EP2582983A1 - Doppelflutige kreiselpumpe - Google Patents

Doppelflutige kreiselpumpe

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EP2582983A1
EP2582983A1 EP11723310.6A EP11723310A EP2582983A1 EP 2582983 A1 EP2582983 A1 EP 2582983A1 EP 11723310 A EP11723310 A EP 11723310A EP 2582983 A1 EP2582983 A1 EP 2582983A1
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EP
European Patent Office
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impeller
centrifugal pump
gaps
pump
sealing
Prior art date
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EP11723310.6A
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English (en)
French (fr)
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EP2582983B1 (de
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Manfred Britsch
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Allweiler GmbH
Original Assignee
Allweiler GmbH
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Publication date
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    • F04D1/00—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps
    • F04D1/006—Radial-flow pumps, e.g. centrifugal pumps; Helico-centrifugal pumps double suction pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/406—Casings; Connections of working fluid especially adapted for liquid pumps
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    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05D—INDEXING SCHEME FOR ASPECTS RELATING TO NON-POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, GAS-TURBINES OR JET-PROPULSION PLANTS
    • F05D2210/00—Working fluids
    • F05D2210/10—Kind or type
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    • Y10S417/00—Pumps

Definitions

  • the invention relates to a, preferably single-stage, double-flow centrifugal pump, in particular a cooling water pump for a marine diesel engine or a Balastigan practicepumpe on a ship, with a pump housing and with a rotatably driven shaft rotatably mounted double-flight impeller, with which a fluid from two axial sides of a Low pressure region (suction side) is sucked and in the radial direction in a pressure range (pressure side) is conveyed, wherein the negative pressure region is sealed relative to the overpressure region by means of at least two axially spaced (over the pressure range) sealing gaps between the impeller and at least one stationary pump component, in particular the Pump housing are formed.
  • sealing gaps extend in the axial direction and are formed between the impeller and the pump housing.
  • a resulting radial force component acting on the cantilevered shaft occurs, so that the shaft is deflected in the radial direction with the impeller fixed to it in a rotationally fixed manner.
  • the sealing gaps formed as axial gaps must be dimensioned correspondingly broad.
  • centrifugal pumps are suitable, if the shaft is mounted on one side, only for applications in which comparatively low volume flows have to be conveyed.
  • the impeller bearing shaft is usually mounted on both axial sides of the impeller to minimize the radial deflection movement during operation. In a only one-sided storage of the shaft for these applications Wei Wei would have to be used with a correspondingly large diameter and / or complex storage.
  • the present invention seeks to provide a double-flow centrifugal pump, in particular for large volume flows of at least 500m 3 / h, with a high efficiency without complex design measures is possible.
  • the impeller bearing shaft of the centrifugal pump is to be stored exclusively on one side and have the smallest possible diameter. A striking of the impeller on the pump housing should be safely avoided.
  • the sealing gaps are formed as extending in the circumferential direction and in the radial direction axially between the pump member and the impeller arranged axial gaps whose, preferably measured in the axial direction, gap width is greater than the radial distances of Impeller to all components, which are arranged radially spaced radially outside the impeller.
  • the gap width of the sealing gaps designed as axial gaps is greater than the gap widths of all the other gaps (radial gaps) which are delimited on one side by the impeller.
  • the invention is based on the idea that the sealing gaps between the impeller and at least one pump part, with which the suction side of the centrifugal pump is sealed against the pressure side, with respect to their longitudinal extent extending in the radial direction, ie form as an axial gap.
  • the impeller according to the invention by means of the sealing gaps in the axial direction spaced from the at least one, preferably exclusively a pump component.
  • the gap width of the sealing gap is smaller than the radial distance of the impeller to all components of the pumps located radially outside the impeller.
  • the sealing gaps are characterized by the fact that their axial extent is (substantially) less than their radial extent.
  • the gap width of the axial gap (sealing gap) measured in the axial direction is preferably greater than the gap width measured in the radial direction of a radial gap arranged between the impeller and the pump component bounding the axial gap.
  • the gap width of the sealing gaps is at least 20%, preferably at least 12%, more preferably 6% of the radial distance of the impeller 7 to the axial gap limiting Pumpenbauteii, in particular the pump housing and / or, preferably a housing portion forming insert.
  • sealing gaps each formed as an axial gap. It is preferred, however, only one axial gap provided trained sealing gap, which are understood as sealing gaps in each case the column with the smallest gap width.
  • the sealing gaps are arranged in a region radially inwardly of circumferentially closed radial gaps, via which the impeller is spaced from the at least one, preferably only one, pump component. It is particularly preferred if the axial gaps, starting from the radial gaps in the radial direction extend inwards. Particularly preferred is therefore an embodiment variant in which the axial gaps, at least in a radially inner region, have a smaller distance from the shaft than the radial gaps.
  • the sealing gaps are located within an imaginary circular cylinder whose lateral surface receives the radial gaps in itself. Due to such a variant, the sealing effect is improved.
  • the impeller has a circular cylindrical envelope contour, wherein it is even more preferred if the sealing gaps (axial gaps) between each end face of a cylindrical envelope contour having impeller and the at least one, preferably exclusively one, pump component are formed.
  • an envelope contour can also be provided in which the impeller extends with its outlet region farther outward in the radial direction.
  • the axial sealing gap is arranged in a region which has a smaller radius than a possible radial gap, which is arranged between the pump jet and the impeller.
  • the sealing gaps Due to the inventive design of the sealing gaps as axial gaps, it is possible to measure the gap width of the sealing gaps much lower than in the prior art, without the risk that the impeller at a radial deflection abuts on the sealing gap defining pump component. It is thus possible to achieve a high efficiency of the centrifugal pump by the inventive design of the sealing gaps, since the Fiüsstechniksmenge flowing from the pressure range in the suction region (negative pressure region) is minimized by the small gap width of the sealing gaps. In the radial direction, the distance between the impeller and the pump component and / or other components of the pump can be dimensioned so that there is no risk of collision even with the largest possible occurring during operation deflection of the impeller.
  • the sealing gaps - within the tolerances - exactly in relation to their longitudinal extent in the radial direction is also a slightly curved or slightly oblique configuration of the sealing gaps by a corresponding formation of at least one sealing column bounding component (impeller and / or pump component, in particular pump housing) possible, in particular such that the gap geometry of the curved deflection movement of the impeller, especially in one-sided Shaft bearing follows, so that the gap width, regardless of the degree of deflection of the impeller during operation, at least independently remains constant.
  • the radius of curvature at least approximately corresponds to the distance of the impeller to the bearing of the impeller bearing shaft.
  • the gap width of the sealing gaps designed as axial gaps is selected from a value range between 200 ⁇ m and 2000 ⁇ m, very particularly preferably between 200 ⁇ m and 400 ⁇ m. It is particularly useful if the minimum, ie the smallest radial distance of the impeller to the designed as axial sealing Dichtspaite limiting Pumpenbauteii the centrifugal pump (with a stationary impeller) is selected from a range between 2mm to 10mm. In other words, the distance between the impeller and the aforementioned pump component is preferably greater than the distances of the specified range of values.
