The principal of centrifugal pumps 

A centrifugal pump is a rotodynamic pump that uses a rotating impeller to increase the pressure of a fluid. The fluid enters  the pump near  the  rotating axis, streaming  into  the  rotating  impeller. The  impeller consists of a rotating disc with  several  vanes attached. The  vanes normally  slope backwards, away  from  the direction of rotation. When the fluid enters the impeller at a certain velocity due to the suction system, it is captured by the rotating  impeller  vanes.  The  fluid  is  accelerated by pulse  transmission while  following  the  curvature of  the impeller vanes from the impeller centre (eye) outwards. It reaches its maximum velocity at the impeller’s outer diameter and leaves the impeller into a diffuser or volute chamber (fig.6). 

 Figure 6 – Principle of a centrifugal pump1 

   

                                                                 1 ITT – Goulds Pumps (modified) 

 

 6 

So the centrifugal force assists accelerating the fluid particles because the radius at which the particles enter is smaller than the radius at which the individual particles leave the impeller. Now the fluid’s energy is converted into  static  pressure,  assisted  by  the  shape  of  the  diffuser  or  volute  chamber.  The  process  of  energy conversation in fluids mechanics follows the Bernoulli principle (eqn.1) which states that the sum of all forms of energy along a streamline is the same on two points of the path. The total head energy in a pump system is the sum of potential head energy, static pressure head energy and velocity head energy.  

2 21 1 2

1 22 2v p v pz z 2

g g g gρ ρ+ + = + +

⋅ ⋅ ⋅ ⋅  Equation 1 – Bernoulli principle 

As a centrifugal pump increases the velocity of the fluid, it is essentially a velocity machine. After the fluid has left the impeller, it flows at a higher velocity from a small area into a region of increasing area. So the velocity is decreasing  and  so  the  pressure  increases  as  described  by  Bernoulli’s  principle.  This  results  in  an  increased pressure at the discharge side of the pump. As fluid is displaced at the discharge side of the pump, more fluid is sucked in to replace it at the suction side, causing flow. 

6) Pump design 

Back  in 1475,  the  Italian Renaissance engineer Francesco di Giorgio Martini describes a water or mud  lifting machine in one of his treatises that can be characterised as the first prototype of a centrifugal pump. The first true centrifugal pump was invented by the French physician Denis Papin in 1689, when he was experimenting with straight vane  impellers. British  inventor  John Appold  introduced  the  first curved vane  impeller  in 1851. Nowadays only  curved  impellers  are used  in 3 different  types. There  are pumps with open,  semi‐open  and enclosed  impellers.  Open  impellers  only  consist  of  blades  attached  to  its  eye  as  semi‐open  ones  are constructed with a disc attached to one side of the vanes. Enclosed impellers have discs attached to both sides of the vanes. Impellers are also classified based on the number of points where the fluid can enter the pump. There are single suction, which allow the fluid to enter its centre from only one side, as well as double suction impellers which can be entered by fluid from both sides simultaneously. These types of construction are also known as overhung impeller pumps and impeller between bearings pumps. 

 Figure 7 – Single and double suction pump1 

   

                                                                 1 ITT – Goulds Pumps 

 

 7 

Another option in centrifugal pump design is single stage and multistage design (fig.9). Single stage pump is the standard centrifugal pump design, equipped with only a single  impeller. Multistage pumps on the other hand consist of two or more impellers fitted to the same shaft in a single casing. Multistage pumps work like two or more pumps operating in serial. Therefore multistage pumps are most suitable in low flow rate and high TDH applications.  

 Figure 8 ‐ Multistage pump (Goulds pumps ‐ model 3600)1 

 Centrifugal  pumps  can  also  be  separated  into  horizontal  pump design and vertical pump design (fig.8). Vertical centrifugal pumps are especially used as submerged or in well pumps. Another point when talking about centrifugal pumps is priming. Every centrifugal pump has to be primed as it is not able to suck any fluid as long as the  impeller  is filled with air. This  is because air  is approximately 1000 times  lighter than for example water. So to suck water  into the pump to prime itself, for every meter it would have to be able to  produce  a  TDH  of  1000m.Due  to  the  fact  that  conventional centrifugal pumps are not able to produce a TDH in that order of magnitude, most centrifugal pumps have to be primed either with an extra device, for example a vacuum pump or a special design of the  pump  casing.  Due  to  the  wide  range  of  design  variations where most of them are combinable in many different ways there is  a  huge  range  of  centrifugal  pumps  available  beginning  with standard single suction, single stage, non self priming pumps up to double  suction  high  flow  rate,  multistage  pumps  for  high pressures or self priming pumps for special applications.   

                                                                 1 ITT – Goulds Pumps 

Figure 9 – Deep well pump (Goulds pumps ‐ model VIT‐FF)1 

 

 8 

7) Pump assembly 

In this chapter, the main parts, a centrifugal pump consist of are discussed. These are the casing, the impeller, shaft, bearings and seals. 

Casing The pump’s casing (fig.91) houses the hole assembly and protects  is from harm as well as forces the fluid  to  discharge  from  the  pump  and  convert  velocity  into  pressure.  The  casings  design  does  not influence TDH but  is  important to reduce friction  losses.  It supports the shaft bearings and takes the centrifugal forces of the rotating impeller and axial loads caused by pressure thrust imbalance. Most of all centrifugal pumps are of simple spiral casing and are not equipped with a guide vane aperture. Even if  this would  increase efficiency due  to  the  simplicity of  spiral casings,  this  is  the  preferred  type  of  construction.  Only extraordinary big or multistage pumps do have guide vanes. The spiral  pump  casing  has  to  be  carefully  designed  to  avoid turbulences  resulting  in a decrease  in efficiency. The  shape of the  casing  is  defined  by  several  factors;  these  are  profiles angles, diameter  and width.  The whole  amount of  fluid  flows through  the  discharge  cross  section,  the  amount  of  fluid  is decreasing when  going backwards  in  the  spiral,  from point of view  of  flow  direction.  Therefore  the  area  of  the  profiles  is decreasing continuously as well, to fit the flow rate in the specific point of the pump casing. The result is a spiral shaped casing. The optimum properties of the spiral were found in experiments and expressed in formulas and diagrams. The  fluid  velocity  is  not  constantly  distributed  over  a  certain  profile  section. Modern  Pumps  are designed for a constant pressure and constant mean velocity in every profile section at the BEP. Apart from the BEP, the radial forces are out of balance resulting in a total radial force different to zero. This is  important because the radial force bends the pump’s shaft and results  in higher wear at seals and could lead to shaft fatigue. To reduce most radial forces the pump casing can be designed as a double spiral casing. In this case the flow is spitted into two parts. Due to symmetry reasons almost all radial forces chancel each other out. Another important part of the pump’s casing are elbows in multistage pumps to deflect the flow from the previous stages discharge side to the suction side of the following. If a multistage pump  is equipped with guide vanes, no elbows are necessary. As already mentioned, guide vane construction is only common at big or horizontal multistage pumps. Guide vanes work as a diffuser  and  convert  the  increased  fluid  velocity  into  pressure.  It  consists  of  extending  channels arranged around the impeller. To ensure adequate pump life time, the pump’s casing material should be selected carefully. Standard pump casings are made of cast iron but due to the fact that cast iron is not  that  resistant  against  cavitation, many  pumps  are  coated  or made  from more wear  resistant materials.  Due  to  vibrations  the  casing  should  have  good  damping  properties.  Pump  casings  are splitted either axial or radial to allow assembling and maintenance.  

