EP3187736A1 - Mehrstufige horizontale zentrifugalpumpe zum fördern eines fluids sowie verfahren zum instandsetzen einer solchen - Google Patents

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EP3187736A1
EP3187736A1 EP16200174.7A EP16200174A EP3187736A1 EP 3187736 A1 EP3187736 A1 EP 3187736A1 EP 16200174 A EP16200174 A EP 16200174A EP 3187736 A1 EP3187736 A1 EP 3187736A1
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stage
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Definitions

  • the invention relates to a multi-stage horizontal centrifugal pump for conveying a fluid, and a method for repairing or overhauling a multi-stage horizontal centrifugal pump according to the preamble of the independent claim of the respective category.
  • Multi-stage horizontal centrifugal pumps are used in many different technological fields, for example in the oil and gas processing industry or in industrial energy production. In the latter, such multi-stage pumps are used, for example, as feed pumps or boiler feed pumps to supply the water under the necessary pressure to a steam generator.
  • each pump stage comprises a stage housing, in each of which an impeller is provided, which promotes the fluid, so for example water, from the low-pressure side inlet of this pump stage to its high pressure side outlet, then connected to the inlet of the next stage.
  • All wheels are rotatably mounted on a common shaft, which consequently extends through all stage housing and by a drive, for. B. an electric motor is driven.
  • the individual pump stages are typically sealed along the common shaft by wear rings, which are stationary with respect to the stage housing, ie, arranged or mounted stationary.
  • two wear rings are provided for one pump stage, namely a first wear ring on the low pressure side, which encloses the front cover disk of the rotor, and a second wear ring on the high pressure side, which is fixedly attached to a dividing wall which guides the fluid from the outlet of the stage to the inlet of the next stage and typically includes a stator for the next stage.
  • the Verschleissringe are each configured with a predetermined clearance with respect to the shaft, so that between the radially inner, cylinder jacket-shaped boundary surface of the wear ring and the rotating outer surface of the shaft, an annular gap is formed, through which a leakage flow from the high pressure side to the low pressure side is made possible.
  • This leakage flow is advantageous on the one hand because it contributes to the hydrodynamic stabilization of the rotor (shaft with impellers), on the other hand it also means a certain loss in terms of the efficiency of the pump.
  • the design of this game therefore plays an important role. Of course, it is always desirable that during operation of the pump direct physical contact between the stationary wear rings and the rotating shaft is avoided.
  • the wear rings are - as their name implies - wearing parts, which must be replaced during the life of the pump. This is primarily due to the fact that the leakage flow causes erosion phenomena on the wear rings. As a result, the gap between the respective wear ring and the shaft increases, which leads to an increase in the leakage flow. Since the increase in the leakage flow reduces the efficiency of the pump, then the wear ring must be replaced by new ones in the rule.
  • the rotor thus includes the shaft and the wheels. With long shafts or rotors there is a considerable deflection of the shaft due to its own mass. This deflection is usually the largest in the middle area of the shaft.
  • the center line of the shaft which without deflection would be a straight line which coincides with the center axis of the pump and with the axis of rotation, becomes a curved line through the deflection, which is referred to hereinafter as the bending line of the shaft or bending line of the rotor.
  • the bending line Approximately in the middle between the radial bearings for the shaft, the deviation of the bending line from the central axis of the pump is greatest. Due to the gravitational force, the bending line is a convex function in a horizontal pump.
  • the deflection of the shaft is greatest when the pump is at a standstill. As the shaft rotates, it usually results in stretching the shaft, i. in particular, their maximum deflection is reduced. This stretching is based in particular on hydrodynamic effects, such as the Lomakin bin.
  • Another way to solve this problem would be to significantly increase the clearance between the rotor and the wear rings so that the rotor is free to rotate even at standstill.
  • this solution is not desirable or even unacceptable because this increased clearance inevitably leads to a reduction in pump efficiency and efficiency, in the pursuit of minimizing energy consumption and environmentally friendly handling Resources.
  • a multi-stage horizontal centrifugal pump for conveying a fluid comprising a rotor, which comprises a rotatably arranged shaft and a plurality of impellers for conveying the fluid, all impellers being rotationally fixed on the shaft, and a stator having a plurality of stage housings.