  • the aforementioned minimum radial distance is not only the minimum radial distance of the impeller to the at least one, preferably only a sealing column defining pump component, but the minimum radial distance of the impeller to all components of the pump to a collision at radial To prevent deflection safely.
  • An embodiment of the double-flow centrifugal pump in which the sealing gaps are arranged between the end faces of the impeller pointing in the axial direction and the at least one pump component is particularly preferred. In other words, it is preferred if the sealing gaps have the greatest possible axial distance from each other. This can for example be realized in that the impeller has an at least approximately circular cylindrical envelope contour.
  • an imaginary circular cylindrical surface receiving the radial gaps encloses the axial gaps radially on the outside.
  • an axial gap (sealing gap) extending in the radial direction is understood to mean not only an embodiment in which the sealing gaps extend exactly in the radial direction with respect to their longitudinal extent, ie they are, for example, annular disk-shaped. It is also an embodiment conceivable in which the sealing gaps have a small pitch angle or are slightly curved, ie have a large radius of curvature, this preferably, at least approximately, in particular for one-sided bearing shaft, the distance of the respective sealing gap of the shaft bearing.
  • the respective sealing gap is then formed so that the gap width during operation of the centrifugal pump, so not with a possible radial deflection of the impeller, or only slightly as possible, since the gap geometry follows the Ausienkamba.
  • the curvature or chamfering of the sealing string can be realized by a corresponding geometric shape of the impeller and / or the at least one, preferably only one, the sealing gaps on the opposite axial side of the impeller pump component.
  • the angle (inclination angle) of the respective sealing gap to an imaginary, arranged orthogonal to the longitudinal extent of the shaft radial plane is selected from a range of values between 0.01 ° and 2.0 °.
  • a possible radius of curvature is selected from a value range between 200 mm and 1000 mm, preferably 300 mm and 700 mm.
  • the radius of curvature of the respective sealing gap, more precisely at least one surface delimiting the sealing gap (the impeller and / or the pump component) preferably corresponds, at least approximately, to the distance of the respective sealing gap (in particular at a radially innermost region of the sealing gap) to the shaft bearing, in particular on one side stored (pump shaft).
  • the angle of inclination of the gap explained in the description refers to the inclination of at least one surface delimiting the sealing gap (the impeller and / or the pump component) relative to the aforementioned radial plane.
  • the centrifugal pump according to the invention is designed for large volume flow, in particular marine applications.
  • the centrifugal pump for conveying a volume flow from a value range between about 500m 3 / h and about 4000m 3 / h, preferably between about 800m 3 / h and about 1500m 3 / h (for example, smaller Cooling water pump) or between about 1500m 3 / h and about 2300m 3 / h (for example, medium-sized cooling water pump) or between 2300m 3 / h and 3500m 3 / h (for example, larger cooling water pump) is designed, preferably at a maximum head from a range between about 20m and about 50m, preferably about 30m.
  • the double-flow centrifugal pump is realized in a vertical design, that is to say in such a way that the shaft runs perpendicular to a stationary surface of the centrifugal pump. It is particularly preferred if the centrifugal pump is a single-stage centrifugal pump, that is to say exclusively an impeller.
  • the pump housing is a so-called spiral housing, which predetermines the flow path on the suction side to the two axial sides of the impeller and preferably spirally combines two outlet channels on the pressure side.
  • the invention also leads to the use of a trained according to the concept of the invention double-flow centrifugal pump as a cooling water pump for a marine diesel engine or ballast water pump on a ship.
  • 1 is a sectional view of an embodiment of a trained according to the concept of the invention double-flow centrifugal pump
  • FIG. 2 shows a schematic drawing to illustrate the gap conditions
  • Fig. 7 different design options of the sealing gaps.
  • like elements and elements having the same function are denoted by the same reference numerals.
  • a double-flow centrifugal pump 1 is shown in a vertical sectional view in a sectional view.
  • a cooling water pump for a marine diesel engine which is designed to promote a flow rate of 2300m3 / h at a maximum head of 30m.
  • the centrifugal pump 1 comprises a pump housing 2 designed as a spiral housing with a suction-side inlet 3 and a pressure-side outlet 4.
  • a shaft 5 mounted on one side, which is mounted by means of a bearing 6 designed as a ball bearing
  • the end of the shaft 5 carries a doppelflutiges impeller 7 with a substantially circular cylindrical envelope contour.
  • a shaft seal 8 In a region axially between the bearing 6 and the impeller 7 is a shaft seal 8.
  • the shaft 5 passes through in a region above the shaft seal 8 a on the pump housing 2 fixed by screwing cover 9.
  • the impeller 7 separates a negative pressure region 10 (suction side) from an overpressure region 11 (pressure side).
  • the shaft 5 is rotatable by means of a motor, not shown, in particular an electric motor in a conventional manner, said rotating with the shaft 5 impeller 7 from both axial sides of the negative pressure region 10 fluid, here sucking cooling water and in the radial direction outwardly into the overpressure region 11 promotes, wherein the pressure area 11 is divided into two spirally arranged flow channels 12, 13 which are separated by a partition 14 from each other. In the region of the outlet 4, the two flow channels 12, 13 or the fluid streams are brought together again.
  • the radial gaps 15, 16 are not designed as sealing gaps by the approximately 5 mm in the exemplary embodiment shown or do not fulfill a sufficient sealing function.
  • the radial gaps have the shape of Kreiszylindermantelfikieen. If the radial gaps 15, 16 were the only sealing gaps, the centrifugal pump 1 would have an extremely poor efficiency due to the comparatively large gap width, since liquid, here cooling water constantly in large quantity through the radial gaps 15, 16 from the overpressure region 11 in the negative pressure region 10 flow and thus would be promoted directly in a circle.
  • the pump housing 2 engages the impeller 7 at both axial sides, ie up and down in the radial direction inwards, such that between each end face 17, 18th of the impeller 7 and the pump housing 2 (pump component) formed as an axial gap, extending in terms of its longitudinal extent in the radial direction sealing gap 19, 20 is formed is. It is essential that these sealing gaps 19, 20, measured at their narrowest point, have a smaller gap width than the radial gaps 15, 16.
  • the sealing strips 19, 20 are located radially inside the Radiaispaite 15, 16, wherein the radial gaps 15, 16 pass into the sealing gaps 19, 20 and the sealing gaps 19, 20 directly adjacent to the radial gaps 15, 15 at.
  • the gap width of the sealing gaps 19, 20 corresponds to about 400pm.
  • the sealing gaps 19, 20 are, as explained on the one hand in the axial direction bounded by the impeller 7, in the embodiment shown by one end face 17, 18 of the impeller 7 and opposite of a parallel here to the respective end face 17, 18 aligned wall surface 21, 22nd of the pump housing 2.
