NO300469B1

NO300469B1 - Device for compressing a multiphase fluid

Info

Publication number: NO300469B1
Application number: NO912904A
Authority: NO
Inventors: Marcel Arnaudeau
Original assignee: Inst Francais Du Petrole
Priority date: 1990-07-27
Filing date: 1991-07-25
Publication date: 1997-06-02
Also published as: EP0468877B1; CA2047975C; NO912904L; DE69101953D1; NO912904D0; FR2665224A1; EP0468877A1; DK0468877T3; JPH074371A; CA2047975A1; FR2665224B1; JP3393653B2; BR9103220A; DE69101953T2

Description

Foreliggende oppfinnelse angår en anordning for komprimering avet f lerf asef luid, som angitt i ingressen til det etterfølgende krav 1. Anordningen er særlig beregnet for pumping av flerfasefluider som, før pumpingen og under ønskete temperatur- og trykkforhold, er dannet av den blanding av en væske og gass som ikke er oppløst i væsken som eventuelt kan mettes med gass. The present invention relates to a device for compressing multiphase fluids, as stated in the preamble to the following claim 1. The device is particularly intended for pumping multiphase fluids which, before pumping and under desired temperature and pressure conditions, are formed from the mixture of a liquid and gas that is not dissolved in the liquid that can possibly be saturated with gas.

Pumpingen av et flerfasefluid, eksempelvis men ikke utelukkende, et tofaset oljefluid bestående av en olje- og gassblanding, er forbundet med flere problemer som er vanske-ligere å løse med økende verdi for tofasefluidets gass-væskeforhold i de termodynamiske tilstander før pumpingen. The pumping of a multiphase fluid, for example, but not exclusively, a two-phase oil fluid consisting of an oil and gas mixture, is associated with several problems which are more difficult to solve with increasing value for the gas-liquid ratio of the two-phase fluid in the thermodynamic conditions before pumping.

Gass-væskeforholdet, i det etterfølgende betegnet med forkortelsen GLR, defineres som forholdet mellom fluidvolumet i gasstilstand og fluidvolumet i væsketilstand, og verdien for dette forhold avhenger av tofasefluidets termodynamiske tilstander . The gas-liquid ratio, hereinafter denoted by the abbreviation GLR, is defined as the ratio between the fluid volume in gas state and the fluid volume in liquid state, and the value of this ratio depends on the thermodynamic conditions of the two-phase fluid.

Uansett typen av pumper som anvendes (alternative pumper, rotasjonspumper eller falleffektpumper) vil gode resultater oppnås når verdien for gass-væskeforholdet er null, hvorved fluidet beter seg i likhet med et flytende énfase-fluid. Regardless of the type of pump used (alternative pumps, rotary pumps or drop effect pumps), good results will be achieved when the value for the gas-liquid ratio is zero, whereby the fluid behaves like a liquid single-phase fluid.

Slikt utstyr kan fremdeles anvendes under driftsforhold som utelukker muligheten for fordamping av en vesentlig del av den oppløste gass i væsken, eller når verdien for gass-væskeforholdet ved pumpeinnløpet utgjør maksimalt 0,2. Erfaringen viser at utover denne verdi vil ytelsen av disse anordninger synke meget hurtig, slik at anordningene i realiteten ikke lenger er brukbare. Such equipment can still be used under operating conditions that exclude the possibility of evaporation of a significant part of the dissolved gas in the liquid, or when the value for the gas-liquid ratio at the pump inlet amounts to a maximum of 0.2. Experience shows that beyond this value the performance of these devices will drop very quickly, so that the devices are in reality no longer usable.

For å forbedre de eksisterende anordningers virkemåte, adskilles gassfasen fra væskefasen før pumpingen, og fasene behandles hver for seg i separate pumpekretser. Bruken av separate kretser er ikke alltid mulig, og vil i alle tilfeller komplisere pumpeprosessene. In order to improve the functioning of the existing devices, the gas phase is separated from the liquid phase before pumping, and the phases are treated separately in separate pumping circuits. The use of separate circuits is not always possible, and will in all cases complicate the pumping processes.

Av denne grunn har det vært forsøkt å utvikle pumpeanord-ninger som, foruten å øke tofase-fluidets totalenergi, også kan produsere et tofase-fluid hvor verdien for gass-væskeforholdet ved anordningens utløp er mindre enn for fluidet før pumpingen. For this reason, attempts have been made to develop pump devices which, in addition to increasing the total energy of the two-phase fluid, can also produce a two-phase fluid where the value for the gas-liquid ratio at the outlet of the device is smaller than for the fluid before pumping.

Det er således beskrevet flere aksjonsturbinblad-profi-ler, f.eks. i fransk patentsøknad nr. 2 157 437, 2 333 139 og 2 471 501. Several action turbine blade profiles have thus been described, e.g. in French Patent Application Nos. 2,157,437, 2,333,139 and 2,471,501.

Formålet med oppfinnelsen er å komme frem til en anordning med-forbedret ytelse i forhold til kjent teknikk på områ-det, og dette formål oppnås ifølge oppfinnelsen ved en anordning av den innledningsvis angitte art, med de nye og særegne trekk som er angitt i den karakteriserende del av krav 1. The purpose of the invention is to arrive at a device with improved performance in relation to known technology in the field, and this purpose is achieved according to the invention by a device of the type indicated at the outset, with the new and distinctive features indicated in the characterizing part of claim 1.

Med uttrykket "radialplan" menes et plan vinkelrett på skovl-hjulnavets akse. Fordelaktige utføringsformer av anordningen er angitt i de etterfølgende krav 2-17. Oppfinnelsen omfatter også anvendelse av anordningen, som angitt i de etterføl-gende krav 18 og 19. The term "radial plane" means a plane perpendicular to the blade-wheel hub axis. Advantageous embodiments of the device are specified in the following claims 2-17. The invention also includes use of the device, as stated in subsequent claims 18 and 19.

Anordningen ifølge oppfinnelsen er betegnet som en "kompresjonscelle" og kan også betegnes som en "kompresjonspumpe-celle" fordi den er helt egnet for væsker, væske-gassblandin-ger og gasser. I det følgende er anordningen betegnet som en kompresj onscelle. The device according to the invention is termed a "compression cell" and can also be termed a "compression pump cell" because it is completely suitable for liquids, liquid-gas mixtures and gases. In the following, the device is referred to as a compression cell.