  • radially configured with respect to the wear ring is meant that the radially outer boundary surface of the wear ring is centered about a first axis and the radially inner boundary surface of the wear ring about a second axis, wherein the first and the second axis parallel but not congruent are.
  • an eccentric wear ring is provided, then it can be ensured that the shaft or the rotor in the operating state, especially in the region of the strongest deflection approximately in the middle in the eccentric wear ring rotates, ie the rotor is approximately centered with respect to the eccentric wear ring. If you now stop the rotor, which increases its maximum deflection, so is in the eccentric wear ring still sufficient clearance, so that even when the rotor is a physical contact between the rotor and the wear ring is reliably avoided. Thus, the shaft or the rotor is free in particular even at a standstill, ie without contact with the wear ring, and can be rotated for example by hand.
  • a particular advantage of this embodiment according to the invention lies in the fact that the deflection of the shaft can be compensated only by a very cost-effective component, namely the wear ring, or several thereof.
  • a very cost-effective component namely the wear ring, or several thereof.
  • This in particular also allows a very cost-effective and less time-consuming adaptation to changes in the rotor setting, because it may be necessary to replace only one or more wear rings, but in particular requires no further structural change to other, much more expensive components of the pump, such as on one of the stage housing ,
  • all stage housings are arranged concentrically to the central axis of the pump. This is structurally particularly advantageous, because then the stage housing for at least almost all pump stages can be configured substantially the same. Since the deflection of the rotor is already compensated by the eccentric design of the wear ring, it is in particular not necessary to compensate for the deflection of the shaft by constructive measures on the stage housings themselves. For example, can be dispensed with an eccentric design of one or more stage housing or other components.
  • the number of wear rings for which an eccentric configuration is preferred depends on the particular application, and in particular on the length of the shaft, the number of wheels and the mass of the rotor. For many applications, it is preferable if a plurality of the wear rings is designed eccentrically.
  • the eccentricity of the wear rings over the length of the shaft is not constant.
  • the wear rings have an eccentricity that increases in the direction of the center of the pump. That is, as seen from one end of the pump, the eccentricity of the wear rings initially increases until it reaches its maximum in the region of the center of the pump, that is, where usually the deflection of the shaft is greatest, and then decreases again.
  • the eccentricity of the wear rings is adapted to the bending line of the shaft. That is, the greater the distance of the bending line from the center axis of the pump, the greater the eccentricity of the wear ring is selected, so that the eccentricity substantially follows the bending line of the shaft.
  • This measure has in particular the advantage that all stage housing can be arranged parallel and perpendicular to the central axis of the pump. It can thus be dispensed with an oblique arrangement of the stage housing or other components.
  • the eccentricity of all wear rings is dimensioned so that when the shaft is stopped, none of the wear rings touches the shaft or an impeller. Since the deflection of the shaft or of the rotor is greatest at standstill, the radial width of the gap between the wear rings on the one hand and the rotor (shaft or impeller) can be minimized by this measure. It is also preferred if the eccentricity of all wear rings is dimensioned such that the bending line of the shaft extends at a nominal rotational speed of the pump essentially centrally between all wear rings. The bent shaft then rotates at least approximately centered with respect to wear rings, so it has the same in all radial directions Game. Among other things, this is especially advantageous for thermally induced changes in the rotor.
  • the pump has a plurality of pump stages, which are arranged one behind the other with respect to the axial direction, wherein each pump stage comprises a front cover provided with a wheel for conveying the fluid, and one of the stage housing, and with respect to the stage housing stationary partition wall for guiding the fluid housing to the adjacent pump stage, wherein the stage housing is configured with a stationary impeller opening for receiving the front cover plate of one of the wheels, wherein each stationary impeller opening is bounded radially inwardly by a first wear ring, which surrounds the front cover of the impeller with a game, and wherein each stationary partition is bounded radially inwardly by a second wear ring which surrounds the shaft with a clearance.
  • the eccentricity of all wear rings is such that at standstill of the shaft just none of the wear rings touches the shaft or an impeller. This makes it possible to further reduce both the clearance between the shaft and the second wear rings and the clearance between the front shrouds of the wheels and the first wear rings in comparison to known multiphase pumps, whereby the efficiency of the pump according to the invention can be increased still further.
  • each eccentric wear ring has a positioning means to position the respective wear ring in a predetermined angular orientation in the respective stage housing or the respective partition wall.