  • the end faces 17, 18 are displaced substantially parallel to the wall surfaces 21, 22 of the pump housing 2, so that a collision can not occur here.
  • the radial gaps 15, 16 are, as explained, so broadly dimensioned that a collision with the impeller 7, even at a maximum permissible deflection exits.
  • the impeller 7 is surrounded by a pump component 23, here the pump housing 2, more precisely an insert part 24, which forms part of the pump housing 2.
  • the insert can not be formed and arranged forming part of the housing, ie within the pump housing and that at a distance to a housing outside.
  • the liquid flows in arrow directions from the suction side (negative pressure area) 10 to the pressure side (overpressure area) 1 1.
  • sealing gaps 19, 20 are axial gaps, which are formed axially between the pump component 23 and the impeller 7.
  • the gap width s of the sealing gaps 19, 20 is 400 ⁇ in the embodiment shown.
  • the two flat-ring-disk-shaped sealing gaps 19, 20 are spaced apart from one another and separated from one another in the axial direction 15, 16 are provided whose gap width a is greater than the gap width s of the sealing gaps.
  • the gap width a with stationary impeller 7 is about 5mm.
  • the sealing gaps 19, 20 are located radially inside the radial gaps 15, 16, that is, they are spaced less far from the shaft 5 than the radial gaps 15, 16.
  • the radial gaps are circular-cylinder-jacket-shaped.
  • the sealing gaps 19, 20 have approximately the shape of a circular disk.
  • On the provision of the (narrow) radial gaps 15, 16 can also be dispensed with a modified design of the pump component 23. It is also conceivable on at least one of the two axial sides, preferably on both axial sides, of the impeller 7 to provide a plurality of sealing gaps 19, 20, which are preferably located in parcel planes and in which they are each provided with axial gaps.
  • two axially adjacent sealing gaps are connected to one another via a radial gap with a larger gap width than the gap width of the sealing gaps.
  • a stepped gap formation would result, with the axial gap sections representing the sealing gaps. This results in a stepped gap design.
  • the sealing gaps are axial gaps which essentially extend in the radial direction with respect to their longitudinal extent and whose axial extent is (substantially) less than their radial extent.
  • a sealing gap 19 is formed between the impeller 7 and a pump component 23.
  • the sealing gap 19 delimiting portion of the impeller 7 extends in relation to the longitudinal extent of the shaft exactly in the radial direction, whereas the surface portion of the pump member 23 which limits the sealing gap 19 is slightly inclined with respect to a radial plane, here at an angle ⁇ of ⁇ 1 °. This results in a sealing gap inclination by this angle with respect to an imaginary radial plane, in which in the embodiment shown, the illustrated surface portion of the impeller 7 is located.
  • both the sealing gap 19 delimiting surface portion of the impeller 7 and the sealing gap 19 opposite limiting surface portion of the pump member 23 are inclined with respect to a Radiaiebene, in the chiefsbeispiei shown both at the same angle ⁇ from here ⁇ 10 °. It is also the realization of different, but similar inclination angle feasible.
  • the surface section of the impeller 7 delimiting the sealing gap 19 lies in a radial plane relative to the longitudinal extension of the shaft, whereas the surface section of the pump component 23 delimiting the sealing gap 19 is curved, Preferably, the curvature has a radius which has the sealing gap 19 from the bearing of the shaft 5, not shown.
  • both the sealing gap 19 limiting surfaces as both the impeller 7 and the pump member 23 are slightly curved.
  • the sealing gap 19 delimiting surface of the impeller 7 is flat, but at an angle ⁇ of ⁇ 10 ° inclined to the radial plane, whereas the sealing gap 19 bounding surface of Pumpenbauteiis 23 is curved and preferably a curvature radius of 500mm.

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Abstract

Doppelflutige Kreiselpumpe, insbesondere Kühlwasserpumpe für einen Schiffdieselmotor oder Balastwasserförderpumpe, mit einem Pumpengehäuse (2) und mit einem an einer rotatorisch antreibbaren Welle (3) drehfest angeordneten, doppelflutigen Flügelrad (7), mit welchem ein Fluid von zwei Axialseiten aus einem Unterdruckbereich (10) ansaugbar und in radialer Richtung in einen Überdruckbereich (11) förderbar ist, wobei der Unterdruckbereich (10) gegenüber dem Überdruckbereich (11) mittels mindestens zweier axial beabstandeter Dichtspalte (19, 20) abgedichtet ist, die zwischen dem Flügelrad (7) und mindestens einem stationären Pumpenbauteil (23), insbesondere dem Pumpengehäuse (2) und/oder einem Einsatzteil (24), ausgebildet sind. Erfindungsgemäß ist vorgesehen, dass die Dichtspalte (19, 20) als sich in Umfangsrichtung sowie in radialer Richtung erstreckende axial zwischen dem Flügelrad (7) und dem Pumpenbauteil (23) angeordnete Axialspalte ausgebildet sind, deren Spaltbreite (s) geringer ist als der Radialabstand (a) des Flügelrades (7) zu sämtlichen mit Radialabstand zu dem Flügelrad (7) angeordneten Bauteilen.

Description

Doppelflutige Kreiselpumpe
Die Erfindung betrifft eine, vorzugsweise einstufige, doppelflutige Kreiselpumpe, insbesondere eine Kühlwasserpumpe für einen Schiffsdieselmotor oder eine Balastwasserförderpumpe auf einem Schiff, mit einem Pumpengehäuse und mit einem an einer rotatorisch antreibbaren Welle drehfest angeordneten, doppelflutigen Flügelrad, mit welchem ein Fluid von zwei Axialseiten aus einem Unterdruckbereich (Saugseite) ansaugbar und in radialer Richtung in einen Überdruckbereich (Druckseite) förderbar ist, wobei der Unterdruckbereich gegenüber dem Überdruckbereich mittels mindestens zweier axial (über den Überdruckbereich) beabstandeter Dichtspalte abgedichtet ist, die zwischen dem Flügelrad und mindestens einem stationären Pumpenbauteil, insbesondere dem Pumpengehäuse ausgebildet sind. Bei bekannten doppelflutigen Kreiselpumpen verlaufen die als Ringspalte ausgebildeten Dichtspalte in axialer Richtung und sind ausgebildet zwischen dem Flügelrad und dem Pumpengehäuse. Im Betrieb der bekannten Kreiselpumpen kommt es, insbesondere dann, wenn die Kreiselpumpen nicht an ihrem optimalen Arbeitspunkt betrieben werden zu einer resultierenden, auf die einseitig gelagerte Welle wirkenden Radialkraftkomponente, so dass die Welle mit dem drehfest daran festgelegten Flügelrad in radialer Richtung ausgelenkt wird. Um zu verhindern, dass das Flügelrad bei dieser Auslenkbewegung das Pumpengehäuse berührt, müssen die als Axialspalte ausgebildeten Dichtspalte entsprechend breit dimensioniert werden. Dies wiederum führt jedoch zu einem Leistungsverlust der Pumpe, da ständig gefördertes Medium aus dem radialen Überdruckbereich in axialer Richtung durch die Dichtspalte in den Unterdruckbereich (Ansaugbereich) strömt. Hierdurch verschlechtert sich der Wirkungsgrad der bekannten Kreiselpumpen erheblich. Vorgenannte Kreiselpumpen eignen sich, dann, wenn die Welle einseitig gelagert ist, nur für Applikationen, in denen vergleichsweise geringe Volumenströme gefördert werden müssen. Bei doppelflutigen Kreiselpumpen für großvolumenströmige Applikationen, beispielsweise bei Kühlwasserpumpen für einen Schiffsdieselmotor oder bei Balastwasserförderpumpen auf einem Schiff ist die das Flügelrad tragende Welle in der Regel auf beiden Axialseiten des Flügelrades gelagert, um die radiale Auslenkbewegung im Betrieb zu minimieren. Bei einer nur einseitigen Lagerung der Welle für diese Anwendungen müsste eine Weiie mit entsprechend großem Durchmesser und/oder aufwändiger Lagerung eingesetzt werden.
