EP1977112A1 - Kreiselpumpe mit axialschubausgleichseinrichtung - Google Patents

Kreiselpumpe mit axialschubausgleichseinrichtung

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EP1977112A1
EP1977112A1 EP07711923A EP07711923A EP1977112A1 EP 1977112 A1 EP1977112 A1 EP 1977112A1 EP 07711923 A EP07711923 A EP 07711923A EP 07711923 A EP07711923 A EP 07711923A EP 1977112 A1 EP1977112 A1 EP 1977112A1
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EP
European Patent Office
Prior art keywords
centrifugal pump
pressure
shaft
impeller
axial
Prior art date
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Application number
EP07711923A
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English (en)
French (fr)
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EP1977112B1 (de
Inventor
Anja Dwars
Norbert Kastrup
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
KSB AG
Original Assignee
KSB AG
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Publication date
Application filed by KSB AG filed Critical KSB AG
Publication of EP1977112A1 publication Critical patent/EP1977112A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1977112B1 publication Critical patent/EP1977112B1/de
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Anticipated expiration legal-status Critical

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/08—Sealings
    • F04D29/16—Sealings between pressure and suction sides
    • F04D29/165—Sealings between pressure and suction sides especially adapted for liquid pumps
    • F04D29/167—Sealings between pressure and suction sides especially adapted for liquid pumps of a centrifugal flow wheel
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/04—Shafts or bearings, or assemblies thereof
    • F04D29/041—Axial thrust balancing
    • F04D29/0413—Axial thrust balancing hydrostatic; hydrodynamic thrust bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/04—Shafts or bearings, or assemblies thereof
    • F04D29/041—Axial thrust balancing
    • F04D29/0416—Axial thrust balancing balancing pistons

Definitions

  • the invention relates to a single-stage centrifugal pump with Axialschubaus GmbHseinrich- device, wherein in the housing of the centrifugal pump connected to a shaft impeller is rotating, at least one arranged between the impeller and housing split ring seal forms a discharge space, the discharge chamber connected to a pressure-transmitting connection to the pressure range of the centrifugal pump is, and between shaft and housing a shaft seal is arranged.
  • a generic Axialschubentlastungs is known from DE 196 31 824 A1.
  • a first radially-flowing regulating gap is arranged between the impeller outlet and a suction-side radial bearing.
  • Such a suction-side shaft bearing is designed as a sliding bearing, arranged directly on the Laufradsaugmund and consuming to produce.
  • a second radially flowed control gap is arranged in the pressure-side impeller region with respect to the first control gap on a smaller diameter.
  • a control device for an axial thrust compensation of a hydrostatic thrust bearing assembly is known by a compressor, in which the change in the carrying capacity is achieved with a hydrostatic device.
  • a shaft which drives the impeller is radially held in a bearing carrier in two cylinder bearings and is additionally axially positioned in two disk-shaped thrust bearings.
  • a continuously pumping device generates in the thrust bearings a hydrostatic bearing pressure which can vary depending on the gap width of the bearing.
  • Axial shifts of the shaft lead to such changes in the gap width and influence the hydrodynamic bearing pressures in the two thrust bearings.
  • a pressure difference between the two bearings serves as a control variable for a control valve of an axial thrust compensating device of the impeller. It has a complex structure which is suitable for spe- particular special cases is justified.
  • the disadvantage here is the risk of environmental hazards due to the complex lubricant lines, as they can leak or be damaged.
  • the DD 231 829 A1 shows in a centrifugal pump another method for compensating for an axial thrust.
  • a compensating piston rotating with the shaft is arranged in an additional housing part, the diameter of which corresponds approximately to half the impeller diameter.
  • a long throttle section is formed, whereby, seen in the flow direction, form different pressure regions in front of and behind the balance piston.
  • two pressure measuring points which measure the pump pressure in the discharge nozzle and in the space behind the balance piston, a pressure difference that can be determined from this is transmitted to a computer.
  • the signal of a speed measuring device is fed into the computer. The computer determines when a difference between axial thrust and
  • Balancing force of the balance piston a relief pressure for the space behind the balance piston. And by a control signal to a control valve, the pressure in the area behind the balance piston is changed so far until a state of equilibrium and thus relief of the shaft bearing occurs.
  • the disadvantage is the detection and processing of three parameters and the use of a special compensating piston, which does not contribute directly to the function of the pump, increases the volume and variety of parts and increases the susceptibility to failure.
  • the invention is therefore based on the object to achieve a low-cost and operationally safe reduction of axial thrust, which ensures a high bearing life and a long life of the shaft seal for a roller bearing pump shaft.
