Kreiselpumpe, insbesondere mehrstufige Kreiselpumpe Die Erfindung betrifft eine Kreiselpumpe und insbesondere eine mehrstufige Kreiselpumpe, die von einem Spaltrohrmotor angetrieben wird, dessen Spaltraum an den Flüssigkeitsraum der Pumpe an geschlossen ist.
Solche von einem Spaltrohrmotor angetriebene Kreiselpumpen sind an sich schon bekannt. Hierbei hat die in den Spaltraum des Motors gelangende Pumpflüssigkeit die Aufgabe der Kühlung und .Schmierung des Motors mit zu erfüllen.
Bei Kreiselpumpen tritt bekanntlich ein Axial schub auf. Es sind zahlreiche Massnahmen bekannt, die dazu dienen sollen, diesen Axialschub auszuglei chen. Vor allem für mehrstufige Kreiselpumpen mit Antrieb durch Spaltrohrmotor, bei denen die ge nannte Schubkraft besonders hoch ausfällt, ist bis her keine befriedigende Lösung zu ihrer ausreichen den Kompensierung gefunden worden.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, den Axialschub in neuartiger Weise auszugleichen, und zwar mit Hilfe der in den Spaltraum des antrei benden Spaltrohrmotors eingeführten Pumpflüssig- keit. Gemäss der Erfindung ist zu diesem Zweck für die im Motor beidseitig seines Spaltraumes vor handene Pumpflüssigkeit ein Durchlass nach einer Stelle niederen Druckes der Pumpe vorgesehen.
Da bei befindet sich dieser Durchlass jeweils an den der Lagerung der Motorwelle dienenden Teilen und ausserdem ist dabei die Welle des Motors noch mit axialem Spiel versehen, um dieses Spiel zur Ände rung des Querschnittes der beidseitigen Durchlass- wege für die Pumpflüssigkeit zur Pumpe hin nutz bar zu machen.
Durch diese Massnahmen gelingt es jetzt, wie unten noch näher erläutert wird, den Ausgleich auch des grossen Axialschubs bei mehrstufigen Kreisel- pumpen in optimaler Weise befriedigend zu. errei chen.
Die genannte Verbindung vom Spaltraum des Motors zu einer Stelle niederen Druckes der Pumpe für das Durchtretenlassen der Pumpflüssigkeit lässt sich besonders zweckdienlich gestalten, wenn die bei den Lager der Motorwelle, wie an sich bekannt, so gewählt werden, dass sie aus einer fest mit der Motorwelle verbundenen Laufbuchse und einer diese Laufbuchse in sich aufnehmenden, fest mit dem Motorgehäuse verbundenen Lagerbuchse bestehen, wobei dann in jedem dieser Lager zwischen diesen Buchsen, die jeweils rotorseitig noch mit Flanschen versehen sind,
ein Durchlassweg für die Pumpflüs- sigkeit vorgesehen ist. Diese beidseitig des Spalt raumes vorgesehenen Durchlasswege jedes Lagers sind dabei in ihrem Durchlassquerschnitt abhängig gemacht von der Axialstellung, die die Motorwelle jeweils einnimmt, und zwar so, dass sie sich beim vorgesehenen Axialspiel, welches die Motorwelle hat, wechselweise mindestens teilweise öffnen und schliessen können.
Der Durchlass in den Lagerteilen wird zweck mässig an der Innenbohrung der feststehenbleiben- den Lagerbuchse vorgesehen, und zwar in Form von in axialer Richtung verlaufend durchgehenden Aus- nehmungen mit halbrundem Querschnitt, die gleich mässig am Umfang der genannten Bohrung verteilt sind. Es kann aber auch jede andere Ausnehmungs- form gewählt sein.