Ausgehend von dem vorgenannten Stand der Technik liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine doppelflutige Kreiselpumpe, insbesondere für große Volumenströme von mindestens 500m3/h anzugeben, mit der ein hoher Wirkungsgrad ohne aufwändige konstruktive Maßnahmen möglich ist. Bevorzugt soll die das Flügelrad tragende Welle der Kreiselpumpe dabei ausschließlich einseitig gelagert sein und einen möglichst geringen Durchmesser aufweisen. Ein Anschlagen des Flügelrades am Pumpengehäuse soll sicher vermieden werden.
Diese Aufgabe wird bei einer gattungsgemäßen doppelflutigen Kreiselpumpe dadurch gelöst, dass die Dichtspalte als sich in Umfangsrichtung sowie in radialer Richtung erstreckende axial zwischen dem Pumpenbauteil und dem Flügelrad angeordnete Axialspalte ausgebildet sind, deren, vorzugsweise in axialer Richtung gemessene, Spaltbreite größer ist als die Radialabstände des Flügelrades zu sämtlichen Bauteilen, die mit Radialabstand radial außerhalb des Flügelrades angeordnet sind. Anders ausgedrückt ist die Spaltbreite der als Axialspalte ausgebildeten Dichtspalte größer als die Spaltbreiten sämtlicher anderen Spalte (Radialspalte), die auf einer Seite von dem Flügelrad begrenzt sind. Noch anders ausgedrückt bedeutet dies, dass die in radialer Richtung gemessenen Abstände zwischen dem Flügelrad und beliebigen Bauteilen der Pumpe größer sind ais die Spaitbreite der als Axiaispait ausgebildeten Dichtspalte. Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben. In den Rahmen der Erfindung fallen sämtliche Kombinationen aus zumindest zwei von in der Beschreibung, den Ansprüchen und/oder den Figuren offenbarten Merkmalen. Zur Vermeidung von Wiederholungen sollen vorrichtungsgemäß offenbarte Merkmale als verfahrensgemäß offenbart gelten und beanspruchbar sein. Ebenso sollen verfahrensgemäß offenbarte Merkmale als vorrichtungsgemäß offenbart gelten und beanspruchbar sein. Der Erfindung liegt der Gedanke zugrunde, die Dichtspalte zwischen dem Flügelrad und mindestens einem Pumpenteil, mit denen die Saugseite der Kreiselpumpe gegenüber der Druckseite abgedichtet ist, bezüglich ihrer Längserstreckung in radialer Richtung verlaufend, d.h. als Axialspalt auszubilden. Anders ausgedrückt ist das Flügelrad gemäß der Erfindung mittels der Dichtspalte in axialer Richtung beabstandet von dem mindestens einen, vorzugsweise ausschließlich einen Pumpenbauteil. Dabei ist die, sich zumindest näherungsweise in axialer Richtung erstreckende, Breite des Dichtspaltes, zumindest an einer Stelle, vorzugsweise über seine Längserstreckung geringer als der Abstand zwischen dem Flügelrad und sämtlichen anderen mit Radialabstand zu dem Flügelrad angeordneten Bauteilen der Pumpe. Anders ausgedrückt ist die Spaltbreite des Dichtspaltes kleiner als der Radialabstand des Flügelrades zu sämtlichen radial außerhalb des Flügelrades befindlichen Bauteilen der Pumpen. Die Dichtspalte zeichnen sich dadurch aus, dass deren Axialerstreckung (wesentlich) geringer ist als deren Radialerstreckung. Bevorzugt ist die in axialer Richtung gemessene Spaltbreite des Axialspaltes (Dichtspalt) größer als die in radialer Richtung gemessene Spaltbreite eines zwischen dem Flügelrad und dem den Axialspalt begrenzenden Pumpenbauteil angeordneten Radialspaltes. Vorzugsweise beträgt die Spaltbreite der Dichtspalte mindestens 20%, vorzugsweise mindestens 12%, noch weiter bevorzugt 6% des Radialabstandes des Flügelrades 7 zu dem den Axialspalt begrenzenden Pumpenbauteii, insbesondere dem Pumpengehäuse und/oder zu einem, vorzugsweise einen Gehäuseabschnitt bildenden, Einsatzteil.
Selbstverständlich ist es möglich, auf beiden Axialseiten des radialen Austrittsbereichs des Flügelrades mehrere, jeweils als Axialspalt ausgebildete Dichtspalte vorzusehen. Bevorzugt ist es jedoch, jeweils nur einen als Axialspalt ausgebildeten Dichtspalt vorzusehen, wobei als Dichtspalte jeweils die Spalte mit geringster Spaltbreite verstanden werden.
Ganz besonders bevorzugt ist eine Ausführungsvariante, bei der die, vorzugsweise ausschließlich, zwei Dichtspalte in einem Bereich radial innerhalb von umfangsgeschlossenen Radialspalten angeordnet sind, über die das Flügelrad von dem mindestens einen, vorzugsweise ausschließlich einen, Pumpenbauteil beabstandet ist. Dabei ist es besonders bevorzugt, wenn sich die Axialspalte, ausgehend von den Radialspalten in radialer Richtung nach innen erstrecken. Besonders bevorzugt ist also eine Ausführungsvariante, bei der die Axialspalte, zumindest in einem radial inneren Bereich, einen geringeren Abstand zur Welle aufweisen als die Radialspalte. Mit Vorteil befinden sich die Dichtspalte innerhalb eines gedachten Kreiszylinders, dessen Mantelfläche die Radialspalte in sich aufnimmt. Aufgrund einer derartigen Ausführungsvariante wird die Dichtwirkung verbessert.
Besonders zweckmäßig ist es, wenn das Flügelrad eine kreiszylindrische Hüllkontur aufweist, wobei es noch weiter bevorzugt ist, wenn die Dichtspalte (Axialspalte) zwischen jeweils einer Stirnseite des eine zylindrisch Hüllkontur aufweisenden Flügelrades und dem mindestens einen, vorzugsweise ausschließlich einen, Pumpenbauteil ausgebildet sind.