  • the solution provides that the shaft is provided in a manner known per se with at least one rolling bearing receiving axial forces, and that a pressure difference between a pressure in the relief space and a point can be achieved via a connection other pressure in the centrifugal pump housing as a direction constant and permissible axial force presses the rotating pump parts against the rolling bearing. This ensures a continuous and defined load for the bearings and also for the shaft seal. It has been recognized that the cause of damage to bearings and seals is a problem with known balancing devices that only achieves an insufficient reduction of the axial force at certain operating points or that it is not possible to avoid oscillation of the axial force by the value 0.
  • the dimensions of the split-ring seals, the shaft seal chamber and the relief chamber are selected in order to achieve a defined axial thrust on the force-absorbing rolling bearing via the connection and the different pressures.
  • the acting axial force is smaller than the permissible bearing load of the force-absorbing rolling bearing, whereby the bearing life is extended.
  • a throttling device arranged in the connection in the relief space adjusts the directionally constant axial force arising from the pressure difference to the rolling bearing.
  • a centrifugal pump operation with approximately constant operating parameters, it is a fixed or adjustable throttle device.
  • the throttle device is designed as a permanently adjustable throttle device.
  • the direction constant axial force generated on the bearings is by a arranged in the connection, adjustable or controllable throttle device in the discharge space.
  • Their size is chosen so that it always lies well below the permissible axial bearing force in order not to adversely affect the bearing life. And their size is chosen so large that a self-adjusting axial force prevents floating of the rotating parts and thus their premature destruction reliable.
  • a variable via the connection in its pressure relief space on the suction side or the pressure side of the impeller is arranged.
  • only one relief space is changed in its pressure via the pressure-transmitting connection, in order to obtain a defined axial force on the rolling bearing.
  • the connection can be made between the suction side or the pressure side of the pump. This depends on the dimensions inside the pump housing and those of the impeller.
  • a sensor detects an axial roller bearing load
  • a controller generates with the sensor signal an actuating signal for an adjustable throttle device and the throttle device sets in the discharge space a rolling bearing loading axial force.
  • the senor detects the axial bearing load according to size and direction.
  • one or more controller characteristic (s) stored in the controller corrects or corrects influences that alter the axial bearing load.
  • the controller processes these signal values and restores the permissible operating status with the help of one or several controller characteristic (s).
  • Fig. 1 - 4 different configurations of a discharge space on the impeller of a single-stage centrifugal pump.
  • FIG. 1 shows a centrifugal pump housing 1 with an impeller 2 arranged therein and a pump cover 3 closing the housing.
  • Impeller 2 has a suction-side throttle gap in the region of the impeller inlet in the form of a gap seal 4, which ensures high pressure in the impeller side space 5 on the intake side and gap losses reduced.
  • the impeller 2 on a larger diameter has a second, here pressure-side gap seal 6, which ensures a high pressure in the larger impeller side impeller side space 7.
  • the pressure-side gap seal 6 bounded or enveloped with its diameter a arranged on a smaller diameter discharge chamber 8, which is connected via a connection 13 with an adjustable throttle device 14 disposed therein with a location other pressure, here the discharge nozzle 15 of the centrifugal pump.
  • the connection 13 may be designed as a conventional conduit system.
  • the location of other pressure selected in FIG. 1 has a higher pressure than that of the relief space 8 and the choice of location is dependent on the later operating conditions of a pump.
  • the location of other pressure may be in the area of the impeller outlet, a guide, the discharge nozzle or the place is considered an ex- Ternes pressure reservoir formed.
  • the pressure level on the impeller back or in the impeller side impeller range is set to a value. From the area ratios in the suction-side impeller side space 5, in the pressure-side impeller side space 7 and in the relief space 8 as well as the pressures in these spaces, different forces result. Another force results from the
  • the rolling bearing 11 is formed in the embodiment shown as a pure radial bearing, while two paired bearings 11.1 and 11.2 record the radial and axial forces due to their training. They consist of two angular contact ball bearings, whereby other types of rolling bearings are applicable.
  • the shaft 10 which is mounted here in a bearing carrier 12, may also be formed with elimination of the bearing carrier as part of a driving electric motor.
  • the bearings of the motor are dimensioned accordingly to accommodate an axial thrust of the pump can.
  • the appropriately designed bearing support 12 or the pump cover 3 can be provided with a - known per se, not shown here - short stub shaft, which would be held only in a rolling bearing 11.1. Their shaft end would then be connected to a stub shaft of a block motor.
  • the pressure level in the discharge chamber 8 is set during operation over a wide range of values.
  • relief holes 9 on the impeller 2 is no longer necessary and available.
  • the pressure in the relief chamber 8 and a shaft seal chamber 16 is adjusted so that a resulting axial force F A is formed as a fixed bearing shaft bearing in the form of rolling bearings 11.1, 11.2 always below their allowable limits. If, during the life of a pump due to wear in the gap seal 4 or 6 set other pressure conditions in space 5 and / or 8 or vibrations of the rotating parts occur, so by simply adjusting the throttle device 14 of the original load condition of the bearings restored become.