   

                                                                 1 www.rumfordgroup.com 

Figure 10 – horizontal splitted casing of a double suction pump (lower 

part)1 

 

 9 

Impeller The impeller is the essential part of a centrifugal pump. The performance of the pump depends on the impeller diameters and design. The pump’s TDH is basically defined by the impeller’s inner and outer diameter and the pump’s capacity is defined by the width of the impeller vanes. In general, there are three possible types of impellers, open, enclosed and semi open impellers, each suitable for a specific application. Standard  impellers are made of  cast  iron or  carbon  steel, while  impeller  for aggressive fluids and slurries require high end materials to ensure a long pump life. 

o Open impeller Open  impellers  (fig.91)  are  the  simplest  type  of impellers. They consist of blades attached to the hub. This  type of  impeller  is  lighter  than  any of  the other type at the same diameter. Weight reduction  leads to less force applied to the shaft and allows smaller shaft diameters.  These  results  in  lower  costs  compared  to equivalent  shrouded  impellers.  Typically,  open impellers operate at higher efficiency because there is no friction between the shrouds and the pump casing. On  the  other  hand  side,  open  impellers  have  to  be 

carefully positioned in the casing. The gap between the impeller and the surrounding casing should be as small as possible to maximise efficiency. As the impeller wears the clearance between the impeller and the front and back walls open up, what leads to a dramatic drop in efficiency. A big problem when using a pump with an open  impeller are abrasives. Due  to  the minimized clearance between blades and  casing,  high  velocity  fluids  in  close  proximity  to  the  stationary  casing  establish  vortices  that increase wear dramatically. 

o Semi­open impeller Semi‐open impellers can be seen as a compromise between open and enclosed impellers. A semi‐open impeller  is  constructed with only one  shroud, usually  located at  the back of  the  impeller.  It usually operates at a higher efficiency than an equivalent enclosed one due to reduced disc friction as there is only one shroud. A big advantage of semi‐open impellers compared to open ones is that the impellers axial position can be adjusted to compensate  for wear. A problem  is that the entire backside of the impellers shroud  is under full  impeller discharge pressure as the front side  is under suction pressure increasing along the impeller radius due to centrifugal force. The differential between these pressures causes an axial thrust imbalance. Manufactures try to reduce this effect by applying vanes to the back side of the impeller. But the efficiency of these so called “pump out vanes” decreases if the impeller is moved  forward to compensate  for wears. A better option to compensate the  loss of efficiency  is an adjustable wear plate, so that clearance adjustments can be made. Semi‐open impellers are also easily to manufacture as all sides of the impeller are easy accessible for manufacturing processes as well as for  applying  surface  hardening  treatments.  In  combination  with  wear  compensation  applications, semi‐open  impellers  can be used  for  intermediate  abrasive  fluids. Another  advantage  if using  semi closed impellers in combination with an adjustable wear plate compared to an open impeller equipped with the same wear compensation system is vane support. This prevents the vanes from collapsing or deformation when using  it with  fluids contaminated by  solids. This  justifies  the application of  semi‐open impellers even thought it seems logically to use an open impeller due to its reduced weight.    

                                                                 1 Hwww.mcnallyinstitute.com (left), ITT – Goulds Pumps (right) 

Figure 11 – open impeller1

 

 10 

o Enclosed impeller Enclosed  impellers  (fig.121)  consist  of  blades  covered by a  front and back  shroud. The  fluid  steams  through the  impeller  without  interacting  with  the  stationary pump casing.  In a well designed enclosed  impeller, the relative  velocity  between  the  fluid  and  the  impeller walls  at  any  given  radius  is  rather  small.  The  disc friction of the shrouds rotating in close proximity to the pump  casing  causes  a  lower  efficiency  as  comparable semi‐open or open  impellers. A problem when dealing with enclosed impellers is leakage between the impeller 

shrouds and the pump casing back to the suction side of the pump. There are two common ways for controlling  leakage  in  enclosed  impeller  pumps  (fig.132). One  are wear rings in combination with impeller balance holes. But the tight clearance between the rotating and the stationary wear ring causes high  fluid  velocities  and  therefore  a  high  wear  rate.  Wear  ring lifespan  is unacceptable  short  in an abrasive environment.  If wear rings reach the end of their intended lifespan, it has to be replaced because  if  it  is not  the high velocity  zone can  shift  from  the wear ring  into  the  impeller  thrust  balance  holes.  This  could  cause significant damage  to  the  impeller and may  result  in an expensive repair or replacement of the impeller. So this is only an option when dealing  with moderate  abrasive  fluids  with  light  solids  only.  The other possibility to control wear and axial thrust balance are pump‐out vanes. These pump‐out vanes cause much lower local velocities spread  over  a  bigger  area  resulting  in  lower  wear.  It  is  not uncommon,  that  pump‐out  vane  lifespan  equals  or  exceeds  the main impeller’s lifespan. The major disadvantage of pump out vanes is their power consumption what leads to a lower efficiency. Overall pump‐out vanes provide a good pump characteristic when dealing with abrasive solids. Another problem when operating an enclosed impeller in combination with fluids contaminated by large solids like rocks  is that  it may happen that a piece of solid gets caught  in the impeller  eye  outlet.  This may  cause  a mechanical  or  hydraulically imbalance and has the potential to damage the pump. In an open or semi‐open  impeller  this  rock  would  be  broken  by  the  grinding between the rotating impeller and the stationary casing. To remove the blockage disassembling of the pump would be necessary. 

   

                                                                 1 http://knowledgepublications.com (left), www.engineersedge.com (right) 2 Lawrence Pumps Inc., RunTimes jan.05 issue (modified) 

Figure 13 – enclosed impeller1

Figure 12 ‐ loss compensation2

 

 11 

Shaft The shaft  is the connection between  impeller and drive unit which  is  in most cases an electric motor but can also be a gas  turbine.  It  is mainly charged by a  radial  force caused by unbalanced pressure forces in the spiral casing and an axial force due to the pressure difference between front and backside of  the  impeller. Most  common pump  shafts  are made of  carbon  steel. There  are  several  cranks  to support the bearings and seals. A high surface quality and small clearances are required. Especially in the areas of the bearing’s, clearance and surface quality is important to ensure right positioning of the shaft in the casing and therefore close positioning clearances of the impeller. At the area of the seals, particularly the surface quality  is  important to ensure an adequate seal  lifespan.  In shaft design  it  is also important to avoid small radiuses at cranks to minimize stress in these areas which are susceptible for fatigue.  