Oppfinnelsen vedrører en anordning basert på anvendelse av blader, vinger eller skovler som kan øke virkningsgraden under pumping av tofasefluider hvis gass-væskeforhold er større enn hittil vanlig. Særlig vil anordningen ifølge oppfinnelsen gjøre det mulig å behandle flerfasefluider, uansett GLR, med en kompresjonsytelse som kan overstige 40 eller 50 % under de mest gunstige driftsforhold. The invention relates to a device based on the use of blades, wings or vanes which can increase the efficiency during pumping of two-phase fluids whose gas-liquid ratio is greater than usual. In particular, the device according to the invention will make it possible to treat multiphase fluids, regardless of GLR, with a compression performance that can exceed 40 or 50% under the most favorable operating conditions.

En kompresjonscelle omfatter i hovedsak to deler, nemlig et skovlhjul og en diffusor. Av disse to er skovlhjulet grunnelementet. Skovlhjulet er vanligvis montert på en rota-sjonsaksel og er fastkilt eller fastspent på denne aksel. Diffusoren er statisk og fast forbundet med maskinhuset. En rekkemontasje omfattende flere av disse celler, danner den hydrauliske celle i en pumpe. A compression cell essentially comprises two parts, namely an impeller and a diffuser. Of these two, the impeller is the basic element. The paddle wheel is usually mounted on a rotation shaft and is wedged or clamped on this shaft. The diffuser is statically and firmly connected to the machine housing. A serial assembly comprising several of these cells forms the hydraulic cell in a pump.

I overensstemmelse med de vanlige regler for konstruering av rotasjonsmaskiner, er akselen opplagret i to eller flere punkter i lagre som inngår i mekaniske opplagringsenheter i pumpehuset. Pumpen innbefatter innsugings- og utstøtingsele-menter. In accordance with the usual rules for the construction of rotary machines, the shaft is supported at two or more points in bearings that are included in mechanical storage units in the pump housing. The pump includes suction and discharge elements.

Kompresjonscellene kan være identiske eller av ulike dimensj oner. The compression cells can be identical or of different dimensions.

Oppfinnelsen er nærmere beskrevet i det etterfølgende i tilknytning til de medfølgende tegninger, hvori: - figur 1 viser et skjematisk aksialsnitt a^ en pumpe-anordning ifølge oppfinnelsen, som er egnet for pumping av et tofasefluid (fra en oljebrønn), The invention is described in more detail below in connection with the accompanying drawings, in which: - figure 1 shows a schematic axial section of a pump device according to the invention, which is suitable for pumping a two-phase fluid (from an oil well),

- figur 2 viser et perspektivriss av et skovlhjul, - figure 2 shows a perspective view of a paddle wheel,

- figur 3 viser et snitt av et skovlhjul med ett blad, - figure 3 shows a section of an impeller with one blade,

- figur 4 viser et utbrettet riss av banen som skyldes skjæringen mellom bladene og en sylinderflate, - figur 5 og 6 viser detaljer ved henholdsvis forkanten og bakkanten av et blad, - figur 7 viser utviklingen av snittet av en passasje som en funksjon av den aksiale abscisse, - figure 4 shows an expanded view of the path resulting from the intersection between the blades and a cylinder surface, - figures 5 and 6 show details at the leading edge and trailing edge of a blade respectively, - figure 7 shows the development of the section of a passage as a function of the axial abscissa,

- figur 8 og 9 viser en diffusor, - figures 8 and 9 show a diffuser,

- figur 10 viser en annen versjon av et blad eller en skovl på diffusoren. - figure 10 shows another version of a blade or vane on the diffuser.

I den resterende del av denne beskrivelse skal ordet "fluid" betegne enten et gassformet énfasefluid eller utelukkende væskefluid hvori en gass er fullstendig oppløst, eller et flerfasefluid bestående av en væskefase og en gassfase, og eventuelt inneholdende faste partikler, såsom sand, eller viskøse partikler såsom hydrataglomerater. Væskefasen kan åpenbart bestå av ulike væsketyper, og gassfasen likeledes bestå av flere forskjellige gasstyper. In the remainder of this description, the word "fluid" shall denote either a gaseous single-phase fluid or an exclusively liquid fluid in which a gas is completely dissolved, or a multiphase fluid consisting of a liquid phase and a gas phase, and optionally containing solid particles, such as sand, or viscous particles such as hydrate agglomerates. The liquid phase can obviously consist of different liquid types, and the gas phase likewise consist of several different gas types.

Det er i figur 1 vist et skjematisk aksialsnitt av en spesiell, ikke-begrensende versjon av oppfinnelsen i form av en pumpeenhet. Denne enhet er bestemt for pumping av et flerfase-oljefluid. Figure 1 shows a schematic axial section of a special, non-limiting version of the invention in the form of a pump unit. This unit is intended for pumping a multiphase oil fluid.

Som vist i figur 1, er det i huset 1 anordnet minst én kompresjonscelle ifølge oppfinnelsen mellom pumpeanordningens innløpsåpning 2 og utløpsåpning 3. Denne celle er innrettet for å øke fluidets totalenergi. Tre skovlhjul 17 - 19 er vist i figur 1. Dette antall er ikke begrensende og avhenger av den ønskete trykkøkning. As shown in Figure 1, at least one compression cell according to the invention is arranged in the housing 1 between the pump device's inlet opening 2 and outlet opening 3. This cell is designed to increase the total energy of the fluid. Three vane wheels 17 - 19 are shown in Figure 1. This number is not limiting and depends on the desired pressure increase.

Disse elementer som er mer detaljert beskrevet i det etterfølgende, er fast forbundet med den aksel 6 hvorpå de er tettende innpasset, idet avstanden mellom elementene opprett-holdes eksempelvis med avstivere 20 - 23. These elements, which are described in more detail below, are firmly connected to the shaft 6 on which they are tightly fitted, the distance between the elements being maintained, for example, with braces 20 - 23.

Fortrinnsvis er en diffusor, såsom diffusorene 24 - 26 plassert ved utløpet fra hvert skovlhjul, og denne diffusor er fast forbundet med huset 1, f.eks. gjennom festeskruer 27 (vist med punkt-streklinjer på figuren). Preferably, a diffuser, such as the diffusers 24 - 26, is placed at the outlet from each vane wheel, and this diffuser is firmly connected to the housing 1, e.g. through fastening screws 27 (shown with dotted-dashed lines in the figure).

Hvert skovlhjul- og diffusorpar (17, 24; 19, 26) danner, sammen med en del av huset, en kompresjonscelle. Each impeller and diffuser pair (17, 24; 19, 26) forms, together with part of the housing, a compression cell.

Det er også anordnet en deflektor 14. A deflector 14 is also provided.