  • This positioning means may for example be an optically recognizable marking on the wear ring or a positioning pin which engages in a corresponding bore in the step housing or in the partition wall.
  • the positioning means is provided where the respective wear ring has its maximum width in the radial direction, because this allows a particularly simple mounting of the wear ring.
  • the pump is designed as a shell casing pump (barrel casing pump), in which all stage casings are arranged in a shell casing. Since all stage housing can be arranged parallel to each other and perpendicular to the central axis of the pump, the inlet nozzle can be manufactured in a conventional manner, that is, on the above-described problematic tilting of the inlet nozzle can be dispensed with. In addition, it is possible to provide reliable seals between the stage housings and the outer shell casing. Thus, different pressure chambers can be provided in the interior of the shell, in which the fluid is present under different pressures.
  • the pump according to the invention makes it possible in particular for the pump according to the invention to be designed with an inlet and an outlet and an intermediate outlet for the fluid to be delivered, wherein the intermediate outlet is designed and arranged such that at least a portion of the fluid can be removed under an intermediate pressure through the intermediate outlet is, which intermediate pressure is greater than the pressure of the fluid at the inlet of the pump and less than the pressure of the fluid at the outlet of the pump.
  • This possibility of intermediate withdrawal of the fluid at a pressure other than that at the outlet is a great advantage for many applications.
  • the invention further proposes a method for repairing or overhauling a multi-stage horizontal centrifugal pump for conveying a fluid having a rotor comprising a rotatably arranged shaft and a plurality of impellers for conveying the fluid, all impellers are rotatably mounted on the shaft, and with a stator comprising a plurality of stage housings arranged one behind another with respect to an axial direction defined by a central axis, the stator surrounding the rotor, and wherein all the stage housings are configured and arranged centrically with respect to the central axis, and wherein there are more between the rotor and the stator Wear rings are provided, each of which is fixed relative to the stator, and surrounds the rotor each with a game, in which method one or more of the wear rings are replaced, wherein one or more of the wear rings each by an eccentrically designed Wear ring is replaced.
  • the method is also suitable for repairing or overhauling a multistage horizontal centrifugal pump for delivering a fluid having a rotatably arranged shaft and having a plurality of pump stages arranged one behind the other with respect to an axial direction defined by a central axis, each pump stage having a front cover plate and a step housing with a stationary impeller opening for receiving the front cover of one of the wheels, and a stationary relative to the stage housing partition for guiding the fluid to the adjacent pump stage, the impellers of all pump stages rotatably mounted on the shaft wherein each stationary impeller opening is bounded radially inwardly by a first wear ring which circumferentially surrounds the front cover disk of the impeller, and wherein each stationary partition wall is radially inward is limited by a second wear ring, which surrounds the shaft with a game.
  • one or more of the first and / or second wear rings is replaced, wherein one or more of the first and / or the second wear rings is replaced
  • this method it is both possible to maintain a pump designed according to the invention, or to adapt it to a different rotor setting, as well as to overhaul or retrofit a conventional pump without eccentric wear rings in such a way that it is subsequently designed according to the invention. Consequently, this method is also particularly suitable for retrofitting existing pumps so that the deflection of the rotor is compensated or better compensated by one or more eccentrically configured wear rings. It is particularly advantageous that this conversion is usually feasible only by replacing the cost wear rings, without modifying other components of the pump.
  • Fig. 1 shows a schematic side view of an embodiment of an inventive multi-stage horizontal centrifugal pump, which is designated overall by the reference numeral 1.
  • Fig. 1 some parts of the pump 1 are shown in the outbreak.
  • Fig. 2 shows some parts of the pump 1 in an enlarged sectional view.
  • Such multi-stage pumps are used for example in industrial energy, z.
  • feed or boiler feed pumps in which the fluid to be pumped is water, which is funded by the pump 1 to a steam generator.
  • such pumps are used both for the promotion of water, for example as injection pumps, or for the extraction of oil or other hydrocarbons.
  • the pump 1 is configured with an outer shell casing 2 (barrel casing) having an inlet 4, an outlet 5, and optionally an intermediate outlet 51 for the fluid to be delivered.
  • outer shell casing 2 barrel casing
  • the pump 1 has a rotatable shaft 6 which extends in the center through the pump 1, and which can be rotated by a drive, not shown, for example, an electric motor in rotation.