 Figure 14 – pump’s crank shaft1 

Bearings The  bearings  keep  the  shaft  in  place  to  ensure  radial  and axial clearance. Some approximate bearing properties can be seen in fig.142. The bearings lead radial and axial forces from the  impeller  into  the  casing.  In  double  suction  pumps bearings are located at both sides of the impeller as at single suction pumps all bearings are  located behind the  impeller. In  horizontal  process  pumps,  usually  oil  bath  lubricated bearings are used. Medium and heavy duty process pumps are used in refineries, where highest reliability is required. In these  pumps  axial  loads  are  supported  by  universal  single row  angular  contact  ball  bearings.  In  heavy  duty  process pumps,  also  matched  taper  roller  bearings  with  steep contact  angles,  arranged  face  to  face  or  back  to  back  are used to support combinations of high radial and axial  loads. In very high duty  service and  slurry pumps,  spherical  roller bearings  can  be  used  to  support  very  high  radial  loads.  A spherical  thrust bearing  is used  to  support axial  loads.  It  is usually  spring  preloaded  to  ensure  that  sufficient  load  is applied  during  start  up  or  pump  shutdown.  At  vertical pumps,  the  thrust  bearing  can  be  a  ball  bearing  with  a spherical outer  ring  raceway, with  the  centre of  the  radius located  on  the  bearing  axis,  providing  a  self‐alignment 

                                                                 1 ITT – Goulds pumps (modified) 2 Pump User’s Handbook (by Heinz P. Bloch, Allan R. Budris) 

Figure 15 – bearing properties2

 

 12 

capability. It is equipped with a 45° contact angle that enables the bearing to support large axial loads and moderate radial loads. If the pump is operated at its BEP, the bearing will only have to carry the rotating  assemblies’  weight,  the  stress  due  to  interference  fit  of  the  shaft  and  in  some  cases manufacturer dependent preloads. Unfortunately, many bearings are overloaded because of wrong interference  fit,  shaft bend,  solids, unbalanced  rotating elements,  vibrations, axial  thrust and many more. This leads to increased stress and temperature and therefore to a decrease in lifespan. It is also important for the bearing’s lifespan to protect it from fluid by adequate seals. 

Sealing To protect the bearings against fluid and prevent leakage, there are several seals fitted into the casing. Nowadays, rotary pumps are equipped with mechanical seals  (fig.141). A mechanical seal consists of primary and secondary sealing. In most cases the primary part, which is fitted to the casing, is made of a hard material like silicon carbide or tungsten carbide. The other, the rotating part of the primary seal is made of a soft material like carbon. Both parts are pressed against each other by e.g. a spring. The secondary sealings are not rotating relative to each other and provide a fluid barrier. Mechanical seals can be separated into pusher/non‐pusher seals, seal driving/spring compression, balanced/unbalanced and  inside/outside  mounting. Pusher seals will have a tendency to “hang  up”  when  handling  fluids which  crystallize  because  the secondary  seal member  is not able to  accommodate  for  travel. Whether  applying  a  balanced  or unbalanced  seal  will  effect  seal performance. Unbalanced seals see a high pressure at the impeller side and  therefore have a  reduced  fluid film  between  the  seal  faces.  This leads  to  overheating,  rapid  face wear  and  seal  fatigue  at  early stages.  To  simplify  maintenance many  seals  are  available  in cartridges  which  are  pre‐packed seal assemblies. To avoid any  leakage when handling hazard  fluids, double or  tandem  seals  can be applied.  In  these seals, a secondary so called containment seal  is placed after  the primary one. The space  in  between  is  filled with  a  natural  fluid  called  barrier  or  buffer  fluid.  These  seals  are  very common  in the petroleum  industry. The difference between a tandem and a double seal  is that  in a double seal the barrier fluid is pressurised. Due to this, in case of primary seal fatigue the pressurised barrier  fluid  streams  into  the  pumps  instead  of  the  hazard  fluid  into  the  atmosphere.  The  seal materials must fit the fluid to ensure accurate seal lifespan. The standards of modern mechanical seals are widely defined by API Standard 682 ‐ Shaft Sealing Systems for Centrifugal and Rotary Pumps.  

   

                                                                 1 US patent 2951719 

Figure 16 – mechanical single seal1 

 

 13 

8) Pump parameters and selection 

There are several parameters depending on impeller design, diameter, RPM etc., characterising a pump. In this chapter  the most  important  pump  parameters  will  be  discussed  as  well  as  an  example  showing  how  to calculate losses in a system and to select a pump. 

Total dynamic head (TDH) Head  in general  is used to define energy supplied to a  liquid by a pump and  is expressed  in units of length. In absence of any velocity it is equal to the height of a static column of fluid that is supported by a pressure in the point of datum. Total dynamic head (TDH) is the difference between total dynamic discharge  head  and  total  dynamic  suction  head  (eqn.2).  Total  dynamic  discharge  (suction)  head  is practically the pressure read from a gauge at the discharge (suction) flange converted to length units and corrected to the pump centre line plus the velocity head at the point of the gauge (eqn.2). These two values represent the total amount of energy of the fluid at the discharge and suction flange of the pump. Mathematically  it  is  the  sum of  static discharge  (suction) head and velocity at  the discharge (suction) flange minus total friction head in the discharge (suction) line. The difference of these values gives  you  the  THD which  represents  the  energy  added  to  the  fluid.  TDH  does  not  depend  on  the delivered fluids density. A higher density only increases the pressure and therefore the required power at a constant flow rate. 

d s2 2

2 1 2 12 1

TDH=h -h

(p -p ) (v -v )TDH=(z -z )+ +ρ×g 2×g

 

Equation 2 – total dynamic head 

Flow rate (Q) (Volumetric) Flow rate is the volume of fluid passing through the pump per unit of time. It is calculated as  area  times  fluid  velocity  (eqn.3).  It  depends  on  the  impeller  geometry  and  RPM.  Impellers  are optimised  for highest outlet velocities. Multiplied by the useable  impeller  inlet area you will get the flow  rate.  An  impeller  is  designed  for  a maximised  flow  rate  at  a  specific  speed  depending  on  its diameter. This is called the point of best efficiency.  