Die Ausnehmungen können gege benenfalls auch im Aussenmantel der mit der Welle des Motors rotierenden Laufbuchsen der Lager an gebracht sein. Der Durchmesser der Flansche der genannten Buchsen sowie die Grösse des gesamten Durchlassquerschnitts, der in den Lagerteilen vor gesehen ist, können dem jeweilig zu erzielenden Axialschubausgleich entsprechend unterschiedlich und gegebenenfalls z. B. durch Zwischenlagen sogar ein stellbar vorgesehen sein.
Die Erfindung ist nachstehend mit ihren Ein zelheiten in einem Ausführungsbeispiel anhand von Zeichnungen noch näher erläutert und beschrieben.
Fig. 1 ist die Ansicht einer mehrstufigen Kreisel pumpe, dargestellt in einem horizontalen Mittellängs schnitt, bei welcher der der Erfindung entsprechende Axialschubausgleich zur Anwendung gebracht ist.
Fig.2 ist vergrössert dargestellt ein vertikaler Querschnitt entsprechend der Schnittlinie 11-II in Fig. 1.
Bei der dargestellten Pumpe ist P der Pumpen teil, der, wie an sich bekannt, mehrere hinterein ander geschaltete Stufen aufweist. Dieser Pumpen teil P wird von einem ebenfalls an sich bekannten Spaltrohrmotor M angetrieben. Der Rotor des Mo tors und die Pumpe haben dabei die gemeinsame Welle 1. Die Pumpflüssigkeit tritt am niederdruck- seitigen Einlassanschluss 2 in die Pumpe ein und verlässt sie nach Durchlaufen der hintereinander geschalteten Räder 3 am hochdruckseitigen Aus lassanschluss 4 wieder.
Der Gehäuseteil 5 des Motors M ist mit seiner pumpenseitigen Stirnfläche 6 fest mit einem Lagerschild 7 verschraubt, der die Pumpe P dem Motor M gegenüber abschliesst.
Im Lagerschild 7 befindet sich eine Durchlass- öffnung 8, welche mit der Hochdruckseite der Pumpe in Verbindung steht und einen kleinen Teil der Pump flüssigkeit in jenen sogenannten Spaltraum 9 des Motors eintreten lässt, welcher sich zwischen dem durch die zylindrische Wandung 10 abgekapselten Stator <B>11</B> und dem ebenfalls durch einen Mantel 12 nach aussen abgekapselten Rotor 13 befindet. Dabei ist zwischen der zylindrischen Wandung 10 und dem Rotormantel 12 ein gewisser Abstand 14 eingehal ten, so dass die unter dem Pumpdruck stehende Flüssigkeit den eingezeichneten Pfeilen 15 entspre chend auch zum pumpenfernen Lager der Welle 1 gelangen kann.
Sowohl das pumpenferne, als auch das pumpen nahe Wellenlager enthält jeweils eine fest mit dem Lagerschild 7 verbundene Lagerbuchse 17 bzw. 18. Ausserdem enthält jedes Lager eine Laufbuchse 19 bzw. 20, welche fest mit der Welle 1 verbunden ist und daher mit ihr umläuft. Die Lagerbuchsen 17 und 18 haben rotorseitig liegend Flansche 21 und 22. Auch die Laufbuchsen 19 und 20 sind mit sol chen Flanschen 23 und 24 versehen. Die genann ten Flansche 21 bis 24 können gleichen oder auch verschiedenen Durchmesser haben. Wichtig ist, dass die Motorwelle 1 mit einem gewissen axialen Spiel vorgesehen ist, das etwa 2 bis 3 mm beträgt.
Es verbleibt also zwischen den genannten Flanschen 21 und 23 bzw. 22 und 24 ein maximaler Abstand in der genannten Grösse, der sich hälftig auf beide Lager verteilt, wenn die Welle 1 in ihrem axialen Spiel ihre Mittelstellung einnimmt.