For tydelighetens skyld er klaringene mellom avstiverne og diffusorene, mellom skovlhjulene og huset og mellom skovlhjulene og diffusorene betydelig overdrevet i figur 1, men det påpekes at disse klaringer er redusert til de minstestørrelser som er forenelig med pumpens mekaniske virkemåte, slik at eventuelle fluidlekkasjer blir minimale og slik at utvidel-sene, ved driftstemperatur, av de forskjellige komponenter av pumpeanordningen, ikke vil forårsake fastkiling. For the sake of clarity, the clearances between the braces and the diffusers, between the impellers and the housing and between the impellers and the diffusers are significantly exaggerated in Figure 1, but it is pointed out that these clearances have been reduced to the minimum sizes that are compatible with the pump's mechanical operation, so that any fluid leaks are minimal and so that the expansions, at operating temperature, of the various components of the pump device, will not cause wedging.

Det skjematiske perspektivriss i figur 2 viser en ikke-begrensende versjon av et element eller skovlhjulstrinn som i hovedsak omfatter et nav 28 som er fast forbundet med akselen 6 som, når anordningen er i drift, dreies i retning som vist med en pil r'. Det er i figur 2 vist to blader 29 og 30, men dette antall er på ingen måte begrensende. Det vil med andre ord velges et bladantall som vil lette den statiske og dyna-miske balansering av rotoren. Bladene har slik høyde at den form som de beskriver under rotasjon, motsvarer innerkammeret i huset 1, som i det viste tilfelle er sylindrisk. The schematic perspective view in figure 2 shows a non-limiting version of an element or paddle wheel stage which essentially comprises a hub 28 which is fixedly connected to the shaft 6 which, when the device is in operation, is rotated in the direction shown by an arrow r'. Figure 2 shows two blades 29 and 30, but this number is in no way limiting. In other words, a number of blades will be chosen that will facilitate the static and dynamic balancing of the rotor. The blades have such a height that the shape they describe during rotation corresponds to the inner chamber in housing 1, which in the case shown is cylindrical.

Disse blader kan innføres i navet 28 og fastgjøres til dette ved sveising, men det foretrekkes at enheten bestående av navet og bladene, fremstilles ved støping eller fresing. These blades can be introduced into the hub 28 and attached to this by welding, but it is preferred that the unit consisting of the hub and the blades is produced by casting or milling.

Skovlhjulet og fordeleren er av skruetypen. The impeller and distributor are of the screw type.

Dimensjonene av skovlhjulet ifølge oppfinnelsen er angitt i figur 3. Denne figur er skjematisk, idet bare navet er vist i snitt og projeksjonen t for et blad er illustrert. The dimensions of the paddle wheel according to the invention are indicated in Figure 3. This figure is schematic, in that only the hub is shown in section and the projection t for a blade is illustrated.

R2 : viser ytterradien av skovlhjulet og følgelig av cellen. R2 : shows the outer radius of the impeller and consequently of the cell.

D2 : 2R2 er den ytterdiameter av skovlhjulet som tilsvarer den D2 : 2R2 is the outer diameter of the impeller corresponding to it

ofte benyttete, nominelle diameter. commonly used, nominal diameter.

Rx : er navradien på innløpsendesiden, til venstre i figur 3. R3 : er navradien på utløpsendesiden, til høyre i figur 1. Rx : is the hub radius on the inlet end side, on the left in figure 3. R3 : is the hub radius on the outlet end side, on the right in figure 1.

1 : er lengden langs skovlhjulaksen, nemlig avstanden mellom 1 : is the length along the impeller axis, namely the distance between

innløpsflaten og utløpsflaten. the inlet surface and the outlet surface.

P1P2 : PXP2 representerer kurven motsvarende skjæringen mellom P1P2 : PXP2 represents the curve corresponding to the intersection between

navet og et aksialplan gjennom rotasjonsaksen Ox. the hub and an axial plane through the axis of rotation Ox.

Ox : er rotasjonsaksen, og 0 er skjæringspunktet mellom aksen Ox : is the axis of rotation, and 0 is the intersection of the axes

og den førnevnte innløpsflate. and the aforementioned inlet surface.

Ved Px : tangenten til kurven PXP2 i punktet Px er perpendikulær mot innløpsflaten og følgelig parallell med aksen Ox. At Px: the tangent to the curve PXP2 at the point Px is perpendicular to the inlet surface and therefore parallel to the axis Ox.

Den skraverte del av figur 3 tilsvarer det aksesymme-triske nav. The shaded part of Figure 3 corresponds to the axisymmetric hub.

Figur 4 viser skovlhjulsbladene. Figure 4 shows the impeller blades.

Bladene er påvundet det tidligere beskrevne nav, og bladantallet n er fortrinnsvis alltid lik eller større enn 2. Antallet kan ligge mellom 3 og 8 og fortrinnsvis mellom 4 og The leaves are wound on the previously described hub, and the number of leaves n is preferably always equal to or greater than 2. The number can be between 3 and 8 and preferably between 4 and

6, særlig ved skovlhjul hvis bladytterdiameter varierer mellom 100 og 400 mm. 6, particularly with paddle wheels whose blade outer diameter varies between 100 and 400 mm.

Bladet kan på enkleste måte defineres ved at bladprofilen angis på den utbrettete overflate av det sylindriske hus med ytterradien r som kan ligge mellom R3 og R2. Denne overflate er vist i plan (figur 4). The blade can be defined in the simplest way by the blade profile being indicated on the unfolded surface of the cylindrical housing with the outer radius r which can lie between R3 and R2. This surface is shown in plan (figure 4).

Man finner der: You will find there:

- projeksjonen C1C2 av innløpsflaten, vist med en rett linje 41, - projeksjonen C^CVj av utløpsflaten, vist med en rett linje 42. - the projection C1C2 of the inlet surface, shown with a straight line 41, - the projection C^CVj of the outlet surface, shown with a straight line 42.

De to rette linjer 41, C1C2 og 42, CXC2 er parallelle med en avstand tilsvarende den førnevnte lengde 1 av skovlhjulet. The two straight lines 41, C1C2 and 42, CXC2 are parallel with a distance corresponding to the aforementioned length 1 of the paddle wheel.

Figur 4 viser også forløpet av rotasjonsaksen Ox i ret-ningen fra innløpsflaten til utløpsflaten. Pilen F' angir bladenes bevegelsesretning. Figure 4 also shows the course of the rotation axis Ox in the direction from the inlet surface to the outlet surface. The arrow F' indicates the direction of movement of the blades.