1 1 2Q=A v =A v2⋅ ⋅  

Equation 3 – flow rate 

Net positive suction head (NPSH) NPSH  is  defined  as  total  suction  head  above  the  suction  nozzle  and  corrected  to  datum,  less  the vapour pressure of the fluid converted  into  length units.  It analyses energy condition on the suction side of  the pump  to determine whether  the  liquid will vaporise at  the  lowest pressure point of  the pump. Vapour  pressure  is  a  characteristic  fluid  property  increasing with  increasing  temperature.  It indicates the pressure at which a fluid starts boiling, causing bubbles which move along the  impeller surface to an area of higher pressure were they collapse rapidly and cause significant harm to  it. By decreasing the pressure the temperature at which this happens also decreases. So  if the pressure  is low enough  it  is possible to see this effect even at surrounding temperature. This effect  is known as cavitations and should necessarily be avoided. It is obvious that in order to pump a fluid in an effective way we have to keep it liquid. Therefore NPSH required (NPSHR) is the total suction head required to prevent  the  fluid  from vaporising at  the  lowest pressure point of  the pump. NPSHR  is a  function of 

 

 14 

pump design as  the pressure at  the  impeller decreases by accelerating  the  fluid along  the  impeller. There  are  also  pressure  losses  due  to  shock  and  turbulences  as  the  fluid  strikes  the  impeller.  To overcome all these pressure drops in the pump and maintain the fluid above vapour pressure a certain positive suction head  is required. NPSHR varies with flow rate and speed within any particular pump. The available NPSH is a function of the system in which the pump operates. To avoid cavitations NPSHA must be bigger than NPSHR. In practise the NPSHA can be determined by a gauge on the suction flange of the pump and the following formula (eqn.4). It is also common to add a certain safety value to the NPSHR to make sure that there is enough suction head to prevent the fluid from vaporising. In practice a safety value of 0,5m has turned out to be reasonable. 

21

1 e v

A 1

A R

v ρp +p + -p2

NPSH = +Δzρ g

NPSH ³NPSH +0,5m

⎛ ⎞⋅⎜ ⎟⎝ ⎠

⋅ ,2

 

Equation 4 ‐ NPSH 

Specific speed (ns) Specific  speed  (eqn.5)  is  a  value  to  characterise  the  shape  of  a  impeller.  Low  specific  speed characterises a radial impeller and is increasing up to high specific speed at axial impellers. Impellers in between  are  known  as  Francis‐vane  and  mixed‐flow  impeller  (fig.11).  Specific  speed  is  only  of designing engineering significance used to predict pump characteristics.  

BEPs 3

4BEP

Qn =n

TDH⋅  

Equation 5 – specific speed 

 Figure 17 – Impeller design over specific speed1 

   

                                                                 1 www.lightmypump.com (modified) 

 

 15 

Power and Efficiency (P, η) The work performed by a pump  is a  function of THD,  flow  rate and  the specific gravity of  the  fluid. Pump  input  (P) or brake horse power  (bhp)  is  the actual power delivered  to  the pump shaft. Pump output (Phydr) or hydraulic horse power (whp) is the energy delivered to the fluid per time unit (eqn.6). Due to mechanical and hydraulic losses in the pump, Phydr is always smaller than P. Therefore efficiency is defined as Phydr divided by P (eqn.7). The impeller geometry is optimized to provide highest flow rate at a certain speed at a given diameter at its point of best efficiency (BEP). If operating a pump off its (BEP), losses due to increasing turbulences and recirculation will increase and reduce efficiency. These effects  are  caused  by  a mismatch  of  the  pump’s  design  flow  rate  and  the  actual  flow  rate.  The difference between inlet vane angle and approaching flow angle is increasing as moving away from the BEP as well as  losses between  impeller vane exit and the diffuser. Result of this  is an  increased flow between the impellers shrouds and the casing.  

hydrP =ρ g Q TDH⋅ ⋅ ⋅  

Equation 6 –power 

hydrP ρ g Q TDHη= =P P

⋅ ⋅ ⋅ 

Equation 7 ‐ efficiency 

   

 

 16 

Pump characteristic curve The  pump  characteristic  curve  shows  the  performance  of  a  pump.  It  usually  shows  TDH,  power, efficiency and NPSHR plotted over  flow  rate at a given RPM. There are absolute or dimensional and relative or non‐dimensional plots (fig.12). The difference is that a dimensional diagram shows absolute values, while a non‐dimensional plot shows the data in percent of their values at the pumps BEP. The first  line  in  the diagram  shows  the pumps THD plotted over  flow  rate. Characteristic  is  the  slightly decreasing THD at  increasing flow rate. The efficiency graph  is typically  increasing until  it reaches  its peak at  the pumps BEP and drops as  flow  rate  is  further  increasing. The bhp  line  is more or  less a straight  line  as  it  increases with  increasing  flow  rate.  It  is  also possible  to plot  these  functions  for several speeds at a given diameter or at different diameters for a given speed in one diagram. Result is a  set of pump  characteristic  curves  as provided by most manufactures.  In  these diagrams  you  can estimate  pump  behaviour  at  constant  speeds  and  a  range  of  impeller  diameters.  Constant  horse power, efficiency, and NPSHR lines are plotted over the various head curves. The pump characteristic curve shown in fig.12 is an example for the what information you can get out of such a diagram. In this example, we assume that we have this pump with an  impeller diameter of 7” operating at 3540RPM and a  flow  rate of 48m³/h. Therefore we can  read  from  the diagram  the pump’s current efficiency, head, required power as well as the NPSHR. In this case, our operating point is almost the pump’s BEP and we get THD of 60m, an efficiency of about 61%, required power of 13Hp and a NPSHR of 9ft. 

 Figure 18 ‐ Pump characteristic sheet (Gould pumps – model 3196)1 

   

                                                                 1 ITT – Goulds Pumps (modified) 

 

 17 

Affinity laws These  laws  express  relationships  between  several  variables  involved  in pump performance  such  as flow  rate,  impeller  diameter, head  and power.  There  are  two ways  to  express  these  relationships: either holding the impeller diameter (eqn.8) or the rotation speed (eqn.9) constant. Affinity laws apply to radial pumps as well as axial pumps.  

2 3

1 1 1 1 1 1

2 2 2 2 2 2

Q n TDH n P n= =Q n TDH n P n

⎛ ⎞ ⎛ ⎞⎜ ⎟ ⎜ ⎟⎝ ⎠ ⎝ ⎠

= 

Equation 8 – affinity laws (constant impeller diameter) 

 

2 3

1 1 1 1 1 1

2 2 2 2 2 2

Q D TDH D P D= =Q D TDH D P D

⎛ ⎞ ⎛ ⎞⎜ ⎟ ⎜ ⎟⎝ ⎠ ⎝ ⎠

= 

Equation 9 – affinity law (constant rotation speed) 

As an example, assume operating a pump at BEP at n1, we can calculate the BEP for any other n2 (or any other diameter).  The  efficiency  remains  almost  constant  at  speed  and  small  impeller diameter changes. At  first; we have  to determine  flow  rate, TDH and power  for  the pumps BEP at 3540RPM from the pump characteristic curve (fig.12). With this knowledge; it is possible to calculate the BEP for 4000RPM and plot a new pump characteristic curve. 