Alternativ kann auch eine Hüllkontur vorgesehen werden, bei der das Flügelrad sich mit seinem Auslassbereich weiter nach außen in radialer Richtung erstreckt. Wie später noch erläutert werden wird ist es jedoch auch bei einer solchen Geometrie bevorzugt, wenn der axiale Dichtspalt in einem Bereich angeordnet ist, der einen geringeren Radius aufweist als ein möglicher Radialspalt, der zwischen dem Pumpenstrahl und dem Flügelrad angeordnet ist.
Aufgrund der erfindungsgemäßen Ausbildung der Dichtspalte als Axialspalte ist es möglich, die Spaltbreite der Dichtspalte wesentlich geringer zu bemessen als im Stand der Technik, ohne dass die Gefahr besteht, dass das Flügelrad bei einer radialen Auslenkung an dem die Dichtspalte begrenzenden Pumpenbauteil anschlägt. Es ist also möglich, durch die erfindungsgemäße Ausgestaltung der Dichtspalte einen hohen Wirkungsgrad der Kreiselpumpe zu erzielen, da die Fiüssigkeitsmenge, die aus dem Druckbereich in den Saugbereich (Unterdruckbereich) strömt, durch die geringe Spaltbreite der Dichtspalte minimiert wird. In radialer Richtung kann der Abstand zwischen dem Flügelrad und dem Pumpenbauteil und/oder anderen Bauteilen der Pumpe so bemessen werden, dass selbst bei der größtmöglichen im Betrieb auftretenden Auslenkung des Flügelrades keine Kollisionsgefahr besteht. Es ist also möglich, auch vor großvolumenströmigen Anwendungen, insbesondere für Marineapplikationen eine nur einseitige Lagerung der Flügelradwelle zu realisieren, da größere Radialauslenkungen des Flügelrades als bisher akzeptiert werden können. Darüber hinaus kann die Dimensionierung der Welle als solches minimiert werden.
Konstruktiv besonders einfach und damit bevorzugt ist eine Ausführungsform, bei der die Dichtspalte - im Rahmen der Toleranzen - exakt in Bezug auf ihre Längserstreckung in radialer Richtung verlaufen. Es ist jedoch auch eine leicht gekrümmte oder leicht schräge Ausgestaltung der Dichtspalte durch eine entsprechende Ausformung zumindest eines die Dichtspalte begrenzenden Bauteils (Flügelrad und/oder Pumpenbauteil, insbesondere Pumpengehäuse) möglich, insbesondere derart, dass die Spaltgeometrie der gekrümmten Auslenkbewegung des Flügelrades, insbesondere bei einseitiger Wellenlagerung folgt, so dass die Spaltbreite, unabhängig vom Grad der Auslenkung des Flügelrades im Betrieb, zumindest unabhängig konstant bleibt. Besonders bevorzugt entspricht der Krümmungsradius zumindest näherungsweise dem Abstand des Flügelrades zu dem Lager der das Flügelrad tragenden Welle. In Weiterbildung der Erfindung ist mit Vorteil vorgesehen, dass die Spaltbreite der als Axialspalte ausgebildeten Dichtspalte aus einem Wertebereich zwischen 200pm und 2000μιη, ganz besonders bevorzugt zwischen 200μηη und 400μιτι gewählt ist. Besonders zweckmäßig ist es, wenn der minimale, d.h. der geringste Radialabstand des Flügelrades zu dem die als Axialspalte ausgebildeten Dichtspaite begrenzenden Pumpenbauteii der Kreiselpumpe (bei stillstehendem Flügelrad) aus einem Wertebereich zwischen 2mm bis 10mm gewählt ist. Anders ausgedrückt ist der Abstand zwischen dem Flügelrad und dem vorgenannten Pumpenbauteil vorzugsweise größer als die Abstände des angegebenen Wertebereichs. Ganz besonders bevorzugt handelt es sich bei dem vorgenannten minimalen Radialabstand nicht nur um den minimalen Radialabstand des Flügelrades zu dem mindestens einen, vorzugsweise ausschließlich einen die Dichtspalte begrenzenden Pumpenbauteil, sondern um den minimalen Radialabstand des Flügelrades zu sämtlichen Bauteilen der Pumpe, um eine Kollision bei radialer Auslenkung sicher zu verhindern. Konstruktiv besonders bevorzugt ist eine Ausführungsform der doppelflutigen Kreiselpumpe, bei der die Dichtspalte zwischen den in axialer Richtung weisenden Stirnseiten des Flügelrades und dem mindestens einen Pumpenbauteil angeordnet sind. Anders ausgedrückt ist es bevorzugt, wenn die Dichtspalte zueinander den größtmöglichen Axialabstand aufweisen. Dies kann beispielsweise dadurch realisiert werden, dass das Flügelrad eine, zumindest näherungsweise kreiszylindrische Hüllkontur aufweist. Besonders bevorzugt umschließt eine gedachte, die Radialspalte aufnehmende Kreiszylindermantelfläche die Axialspalte radial außen. Wie eingangs erläutert wird unter einem sich in radialer Richtung erstreckenden Axialspalt (Dichtspalt) nicht nur eine Ausführungsform verstanden, bei der die Dichtspalte in Bezug auf ihre Längserstreckung - im Rahmen der Toleranzen - exakt in radialer Richtung verlaufen, also beispielsweise ringscheibenförmig ausgebildet sind. Es ist auch eine Ausführungsform denkbar, bei der die Dichtspalte einen geringen Steigungswinkel aufweisen oder leicht gekrümmt sind, d.h. einen großen Krümmungsradius aufweisen, wobei dieser bevorzugt, zumindest näherungsweise, insbesondere bei einseitig gelagerter Welle, dem Abstand des jeweiligen Dichtspaltes von dem Wellenlager entspricht. Der jeweilige Dichtspalt ist also dann derart ausgebildet, dass sich die Spaltbreite im Betrieb der Kreiselpumpe, also bei einer möglichen radialen Auslenkung des Flügelrades nicht, oder nur möglichst geringfügig ändert, da die Spaltgeometrie der Ausienkbewegung folgt. Die Krümmung bzw. Abschrägung der Dichtspaite kann durch eine entsprechend geometrische Ausformung des Flügelrades und/oder des mindestens einen, vorzugsweise ausschließlich einen, die Dichtspalte auf der dem Flügelrad gegenüberliegenden Axialseite begrenzenden Pumpenbauteil realisiert werden. Ganz besonders bevorzugt ist der Winkel (Neigungswinkel) des jeweiligen Dichtspaltes zu einer gedachten, orthogonal zur Längserstreckung der Welle angeordneten Radialebene aus einem Wertebereich zwischen 0,01 ° und 2,0° gewählt. Bevorzugt ist ein möglicher Krümmungsradius aus einem Wertebereich zwischen 200mm und 1000mm, vorzugsweise 300mm und 700mm gewählt. Der Krümmungsradius des jeweiligen Dichtspaltes, genauer zumindest einer den Dichtspalt begrenzenden Fläche (des Flügelrades und/oder des Pumpenbauteils) entspricht bevorzugt, zumindest näherungsweise, dem Abstand des jeweiligen Dichtspaltes (insbesondere an einem radial innersten Bereich des Dichtspaltes) zu dem Wellenlager, insbesondere bei einseitig gelagerter (Pumpen-Welle). Entsprechend bezieht sich der in der Beschreibung erläuterter Neigungswinkel des Spaltes auf die Neigung zumindest einer den Dichtspalt begrenzenden Fläche (des Flügelrades und/oder des Pumpenbauteils) relativ zur vorerwähnten Radialebene. Wie bereits angedeutet ist es im Hinblick auf eine möglichst kostengünstige Ausführungsvariante der Kreiselpumpe, wenn die das Flügelrad tragende Welle ausschließlich auf einer Seite, vorzugsweise auf einer oberen Seite gelagert ist.