  • Fig. 2 corresponds in construction to the illustration in Fig. 1, but the pressure-side Entlastungsra ⁇ m 8 via the connection 13 with the suction side 18 of the centrifugal pump is in operative connection. Also in this case, the impeller 2 is equipped without relief bores. Instead, the pressure level in the discharge chamber 8 and shaft seal chamber 16 is adjusted by means of the adjustable throttle device 14.1 so that the load on the shaft seal 17 and the rolling bearing 11.1, 11.2 always below the allowable bearings Limits are.
  • a sensor 19 which is connected to a controller 20 is used. Changes in the storage condition are detected by the sensor 19 and passed on to the controller 20 on. This determines a controller signal, with the aid of which the controllable throttle device 14.1 adjusted and the permissible axial force F A is set again.
  • Fig. 3 shows a variant in which a suction-side relief space 21 is formed by a second, arranged on a larger diameter, suction-side throttle gap in the form of a gap seal 22 with a gap diameter D and a gap width s.
  • the pressure-side relief space shown in FIGS. 1 and 2 is omitted in this variant.
  • This suction-side relief space 21 is connected via the connection PLEg 13 with integrated throttle device 14 with the pressure range of Druckstut- zen 15 connected to the centrifugal pump. By appropriate adjustment of the throttle device 14, the generation of the continuous axial force F A is ensured.
  • Fig. 4 shows a variant of Fig. 3, wherein the centrifugal pump is designed for operation with a very high inlet pressure.
  • the suction-side relief space 21 is connected to the suction region 18 via the pressure-carrying connection 13 in order to ensure the defined axial force F A on the shaft bearing 11.1, 11.2.
  • the axial force F A can be influenced.
  • a bearing load sensor is arranged in the region of the axial forces receiving bearing, which consists of two bearings 11.1, 11.2 in the form of angular contact ball bearings, which continuously determines the axial force. It can also be found in the embodiments of FIGS. 1 and 3 use. It provides a signal to a control device 20, which compares a respective existing axial force F A with a stored setpoint. In the event of a deviation, the control device 20 generates a control signal for an adjustable throttle device 14.1. This regulates the pressure in the relief chamber 8 or 21 to a value which has a defined, low axial force F A for the rolling bearings 11.1, 11.2 result.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine einstufige Kreiselpumpe mit Axialschubausgleichseinrichtung, wobei im Gehäuse der Kreiselpumpe ein mit einer Welle verbundenes Laufrad rotierend angeordnet ist. Mindestens eine zwischen Laufrad und Gehäuse angeordnete Spaltringabdichtung bildet einen Entlastungsraum, wobei der Entlastungsraum mit einer druckübertragenden Verbindung an den Druckbereich der Kreiselpumpe angeschlossen ist. Und zwischen Welle und Gehäuse ist eine Wellenabdichtung angeordnet. Die Welle ist in an sich bekannter Weise mit mindestens einem Axialkräfte aufnehmenden Wälzlager versehen. Über die Verbindung wirkt eine Druckdifferenz zwischen einem Druck im Entlastungsraum und einer Stelle anderen Druckes im Kreiselpumpengehäuse als eine richtungskonstante und zulässige Axialkraft auf die rotierenden Pumpenteile. Diese Axialkraft wirkt auf das Wälzlager als eine richtungskonstante, unterhalb einer zulässigen Lagerbelastung liegende Kraft ein.

Description

Beschreibung
Kreiselpumpe mit Axialschubausgleichseinrichtung
Die Erfindung betrifft eine einstufige Kreiselpumpe mit Axialschubausgleichseinrich- tung, wobei im Gehäuse der Kreiselpumpe ein mit einer Welle verbundenes Laufrad rotierend angeordnet ist, mindestens eine zwischen Laufrad und Gehäuse angeordnete Spaltringabdichtung einen Entlastungsraum bildet, der Entlastungsraum mit einer druckübertragenden Verbindung an den Druckbereich der Kreiselpumpe angeschlossen ist, und zwischen Welle und Gehäuse eine Wellenabdichtung angeordnet ist.