 

31 1

22 2

2

1 12

2 2

3

1 12

2 2

Q n m= Q =42,9Q n h

TDH n= TDH =76,6mTDH n

P n= P =18,75HpP n

→

⎛ ⎞→⎜ ⎟

⎝ ⎠

⎛ ⎞→⎜ ⎟

⎝ ⎠     

 

 18 

By performing  this calculation  for  several points; we get  the pump characteristic curve  for  the new speed (fig.13). 

 Figure 19 ‐ approximate pump characteristic curve (Goulds pumps – model 3196 at different RPMs) 

This  shows  that with  a  change  in  speed  or  in  impeller  diameter;  the  pumps  characteristic  can  be optimized to fit the system it is operated in.   

 

 19 

System characteristic curve A system characteristic curve represents the behaviour of the system in which the pump is operated. It defines the point on the pump characteristic curve on which the pump operates. Plotting the system and pump characteristic curve in the same diagram, the point of intersection is the operation point of the pump, operated at a certain speed in a given system. It is also possible to predict the behaviour of the pump during a change either in system or pump properties.  

 Figure 20 – Examples of hydraulic systems1 

System A  is  a  typical  piping  system with  a  centrifugal  pump  to  deliver  fluid  to  a  higher  tank.  The difference in system B is that in this case almost all the piping is vertical. This is important because the main losses are caused by friction between the fluid and the pipe’s inner surface. Therefore, losses in system  B  are  smaller  than  in  system  A.  The  system  characteristic  curves  corresponding  to  the examples (fig 14) are shown below (fig.10). Due to this dependence of friction from velocity, the blue curve, representing system B,  is much  flatter than the characteristic curve of system A. The red  line shows the energy that is required (TDH) to pump the fluid from the lower to the upper tank which are both  under  ambient  pressure.  The  system  characteristic  curve  is  of  parabolic  shape  because  it  is plotted over  flow  rate and  friction  is  function of  squared velocity. So  if  flow  rate  is  increasing, also velocity  is  increasing  the  same way  and  losses  due  to  friction  increase.  Therefore, more  energy  is required to compensate losses and deliver fluid to the upper tank. Obviously, a throttled valve causes additional resistance and therefore additional losses resulting in more energy required to deliver fluid to the upper tank at the same flow rate or a lower flow rate at constant power. 

   

                                                                 1 Reinhütte Pumpen (modified) 

 

 20 

Pump selection First of all, and this is properly the most important part, we have to take a close look at the application of  the  pump.  There  should  be  as much  details  about  the  system  available  as  possible,  to  ensure choosing  the  right pump.  Important  selection parameters are  required TDH,  flow  rate, NPSHA,  fluid and flexibility of the system. It is also important to know the fluid. Parameters like pH‐value, viscosity, abrasives, fluid and surrounding temperature range as well as quantity, size and shape of solids. If we know that a centrifugal pump is the right pump for the application, we can go into detail searching for a potential pump model. Most manufactures provide a pump selection software, but  there are also various manufacturer‐independent  software  packages  available  (e.g. www.pump‐flo.com).  A  pump selection software gives you a choice of pumps, fitting the specification made at the beginning. Many detailed specifications can be made to characterise the application. Most pump selection software are quite powerful tools that also provide calculators for NPSHA and TDH determination. There are also a lot of administration tools like PDF or excel export and file management features implemented. But in general, to select a pump it is useful to plot the curve, characterising the system and the characteristic curve of a potential pump  into  the same diagram. The point of  intersection of  the  two head curves indicates the operation point of the pump  in the system.  It  is also possible to make predictions how the pump will behave when changing system parameters. Obviously, the operation point should be as close to the BEP as possible. A common rule when selecting a pump is to choose a pump with at least 25% more head available than required by the system. Another common practice is to choose at most the  second  largest  impeller diameter available  in a pump  series. This  is  reasonable  in  the case of a changing system or if there has been made a mistake during pump selection. So it is possible to change the impeller to the next larger size without changing the casing.  

Figure 21 ‐ System characteristic curves

 

 21 

Figure 22 – System & Pump Characteristic curve 

   

 

 22 

Example 1 In this example, the whole calculation for a selected application will be shown. Aim of the calculation is to calculate the required pump parameters and to select a matching pump as well as a proper drive unit. We assume the following equipment and hole (fig.181) properties: 

Down‐hole: 

part  type  dimension 

hole  depth 1100m

  Bit diameter 9 12 ” (0,2413m) 

  Nozzles 3 

tubing  diameter 10 34 ” (0,2731m) 

  length 820m

  wall thickness 10,16mm

drilling rod  Type 6  58 ” FH  

  wall thickness 8,38mm

  outer diameter 0,169m

drilling collar  outer diameter 8 12 ” (0,2159m) 

  inner diameter 2 78 ” (0,07m) 

  length 120m

Manifold: 

part  diameter [mm]  length [m] 

main pipe  100 35 

standpipe  100 14 

mud hose  75 17 

mud head  75 2 

Kelly  100 12 

Drilling fluid properties: 

property  value 

Type  OSTWALD‐fluid 

density  1250kg/m³ 

K­Factor  0,28Ns/m² 

fluid index n  0,64 

recommended speed  0,63m/s 

   

                                                                 1 Die Bohrspülung (by Gerd‐Ulrich Lotzwick) 

Figure 23 ‐ Borehole1 

 

 23 

First of all, it is required to calculate the flow rate, depending on the cross sections and recommended fluid speed. Therefore it is necessary to determine the cross sections one to three and to calculate the flow rate for the given speed by the in chapter 7 introduced formula. 

2 2o i

21

22 2

23

πA= (D -D )4

A =0,02775m

A =0,04341m V=A v

m³A =0,02924m V=98,478h

⋅

 

In practice, it is common to introduce a safety factor of 20% to the flow rate. 

m³V=118,17h  

Now  we  calculate  the  pressure  losses  for  all  parts  of  the  down‐hole  assembly  as  well  as  in  the manifold. 

Pressure losses inside the drilling rod: 

V m= =1,873A s

v 

By calculating the modified Reynolds number, it is possible to determine the friction coefficient from the diagram (fig.191) 

2-n n

m mv D ρRe = Re =5875

K 1+3n88 4n

λ=0,027

n⋅ ⋅

⎛ ⎞⎛ ⎞⋅⎜ ⎟⎜ ⎟⎝ ⎠⎝ ⎠→

 

2

                                                                

1

1

L vΔp =λ ρd 2

Δp =0,402MPa

⋅ ⋅

 

 

   

 1 Die Bohrspülung (by Gerd‐Ulrich Lotzwick) 

Figure 24 – friction coefficient for OSTWALD fluids1

 

 24 

Pressure losses inside the drilling collar: 

The pressure losses in the inside of the drilling collar are calculated by the same way as shown above.  