Ferner ist zwischen den zusammengehörenden Lagerbuchsen und Laufbuchsen 17 und 19 bzw. 18 und 20 ein Durchlass 25, 27 zu einer Stelle niederen Druckes der Pumpe hin vorgesehen, so dass von der unter dem Pumpdruck stehenden Flüssigkeit, die sich im Motorspaltraum 9 bzw. 16 befindet, ein Teil durch den Zwischenraum zwischen den Flan schen 21 bis 24 und durch den Durchlass zwischen den genannten Buchsen 17 bis 20 hindurch nach der Stelle niederen Druckes der Pumpe durchtreten kann.
Hierfür steht der Durchlass 25 im pumpennahen Lager mit dem Einlauf des letzten Kreiselrades der Pumpe in Verbindung, und zwar durch die Bohrun gen 26. Der Durchlass 27 im pumpenfernen Lager dagegen führt zu einer Bohrung 28, die die Welle 1 in ihrer Mitte durchsetzt und in den Pumpen einlass 2 mündet. Die genannten Durchlässe 25 und 27 sind dabei axial durchgehend mit halbrundem Querschnitt zweckmässig in der Bohrung jeder der Lagerbuchsen 17 und 18 vorgesehen, und zwar gleichmässig über den Umfang dieser Bohrungsfläche verteilt (vergleiche Fig. 2).
Der der Erfindung entsprechende Axialschub- ausgleich arbeitet folgendermassen: Beim Anlaufen der Pumpe kommt von der Hochdruckseite her über die Durchla:ssöffnung 8 den Pfeilen 15 entsprechend Pumpflüssigkeit mit entsprechendem Druck in den Motorspaltraum 9. Dies hat zur Folge, dass der Rotor 13 des Motors beim vorgesehenen Axialspiel der Welle 1 zunächst in Richtung von der Pumpe weg nach rechts ge drückt wird, weil die Pumpflüssigkeit dabei kräftig auf die linke Stirnfläche 29 des Rotors einwirkt.
Je schneller die Pumpe dann zum Laufen kommt und je höher der Pumpdruck wird, desto grösser tritt dann auch der Axialschub auf. Er hat zur Folge, dass die Motorwelle 1 ihrem vorgesehenen Axialspiel entsprechend sich nun nach links der Pumpe zu verschieben will. Der Durchlass 25 im pumpennahen Lager hat dabei die Tendenz, sich zu schliessen, weil sich die Flansche 22 und 24 nähern und dadurch keine Pumpflüssigkeit mehr zwischen sich durchlassen wollen. Die Folge hiervon ist, dass sich im Spaltraum 9 der Flüssigkeitsdruck wieder erhöht und den Rotor 13 mit seiner Welle wieder nach rechts verschieben will.
Dies ist umso leichter möglich, weil die im Motorraum 16 vorhandene Flüssigkeit dabei zunächst durch den Durchlass 27 und die Wellenbohrung 28 nach der Niederdruck seite gut entweichen kann. Je mehr der Rotor jedoch nach rechts gedrückt wird, desto weniger Flüssig keit kann durch den Durchlass 27 entweichen, weil sich dabei die Flansche 21 und 23 nähern, während sich gleichzeitig auch der Durchlass 25 am pumpen nahen Lager wieder öffnet. Hierdurch verringert sich der Druck im Spaltraum 9 erneut, während sich der Druck im Raum 16 wieder erhöht.
Nach ganz kurzer Zeit ergibt sich dabei dann ein sehr stabiler Gleichgewichtszustand, in dem der Rotor ungefähr die Mittelstellung seines axialen Spiels einnimmt. Zugleich ist damit auch der gewünschte gute Axial schubausgleich erzielt, und zwar, wie er sich jeweils der Grösse und der Belastung der Pumpe entspre chend ergibt. Dabei schwebt die Pumpen- bzw. Rotorwelle 1 gewissermassen in dem in der beschrie benen Weise geschaffenen Flüssigkeitslager. Dabei bleibt auch ein Abrieb an den Flanschen 21 bis 24 und in den Lagern vermieden, weil diese Flansche sich nicht direkt berühren, sondern stets eine Flüs sigkeitsschicht zwischen sich haben.