Bladene er fast forbundet med navet. De defineres geometrisk som følger: Hvert blad omfatter to flater, en konkav bueflate 31 og en konveks bueflate 32, en forkant ved punktet 0^= (eller ved punktet C2) og en bakkant ved punktet (eller ved punktet C'2), og bladtykkelsen defineres som avstanden mellom den indre og den ytre bueflate. The blades are firmly connected to the hub. They are defined geometrically as follows: Each blade comprises two surfaces, a concave arc surface 31 and a convex arc surface 32, a leading edge at the point 0^= (or at the point C2) and a trailing edge at the point (or at the point C'2), and the blade thickness is defined as the distance between the inner and the outer arc surface.

Bladvinklene defineres som følger (se figur 5 og 6): The blade angles are defined as follows (see figures 5 and 6):

- den konkave bueflates inngangsvinkel BeI : vinkelen mellom tangenten til den konkave bueflate i punktet Cx (eller C2) og inngangsflatelinjen 41, - den konvekse bueflates inngangsvinkel BeE : vinkelen mellom tangenten til den konvekse bueflate i Cx (eller C2) og inngangsflatelinj en. - the entry angle of the concave arc surface BeI : the angle between the tangent of the concave arc surface at point Cx (or C2) and the entry surface line 41, - the entry angle of the convex arc surface BeE : the angle between the tangent of the convex arc surface at Cx (or C2) and the entry surface line.

Den konkave bueflates utgangsvinkel BSI og den konvekse bueflates utgangsvinkel BSE defineres på samme måte i forhold til punktene C' x og C'2 og utsidelinjen 42. The exit angle of the concave arc surface BSI and the exit angle of the convex arc surface BSE are defined in the same way in relation to the points C'x and C'2 and the outer line 42.

Kordevinkelen Bc for hver profil defineres som vinkelen mellom de rettlinjete korder CXC' x eller C2C'2 gjennom punktene Cx og C'x (eller C2 og C'2) og banen eller utløpsf laten. Disse forskjellige vinkler defineres fra en retning parallelt med rettlinjen 41 eler 42. The chord angle Bc for each profile is defined as the angle between the rectilinear chords CXC' x or C2C'2 through the points Cx and C'x (or C2 and C'2) and the path or outlet surface. These different angles are defined from a direction parallel to the straight line 41 or 42.

Det fremgår av figur 6 hvordan korden går over i den konkave bueflateprofil umiddelbart ved forkanten. Figure 6 shows how the chord transitions into the concave bow surface profile immediately at the leading edge.

Lengden av korden CXC' x er derved lik l/sinBc, hvor 1 og Bc er definert som tidligere. The length of the chord CXC' x is thereby equal to l/sinBc, where 1 and Bc are defined as before.

Hvis bladantallet er n, vil lengdeforholdet C XC 2 = 2 7rR2/n angi den radiale lengde i et plan vinkelrett mot aksen Ox mellom to blader. If the number of blades is n, the length ratio C XC 2 = 2 7rR2/n will indicate the radial length in a plane perpendicular to the axis Ox between two blades.

Formen av det angjeldende blad defineres av projeksjonene av den konkave og den konvekse bueflate i dette plan i figur 4 . The shape of the blade in question is defined by the projections of the concave and the convex arc surface in this plane in Figure 4.

Den konkave bueflatekurve som forbinder Cx med C'x, kan beregnes med en andregradsligning som en funksjon av den krumlinjete abscisse for bladet, regnet fra Cx, og denne kurve er tangent til linjen for vinkelen BeI i punktet Cx og til linjen for vinkelen BSI i punktet C'l. The concave arc surface curve connecting Cx to C'x can be calculated by a quadratic equation as a function of the curvilinear abscissa of the blade, calculated from Cx, and this curve is tangent to the line of the angle BeI at the point Cx and to the line of the angle BSI in the point C'l.

Den konvekse bueflatekurve som forbinder Cx med C'x kan defineres med en fjerdegradsligning som en funksjon av bladets krumlinjete abscisse, regnet fra C1# og denne kurve har en tangent som danner en vinkel BeE umiddelbart ved^^ og BSE umiddelbart ved C^. The convex arc surface curve connecting Cx with C'x can be defined by a quadratic equation as a function of the curvilinear abscissa of the blade, counted from C1# and this curve has a tangent that forms an angle BeE immediately at^^ and BSE immediately at C^.

Bladskjelettet eller bladets middelfiber kan represente-res ved en fjerdegradsligning. The leaf skeleton or the middle fiber of the leaf can be represented by a quadratic equation.

Bladenes bøyningsradius Nm beskrives likeledes som en funksjon av den rettlinjete abscisse. Derved defineres kurve-ne l/Nm og særlig middelfiberkurven. The blades' bending radius Nm is also described as a function of the rectilinear abscissa. Thereby, the curves l/Nm and especially the medium fiber curve are defined.

Endelig defineres variasjonskurven i kurvaturen som en funksjon av den krumlinjete abscisse for middelfiberen, benevnt d(l/Nm)ds. Dette er en kontinuerlig økende kurve med et vendepunkt. Det er mulig å benytte den skjelettform som er beskrevet i FR-patentskrift 2 333 139. Finally, the variation curve in the curvature is defined as a function of the curvilinear abscissa for the mean fiber, called d(l/Nm)ds. This is a continuously increasing curve with an inflection point. It is possible to use the skeleton form described in FR patent 2 333 139.

Bladtykkelsen er liten (i realiteten mellom 3 og 5 mm, men i visse anvendelsestilfeller innen industrien kan bladtykkelsen være meget større) i det tilfelle hvor bladtykkelsen ikke er konstant eller kan ansees egnet for anvendelse i formler som beskriver enten den virkelige tykkelse av bladet som en funksjon av abscissen eller hvor det benyttes en fast verdi for bladtykkelsen som kan være bladets middeltykkelse. Bladene har generelt finere forkanter og bakkanter. Innenfor den eksisterende teknologi vedrørende forkanter og bakkanter tillates former hvis projeksjoner i planet i figur 4 er halv-sirkler, med en radius av ca. 1 mm (minimum 0,5 mm, maksimum . 2,5 mm). The blade thickness is small (in reality between 3 and 5 mm, but in certain industrial applications the blade thickness can be much larger) in the case where the blade thickness is not constant or can be considered suitable for use in formulas that describe either the real thickness of the blade as a function of the abscissa or where a fixed value is used for the blade thickness, which can be the average thickness of the blade. The leaves generally have finer leading and trailing edges. Within the existing technology regarding leading and trailing edges, shapes are permitted whose projections in the plane in figure 4 are semi-circles, with a radius of approx. 1 mm (minimum 0.5 mm, maximum . 2.5 mm).