2Δp =1,201MPa 

Pressure losses between bore hole and drilling rod: 

When calculating fluid flow in an annular section, it is important to use the hydraulic diameter in the formula for the pressure loss and Reynolds number.  

hydr o i

M

D =D - D

Re =1910 

As  the  determined  Reynolds  number  is  smaller  than  the  critical  Reynolds  number  (3600), we  can assume laminar flow.  

M

3

Reλ= λ=0,03564

Δp =0,043MPa 

Pressure losses between tubing and drilling rod: 

After checking  the Reynolds number,  the calculation can be done either as shown above or  like  the first one but in both cases with the hydraulic diameter. 

4Δp =0,157MPa 

Pressure losses in the drilling bit: 

To effectively  support  the drilling process  the discharge  speed of  the drilling  fluid  from  the nozzles should not be below 105m/s. Therefore it is possible to calculate the maximum nozzles cross section area by the law of continuity.  

2Σnozzles discharge ΣnozzlesV=A v A =3,13cm⋅ →

 

To ensure enough fluid speed, a jet nozzle with a diameter of 7/16” (11,11mm) and a flow coefficient α of 0,95 would be suitable. 

dischargeΣnozzles

V mv 112,8A s

= = 

Now it is possible to calculate the pressure losses in the drilling bit. 

discharge5 52

v ρΔp = Δp =8,814MPa

2 α⋅

→⋅    

 

 25 

Pressure losses in the manifold system: 

The manifold system can be separated in to four main groups. In case of this example the type is given and it is possible to read the pressure loss at the earlier determine flow rate from the diagram below (fig.201). 

6Δp =0,25MPa 

The diagram is only suitable for a fluid density of 1000kg/m³  (water). So  if this diagram  is used to determine  the  pressure  loss  in  the  manifold system with the fluid in the example it has to be corrected by the density factor. 

drilling fluidF F

water

6 F 6

ρρ = ρ =1, 25

ρ

Δp =Δp×ρ Δp =0,31MPa

→

→ 

Total pressure losses: 

To select a pump, now all the pressure  losses are summed up and 10%  is added to ensure sufficient head.  

6

ii=1

(Δp )+10%=12,02MPa∑ 

So for this application a pump with a flow rate of about 120m³/h and a TDH of 1202m  is needed. By entering this  information  into the previous mentioned pump selection software we get a number of matching  pumps.  To  finally  decide  which  pump  fits  the  application  best  some  other  factors  like acquisition costs, maintaining costs, energy consumption and electricity or fuel prices must be taken in account.  

   

                                                                 1 Die Bohrspülung (by Gerd‐Ulrich Lotzwick) 

Figure 25 – pressure loss in manifold systems1

 

 26 

 Figure 26 – Pump selection software, criteria definition1 

 

 

Figure 27 – example of results provided by goulds pumps pums selection tool1 

A possible selection can be saved as pdf‐file or plotted directly as shown in the example on the next page.     

                                                                 1 ITT – Goulds Pumps 

 

 27 

 

   27

   

 

 28 

 In this case maybe a piston pump would be more suitable due to a higher efficiency at high pressures like a centrifugal pump. Problems with the selected pumps might be its operation far off it’s BEP and the fact that there is fairly no option to increase pressure or flow rat if necessary. Therefore centrifugal pumps are rarely found as mud pump. But as already mentioned they can be better used to suck the mud to a piston pump. In that application the needed TDH is much lower so this application matches the centrifugal pumps area of application, which is low TDH and high flow rate, much better. 

Example 2 Another possible application on a drilling rig would be  to charge a desander. A desander  is,  in most 

cases,  one  or more  hydrocyclones1.  The mud  enters  the hydrocyclone tangentially into the upper cylindrical section. The mud  is  forced  to move  downwards  into  the  conical segment.  Due  to  centrifugal  force  the  heavier  solids  are pressed against the outer wall. The inner phase of the mud can enter the inner cylindrical part at a certain point to flow upwards  and  discharge  at  the  top.  The  solids  leave  the desander at its lower end. So solids down to about 80‐70µm are removed. To ensure proper operation it is important to guarantee the required velocity at the inlet of the desander. It  mainly  depends  on  the  size  of  the  desander.  In  this example  the  pump  has  to  charge  a  tri‐flo model  1000‐2 desander unit with the properties shown below. It consists of 2x10“ hydrocyclones seperating solids down to 70µm. 

 

model 

Feed Rate 

recomanded 

operating 

pressure 

Length  

Width  

Height  

Weight  

Header 

Diameter 

Inside  

1000­2  1000 gpm  25 psi 48“ 80“ 38“ 760 lbs  8

 The  manifold  system  recomanded  by  the manufacturer  can  be  seen  in  fig.292. Over  all,  the desander is charged over a 6” (~150mm) pipe with a total  length of 117”  (~4m). Total hight difference  is about 2m. The properties of the mud can be seen in the table below. 

     

                                                                 1 http://glwww.mst.dk 2 Tri‐flo desander 2x10“ operating manual 

property  value 

Type  OSTWALD‐fluid

density  1250kg/m³

K­Factor  0,28Ns/m²

fluid index n  0,64 

Figure 28 ‐ Hydrocyclone, working principle1

Figure 29 – recommended manifold system2

 

 29 

First calculating the fluid speed from the required flow rate and the given cross section area. 

V m= =3,6A s

v  

By calculating the Reynolds number it is possible to determine the friction factor from the diagram. 

2-n n⋅ ⋅m m

v D ρRe = Re =14708K 1+3n88 4n

λ=0,015

n⎛ ⎞⎛ ⎞⋅⎜ ⎟⎜ ⎟⎝ ⎠⎝ ⎠

→

 

Now the pressure losses in the suction system can be calculated. 

2

Δp =0,172MPa (=25psi)

Δp = g h=0,25MPa

1

1

L vΔp =λ ρd 2

Δp =0,034MPa

⋅ ⋅ 

Also the required pressure at the desander inlet and the hight difference has to be taken in account. 

2  required pressure at hydracyclone inlet 

3 ρ ⋅ ⋅

3

 

The sum equals the required TDH. In this case 20% for safety reasons are added. 

ii=1

(Δp )+20%=0,842MPa∑  

So we are looking for a pump with a TDH of 84m and a flow rate of 230m³/h. A possible pump would be a Goulds Pumps – model 3700 with a 4x6‐9 impeller operated at 3560RPM. The pumps caracteristic curve is shown in the diagram below.  

 

 

 30 

   

 

 31 

9) Problems at centrifugal Pumps 

A major problem at centrifugal pumps  is,  like at all  fast moving parts  in a  fluid, cavitation. Other difficulties obtain solid handling, abrasives and corrosives as well as  leakage. Most errors during pump operation can be avoided by selecting a quality pump designed for the application and adequate maintenance. 