Durch Veränderung des Durchmessers der ge nannten Flansche 21 bis 24 lassen sich die jeweils gewünschten optimalen Arbeitsverhältnisse gut errei chen. Je nach den gegebenen Bedingungen kommt es dabei auch in Frage, entweder die Flansche der Buchsen des pumpennahen Lagers in ihrem Durch messer grösser zu wählen als die Flansche der Buch sen des pumpenfernen Lagers oder umgekehrt.
Centrifugal pump, in particular multistage centrifugal pump The invention relates to a centrifugal pump and in particular to a multistage centrifugal pump which is driven by a canned motor whose gap space is closed to the liquid space of the pump.
Such centrifugal pumps driven by a canned motor are already known per se. In this case, the pump fluid reaching the gap in the motor has the task of cooling and lubricating the motor.
It is known that an axial thrust occurs in centrifugal pumps. Numerous measures are known that are intended to compensate for this axial thrust. Especially for multi-stage centrifugal pumps driven by a canned motor, in which the thrust force mentioned is particularly high, no satisfactory solution to their sufficient compensation has been found so far.
The invention is based on the object of compensating for the axial thrust in a novel way, specifically with the aid of the pumping liquid introduced into the gap space of the driven canned motor. According to the invention, a passage after a point of low pressure of the pump is provided for the pump fluid present in the motor on both sides of its gap space.
Since this passage is located on the parts used to support the motor shaft and the motor shaft is also provided with axial play in order to use this play to change the cross-section of the two-sided passageways for the pumping fluid to the pump close.
As a result of these measures, it is now possible, as will be explained in more detail below, to compensate for the large axial thrust in multistage centrifugal pumps in an optimal and satisfactory manner. to reach.
The mentioned connection from the gap of the motor to a point of low pressure of the pump for the passage of the pump fluid can be designed particularly expediently if the bearings of the motor shaft, as known per se, are chosen so that they are firmly connected to the motor shaft connected bushing and a bushing that receives this bushing and is firmly connected to the motor housing, in which case in each of these bearings between these bushes, which are also provided with flanges on the rotor side,
a passage for the pumped liquid is provided. These passage paths of each bearing provided on both sides of the gap space are made dependent in their passage cross-section on the axial position that the motor shaft assumes in each case in such a way that they can alternately at least partially open and close with the intended axial play that the motor shaft has.
The passage in the bearing parts is expediently provided on the inner bore of the stationary bearing bushing, namely in the form of continuous recesses with a semicircular cross-section that run in the axial direction and are evenly distributed over the circumference of said bore. However, any other recess shape can also be selected.
The recesses can, if necessary, also be placed in the outer casing of the bearing bushings rotating with the shaft of the motor. The diameter of the flanges of said sockets and the size of the entire passage cross-section, which is seen in the bearing parts before, can vary according to the respective axial thrust compensation to be achieved and possibly z. B. even be provided an adjustable by intermediate layers.
The invention is explained and described in more detail below with its A details in an exemplary embodiment with reference to drawings.
Fig. 1 is a view of a multistage centrifugal pump, shown in a horizontal central longitudinal section, in which the axial thrust compensation corresponding to the invention is applied.
FIG. 2 is shown enlarged, a vertical cross section corresponding to the section line 11-II in FIG. 1.
In the pump shown, P is part of the pump which, as is known per se, has several stages connected one behind the other. This pump part P is driven by a canned motor M, which is also known per se. The rotor of the engine and the pump have a common shaft 1. The pumped liquid enters the pump at the low-pressure side inlet connection 2 and leaves it again at the high-pressure side outlet connection 4 after passing through the wheels 3 connected one behind the other.
The housing part 5 of the motor M is firmly screwed with its pump-side end face 6 to a bearing plate 7 which closes the pump P from the motor M.