Bladkrumningen defineres som differansen av middelut-gangsvinkelen BSM og middelinngangsvinkelen BeM (eller av hovedfiberen) og mer nøyaktig vil BSE og BSI, definert ved utløpet, gi The blade curvature is defined as the difference of the mean exit angle BSM and the mean entrance angle BeM (or of the main fiber) and more precisely BSE and BSI, defined at the outlet, will give

BSM = (BSE + BsI)/2 av første grad med flere pro-sents nøyaktighet, og likeledes BSM = (BSE + BsI)/2 of the first degree with several percent accuracy, and likewise

Krumningen, uttrykt som differansen BSM - BeM, er et av disse skovlhjuls karakteristika. The curvature, expressed as the difference BSM - BeM, is one of the characteristics of these paddle wheels.

Krumningsvinkelen er fortrinnsvis mellom 6 og 12°, men kan i visse tilfeller ha verdier som dekker et område av 0 - 30°. = The curvature angle is preferably between 6 and 12°, but can in certain cases have values that cover a range of 0 - 30°. =

Det velges også fortrinnsvis begrensete verdier for inn-gangsvinklene: Limited values are also preferably chosen for the entry angles:

- BeI : mellom 4 og 24° og fortrinnsvis mellom 4 og 12°, - BeI : between 4 and 24° and preferably between 4 and 12°,

- BeE : mellom 2 og 23° og fortrinnsvis mellom 2 og 11°. - BeE: between 2 and 23° and preferably between 2 and 11°.

Avstanden mellom bladene defineres som avstanden mellom et punkt på en konkav bueflate og et punkt på det foranliggen-de blads konvekse bueflate, målt i et radialplan vinkelrett på aksen Ox (figur 4), (dvs vinkelrett på planet i figur 4). Denne avstand, i det følgende benevnt radialavstanden, regnes alltid på sylinderflater med aksen Ox og alltid parametrert som en funksjon av radien r av sylinderen 33, hvor r (jevnfør figur 2) fremdeles er mindre enn den nominelle radius R2, men kan anta verdier meget nær R2. The distance between the blades is defined as the distance between a point on a concave arc surface and a point on the convex arc surface of the underlying blade, measured in a radial plane perpendicular to the axis Ox (figure 4), (ie perpendicular to the plane in figure 4). This distance, hereinafter referred to as the radial distance, is always calculated on cylinder surfaces with the axis Ox and always parameterized as a function of the radius r of the cylinder 33, where r (according to Figure 2) is still smaller than the nominal radius R2, but can assume values very near R2.

I den strengt geometriske og likeledes i den teknologiske og fysiske betydning er denne radialavstand, i ethvert radialplan med en abscisse x (langs Ox) lik verdien ved et vilkårlig punkt Q In the strictly geometric and likewise in the technological and physical sense, this radial distance, in any radial plane with an abscissa x (along Ox) is equal to the value at an arbitrary point Q

hvor where

r : sylinderens referanseradius r : reference radius of the cylinder

n : skovlhjulets bladantall n : the number of blades of the impeller

e : bladtykkelsen og e : the leaf thickness and

BQ løpende er skjelett- eller middelfibervinkelen for et løpende punkt betegnet "curr". BQ running is the skeleton or mean fiber angle for a running point denoted "curr".

Ved anvendelige, industrielle utførelsesformer er følge-lig denne avstand geometrisk lik radialavstanden mellom to blader som er slik plassert at middelfibrene vil gå over i bladkorden, hvilket gir In applicable, industrial embodiments, this distance is therefore geometrically equal to the radial distance between two blades which are positioned in such a way that the middle fibers will pass into the blade cord, which gives

avstand = 27rr/n - e/sinBcdistance = 27rr/n - e/sinBc

En skruekoaksial pumpe defineres som samtlige pumper eller samtlige kompressorer på grunn av sin volumetriske strømningsmengde og nominelle strømningshastighet. A screw coaxial pump is defined as all pumps or all compressors due to its volumetric flow rate and nominal flow rate.

Skovlhjulets innløps- og utløpstverrsnitt kan bestemmes ut fra hastighetstriangler ved anvendelse bl.a. av Eulers lover i forbindelse med de ønskete, nominelle driftsbetinge1-ser. The inlet and outlet cross-sections of the impeller can be determined from velocity triangles when using e.g. of Euler's laws in connection with the desired, nominal operating conditions1.

Den hydrauliske kanal bestemmes av arealet av radialtverrsnittet, dvs tverrsnittet vinkelrett på aksen Ox. The hydraulic channel is determined by the area of the radial cross-section, i.e. the cross-section perpendicular to the axis Ox.

I forbindelse med skovlhjulet ifølge oppfinnelsen kan utviklingen av den hydrauliske kanalens radialtverrsnitt eventuelt bestemmes under hensyn til bladenes radiale tykkelse. Denne tverrsnittutvikling tar hensyn til følgende, geometriske parametre (tidligere definert): In connection with the paddle wheel according to the invention, the development of the hydraulic channel's radial cross-section can possibly be determined taking into account the radial thickness of the blades. This cross-section development takes into account the following geometric parameters (previously defined):

- R2, Rx, R3, 1 - R2, Rx, R3, 1

- n : bladantall - n : number of leaves

- Bc : kordevinkel - Bc : chord angle

- e : bladtykkelse som tidligere nevnt, og som kan settes lik null, konstant eller variabel. Dersom tykkelsen antas lik null eller konstant og dette i realiteten ikke er tilfelle, vil det være nødvendig å gi rom for praktiske endringer i de ovenfor foreslåtte formler. - e : leaf thickness as previously mentioned, which can be set equal zero, constant or variable. If the thickness is assumed equal to zero or constant and this is not the case in reality, it will be necessary to allow room for practical changes in the formulas proposed above.

Tverrsnittsarealet bestemmes med x som løpende punkt på Ox og kan også bestemmes som en funksjon av den krumlinjete abscisse for bladkordeprofilen. The cross-sectional area is determined with x as a running point on Ox and can also be determined as a function of the curvilinear abscissa for the blade chord profile.

I formelen benyttes følgende symboler: The following symbols are used in the formula:

Ved en teoretisk bladtykkelse lik null kan den hydrauliske kanaltverrsnitt Sx skrives: At a theoretical blade thickness equal to zero, the hydraulic channel cross-section Sx can be written:

Det radiale tverrsnittsareal av et blad S2 skrives: The radial cross-sectional area of a blade S2 is written:

Det reelle, radiale tverrsnittsareal av en hydraulisk kanal S skrives: og følgelig: The real, radial cross-sectional area of a hydraulic channel S is written: and consequently:

Dersom ikke alle kanalene er identiske kan n betraktes, ikke som bladantallet, men som en parameter i tilknytning til det relative inngangstverrsnitt ved hver av kanalene. If not all the channels are identical, n can be considered, not as the number of blades, but as a parameter in connection with the relative entrance cross-section at each of the channels.