Das Prinzip einer Axialschubentlastung ist im KSB-Kreiselpumpenlexikon, 3. aktualisierte Ausgabe, Juli 1989, Seiten 32 - 37, beschrieben. Die älteste Art der Axialschubentlastung gemäß Bild 7 sieht vor, dass ein Laufrad mit saug- und druck- seitigen Dichtspalten versehen ist. Der im druckseitigen Radseitenraum angeordnete Dichtspalt ist als ein Drosselspalt ausgebildet und trennt zwei Räume unterschiedlichen Druckniveaus. Ein auf kleinerem Durchmesser angeordneter Entlastungsraum wird durch Entlastungsbohrungen, die in der die Laufradschaufeln haltenden Tragscheibe des Laufrades angeordnet sind, zur Saugseite des Laufrades hin entspannt. Damit wird - in Abhängigkeit von den jeweiligen Betriebsbedingungen - eine gewünschte Reduktion der Axialkräfte auf das Laufrad und die anderen rotierenden Bauteile erreicht.
Eine gattungsgemäße Axialschubentlastungseinrichtung ist durch die DE 196 31 824 A1 bekannt. Zusätzlich ist im saugseitigen Laufradbereich ein erster radial durch- strömter Regelspalt zwischen dem Laufradaustritt und einem saugseitigem Radiallager angeordnet. Ein solches saugseitiges Wellenlager ist als Gleitlager ausgebildet, unmittelbar auf dem Laufradsaugmund angeordnet und aufwendig herzustellen. Weiter ist im druckseitigen Laufradbereich gegenüber dem ersten Regelspalt auf kleinerem Durchmesser ein zweiter radial durchströmter Regelspalt angeordnet. Mit dieser Regelspalten-Lösung ist ein vollständiger Ausgleich des vom Laufrad erzeugten hydraulischen Axialschubes und in axialer Richtung ein berührungsfreier Betrieb des Laufrades möglich. Ein zusätzliches Axiallager ist für den normalen Betriebszustand nicht mehr erforderlich. Allenfalls für kurzzeitig zu durchfahrende Betriebszu- stände während einer Anfahr- oder Auslaufphase einer Pumpe sind sicherheitshalber die Regelspalte begrenzenden Flächen als Axiallagerflächen ausgebildet.
Eine andere Einrichtung zum Axialschubausgleich für ein- oder mehrstufige Kreiselpumpen mit geschlossenen Laufrädern ist durch die DE 34 36 979 A1 bekannt. Hierbei sind in einer Trennwand zwischen einem Gehäuseringraum und dem saugseiti- gen Seitenraum des Laufrades eine oder mehrere Druckausgleichsöffnungen angeordnet. Diese Lösung wird bei Anwendungsfällen verwendet, bei denen sich mit den herkömmlichen Einrichtungen zum Axialschubausgleich noch kein befriedigendes Ergebnis erzielen lässt. Sie dient vor allem einer Korrektur bei bereits bestehenden Kreiselpumpen. Solch ein Spezialfall ist gewöhnlich bei Großpumpen gegeben, die in komplexen Anlagen eingebaut sind.
Durch die DE 20 43 550 C2 ist von einem Kompressor eine Steuereinrichtung für einen Axialschubausgleich einer hydrostatischen Drucklageranordnung bekannt, bei der die Veränderung der Tragfähigkeit mit einer hydrostatischen Einrichtung erreicht wird. Dazu ist eine das Laufrad antreibende Welle in einem Lagerträger in zwei Zy- linderlagem radial gehalten und zusätzlich in zwei scheibenförmigen Drucklagern axial positioniert. Eine kontinuierlich fördernde Pumpeinrichtung erzeugt in den Drucklagern einen hydrostatischen Lagerdruck, der sich in Abhängigkeit von der Spaltweite des Lagers verändern kann. Axiale Verschiebungen der Welle führen zu solchen Änderungen der Spaltweite und beeinflussen in hydrodynamischer Weise die Lagerdrücke in den beiden Drucklagern. Eine Druckdifferenz zwischen den bei- den Lagern dient als Steuergröße für ein Regelventil einer Axialschubausgleichs- einrichtung des Laufrades. Sie verfügt über einen komplexen Aufbau, der für spe- zielle Sonderfälle gerechtfertigt ist. Nachteilig ist hier das Risiko einer Umweltgefährdung durch die aufwendigen Schmiermittelleitungen, da diese undicht oder beschädigt werden können.