In the end shield 7 there is a passage opening 8 which is connected to the high pressure side of the pump and allows a small part of the pump fluid to enter the so-called gap space 9 of the motor, which is located between the stator encapsulated by the cylindrical wall 10 > 11 </B> and the rotor 13, which is also encapsulated to the outside by a jacket 12. A certain distance 14 is maintained between the cylindrical wall 10 and the rotor casing 12, so that the liquid under the pump pressure can also reach the bearing of the shaft 1 remote from the pump according to the arrows 15 shown.
Both the shaft bearing away from the pump and the shaft bearing close to the pump each contain a bearing bush 17 or 18 firmly connected to the end shield 7. Each bearing also contains a bush 19 or 20, which is firmly connected to the shaft 1 and therefore rotates with it. The bearing bushes 17 and 18 have flanges 21 and 22 lying on the rotor side. The bushings 19 and 20 are also provided with flanges 23 and 24 such as these. The mentioned flanges 21 to 24 can have the same or different diameters. It is important that the motor shaft 1 is provided with a certain axial play, which is approximately 2 to 3 mm.
There remains a maximum distance of the size mentioned between the said flanges 21 and 23 or 22 and 24, which is distributed in half over both bearings when the shaft 1 assumes its central position in its axial play.
Furthermore, a passage 25, 27 to a point of low pressure of the pump is provided between the matching bearing bushes and liners 17 and 19 or 18 and 20, so that the liquid under the pump pressure that is in the motor gap 9 or 16 is provided , a part of the space between the flanges 21 to 24 and through the passage between the said sockets 17 to 20 can pass through to the point of low pressure of the pump.
For this purpose, the passage 25 in the bearing near the pump is connected to the inlet of the last impeller of the pump, namely through the bores 26. The passage 27 in the bearing remote from the pump, however, leads to a bore 28 which penetrates the shaft 1 in its center and in the pump inlet 2 opens. Said passages 25 and 27 are expediently provided axially continuously with a semicircular cross-section in the bore of each of the bearing bushes 17 and 18, namely evenly distributed over the circumference of this bore surface (see FIG. 2).
The axial thrust compensation according to the invention works as follows: When the pump starts up, pump fluid with the corresponding pressure comes from the high pressure side via the passage opening 8 according to the arrows 15 into the motor gap 9. This has the consequence that the rotor 13 of the motor at provided axial play of the shaft 1 is initially pressed in the direction away from the pump to the right, because the pumped liquid acts strongly on the left end face 29 of the rotor.
The faster the pump then starts running and the higher the pump pressure, the greater the axial thrust. The consequence of this is that the motor shaft 1 now wants to move to the left of the pump in accordance with its intended axial play. The passage 25 in the bearing close to the pump has the tendency to close because the flanges 22 and 24 are approaching each other and thus no longer want to let pump liquid pass between them. The consequence of this is that the liquid pressure in the gap 9 increases again and wants to move the rotor 13 with its shaft to the right again.
This is all the easier because the liquid present in the engine compartment 16 can initially easily escape through the passage 27 and the shaft bore 28 to the low-pressure side. However, the more the rotor is pushed to the right, the less fluid can escape through the passage 27 because the flanges 21 and 23 approach each other while the passage 25 at the bearing close to the pump opens again at the same time. This reduces the pressure in the gap space 9 again, while the pressure in space 16 increases again.
After a very short time, a very stable state of equilibrium then results, in which the rotor takes approximately the middle position of its axial play. At the same time, the desired good axial thrust compensation is achieved, as it results in each case according to the size and the load on the pump. The pump or rotor shaft 1 floats to a certain extent in the liquid store created in the manner described. Abrasion on the flanges 21 to 24 and in the bearings is also avoided because these flanges do not touch each other directly, but always have a liquid layer between them.
By changing the diameter of the ge-called flanges 21 to 24, the optimal working conditions desired in each case can be achieved well. Depending on the given conditions, it is also possible to choose either the diameter of the flanges of the bushes of the bearing close to the pump than the flanges of the bushes of the bearing remote from the pump or vice versa.