  • the pump 1 has a central axis A which extends through the center of the space provided for the shaft 6 in the interior of the pump 1, and which represents the desired axis of rotation about which the shaft 6 is intended to rotate.
  • the central axis A would be congruent with the longitudinal axis of the shaft.
  • the direction of the center axis A of the pump 1 is always meant.
  • the radial direction is meant a direction perpendicular to the axial direction.
  • a plurality of - in this case for example eight - pump stages 3 are provided in a conventional manner, which are arranged one behind the other with respect to the axial direction.
  • Fig. 1 is the pump 1 in its normal position of use, ie in a horizontal arrangement, shown, in which the central axis A is horizontal or parallel to the ground.
  • FIG. 2 shows a perspective sectional view of one of the pump stages 3 (see also Fig. 3 ).
  • Each pump stage 3 comprises, in a manner known per se, an impeller 32, a step housing 31 and, on the high pressure side, a partition wall 33 which delimits the pump stage 3 with respect to the next pump stage 3.
  • Each impeller 32 is designed as a closed impeller 32, that is, it comprises a front cover plate 34, a rear cover plate 35 and a plurality of arranged between the cover plates 34,35 blades 36 for conveying the fluid.
  • Each stage housing 31 includes a stationary impeller opening 37 for receiving the front shroud 34 of one of the impellers 32.
  • the dividing wall 33 is also stationary with respect to the stage housing 31 and serves to deliver the fluid conveyed by the impeller 32 to the inlet, ie impeller 32 of the next pump stage 3 to lead.
  • the partition 33 comprises a stationary stator, which is not shown in detail in the drawing figures.
  • the wheels 32 of all pump stages 3 are rotatably connected to the shaft 6, so that the wheels 32 rotate together with the shaft 6.
  • the term “rotor” means the entirety of all components of the pump 1, which rotate in the operating state of the pump 1.
  • the rotor of the pump 1 thus comprises both the shaft 6 and all impellers 32 arranged thereon, as well as possibly further components of the pump 1, which rotate together with the shaft 6 or are connected in a rotationally fixed manner to the shaft 6.
  • the term “stator” of the pump means the entirety of the stationary, ie non-rotating, components of the pump.
  • the stator thus comprises in particular all stage housings 31 and all partition walls 32.
  • the fluid to be pumped ie z.
  • This process continues through all pump stages 3 to the last - this is in Fig. 1 the representation according to the leftmost - from the output of the fluid is then passed to the outlet 5 of the pump 1.
  • a first wear ring 7 is fitted in the impeller opening 37 of the stage housing 31, so that the stationary impeller opening is bounded radially inwardly by the first wear ring 7, which is firmly connected to the stage housing 3 and thus stationary.
  • the first wear ring 7 thus surrounds the front cover plate 34 of the wheels 32.
  • a second wear ring 8 is provided radially inwardly of the stationary partition wall 33 and surrounds the shaft 6, that is, the stationary partition 33 is radially inwardly bounded by the second wear ring 8, which is arranged with respect to the radial direction between the partition 33 and the shaft 6.
  • the second wear ring 8 is firmly connected to the partition 33 and thus also stationary.
  • each of the wear rings 7, 8 serves to seal the pump stages 3 along the shaft 6.
  • each of the wear rings 7, 8 surrounds the rotor with a clearance, so that in each case between the radially outer boundary surface of the rotor and the radially inner boundary surface of the wear ring 7, 8 forms an annular gap through which flows a leakage flow against the general conveying direction of the fluid.
  • this leakage flow is desirable, in particular in order to hydrodynamically stabilize the rotor, but on the other hand should not be too large because the leakage flow reduces the efficiency of the pump.
  • it should be avoided during the normal operating states of the pump 1 that there is a direct physical contact between the rotor (shaft 6 or impeller 32) and one of the wear ring 7, 8.
  • Fig. 3 an enlarged sectional view illustrating the game of a first and a second wear ring 7 and 8 respectively.
  • Fig. 3 exists between the radially inner boundary surface of the first wear ring 7 and the radially outer boundary surface of the front cover plate 34 of the impeller 32 a game S1 through which an annular gap between the first wear ring 7 and the front cover plate 34 is formed.
  • a game S2 through which an annular gap between the second wear ring 8 and the shaft 6 is formed.
  • the game S1 can, but does not have to be the same size as the game S2.
  • a bend is in Fig. 6 very schematically illustrated by a bending line B.