Und die DD 231 829 A1 zeigt bei einer Kreiselpumpe ein anderes Verfahren zum Ausgleich eines Axialschubes. Hinter dem Laufrad ist in einem zusätzlichen Gehäuseteil ein mit der Welle rotierender Ausgleichskolben angeordnet, dessen Durchmesser ungefähr dem halben Laufraddurchmesser entspricht. Zwischen dem Ausgleichskolben und dem umgebenden Gehäuse ist eine lange Drosselstrecke ausgebildet, wodurch sich, in Strömungsrichtung gesehen, vor und hinter dem Ausgleichskolben unterschiedliche Druckbereiche ausbilden. Mit Hilfe von zwei Druckmessstellen, die den Pumpendruck im Druckstutzen und im Raum hinter dem Ausgleichskolben messen, wird eine daraus ermittelbare Druckdifferenz an einen Rechner übermittelt. Zusätzlich wird das Signal einer Drehzahlmesseinrichtung in den Rechner eingespeist. Der Rechner ermittelt bei einer auftretenden Differenz zwischen Axialschub und
Ausgleichskraft des Ausgleichskolbens einen Entlastungsdruck für den Raum hinter dem Ausgleichskolben. Und durch ein Steuersignal an ein Stellventil wird der Druck im Bereich hinter dem Ausgleichskolben so weit verändert, bis ein Gleichgewichtszustand und somit eine Entlastung des Wellenlagers eintritt. Nachteilig ist die Erfas- sung und Verarbeitung von drei Parametern und die Verwendung eines speziellen Ausgleichskolbens, der nicht ummittelbar zur Funktion der Pumpe beiträgt, deren Bauvolumen und Teilevielfalt vergrößert und die Störanfälligkeit erhöht.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine wenig aufwendige und be- triebssichere Reduzierung des Axialschubs zu erreichen, die für eine wälzgelagerte Pumpenwelle eine hohe Lagerlebensdauer sowie eine hohe Lebensdauer der Wellenabdichtung gewährleistet.
Die Lösung sieht vor, dass die Welle in an sich bekannter Weise mit mindestens ei- nem Axialkräfte aufnehmenden Wälzlager versehen ist und dass über eine Verbindung eine Druckdifferenz zwischen einem Druck im Entlastungsraum und einer Stelle anderen Druckes im Kreiselpumpengehäuse als eine richtungskonstante und zulässige Axialkraft die rotierenden Pumpenteile gegen das Wälzlager presst. Damit ist für die Lager und auch auf die Wellendichtung eine kontinuierliche und definierte Belastung gewährleistet. Es wurde erkannt, ursächlich für Schäden an Lagern und WeI- lenabdichtungen ist ein Problem von bekannten Ausgleichseinrichtungen bei bestimmten Betriebspunkten nur eine unzureichende Reduzierung der Axialkraft zu erreichen oder auch ein Pendeln der Axialkraft um den Wert 0 nicht vermeiden zu können. Der im letztgenannten Fall bedingte Vorzeichenwechsel einer solchen geringen Axialkraft führt zum sogenannten Schwimmen der rotierenden Teile. Dies stellt sich als deren wechselnde axiale Bewegung mit nennenswerter Frequenz zwischen den Anschlägen der Axiallagerung dar. Solche minimalen oszillierenden Bewegungen haben neben den Beschädigungen der Lager und der Wellenabdichtungen auch eine nachteilige Geräuschentwicklung zur Folge und werden erfindungsgemäß vermieden.
Da für die Auslegung einer Kreiselpumpe die jeweiligen Betriebsbedingungen bekannt sind, werden die Abmessungen der Spaltringabdichtungen, des Wellendichtungsraums und für den Entlastungsraum entsprechend ausgewählt, um über die Verbindung und die unterschiedlichen Drücke einen definierten Axialschub auf das Kräfte aufnehmende Wälzlager zu erreichen. Dabei ist nach einer Ausgestaltung die einwirkende Axialkraft kleiner als die zulässige Lagerbelastung des kräfteaufnehmenden Wälzlagers, wodurch die Lagerlebensdauer verlängert wird.
Nach weiteren Ausgestaltungen stellt eine in der Verbindung angeordnete Drossel- einrichtung im Entlastungsraum die aus der Druckdifferenz entstehende richtungskonstante Axialkraft auf das Wälzlager ein. Für einen Kreiselpumpenbetrieb mit annähernd konstanten Betriebsparametern ist es eine feste oder einstellbare Drosseleinrichtung. Für Betriebszustände, bei denen die Varianz der Betriebsparameter sehr gering ist oder die eine Adaption an veränderte Betriebsparameter nicht erfordern, ist die Drosseleinrichtung als eine fest einstellbare Drosseleinrichtung ausgebildet. Und für Einsatzfälle mit veränderlichen Betriebsparametern einer Kreiselpumpe wird durch eine in der Verbindung angeordnete, einstell- oder regelbare Drosseleinrichtung in dem Entlastungsraum die richtungskonstante Axialkraft auf das Wälzlager erzeugt. Dadurch wird immer eine geringe und in ihrer Richtung unveränderliche Axialkraft beibehalten. Deren Größe wird so gewählt, dass sie immer wesentlich unter- halb der zulässigen Axiallagerkraft liegt, um die Lagerlebensdauer nicht negativ zu beeinträchtigen. Und ihre Größe wird so groß gewählt, dass eine sich einstellende Axialkraft ein Schwimmen der rotierenden Teile und damit deren vorzeitige Zerstörung zuverlässig verhindert.