Formelen som en funksjon av den krumlinjete abscisse for et løpende punkt på profilkorden, skrives ganske enkelt ved å erstatte x med s/sinBc, hvor S er den krumlinjete abscisse. The formula as a function of the curvilinear abscissa for a running point on the profile chord is simply written by replacing x with s/sinBc, where S is the curvilinear abscissa.

Ifølge oppfinnelsen vil det radiale tverrsnittsareal av minst én kanal utvikles som angitt ved formelen for S(x). Likevel kan forskjellene, i forbindelse med denne formel, mellom to radialplan x. 1, x2 langs abscissen (se figur 7) være mindre enn 5% eller fortrinnsvis mindre enn 3%. Det foretrekkes selvsagt at tverrsnittsarealet av en kanal i overensstemmelse med ovennevnte formel iakttas best mulig, særlig med hensyn på fremstillingstoleranser. According to the invention, the radial cross-sectional area of at least one channel will be developed as indicated by the formula for S(x). Nevertheless, the differences, in connection with this formula, between two radial planes x. 1, x2 along the abscissa (see figure 7) be less than 5% or preferably less than 3%. It is of course preferred that the cross-sectional area of a channel in accordance with the above formula is observed as best as possible, particularly with regard to manufacturing tolerances.

Avstanden xlf x2 langs aksen Ox, for hvilken formelen for variasjon av det radiale tverrsnitt er fastlagt ved de nøyak-tige betingelser som tidligere er angitt, utgjør minst 80% av skovlhjulslengden og fortrinnsvis mer enn 90%. The distance xlf x2 along the axis Ox, for which the formula for variation of the radial cross-section is determined under the exact conditions previously indicated, constitutes at least 80% of the impeller length and preferably more than 90%.

Grunnet bladenes helningsforhold ved forkanten og ved bakkanten kan det sørges for, når formelen for variasjonen av radialtverrsnittet ønskes omhyggelig kontrollert og over den størst mulige navlengde, at de ikke samtlige har samme stig-ning over en viss lengde av bladet ved de to bladytterkanter. Disse lengder i motsvarighet til bladets helningsforhold kan bestemmes som en funksjon av tykkelsesdifferansen, beregnet som en prosentdel av maksimumstykkelsen (vanligvis i lengde-midtpunktet for det utviklete blad eller ved bladmiddeltykkel-sen). I det etterfølgende er disse lengder angitt i tilknytning til'den krumlinjete abscisse for skjelettet^ regnet fra den krumlinjete abscisse lr. Due to the inclination of the blades at the leading edge and at the trailing edge, it can be ensured, when the formula for the variation of the radial cross-section is to be carefully controlled and over the greatest possible hub length, that they do not all have the same slope over a certain length of the blade at the two blade outer edges. These lengths corresponding to the blade pitch can be determined as a function of the thickness difference, calculated as a percentage of the maximum thickness (usually at the mid-length of the developed blade or at the blade mean thickness). In what follows, these lengths are indicated in relation to the curvilinear abscissa for the skeleton calculated from the curvilinear abscissa lr.

a) lr = 3% fra forkanten hvor den nødvendige lengde gir sikkerhet for at bladtykkelsen utgjør mer enn 50% av a) lr = 3% from the leading edge where the required length ensures that the blade thickness constitutes more than 50% of

middeltykkelsen, the mean thickness,

b) lr = 3% foran bakkanten, hvor lengden hvorav bladtykkelsen beregnes, utgjør mindre enn 50% av middeltykkelsen. b) lr = 3% in front of the trailing edge, where the length from which the blade thickness is calculated is less than 50% of the mean thickness.

Ifølge oppfinnelsen kan forholdet mellom skovlhjulets lengde og dets ytterdiameter utgjøre 10 - 4 0% og fortrinnsvis 15 - 25%. According to the invention, the ratio between the length of the impeller and its outer diameter can amount to 10 - 40% and preferably 15 - 25%.

Ved utløpet fra skovlhjulstrinnet strømmer fluidet med en hastighet som har minst én aksialkomponent og én periferi-komponent. Som det vil være kjent for fagkyndige, vil anven-delsen av en diffusor gjøre det mulig å øke det statiske trykk ved eliminering eller i det minste redusering av fluidstrøm-mens perifere hastighetskomponent. Denne diffusor kan være av hvilken som helst kjent type med egenskaper i tilpasning til skovlhjulstrinnets, som vist i figur 8 og 9. Figur 8 viser et snitt av en montasje omfattende et skovlhjul (vist med brutte linjer) og en diffusor (vist med heltrukne linjer) . Figur 9 viser skjematisk et utbrettet riss som illustre-rer skjæringen mellom et fordelerblad og en sylinderplate med radius r. At the outlet from the impeller stage, the fluid flows with a velocity that has at least one axial component and one peripheral component. As will be known to those skilled in the art, the use of a diffuser will make it possible to increase the static pressure by eliminating or at least reducing the peripheral velocity component of the fluid flow. This diffuser can be of any known type with characteristics adapted to those of the impeller stage, as shown in Figures 8 and 9. Figure 8 shows a section of an assembly comprising an impeller (shown in broken lines) and a diffuser (shown in solid lines ). Figure 9 schematically shows an unfolded view that illustrates the intersection between a distributor blade and a cylinder plate with radius r.

Diffusoren består av en hylse 34 med minst to påmonterte skovler 35. En ring 3 6 som er fastgjort til skovlene 35, gjør det mulig å sammenføye diffusoren og huset 1, f.eks. ved hjelp av skruer 27. The diffuser consists of a sleeve 34 with at least two attached vanes 35. A ring 3 6 which is attached to the vanes 35 makes it possible to join the diffuser and the housing 1, e.g. using screws 27.

Ytterdiameteren av hylsen 34 avtar gradvis fra innløpet mot utløpet langs et første parti M'N' som eventuelt utgjør minst 3 0% av diffusorens totallengde, målt parallelt med aksen, og som utgjør minst 3 0% av bladets middeldiameter Dm ved fordelerinnløpet. Fluidgjennomstrømningstverrsnittet øker derfor i overensstemmelse med en første- eller andre-gradslov, sett i strømningsretningen som vist med piler. The outer diameter of the sleeve 34 gradually decreases from the inlet towards the outlet along a first part M'N' which possibly makes up at least 30% of the diffuser's total length, measured parallel to the axis, and which makes up at least 30% of the blade's mean diameter Dm at the distributor inlet. The fluid flow cross-section therefore increases according to a first- or second-order law, viewed in the direction of flow as shown by arrows.