  • the center line of the shaft 6 is meant when the shaft 6 including the non-rotatably connected wheels 32 and other components, so the rotor, is mounted in the pump 1, when the shaft 6 so in their camps and in particular the radial bearings is arranged, which are located outwardly in the region of the two ends of the shaft 6, but not shown in detail.
  • the deflection D of the shaft 6 is understood to be the distance of the bending line B from the central axis A. Due to the direction of the gravitational force, the bending line B in a horizontal pump 1 is always a convex curve.
  • the maximum of the deflection D is approximately in the middle of the pump 1, as in Fig. 6 is shown. Depending on the length of the shaft 6 and mass of the wheels 32, the maximum deflection D may be a few tenths of a millimeter, for example 0.2 - 0.5 mm or more.
  • At least one of the first or second wear rings 7 and 8 is designed eccentrically.
  • Fig. 4 an embodiment of such eccentrically designed wear ring 7 and 8 is shown in a perspective view.
  • Fig. 5 shows a section through the wear ring 7, 8 from Fig. 4 , wherein the cut takes place in the axial direction, ie in the same way as in Fig. 3 , Additionally illustrated Fig. 5 the term eccentric design or eccentricity.
  • both the radially outer and the radially inner boundary surface of the wear ring 7 and 8 are each a cylinder jacket surface.
  • the radially outer boundary surface has a radius R1 and the radially inner boundary surface has a radius R2, of course, R2 is smaller than R1.
  • the radially outer boundary surface is centered about a first axis A1, ie A1 is identical to the cylinder axis of the radially outer boundary surface.
  • the radially inner boundary surface is centered about a second axis A2, ie A2 is identical to the cylinder axis of the radially inner boundary surface here.
  • the axes A1 and A2 are parallel to each other but not congruent. This embodiment of the non-congruent axes A1 and A2 is referred to as eccentric.
  • the eccentricity E is determined, which is given by the distance between the two axes A1 and A2.
  • the eccentricity E can be in the range of up to a few tenths of a millimeter. With today's modern machining methods, it is no problem to manufacture such eccentricities E with sufficient accuracy in a wear ring 7 or 8.
  • the radial width F of the wear ring 7 or 8 varies along its circumference, that is, there is a maximum radial width F and a minimum radial width F, wherein the radial width F, the expansion of the wear ring 7 and 8 in the radial Direction is.
  • the wear ring 7 or 8 Due to the variation in the radial width F, the wear ring 7 or 8 must be fastened in the correct angular orientation to the step housing 31 or to the dividing wall 33. Since the deflection D of the shaft 6 always takes place with respect to the normal position of use downward, the wear ring 7 or 8 is used in such an orientation that the Area of its maximum radial width F is perpendicular above the central axis A, or the region of its minimum radial width F perpendicular below the central axis A.
  • each eccentric wear ring 7 or 8 has a positioning means 9.
  • This positioning means 9 may be, for example, a pin 9 which protrudes in the axial direction of the ring and during assembly into a corresponding bore (not shown) engages in the respective stage housing 31 and in the respective partition wall 33.
  • other positioning means 9 are possible, for. B. a projection or a recess on the wear ring 7 and 8, which cooperates positively with a recess or a projection in the step housing 31 and in the partition wall 33, or optically recognizable markings, such as notches, dashes or arrows.
  • Fig. 5 shown rectangular cross-sectional area of the wear ring 7 and 8 is to be understood only as an example.
  • the wear rings 7 and 8 may also have other and more complex cross-sectional areas, in particular those known from the prior art for wear rings in centrifugal pumps.
  • the cross-sectional area of the wear ring 7 or 8 may for example also be designed in an L-shaped or trapezoidal shape, it may have obliquely or at an acute angle to each other extending boundary lines.
  • rounding or bevels may be provided. The person skilled in a sufficient number of ways for the design of this cross-sectional area are known.
  • first wear ring 7 has a different geometric configuration than the second wear ring 8, even if the geometric configurations can be basically the same.
  • each wear ring 7 or 8 is usually a cylinder jacket surface with a radius R2 (see Fig. 5 ).
  • This radius R2 is typically different for the first wear rings 7 and the second wear rings 8.
  • the radius R2 for the second wear rings 8 is smaller than for the first wear rings 7.