Besonders zweckmäßig ist es, wenn die erfindungsgemäße Kreiselpumpe für großvolumenströmige, insbesondere Marineanwendungen ausgelegt ist. Bevorzugt ist die Kreiselpumpe zum Fördern eines Volumenstroms aus einem Wertebreich zwischen etwa 500m3/h und etwa 4000m3/h, vorzugsweise zwischen etwa 800m3/h und etwa 1500m3/h (beispielsweise bei kleineren Kühlwasserpumpen) oder zwischen etwa 1500m3/h und etwa 2300m3/h (beispielsweise bei mittelgroßen Kühlwasserpumpen) oder zwischen 2300m3/h und 3500m3/h (beispielsweise bei größeren Kühlwasserpumpen) ausgelegt ist, vorzugsweise bei einer maximalen Förderhöhe aus einem Wertebereich zwischen etwa 20m und etwa 50m, bevorzugt von etwa 30m. Insbesondere für Marineanwendungen ist es aus Platzgründen besonders bevorzugt, wenn die doppelflutige Kreiselpumpe in vertikaler Bauart realisiert ist, also derart, dass die Welle senkrecht zu einer Standfläche der Kreiselpumpe verläuft. Besonders bevorzugt ist es, wenn es sich bei der Kreiselpumpe um eine einstufige, also ausschließlich ein Flügelrad aufweisende Kreiselpumpe handelt.
Besonders zweckmäßig ist es, wenn es sich bei dem Pumpengehäuse um ein sogenanntes Spiralgehäuse handelt, welches den Strömungsweg auf der Saugseite zu den beiden Axialseiten des Flügelrades vorgibt und auf der Druckseite vorzugsweise zwei Auslasskanäle spiralartig zusammenführt.
Die Erfindung führt auch auf die Verwendung einer nach dem Konzept der Erfindung ausgebildeten doppelflutigen Kreiselpumpe als Kühlwasserpumpe für einen Schiffsdieselmotor oder als Ballastwasserförderpumpe auf einem Schiff.
Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnungen.
Diese zeigen in:
Fig. 1 : eine geschnittene Darstellung eines Ausführungsbeispieles einer nach dem Konzept der Erfindung ausgebildeten doppelflutigen Kreiselpumpe,
Fig. 2: eine Prinzipzeichnung zur Darstellung der Spaltverhältnisse, Fig. 3
bis
Fig. 7: unterschiedliche Ausgestaltungsmöglichkeiten der Dichtspalte. In den Figuren sind gleiche Elemente und Elemente mit der gleichen Funktion mit den gleichen Bezugszeichen gekennzeichnet.
In Fig. 1 ist in einer Schnittansicht eine doppelflutige Kreiselpumpe 1 in vertikaler Bauart gezeigt. In dem dargestellten Ausführungsbeispiel handelt es sich um eine Kühlwasserpumpe für einen Schiffsdieselmotor, die ausgelegt ist, um einen Volumenstrom von 2300m3/h bei einer maximalen Förderhöhe von 30m zu fördern.
Die Kreiselpumpe 1 umfasst ein als Spiralgehäuse ausgebildetes Pumpengehäuse 2 mit einem saugseitigen Einlass 3 sowie einem druckseitigen Auslass 4. In das Pumpengehäuse 2 ragt von oben in vertikaler Richtung nach unten eine einseitig gelagerte Welle 5 hinein, die mittels eines als Kugellager ausgebildeten Lagers 6 gelagert ist. Endseitig trägt die Welle 5 ein doppelflutiges Flügelrad 7 mit einer im Wesentlichen kreiszylindrischen Hüllkontur. Das Flügelrad 7 sitzt drehfest auf der Welle 5. In einem Bereich axial zwischen dem Lager 6 und dem Flügelrad 7 befindet sich eine Wellendichtung 8. Wie sich aus Fig. 1 ergibt, durchsetzt die Welle 5 in einem Bereich oberhalb der Wellendichtung 8 einen am Pumpengehäuse 2 durch Verschrauben festgelegten Deckel 9.
Das Flügelrad 7 trennt einen Unterdruckbereich 10 (Saugseite) von einem Überdruckbereich 11 (Druckseite).
Die Welle 5 ist mittels eines nicht dargestellten Motors, insbesondere eines Elektromotors in an sich bekannter Weise rotierbar, wobei das mit der Welle 5 rotierende Flügelrad 7 aus beiden Axialseiten aus dem Unterdruckbereich 10 Fluid, hier Kühlwasser ansaugt und in radialer Richtung nach außen in den Überdruckbereich 11 fördert, wobei der Überdruckbereich 11 unterteilt ist in zwei spiralförmig angeordnete Strömungskanäle 12, 13, die über eine Scheidewand 14 voneinander getrennt sind. Im Bereich des Auslasses 4 werden die beiden Strömungskanäle 12, 13 bzw. die Fluidströme wieder zusammengeführt.
In Betrieb der Kreiselpumpe 1 kommt es, insbesondere dann, wenn die Kreiselpumpe 1 nicht an einem optimalen Arbeitspunkt arbeitet zu einer Radialkraftbelastung der Welle 5 im Bereich des Flügelrades 7, die bestrebt ist, die Welle 5 mit Flügelrad 7 in radialer Richtung auszulenken. Um zu verhindern, dass das Flügelrad 7 mit dem Pumpengehäuse 2 (Pumpenbauteil) in radialer Richtung kollidiert, sind zwei axial beabstandete, sich in axialer Richtung erstreckende Radialspalte 15, 16 so breit bemessen, dass selbst eine maximal denkbare Auslenkung der Welle 5 im Betrieb nicht zu einer Kollision des Flügelrades 7 mit dem Pumpengehäuse 2 führen kann. Die Radialspalte 15, 16 sind aufgrund ihrer vergleichsweise großen Spaltbreite (gemessen an der engsten Stelle) von dem in dem gezeigten Ausführungsbeispiel etwa 5mm nicht als Dichtspalte ausgelegt bzw. erfüllen keine ausreichende Dichtfunktion. Die Radialspalte haben die Form von Kreiszylindermantelfiächen. Würde es sich bei den Radialspalten 15, 16 um die einzigen Dichtspalte handeln, hätte die Kreiselpumpe 1 aufgrund der vergleichsweise großen Spaltbreite einen äußerst schlechten Wirkungsgrad, da Flüssigkeit, hier Kühlwasser ständig in großer Menge durch die Radialspalte 15, 16 aus dem Überdruckbereich 1 1 in den Unterdruckbereich 10 strömen und somit unmittelbar im Kreis gefördert werden würde.