Nach einer weiteren Ausgestaltung ist ein über die Verbindung in seinem Druck veränderbarer Entlastungsraum auf der Saugseite oder der Druckseite des Laufrades angeordnet. Somit wird über die druckübertragende Verbindung immer nur ein Entlastungsraum in seinem Druck verändert, um eine definierte Axialkraft auf das Wälzlager zu erhalten. Die Verbindung kann dabei zwischen der Saugseite oder der Druckseite der Pumpe hergestellt werden. Dies ist abhängig von den Abmessungen innerhalb des Pumpengehäuses und von denen des Laufrades.
Nach einer weiteren Ausgestaltung erfasst ein Sensor eine axiale Wälzlagerbelastung, ein Regler erzeugt mit dem Sensorsignal ein Stellsignal für eine verstellbare Drosseleinrichtung und die Drosseleinrichtung stellt im Entlastungsraum eine das Wälzlager belastende Axialkraft ein. Dies hat den zusätzlichen Vorteil der Unabhängigkeit der Regelung vom Verschleißverhalten der flüssigkeitsberührten Teile. Eine Größenveränderung in einem der Laufrad-Drosselspalte würde andere Druckverhältnisse in dem Entlastungsraum und damit andere Kräfte auf das Wälzlager bedingen. Solche sich während einer längeren Betriebsdauer allmählich einstellende Veränderungen werden aber durch den Sensor sofort erfasst und vom Regler in Form eines angepassten Reglersignals kompensiert.
Hierbei erfasst der Sensor die axiale Lagerbelastung nach Größe und Richtung. Da- zu sieht eine Weiterung vor, dass eine oder mehrere im Regler hinterlegte Regler- kennlinie(n) die axiale Lagerbelastung verändernde Einflüsse korrigiert oder korrigie- ren. Mit Hilfe des Sensorsignals werden im Bereich des Lagers auftretende Instabilitäten, Axialkräfte und/oder Drücke in einem Entlastungs- und/oder Wellendichtungsraum erfasst. Der Regler verarbeitet diese Signalwerte und stellt mit Hilfe einer oder verschiedener Reglerkennlinie(n) den zulässigen Betriebszustand wieder her. Somit wird auch bei unkalkulierbaren Betriebssituationen, die durch überraschende äußere Einflüsse bedingt sind, zuverlässig eine Überlastung und damit eine Schädigung der Lager und der Wellendichtung verhindert.
Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in den Zeichnungen dargestellt und werden im folgenden näher beschrieben. Es zeigen die
Fig. 1 - 4 verschiedene Ausbildungen eines Entlastungsraumes am Laufrad einer einstufigen Kreiselpumpe.
Fig. 1 zeigt ein Kreiselpumpengehäuse 1 mit einem darin angeordneten Laufrad 2 und einem das Gehäuse verschließenden Pumpendeckel 3. Das Laufrad 2 verfügt im Bereich des Laufradeintritts über einen saugseitigen Drosselspalt in Form einer Spaltdichtung 4, der einen hohen Druck im saugseitigen Laufradseitenraum 5 gewährleistet und Spaltverluste reduziert. In Abhängigkeit von den Betriebsbedingun- gen einer solchen Kreiselpumpe weist das Laufrad 2 auf größerem Durchmesser eine zweite, hier druckseitige Spaltdichtung 6 auf, die im größeren Durchmesserbereich einen hohen Druck im druckseitigen Laufradseitenraum 7 gewährleistet. Die druckseitige Spaltdichtung 6 begrenzt oder umhüllt mit ihrem Durchmesser einen auf kleinerem Durchmesser angeordneten Entlastungsraum 8, der über eine Verbindung 13 mit einer darin angeordneten einstellbaren Drosseleinrichtung 14 mit einem Ort anderen Druckes, hier dem Druckstutzen 15 der Kreiselpumpe, verbunden ist. Die Verbindung 13 kann als ein übliches Leitungssystem gestaltet sein. Der in Fig. 1 gewählte Ort anderen Druckes weist einen höheren Druck auf als derjenige vom Entlastungsraum 8 und die Wahl des Ortes ist abhängig von den späteren Betriebsbe- dingungen einer Pumpe. Der Ort anderen Druckes kann im Bereich des Laufradaustrittes, einer Leiteinrichtung, dem Druckstutzen liegen oder der Ort ist als ein ex- ternes Druckreservoir ausgebildet. Infolgedessen wirken auf die einander gegenüberliegenden Stirnflächen des Laufrades aus den verschiedenen Drücken resultierende Kräfte ein, die eine resultierende Axialkraft FA bedingen.