  • the at least one wear ring 7 and 8, which is designed eccentrically according to the invention, is provided where the deflection D of the shaft 6 is greatest.
  • the eccentricity E of this wear ring is preferably dimensioned such that the rotating shaft 6 or the rotating cover disk 34 of the impeller 32 is at least approximately centered relative to the radially inner boundary surface of the eccentric wear ring 7 or 8, that is, the eccentricity E is chosen in that it is at least approximately the deflection D of the rotating shaft 6 at the location of this wear ring 7 or 8. It then follows that the rotating shaft 6 or the rotating cover disk 34 in this eccentrically designed wear ring 7 and 8 with respect to the second axis A2 (see Fig. 5 ) is at least approximately centered.
  • This eccentrically designed wear ring 7 or 8 is now attached to the step housing 31 and to the partition wall 33, preferably using the positioning means 9, that its area in which the radial width F is maximum, is arranged vertically above the central axis A. If now the rotor rotates, it is essentially centered in this wear ring 7 or 8, ie the rotor is - as described above - at least approximately centered with respect to the axis A2. This means the game S1 or S2 (see Fig. 3 ) is at least approximately constant within this wear ring 7 or 8 in the circumferential direction of the rotor, so that the rotor can rotate without contact with respect to the wear ring 7 or 8.
  • this freedom from contact is also advantageous for starting and stopping the pump 1, because there is no grinding between the rotor and the wear ring 7 or 8.
  • this freedom from contact is also advantageous for starting and stopping the pump 1, because there is no grinding between the rotor and the wear ring 7 or 8.
  • on the one hand can be dispensed with a coating of the wear ring 7 and 8, and on the other hand increases the life of the rotor, because its components are not exposed to mechanical grinding on the wear ring 7 and 8 respectively.
  • both the first and the second wear rings 7 and 8 is designed eccentrically.
  • the eccentricity E of an individual wear ring 7 or 8 is adapted to the deflection D of the shaft 6 at its individual place.
  • a bending line B as for example in Fig. 6 is shown, therefore, takes the eccentricity E of Verschleissringe 7 and 8, preferably from both ends of the shaft 6 seen from in the direction of the center of the pump 1 to.
  • the bending line B of the shaft arranged in a pump 1 can be determined for example on the basis of empirical or historical data. Of course it is also possible to determine the bending line B metrologically or to determine by calculations, such as simulations.
  • the bending line B is at least approximately known for a specific pump 1, it can also be decided in which regions of the rotor the deflection D of the shaft 6 is so great that wear rings 7 and 8 configured eccentrically there are advantageous.
  • the eccentricity E of the wear ring 7 and 8 is so dimensioned that at standstill of the shaft 6 just none of the wear rings 7 and 8, the shaft 6 touches, so that the shaft 6 at standstill just rests on none of the wear rings 7 and 8 and thus is freely rotatable, especially by hand.
  • the second criterion is to dimension the eccentricity for each individual wear ring 7 or 8 so that the bend line B of the shaft 6 at a typical speed at which the pump 1 is operated, for example the rated speed, substantially, or at least approximately midway between all wear rings 7 and 8 runs.
  • the Fig. 6 and 7 show in a schematic representation of this adjustment of the eccentricity E to the bending line B of the shaft 6. Because it is better for understanding, the rotor in the Fig. 6 and 7 each represented only by the bending line B of the shaft 6, ie in Fig. 6 and Fig. 7 is not considered that the rotor has a finite extent in the radial direction. The radial extent of the rotor is therefore not shown, but the Bend line B is to be understood symbolically for a representation of the rotor or the shaft 6 with the wheels 32.
  • Fig. 6 shows for the embodiment Fig. 1 the situation for the state when the shaft 6 rotates at a typical speed, for example, the rated speed of the pump 1.
  • the eccentricity E of both the first and the second wear rings 7 and 8 initially increases from the illustration according to the left end to approximately the middle of the pump 1 and then decreases again in the direction of the illustration of the right end of the pump.
  • the bending line B is at least approximately centered with respect to the radially inner boundary surface of all wear rings 7 and 8.
  • the game S1 or S2 For each of the wear rings 7 and 8 respectively in the circumferential direction, at least approximately constant.