Skovlene 35 har en profil som er egnet for utretting av fluidstrømmen. Ved diffusorinnløpet danner denne profil tilnærmelsesvis en tangent til strømmen, mens sk^vlprofilen ved enden av det første parti M'N' tilnærmelsesvis danner en tangent til et plan gjennom anordningens akse, hvor helnings-vinkelen endres gradvis langs dette første parti. The vanes 35 have a profile which is suitable for straightening the fluid flow. At the diffuser inlet, this profile forms approximately a tangent to the flow, while at the end of the first section M'N', the baffle profile approximately forms a tangent to a plane through the axis of the device, where the angle of inclination changes gradually along this first section.

For å forenkle fremstillingen av diffusoren, har det første parti M'N' av skovlene en konstant bøyningsradius. In order to simplify the production of the diffuser, the first part M'N' of the vanes has a constant bending radius.

Det gjenværende parti N'P' av skovlen forløper aksialt, og navet er sylindrisk langs dette parti. The remaining part N'P' of the vane extends axially, and the hub is cylindrical along this part.

Det høyre innløpstverrsnitt ved en diffusor Se er slik valgt at det er større enn utløpstverrsnittet Ss ved det trinn-skovlhjul som ligger foran diffusoren, slik at forholdet Se/Ss kan ha en verdi av 1 - 1,2 og fortrinnsvis 1,1 - 1,15, mens forholdet Ss/Se mellom de høyre tverrsnitt mellom fordelerutlø-pet og innløpet er større enn 1 og fortrinnsvis mellom 2 og 3. The right-hand inlet cross-section at a diffuser Se is chosen so that it is larger than the outlet cross-section Ss at the step vane wheel located in front of the diffuser, so that the ratio Se/Ss can have a value of 1 - 1.2 and preferably 1.1 - 1 .15, while the ratio Ss/Se between the right cross-sections between the distributor outlet and the inlet is greater than 1 and preferably between 2 and 3.

Det ovenstående angir en liten, aksial klaring mellom forkanten av skovlhjulsbladene og forkanten av diffusorblade-ne, men den mellomliggende avstand kan fastsettes av konstruk-tøren, ved gjennomføring av forsøk i motsvarighet til anordningens bruksbetingelser. The above indicates a small, axial clearance between the leading edge of the impeller blades and the leading edge of the diffuser blades, but the intermediate distance can be determined by the designer, by carrying out tests in accordance with the device's operating conditions.

Modifiseringer kan gjennomføres uten at det avvikes fra oppfinnelsens ramme. F.eks. og som vist i figur 10, kan hver diffusorskovls konvekse bueflate opprettes ved maskinbearbei-ding av deler av skjærende plan. Modifications can be carried out without deviating from the scope of the invention. E.g. and as shown in Figure 10, the convex arc surface of each diffuser vane can be created by machining parts of the cutting plane.

Hylsen kan med fordel ha form av et rotasjonslegeme som er frembragt ved dreiing av en rettlinje 36 M', T', N', P' om kompresjonscellens akse Ox, og denne linje omfatter minst to deler. En første del M 'T' tilsvarer en sirkelbue med sentrum på samme side som aksen Ox i forhold til denne linje. En andre del T' og N' tilsvarer også en sirkelbue, fortrinnsvis med samme radius som den første bue M'T', men med sentrum på den annen side av linjen i forhold til senteret av den første sirkelbue M'T'. The sleeve can advantageously take the form of a body of rotation which is produced by turning a straight line 36 M', T', N', P' about the axis Ox of the compression cell, and this line includes at least two parts. A first part M 'T' corresponds to a circular arc with its center on the same side as the axis Ox in relation to this line. A second part T' and N' also corresponds to a circular arc, preferably with the same radius as the first arc M'T', but with the center on the other side of the line in relation to the center of the first circular arc M'T'.

De to sirkelbuer M'T' og T'N' løper sammen med T' med fortrinnsvis parallelle tangenter i dette punkt T' som i dette tilfelle er et vendepunkt på kurven M'T'N'. Den vinkelrette projeksjon av buen M "T' på aksen Ox kan være lik den tilsvarende lengde av enten buen T'N' eller av kurven "£='P'. The two circular arcs M'T' and T'N' run together with T' with preferably parallel tangents at this point T', which in this case is a turning point on the curve M'T'N'. The perpendicular projection of the arc M "T' on the axis Ox may be equal to the corresponding length of either the arc T'N' or of the curve "£='P'.

Tangentene til linjen M'T'N'P' i M' og P' kan være parallelle med aksen Ox og eventuelt omfatte en tredje, rettlinjet del N'P', parallell med aksen Ox. Den tidligere beskrevne linje M'T'N'P' ligger i et aksialplan i kompresjonscellen. The tangents to the line M'T'N'P' in M' and P' can be parallel to the axis Ox and possibly include a third, rectilinear part N'P', parallel to the axis Ox. The previously described line M'T'N'P' lies in an axial plane in the compression cell.

Skovlhjulet og diffusoren kan ha samme lengde. The impeller and the diffuser can be the same length.

Figur 7 viser to kurver motsvarende variasjonen av radialtverrsnittet av en skovlhjulkanal, som en funksjon av abscissen langs aksen Ox. Denne akses origo tilsvarer skovlhjulets innløpsflate - som omfatter den bakerste forkantseksjon i forhold til gasstrømmen. Figure 7 shows two curves corresponding to the variation of the radial cross-section of an impeller channel, as a function of the abscissa along the axis Ox. The origin of this axis corresponds to the inlet surface of the impeller - which includes the rear leading edge section in relation to the gas flow.

Denne del av kurven 3 7 strekker seg like langt som abscissen L, motsvarende skovlhjulslengden, og abscissen xx og x2 avgrenser sonen xx, x2 hvori den tidligere gitte formel for variasjon av radialtverrsnittet S(x) er gjennomført i overensstemmelse med de tidligere omtalte nøyaktighetsbetingelser. This part of the curve 3 7 extends as far as the abscissa L, corresponding to the impeller length, and the abscissas xx and x2 delimit the zone xx, x2 in which the previously given formula for variation of the radial cross-section S(x) is carried out in accordance with the previously mentioned accuracy conditions.

x-l kan være lik 1 - x2. x-l can be equal to 1 - x2.

Lengden xx kan tilsvare den lengde hvor bladtykkelsen utgjør 80 eller 90% av middeltykkelsen. Denne lengde kan således utgjøre 3% av lengden av den krumlinjete abscisse. The length xx can correspond to the length where the blade thickness makes up 80 or 90% of the average thickness. This length can thus make up 3% of the length of the curvilinear abscissa.