Durch die Wahl des Spaltdurchmessers D der druckseitigen Spaltdichtung 6, deren Spaltweite S und mit Hilfe der Verbindung 13 mit Drossel 14 wird das Druckniveau auf der Laufradrückseite oder im druckseitigen Laufradbereich auf einen Wert eingestellt. Aus den Flächenverhältnissen im saugseitigen Laufradseitenraum 5, im druckseitigen Laufradseitenraum 7 und im Entlastungsraum 8 sowie der Drücke in diesen Räumen resultieren unterschiedliche Kräfte. Eine weitere Kraft resultiert aus dem
Druck im Saugstutzen 18 in Verbindung mit einer Wellendichtung 17 im Raum 16, da letztere gegen Atmosphärendruck abdichtet. Aus den Druckbelastungen auf das Laufrad 2 resultiert eine definierte Axialkraft FA die das Laufrad 2 und die antreibende Welle 10 in Richtung der Wälzlager 11 bis 11.2 schiebt. Von den im Lagerträger 12 angeordneten Wälzlagern ist das Wälzlager 11 in der gezeigten Ausführungsform als ein reines Radiallager ausgebildet, während zwei paarweise angeordnete Wälzlager 11.1 und 11.2 aufgrund ihrer Ausbildung die Radial- und Axialkräfte aufnehmen. Sie bestehen hier aus zwei Schrägkugellagern, wobei auch andere Wälzlagerbauformen anwendbar sind.
Und die Welle 10, die hier in einem Lagerträger 12 gelagert ist, kann ebenso gut unter Wegfall des Lagerträger als ein Bestandteil eines antreibenden Elektromotors ausgebildet sein. In einem solchen Fall sind die Wälzlager des Motors entsprechend dimensioniert, um einen Axialschub der Pumpe aufnehmen zu können. Ist dieses nicht der Fall, kann der entsprechend ausgebildete Lagerträger 12 oder der Pumpendeckel 3 mit einer - an sich bekannten, hier nicht dargestellten - kurzen Steckwelle versehen sein, die nur in einem Wälzlager 11.1 gehalten wäre. Deren Wellenende würde dann mit einem Wellenstumpf eines Blockmotors verbunden werden.
Mit Hilfe der einstellbaren Drosseleinrichtung 14 wird das Druckniveau im Entlastungsraum 8 während des Betriebes über einen großen Wertebereich eingestellt. Bei Verwendung einer Drosseleinrichtung 14 sind bisher übliche, hier gestrichelt dargestellte Entlastungsbohrungen 9 am Laufrad 2 nicht mehr erforderlich und vorhanden . Der Druck im Entlastungsraum 8 und einem Wellendichtungsraum 16 wird so eingestellt, dass eine daraus resultierende Axialkraft FA das als Festlager ausgebildete Wellenlager in Form der Wälzlager 11.1 , 11.2 immer unterhalb von deren zulässigen Grenzwerten liegt. Sollten sich während der Lebensdauer einer Pumpe durch einen Verschleiß in der Spaltdichtung 4 oder 6 andere Druckverhältnisse im Raum 5 und/oder 8 einstellen oder Schwingungen der rotierenden Teile auftreten, so kann durch einfaches Verstellen der Drosseleinrichtung 14 der ursprüngliche Belastungs- zustand der Wälzlager wieder hergestellt werden.
Fig. 2 entspricht im Aufbau der Darstellung in Fig. 1 , wobei jedoch der druckseitige Entlastungsraυm 8 über die Verbindung 13 mit der Saugseite 18 der Kreiselpumpe in Wirkverbindung steht. Auch in diesem Fall ist das Laufrad 2 ohne Entlastungsboh- rungen ausgestattet. Statt dessen erfolgt über die Verbindung 13 eine Entlastung zur Saugseite 18. Auch hier wird mit Hilfe der einstellbaren Drosseleinrichtung 14.1 das Druckniveau im Entlastungsraum 8 und Wellendichtungsraum 16 so eingestellt, dass die Belastung der Wellendichtung 17 und des Wälzlagers 11.1 , 11.2 immer unterhalb der zulässigen Lager-Grenzwerte liegen. Zur Erfassung der Lagerzustände dient ein Sensor 19, der mit einem Regler 20 verbunden ist. Änderungen des Lagerzustandes werden vom Sensor 19 erfasst und an den Regler 20 weiter geleitet. Dieser ermittelt daraus ein Reglersignal, mit dessen Hilfe die regelbare Drosseleinrichtung 14.1 verstellt und die zulässige Axialkraft FA wieder eingestellt wird.