Cavitation Cavitation occurs when the static pressure in a fluid is lower than the fluids vapour pressure, mostly caused by high velocities. Due to  Bernoulli’s  law,  static  pressure  decreases  when  velocity  is increasing.  If  this  happens,  the  fluid  locally  starts  boiling  and forms gas bubbles which need more space than the  fluid would take. In a centrifugal pumps’s impeller, the bubbles are moving to an area of decreasing pressure.  If the pressure now exceeds the vapour  pressure,  the  gas  condensates  at  the  bubble’s  inner surface  and  so  collapse  rapidly.  This  implosion  of  gas  bubbles causes  high,  temporarily  pressure  fluctuations  of  up  to  a  few 1000bar. As  the  fluid  flows  from  higher  to  lower  pressure,  this flow  causes a  jet of  the  surrounding  fluid, which may hit  the  surface. These high energy micro‐jets cause high compressive stress weakening the material. Finally, crater‐shaped deformations and holes known  as  cavitation  pitting  (fig.231)  occur.  Other  reasons  for  cavitation  can  be  a  rise  of  fluid temperature,  a  low  pressure  at  the  suction  side  or  an  increase  of  delivery  height.  Cavitations  in centrifugal pumps mainly occur at  the  impeller  leading edges  (fig.24) but also at  the  impeller vane, wear rings and thrust balance holes. To avoid cavitation, it is important to deliver sufficient NPSH and to  keep  fluid  temperature  low.  High  fluid  temperatures  can  occur  if  the  pump  is  on  to  keep  the pressure up but no fluid is taken out 

 Figure 31 – regions of impeller cavitation2 

The harm of cavitation to the impeller and other parts of the pump is significant.     

                                                                 1 www.motorlexikon.de (modified) 2 www.cheresources.com (modified) 

Figure 30 – bubble collapse1

 

 32 

 

 Figure 32 – typical impeller wear due to cavitation1 

Solids and slurry handling (abrasive medias) When expecting  solids  in  the  fluid or dealing with  slurries,  it  is  important  to  select a pump  that  is designed for this application. On the other hand side, slurry pumps are much more expensive than a standard water pump, so the decision  is not that easy. As there  is a very wide range of slurries  it  is useful  to divide  them  into  three categories,  light, medium and heavy slurries as  shown  in  the  table below. 

 

property  light slurry  medium slurry  heavy slurry 

particle size  <200µm 0,2mm – 5mm >5mm

settling / non settling  non settling settling & non settling settling

specific gravity  <1,05 1,05 – 1,15 >1,15 

amount of solids  <5% 5% ‐ 20% 20% 

 To provide a pump that can be used with slurries, special design features must be made. Slurry pumps can be equipped with e.g. thicker wear sections, larger impellers, special material and semi‐volute or concentric casing. All  these  features extend pump  lifespan but also  cause disadvantages  like higher initial costs, higher weight or less efficiency. Slurry pumps can be separated into two main categories, rubber lined and hard metal pumps. At rubber lined pumps, the inner surface is covered by a layer of rubber,  to absorb  solid’s  impact energy. Rubber  lined pumps have a  limited application  range. This type of wear prevention is only suitable for light at least for medium slurries at low head applications. Also  the  fluid  temperature  should  not  exceed  150°C.  Rubber  lined  pumps  are  not  applicable  for hydrocarbon based  slurries. On  the other hand  side, hard metal pumps are  suitable  for high power applications used at even heavy slurries. Hard metal slurry pumps can also handle sharp, jagged solids even  at  fluid  temperatures  above  150°C.  Standard  hard  metal  slurry  pumps  can  be  designed  of hardened steel but for high corrosive fluids high alloyed steels are used. When selecting a hard metal pump  it  is  important  that  the  pump material  is  harder  than  the  solid  particles.  Cartable  ceramics provide  excellent  resist  to  erosion  but  limit  impeller  tip  velocity.  The  lifespan  of  a  pump  can  be increased by selecting the correct materials of construction. Another important factor when handling slurries  is speed. By decreasing the pumps RPM also the fluid speed  is decreasing and therefore the solid’s speed is decreasing too. This leads to lower impact energy and less wear. Experiments by pump manufacturers  have  shown  that  a  slurry  pump’s wear  rate  is  proportional  to  speed  raised  by  the 

                                                                 1 www.korros.de  

 

 33 

power  of  2,5.  Therefore,  by  decreasing  the  speed  of  a  slurry  pump  by  half,  this  will  lead  to approximately  6  times  lifespan.  For  this  reason most  slurry  pumps  are  operated  at  slowest  speed possible equipped with impeller large in diameter to increase pump lifespan. 

corrosion Corrosion  is breaking down of essential properties  in a material due  to chemical or electrochemical reactions with  its  surroundings. As  there  is a wide  range of pump applications within  the  chemical industry,  including  the  petroleum  industry,  handling  oil  and  gas  up  to  high  aggressive  acids  it  is important to provide pumps that can be operated under these difficult conditions. There are several types of corrosion and many factors it depends on, like fluid temperature, contained elements and pH‐value. Most common and dangerous corrosion in pumps is the so called uniform corrosion. This is the overall attack of a corrosive liquid on a metal. The chemical reactions between fluid and metal surface lead to uniform metal loss on the moistened surface, known as corrosive wear. To minimize corrosive wear it is important to select a resistant pump material.  

10) Comparison centrifugal pumps vs. Piston pumps 

Centrifugal and piston pumps base on two different physical principles to cause flow. While a centrifugal pump accelerates the fluid along impeller vanes,  a  piston  pump  causes  flow  by  the  principle  of  positive displacement. The pressure in a piston pump is directly increased by fluid displacement, due to a force applied on an enclosed fluid volume. At the first step, only the  inlet check valve  is open and the back moving piston sucks  fluid  from  the  suction  side. After  a  half  rotation of  the  cam,  the piston  reaches  the  back  dead  centre.  Now  the  piston  starts  moving forward and applies a force on the fluid. Therefore, the inlet check valve closes  and  the  outlet  check  valve  opens.  The  fluid  is  pressed  into  the piping at  the discharge  side. After  the piston  reaches  the  forward dead centre, fluid is sucked in again (fig.271). Obviously, a piston pump causes a  pulsating  flow,  what  is  the  first  major  difference.  To  reduce  these pulsations, piston pumps are mainly designed as duplex, triplex or multiplex pumps. Most applications require an  additional  pulsation  damper  to  reduce  pulsations  in  the  piping  system.  General  centrifugal  pumps  are unstable  at  low  flow  rates but are  a  good  choice  at medium up  to high  flow  rates. Piston pumps  could be manufactured for similar flow rates but would get extraordinary big and too expensive for most applications. Centrifugal pumps are most suitable for low to medium pressure application while piston pumps are generally used in high pressure service. Multistage centrifugal pumps can be designed for pressured up to 400bar but are most efficient at high flow rates. Piston pumps on the other hand are generally a better choice for applications exceeding 200bar at  low to medium flow rates. A piston pump  is continuously  increasing the pressure, while working  against  an  enclosed  fluid  volume.  Therefore,  a  relief  valve  is  needed  to  prevent  pump  and  piping system of overpressure. Centrifugal pumps cannot increase pressure upon the pumps typical shut‐off pressure on the pump characteristic curve. The shut‐off pressure is always lower than the pump’s design pressure and in a well designed application also lower than the piping systems maximum pressure. So when using a centrifugal pump, no relief valve is needed. An exception is to prevent the pump of damage due to temperature rise at low flow  rates  or  shut  down  the  pump  and  ensure  a minimum  flow  to  keep  it  stable.  As  a  centrifugal  pump operates on a various‐flow, various‐head curve, the flow rate increases if the discharge pressure is reduced. A piston  pump  always  delivers  a  constant  flow  rate  at  a  given  speed,  independent  of  discharge  pressure. 