Likeledes kan x2 bestemmes som inngangsenden til sonen x2, 1, hvor bladtykkelsen avviker mer enn 10 eller 20% fra middeltykkelsen . Likewise, x2 can be determined as the entrance end of the zone x2, 1, where the blade thickness deviates more than 10 or 20% from the mean thickness.

Tangenten 38 til kurven 37 i Se kan være horisontal. The tangent 38 to the curve 37 in Se can be horizontal.

Det fremgår av figur 7 at tangenten 3 9 til kurven i abs-cisseproduktet 1 har en negativ helningsvinkel. It appears from Figure 7 that the tangent 3 9 to the curve in the abscissa product 1 has a negative angle of inclination.

Kurven 43 motsvarer utviklingen av radialtverrsnittet av en diffusorkanal multiplisert med n,./^, hvor nr angir antallet diffusorblader eller -skovler og ni antallet skovlhjulsblader eller -skovler. The curve 43 corresponds to the development of the radial cross-section of a diffuser channel multiplied by n,./^, where n indicates the number of diffuser blades or blades and ni the number of impeller blades or blades.

Kurven 43 forløper kontinuerlig, uten noe særegent punkt, mellom abscissen 1 og 13. Kurven omfatter et vendepunkt 44. The curve 43 runs continuously, without any distinctive point, between the abscissas 1 and 13. The curve includes a turning point 44.

Abscissen til dette vendepunkt kan fortrinnsvis være tilnærmelsesvis lik (l+l3)/2. The abscissa of this turning point can preferably be approximately equal to (l+l3)/2.

Tangenten 45 til diffusorinnløpet, motsvarende abscissen The tangent 45 to the diffuser inlet, corresponding to the abscissa

1 med klaring mellom skovlhjulet og diffusor, er stort sett horisontal (L.a.d. parallell med aksen Ox). Det=samme gjelder diffusorutløpet, hvor tangenten 46 er parallell med aksen Ox. 1 with clearance between the impeller and diffuser, is largely horizontal (L.a.d. parallel to the axis Ox). The same applies to the diffuser outlet, where the tangent 46 is parallel to the axis Ox.

Lengden 13 - 1 tilsvarer diffusorens aksiallengde. The length 13 - 1 corresponds to the axial length of the diffuser.

Skovlhjulkanalens utløpstverrsnitt Ss bør fortrinnsvis The outlet cross-section of the impeller channel should preferably be Ss

være nøyaktig lik diffusorens innløpstverrsnitt. be exactly equal to the diffuser inlet cross-section.

Claims

1. Device for compressing a multiphase fluid consisting of a liquid phase and a gas phase, comprising a housing (1) and an impeller (17; 18; 19) with an inlet cross-section (41) and an outlet cross-section (42), where the impeller includes a hub (28)

which is symmetrical about an axis Ox, and blades (29, 30) in a number n, which are rotatable about the axis and have a leading edge (C-j_, C2) and a trailing edge C'-]_, C' 2) 1 where fluid flows into the impeller through the inlet cross-section (41) and flows out through the outlet cross-section (42), where the axis (Ox) extends in the direction of flow of the fluid and where the number of rotatable blades (29, 30) is equal to or greater than 2, characterized in that it comprises at least one channel delimited by two consecutive blades (29, 30), the housing (1) and the hub (28), and that the channel, at least along part of its length between two radial planes, has a cross-sectional area perpendicular to the axis (Ox) given by the expression with an acceptable deviation of 5%, preferably 3% of the theoretical value of S(x), where the variable x corresponds to the abscissa along the axis (Ox) whose origin approximately corresponds to the radial plane through the leading edge of the blades (C1# C2) with abscissas respectively xx and x2, where a = 7r/n b = (l/n) [27rM + e/sinBc] and c = (M - RJ2 d = (l/n) [(R2 - M) (tt(R2 + M) + e/sinBc ) - (M-RJ<2> ] M =(l2+ R32 - RX<2>)/[2(R3 - R,)], n : number of impeller blades e : blade thickness Bc: chord angle 1 : axial length of the blades Rx: the minimum radius of the blades at the inlet R2: maximum radius of the blades at the inlet, and R3: the minimum radius of the blades at the outlet.

2. Device according to claim 1, characterized in that the blade has an upper edge which is inscribed in a cylinder of revolution at the axis (Ox) as axis of symmetry.

3. Device according to one of claims 1-2, characterized in that said channel length part corresponds to the full length of the channel.

4. Device according to one of claims 1-2, characterized in that the length of said channel part constitutes at least 80% or preferably at least 90% of the length of the paddle wheel.

5. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the entry angles of the blades are between 4 and 24° and preferably between 4 and 12° for concave arc surfaces and between 2 and 23° and preferably between 2 and 11° for convex arc surfaces.

6. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the curvature of the blades is between 0 and 30° and preferably between 6 and 12°.

7. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the average thickness of the blades is between 3 and 5 mm outside the adjacent zones of the front and back edges.

8. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the number of blades n is 3-8 and preferably 4-6 including zone delimiters.

9. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the starting angle of the blades for concave arc surfaces amounts to 4 - 54° and preferably 10 - 24° and for convex arc surfaces 2 - 58° and preferably 8 - 23°.

10. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the blades' mean profile or skeleton is defined by cutting between a blade of zero thickness and with a cylindrical surface in relation to the axis (Ox), so that the angle between the profile and the axis decreases evenly from the leading edge towards the trailing edge and that the curve representing the value of the curvature along the blade profile as a function of the abscissa curves runs in a slope with a value that increases from the leading edge towards the trailing edge of the blade.

11. Device according to claim 10, characterized in that the curve has a turning point.

12. Device according to the invention, characterized in that it comprises a diffuser.

13. Device according to claim 12, characterized in that the diffuser comprises blades.

14. Device according to claim 13, characterized in that the diffuser comprises 8-30 blades and preferably 15-25 blades.

15. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the ratio between the axial length of the impeller and its outer diameter amounts to 0.10 - 0.40 and preferably 0.15 - 0.20.

16. Device according to one of the preceding claims, characterized in that the diffuser hub has the form of a body of revolution about the axis (Ox) and that the relevant line in an axial plane, which produces this form of revolution, has at least one turning point.

17. Device according to claim 16, characterized in that the line has tangents parallel to the axis at its two extreme points.

18. Use, in a multiphase pump, of at least one device according to one of the preceding claims.

19. Use of at least one device as described in one of the preceding claims, in a multiphase pump for pumping a multiphase oil fluid.