Fig. 3 zeigt eine Variante, bei der ein saugseitiger Entlastungsraum 21 durch einen zweiten, auf größerem Durchmesser angeordneten, saugseitigen Drosselspalt in Form einer Spaltdichtung 22 mit einem Spaltdurchmesser D und einer Spaltweite s gebildet ist. Der in den Fig. 1 und 2 dargestellte druckseitige Entlastungsraum ist bei dieser Variante entfallen. Dieser saugseitige Entlastungsraum 21 ist über die Verbin- düng 13 mit integrierter Drosseleinrichtung 14 mit dem Druckbereich vom Druckstut- zen 15 der Kreiselpumpe verbunden. Durch entsprechende Einstellung der Drosseleinrichtung 14 wird die Erzeugung der kontinuierlichen Axialkraft FA gewährleistet.
Fig. 4 zeigt eine Variante von Fig. 3, wobei die Kreiselpumpe für einen Betrieb mit sehr hohem Zulaufdruck ausgebildet ist. Infolge dessen ist der saugseitige Entlastungsraum 21 mit dem Saugbereich 18 über die druckführende Verbindung 13 verbunden, um die definierte Axialkraft FA auf das Wellenlager 11.1 , 11.2 zu gewährleisten. Auch hier kann mit Hilfe eines Lagersensors 19, einer Regeleinrichtung 20 und einer regelbaren Drosseleinrichtung 14.1 während eines laufenden Betriebes die Axialkraft FA beeinflusst werden.
Bei den Ausführungsformen der Fig. 2 und 4 ist im Bereich des die Axialkräfte aufnehmenden Lagers, das hier aus zwei Wälzlagern 11.1 , 11.2 in Form von Schrägkugellager besteht, ein Lager-Belastungssensor angeordnet, der laufend die Axialkraft ermittelt. Er kann ebenso bei den Ausführungsformen der Fig. 1 und 3 Verwendung finden. Er liefert ein Signal an eine Regeleinrichtung 20, die eine jeweils vorhandene Axialkraft FA mit einem hinterlegtem Sollwert vergleicht. Bei einer Abweichung erzeugt die Regeleinrichtung 20 ein Regelsignal für eine regelbare Drosseleinrichtung 14.1. Diese regelt den Druck im Entlastungsraum 8 oder 21 auf einen Wert ein, der eine definierte, niedrige Axialkraft FA für die Wälzlager 11.1 , 11.2 zur Folge hat.

Claims

Patentansprüche
1. Einstufige Kreiselpumpe mit Axialschubausgleichseinrichtung, wobei im Gehäu- se der Kreiselpumpe ein mit einer Welle verbundenes Laufrad rotierend angeordnet ist, mindestens eine zwischen Laufrad und Gehäuse angeordnete Spaltringabdichtung einen Entlastungsraum bildet, der Entlastungsraum mit einer druckübertragenden Verbindung an den Druckbereich der Kreiselpumpe angeschlossen ist, und zwischen Welle und Gehäuse eine Wellenabdichtung ange- ordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Welle (10) in an sich bekannter
Weise mit mindestens einem Axialkräfte aufnehmenden Wälzlager (11.1 , 11.2) versehen ist und dass über die Verbindung (13) eine Druckdifferenz zwischen einem Druck im Entlastungsraum (8, 21) und einer Stelle anderen Druckes im Kreiselpumpengehäuse (1) als eine richtungskonstante und zulässige Axialkraft (FA) die rotierenden Pumpenteile (2, 10) gegen das Wälzlager (11.1 , 11.2) presst.
2. Kreiselpumpe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Axialkraft (FA) kleiner als die zulässige Lagerbelastung des kräfteaufnehmenden Wälzla- gers (11.1 , 11.2) ist.
3. Kreiselpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass eine in der Verbindung (13) angeordnete Drosseleinrichtung (14) im Entlastungsraum (8, 21) die aus der Druckdifferenz entstehende richtungskonstante Axialkraft (FA) auf das Wälzlager (11.1 , 11.2) einstellt.
4. Kreiselpumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die Drosseleinrichtung (14) einstell- oder regelbar ausgebildet ist.
5. Kreiselpumpe nach Anspruch 1 , 2, 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass ein über die Verbindung (13) in seinem Druck veränderbarer Entlastungsraum (8, 21) auf der Saugseite oder der Druckseite des Laufrades (2) angeordnet ist.
6. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass ein Sensor (19) eine Wälzlagerbelastung erfasst, dass ein Regler (20) mit dem Sensorsignal ein Stellsignal für eine regelbare Drosseleinrichtung (14.1) erzeugt und dass die Drosseleinrichtung (14.1) im Entlastungsraum (8, 21) eine das Wälzlager (11.1 , 11.2) belastende richtungskonstante Axialkraft (FA) ein- stellt.
7. Kreiselpumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Sensor (19) eine axiale Lagerbelastung nach Größe und Richtung erfasst.
8. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass eine oder mehrere im Regler (20) hinterlegte Reglerkennlinie oder Reglerkennlinien die axiale Lagerbelastung verändernde Einflüsse korrigiert oder korrigieren.
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