  • Fig. 7 shows for the embodiment Fig. 1 the situation for the state when the shaft 6 is stationary. It can be seen that the deflection D of the shaft 6 and in particular the maximum of the deflection D has increased, but that the rotor or the shaft 6 - represented by the bending line B - at no point in direct physical contact with the wear rings 7 or 8 comes, so is freely rotatable with respect to the wear rings.
  • the above-described adaptation of the eccentricity E of the wear rings 7 and 8 to the bending line B is particularly advantageous in terms of temperature changes, especially rapid or temporary temperature changes. Since the rotor or the shaft 6 in operation always in an optimal position with respect to the stage housing 31 and the partition walls 32, or more generally expressed with respect to the stator of the pump 1, steeper temperature changes, ie larger temporal temperature gradients are possible without that There is a risk that the rotor comes into direct physical contact with the wear rings 7 or 8, and without it being necessary to provide other measures such as preheating the pump 1.
  • Another advantage resulting from the adaptation of the eccentricity E of the wear rings 7 or 8 to the bending line B of the shaft 6, is that the optimized positioning of the rotor with respect to the stator in many applications, the game S1 or S2 ( please refer Fig. 3 ), which can increase the efficiency of the pump 1 and its efficiency.
  • a particular advantage of the inventive design is the possibility of adapting the stator of the pump 1, so in particular the stage housing 31, the dividing walls 32 and the wear rings 7, 8, to the bending line B of the shaft 6 only with the help of the wear rings 7 and 8 realize that can be produced as wear parts particularly cost. There is no need for further modifications or structural measures for this adaptation. Neither does it require an inclination of one or more of the stage housing 31, nor does it require an eccentric design of other components such as the stage housing 31 or the partitions 32. All components except the wear rings 7, 8 so in particular the step housing 31 may be centered or concentric configured and arranged to the central axis A of the pump 1. This is a very significant advantage under design and manufacturing reasons.
  • the inlet 4 of the pump 1 with respect to the central axis A does not have to be inclined, but as generally custom can be configured and arranged so that the axis C of Inlet 4 (see Fig. 1 ) is perpendicular to the central axis A.
  • the advantage results that reliable seals between the outer sides of the step housing 31 and the jacket housing 2 can be provided by the parallel alignment of all pump stages 3 ,r all stage housing 31 in pumps 1 with jacket housing 2 as in the embodiment described here.
  • the intermediate housing 51 can be provided on the jacket housing 2, through which the fluid can be removed from the pump at an intermediate pressure which is smaller than the delivery pressure at the outlet 5 of the pump 1 and greater than the suction pressure at the inlet 4
  • the water can be provided as a medium to be delivered at various pressures.
  • the invention is particularly suitable as a method for the maintenance, repair and overhaul of already put into operation pumps and especially for such pumps in which no or no sufficient adjustment to the bending line B of the shaft 6 has been made so far.
  • At least one of the first and / or the second wear rings is replaced in each case by an eccentrically designed wear ring 7 or 8 in a similar manner as described above.
  • the eccentricity E of the wear rings 7 and 8 is adapted to the bending line B of the shaft.
  • the invention is not according to the embodiment according to Fig. 1 described pump type is limited, but is suitable for all multi-stage horizontal centrifugal pumps.
  • the pump 1 can also be configured as a chain pump (ring section pumps), in which the entirety of the step housings 31 form the outer pump housing, ie where no additional jacket housing 2 is provided.
  • the invention is also suitable for such pumps, in which the wheels 32 are arranged in a so-called back-to-back arrangement.
  • the multi-stage pump has two groups of impellers, namely a first group of impellers aligned with their inlet (their suction side) respectively toward one end of the pump and a second group of impellers provided with their inlet (their suction side) are each aligned in the direction of the other end of the pump. These two groups are thus arranged back to back to each other. It is understood that in the case of a two-stage pump, each of the two groups comprises only one impeller. These two wheels are then arranged so that their suction sides are facing away from each other.