Zur Erzielung der gewünschten Dichtwirkung bei vermiedener Kollisionsgefahr zwischen Flügelrad 7 und Pumpengehäuse 2 (Pumpenbauteil) übergreift das Pumpengehäuse 2 (Pumpenbauteil) das Flügelrad 7 an beiden Axialseiten, d.h. oben und unten in radialer Richtung nach innen, derart, dass zwischen jeder Stirnseite 17, 18 des Flügelrades 7 und dem Pumpengehäuse 2 (Pumpenbauteil) ein als Axialspalt ausgebildeter, sich hinsichtlich seiner Längserstreckung in radialer Richtung erstreckender Dichtspalt 19, 20 gebildet ist. Wesentlich ist nun, dass diese Dichtspalte 19, 20, gemessen an ihrer engsten Steile eine geringere Spaltbreite aufweisen als die Radialspalte 15, 16.
Die Dichtspaite 19, 20 befinden sich radial innerhalb der Radiaispaite 15, 16, wobei die Radialspalte 15, 16 in die Dichtspalte 19, 20 übergehen bzw. die Dichtspalte 19, 20 grenzen unmittelbar an die Radialspalte 15, 15 an.
In dem gezeigten Ausführungsbeispiel entspricht die Spaltbreite der Dichtspalte 19, 20 etwa 400pm. Die Dichtspalte 19, 20 sind, wie erläutert einerseits in axialer Richtung begrenzt von dem Flügelrad 7, in dem gezeigten Ausführungsbeispiel von jeweils einer Stirnseite 17, 18 des Flügelrads 7 und gegenüberliegend von einer hier parallel zur jeweiligen Stirnseite 17, 18 ausgerichteten Wandfläche 21 , 22 des Pumpengehäuses 2.
Kommt es zu einer Auslenkung des Flügelrades 7 im Betrieb in radialer Richtung werden die Stirnseiten 17, 18 im Wesentlichen parallel verschoben zu den Wandflächen 21, 22 des Pumpengehäuses 2, so dass es hier nicht zu einer Kollision kommen kann. Die Radialspalte 15, 16 sind, wie erläutert, so breit bemessen, dass auch hier eine Kollision mit dem Flügelrad 7, auch bei einer maximal zulässigen Auslenkung ausscheidet.
In Fig. 2 sind die Spaltverhältnisse schematisch dargestellt. Zu erkennen ist das schematisch dargestellte Flügelrad 2, das drehfest an einer drehbar gelagerten Welle 5 angeordnet ist.
Das Flügelrad 7 ist umgeben von einem Pumpenbauteil 23, hier dem Pumpengehäuse 2, genauer einem Einsatzteil 24, welches einen Bestandteil des Pumpengehäuses 2 bildet. Alternativ kann das Einsatzteil auch nicht einen Bestandteil des Gehäuses bildend ausgebildet und angeordnet werden, also innerhalb des Pumpengehäuses und zwar mit Abstand zu einer Gehäuseaußenseite. Bei einer Rotation des Flügelrades 7 strömt die Flüssigkeit in Pfeilrichtungen von der Saugseite (Unterdruckbereich) 10 zur Druckseite (Überdruckbereich) 1 1.
Zwischen dem Pumpenbauteii 23, weiches ein- oder mehrteilig ausgebildet sein kann und dem Flügelrad 7, genauer zwischen den Stirnseiten 17, 18 des eine kreiszylindrische Hüllkontur aufweisenden Flügelrades 7 sind, hier zwei Dichtspalte 19, 20 ausgebildet. Bei diesen Dichtspalten 19, 20 handelt es sich um Axialspalte, die axial zwischen dem Pumpenbauteil 23 und dem Flügelrad 7 ausgebildet sind. Die Spaltbreite s der Dichtspalte 19, 20 beträgt in dem gezeigten Ausführungsbeispiel 400μηι. Die beiden flachringscheibenförmigen Dichtspalte 19, 20 sind in axialer Richtung voneinander beabstandet und u.a. getrennt voneinander von dem bzw. den radialen Austrittsbereichen des Flügelrades 7. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel sind zusätzlich zu den Dichtspalten 19, 20 zwischen dem Flügelrad 7 und dem Pumpenbauteil 23 zwei Radialspalte 15, 16 vorgesehen, deren Spaltbreite a größer ist als die Spaltbreite s der Dichtspalte. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel beträgt die Spaltbreite a bei stillstehendem Flügelrad 7 etwa 5mm. Die Dichtspalte 19, 20 befinden sich radial innerhalb der Radialspalten 15, 16, sind also weniger weit von der Welle 5 beabstandet als die Radialspalte 15, 16. Die Radialspalte sind kreiszylindermantelförmig. Die Dichtspalte 19, 20 haben in etwa die Form einer Kreisringscheibe. Auf das Vorsehen der (engen) Radialspalte 15, 16 kann bei geänderter konstruktiver Auslegung des Pumpenbauteils 23 auch verzichtet werden. Auch ist es denkbar auf zumindest einer der beiden Axialseiten, vorzugsweise auf beiden Axialseiten, des Flügelrades 7 mehrere, vorzugsweise in Parailelebenen befindliche Dichtspalte 19, 20, bei denen es sich dann jeweils um Axialspalte handelt vorzusehen. Bevorzugt sind dann auf mindestens einer Axialseite des Flügelrades 7 zwei axial benachbarte Dichtspalte über einen Radialspalt mit einer größeren Spaltbreite als die Spaltbreite der Dichtspalte miteinander verbunden. Es würde sich also eine gestufte Spaltausbildung ergeben, wobei die Axialspaltabschnitte die Dichtspalte darstellen würden. Es ergibt sich also eine gestufte Spaltausführung. Anhand der Fig. 3 bis 7 werden denkbare alternative Dichtspaltgeometrien gezeigt, wobei die Winkel bzw. Krümmungsradien aus Veranscnaulichungsgründen übertrieben dargestellt sind, in der Realität handelt es sich um minimale Steigungen bzw. große Krümmungsradien.
Gemeinsam ist in allen Ausführungsbeispielen, dass es sich bei den Dichtspalten um Axialspalte handelt, die hinsichtlich ihrer Längenerstreckung im Wesentlichen in radialer Richtung verlaufen und deren Axialerstreckung (wesentlich) geringer ist als deren Radialerstreckung.
Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 3 ist ein Dichtspalt 19 zwischen dem Flügelrad 7 und einem Pumpenbauteil 23 ausgebildet. Der den Dichtspalt 19 begrenzende Abschnitt des Flügelrades 7 verläuft in Bezug auf die Längserstreckung der Welle exakt in radialer Richtung, wohingegen der Flächenabschnitt des Pumpenbauteils 23, welcher den Dichtspalt 19 begrenzt leicht geneigt ist in Bezug auf eine Radialebene, hier unter einem Winkel α von < 1°. Hieraus ergibt sich eine Dichtspaltneigung um diesen Winkel in Bezug auf eine gedachte Radialebene, in der in dem gezeigten Ausführungsbeispiel der dargestellte Flächenabschnitt des Flügelrades 7 liegt.
Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 4 sind sowohl der den Dichtspalt 19 begrenzende Flächenabschnitt des Flügelrades 7 als auch der den Dichtspalt 19 gegenüberliegend begrenzende Flächenabschnitt des Pumpenbauteils 23 geneigt in Bezug auf eine Radiaiebene, in dem gezeigten Ausführungsbeispiei beide unter dem gleichen Winkel α von hier < 10°. Es ist auch die Realisierung unterschiedlicher, jedoch ähnlicher Neigungswinkel realisierbar.
Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 5 liegt der den Dichtspalt 19 begrenzende Flächenabschnitt des Flügelrades 7 in einer Radialebene bezogen auf die Längserstreckung der Welle, wohingegen der den Dichtspalt 19 begrenzende Flächenabschnitt des Pumpenbauteils 23 gekrümmt ist, vorzugsweise weist die Krümmung einen Radius auf, der den Dichtspalt 19 vom nicht dargestellten Lager der Welle 5 hat.
Bei dem Ausführungsbeispiei gemäß Fig. 6 sind beide den Dichtspalt 19 begrenzende Flächen als sowohl die des Flügelrades 7 als auch die des Pumpenbauteils 23 leicht gekrümmt ausgebildet.
Bei dem Ausführungsbeispiel gemäß Fig. 7 ist die den Dichtspalt 19 begrenzende Fläche des Flügelrades 7 eben, jedoch unter einem Winkel α von < 10° geneigt zur Radialebene ausgebildet, wohingegen die den Dichtspalt 19 begrenzende Fläche des Pumpenbauteiis 23 ieicht gekrümmt ist und vorzugsweise ein Krümmungsradius von 500mm aufweist.
Bezugszeichenliste
1 doppelflutige Kreiselpumpe
2 Pumpengehäuse
3 Einlass (Einlassstutzen)
4 Auslass (Auslassstutzen)
5 Welle
6 Lager
7 Flügelrad
8 Wellendichtung
9 Deckel
10 Unterdruckbereich
11 Überdruckbereich
12 Strömungskanal
13 Strömungskanal
14 Scheidewand
15 Radialspalt
16 Radialspalt
17 Stirnseite
18 Stirnseite
19 Dichtspalt
20 Dichtspalt
21 Wandfläche
22 Wandfläche
23 Pumpenbautei!
24 Einsatzteil s Spaltbreite, Dichtspalt a Spaltbreite, Radialspalt

Claims

Patentansprüche
1. Doppelflutige Kreiselpumpe, insbesondere Kühlwasserpumpe für einen Schiffdieseimotor oder Baiastwasserförderpumpe, mit einem Pumpengehäuse (2) und mit einem an einer rotatorisch antreibbaren Welle (3) drehfest angeordneten, doppelflutigen Flügelrad (7), mit welchem ein Fluid von zwei Axialseiten aus einem Unterdruckbereich (10) ansaugbar und in radialer Richtung in einen Überdruckbereich (11) förderbar ist, wobei der Unterdruckbereich (10) gegenüber dem Überdruckbereich (11) mittels mindestens zweier axial beabstandeter Dichtspalte (19, 20) abgedichtet ist, die zwischen dem Flügelrad (7) und mindestens einem stationären Pumpenbauteil (23), insbesondere dem Pumpengehäuse (2) und/oder einem Einsatzteil (24), ausgebildet sind, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtspalte (19, 20) als sich in Umfangsrichtung sowie in radialer Richtung erstreckende axial zwischen dem Flügelrad (7) und dem Pumpenbauteil (23) angeordnete Axialspalte ausgebildet sind, deren Spaltbreite (s) geringer ist als der Radialabstand (a) des Flügelrades (7) zu sämtlichen mit Radialabstand zu dem Flügelrad (7) angeordneten Bauteilen.
2. Kreiselpumpe nach Anspruch 1 ,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Spaltbreite (s) des Dichtspaltes (19, 20) aus einem Wertebereich zwischen 200μΐτι und 2000μηη aufweist.
3. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 oder 2,
dadurch gekennzeichnet,
dass der minimale Radialabstand (a) des Flügelrades (7) zu dem Pumpenbauteil (23) der Kreiselpumpe bei stillstehendem Flügelrad (7) aus einem Wertebereich zwischen 2mm und 10mm gewählt ist.
4. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 oder 3,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Dichtspalte (19, 20) zwischen dem Stirnseiten (17, 18) des Flügelrades (7) und dem Pumpenbauteil (23) angeordnet sind.
5. Kreiselpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Dichtspalte (19, 20) exakt in radialer Richtung verlaufend ausgebildet sind, oder mit einer Radialebene einen Winkel aus einem Winkel aus einem Wertebereich zwischen etwa 0° und 1° einschließen, vorzugsweise zwischen 0,5° und 5° und/oder dass der Dichtspalt (19, 20) einen Krümmungsradius aus einem Wertebereich zwischen 200mm und 000mm, vorzugsweise zwischen 300mm und 700mm aufweist.
6. Kreiselpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Welle (3) ausschließlich einseitig gelagert ist.
7. Kreiselpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass Kreiselpumpe zum Fördern eines Volumenstromes aus einem Wertebereich zwischen etwa 500m3/h und etwa 4000m3/h, vorzugsweise zwischen etwa 800m3/h und etwa 1500m3/h oder zwischen etwa 1500m3/h und etwa 2300m3/h oder zwischen 2300m3/h und 3500m3/h ausgelegt ist, vorzugsweise bei einer maximalen Förderhöhe aus einem Wertebereich zwischen etwa 2Öm und etwa 50m, bevorzugt von etwa 30m.
8. Kreiselpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Kreiselpumpe in vertikaler Bauart realisiert ist.
Kreiselpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass die, vorzugsweise ausschließlich, zwei Dichtspalte (19, 20) einen geringeren Radialabstand zur Weile (5) aufweisen als zwischen dem Flügelrad (7) und dem als Pumpenbauteil ausgebildete Radialspalte (15, 16).
10. Kreiselpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet,
dass das Flügelrad (7) eine kreiszylindrische Hüllkontur aufweist.
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