                                                                 1 www.lcresources.com (modified) 

Figure 33 – piston pump1

 

 34 

Generally, centrifugal pumps, apart from special designs of some manufactures, are not self priming. So most applications  require an external priming  source.  In application where both, a  centrifugal pump as well as a piston pump, may be  suitable  another  factor  is  required  space  and  costs. A  centrifugal pump  is  in  general cheaper in acquisition and maintenance and requires less space than a comparable piston pump. On the other hand  side, a piston pump  requires  less power. Of  course  this  is only a general guideline. A pump operated outside of  its optimum operating parameters can turn this around by causing e.g. higher maintenance costs. Therefore a pump should be carefully selected to avoid extra costs. So it is important to know that centrifugal pumps are suitable for handling clear, non abrasive fluids up to abrasive fluids with a high amount of solids, but do not work well with high viscous fluids because efficiency would drop dramatically. There would also appear problems when handling fluids combined with gasses due to the required close clearances. Piston pumps also work well for clean, clear non abrasive fluids up to abrasive slurries. Due to the relatively  low fluid velocities, piston pumps are unsusceptible to erosions and wear.  

  Centrifugal pump  Piston pump 

optimum  flow  and  pressure application 

medium/high capacitylow/medium pressure 

low/medium capacity medium/high pressure 

maximum flow rate  50000m³/h + 3000m³/h + 

low flow capability  no  yes

maximum pressure  400bar+ 7000bar+

requires relief valve  no  yes

smooth or pulsating flow  smooth pulsating

self priming  no  yes

variable or constant flow  variable constant

space conditions  requires less space requires more space 

fluid handling  Suitable for a wide range including clean, clear, non‐abrasive  fluids to fluids  with  abrasive,  high‐solid content. 

Suitable  for  clean,  clear,  non‐abrasive  fluids.   Specially‐fitted pumps  suitable  for  abrasive‐slurry service. 

fluid viscosity  Not  suitable  for  high  viscosity fluids 

Suitable for high viscosity fluids

gases  Lower  tolerance  for  entrained gases 

Higher  tolerance  for  entrained gases 

costs  lower initiallower maintenance higher power 

higher initial higher maintenance lower power 

   

 

 35 

11) Standards1 

There  are  different  organisations  dealing  with  standardisation.  Also  some  standards  in  pump  design  are available. Standards of design and dimensional specifications are necessary to bring unity to centrifugal pumps. Standards are provided by organizations like 

• ISO ‐ International Standards Organizations 

• API ‐ American International Institute 

• ANSI ‐ American National Standards Institute 

• DIN ‐ Deutsches Institut für Normung 

• NPFA ‐ National Fire Protection Agency 

• BSi ‐ British Standards institute  Some commonly used centrifugal pumps standards  

ANSI/API 610‐1995 ‐ Centrifugal Pumps for General Refinery Service ‐ Covers the minimum requirements for 

centrifugal  pumps,  including  pumps  running  in  reverse  as  hydraulic  power  recovery  turbines,  for  use  in petroleum, heavy duty chemicals, and gas  industry services. The pump types covered by this standard can be broadly classified as overhung, between bearings, and vertically suspended.   DIN EN ISO 5199 ‐ Technical specifications for centrifugal pumps   ASME  B73.1‐2001  ‐  Specification  for Horizontal  End  Suction  Centrifugal  Pumps  for  Chemical  Process  ‐  This standard  covers  centrifugal pumps of horizontal,  end  suction  single  stage,  centreline discharge design.  This standard  includes  dimensional  interchange  ability  requirements  and  certain  design  features  to  facilitate installation  and maintenance.  It  is  the  intent of  this  standard  that pumps of  the  same  standard dimension designation from all sources of supply shall be interchangeable with respect to mounting dimensions, size and location of suction and discharge nozzles, input shafts, base plates, and foundation bolt holes  ASME B73.2‐2003 ‐ Specifications for Vertical In‐Line Centrifugal Pumps for Chemical Process   BS 5257:1975 ‐ Specification for horizontal end‐suction centrifugal pumps (16 bar) ‐ Principal dimensions and nominal duty point. Dimensions for seal cavities and base plate installations.  

12) Conclusion 

Due to the wide range of applications and millions of sold pumps, nowadays centrifugal pumps are technically mature machines.  Reasons  for  high  efficiencies  are  a  lot  of  experience  as  well  as modern  finite  element optimisation.  These  flow  optimisation  procedures  are  standard  engineering  methods  and  lead  to  well constructed casings and impellers. This leads to many different special designs, constructed for a specific range of applications. Equipped with well selected anti wear systems and materials  in combination with reasonable maintenance, a long lifespan can be met.    

                                                                 1 www.engineeringtoolbox.com 

 

   36

13) References 

Internet sources: 

ITT – Goulds Pumps  http://www.gouldspumps.com 

Light my Pump  http://www.lightmypump.com/pump_glossary.htm 

Mc Nally Institute  http://www.mcnallyinstitute.com 

Yokota Manufacturing Co., Ltd.  http://www.aquadevice.com 

The engineering tool box  http://www.engineeringtoolbox.com 

 

Literature: 

Radial‐ und Axialpumpen (by A.J. Stephanoff) 

Fundamentals and Applications of Centrifugal pumps (by Alfred Benaroya) 

Die Bohrspülung (by Gerd‐Ulrich Lotzwick) 

Reinhütte Pumpen – Centrifugal pumps, technical design (by Stephan Näckel) 

Lawrence Pumps – Run Times, sept.04, jan.05 & oct.05 issue (by Dale B. Andrews) 

World Pumps, sept.07 issue (by Joseph R. Askew) 

Pump User’s Handbook (by Heinz P. Bloch, Allan R. Budris) 

 

Figure sources are mentioned at the end of each page 

  

Contact: 

Christian Allerstorfer Roseggerstraße 10/6 8700 Leoben  Supervised by Univ.‐Prof. Dipl.‐Ing. Dr.mont. Kessler Franz Dep. of design and conveying technology MU Leoben