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Abstract

Es wird eine mehrstufige horizontale Zentrifugalpumpe zum Fördern eines Fluids vorgeschlagen mit einem Rotor (6, 32), der eine rotierbar angeordnete Welle (6) sowie mehrere Laufräder (32) zum Fördern des Fluids umfasst, wobei alle Laufräder (32) drehfest auf der Welle (6) angeordnet sind, und mit einem Stator (31, 33), der mehrere Stufengehäuse (31) umfasst, welche bezüglich einer durch eine Mittelachse (A) festgelegten axialen Richtung hintereinander angeordnet sind, wobei der Stator (31, 33) den Rotor (6, 32) umgibt, und wobei alle Stufengehäuse (31) zentrisch bezüglich der Mittelachse (A) ausgestaltet und angeordnet sind, und wobei zwischen dem Rotor (6, 32) und dem Stator (31,33) mehrere Verschleissringe (7, 8) vorgesehen sind, von denen jeder bezüglich des Stators (31, 33) fixiert ist, und den Rotor (6, 32) jeweils mit einem Spiel (S1, S2) umgibt, und wobei mindestens einer der Verschleissringe (7, 8) exzentrisch ausgestaltet ist. Ferner wird ein Verfahren zum Instandsetzen einer mehrstufigen horizontalen Zentrifugalpumpe vorgeschlagen.

Description

  • Die Erfindung betrifft ein mehrstufige horizontale Zentrifugalpumpe zum Fördern eines Fluids, sowie ein Verfahren zum Instandsetzen oder Überholen einer mehrstufigen horizontalen Zentrifugalpumpe gemäss dem Oberbegriff des unabhängigen Anspruchs der jeweiligen Kategorie.
  • Mehrstufige horizontale Zentrifugalpumpen werden in vielen verschiedenen technolgischen Gebieten eingesetzt, beispielsweise in der öl- und gasverarbeitenden Industrie oder in der industriellen Energiegewinnung. Bei letzterer werden solche mehrstufigen Pumpen beispielsweise als Speisepumpen oder Kesselspeisepumpen eingestetzt, um das Wasser unter dem notwendigen Druck einem Dampferzeuger zuzuführen.
  • Üblicherweise sind bei diesen Pumpen eine Mehrzahl horizontal nebeneinander angeordnete Pumpenstufen vorgesehen, wobei jede Pumpenstufe ein Stufengehäuse umfasst, in dem jeweils ein Laufrad vorgesehen ist, welches das Fluid, also beispielsweise Wasser, von dem niederdruckseitigen Einlass dieser Pumpenstufe zu ihrem hochdruckseitigen Auslass fördert, der dann mit dem Einlass der nächsten Stufe verbunden ist. Alle Laufräder sind drehfest auf einer gemeinsamen Welle angeordnet, welche sich folglich durch alle Stufengehäuse hindurch erstreckt und von einem Antrieb, z. B. einem Elektromotor, angetrieben wird. Die einzelnen Pumpenstufen sind entlang der gemeinsamen Welle typischerweise durch Verschleissringe abgedichtet, die bezüglich der Stufengehäuse stationär, d.h. ortsfest angeordnet bzw. montiert sind. Dabei ist es eine üblich Massnahme, dass für eine Pumpenstufe zwei Verschleissringe vorgesehen sind, nämlich niederdruckseitig ein erster Verschleissring, welcher die vordere Deckscheibe des Laufrads umschliesst, und hochdruckseitig ein zweiter Verschleissring, der ortsfest an einer Trennwand befestigt ist, welche das Fluid vom Auslass der Stufe zum Einlass der nächsten Stufe führt und typischerweise ein Leitrad für die nächste Stufe umfasst.
  • Die Verschleissringe sind jeweils mit einem vorgegebenen Spiel bezüglich der Welle ausgestaltet, sodass zwischen der radial innenliegenden, zylindermantelförmigen Begrenzungsfläche des Verschleissrings und der rotierenden äusseren Mantelfläche der Welle ein ringförmiger Spalt ausgebildet ist, durch welchen eine Leckageströmung von der Hochdruckseite zur Niederdruckseite ermöglicht wird. Diese Leckageströmung ist einerseits vorteilhaft, weil sie zur hydrodynamischen Stabilisierung des Rotors (Welle mit Laufrädern) beiträgt, andererseits bedeuted sie auch einen gewissen Verlust bezüglich der Effizienz der Pumpe. Der Bemessung dieses Spiels kommt daher eine bedeutende Rolle zu. Es wird natürlich stets angestrebt, dass während des Betriebs der Pumpe ein direkter körperlicher Kontakt zwischen den stationären Verschleissringen und der rotierenden Welle vermieden wird. Die Verschleissringe sind - wie das ihr Name schon sagt - Verschleissteile, die während der Lebensdauer der Pumpe ausgewechselt werden müssen. Dies liegt in erster Linie daran, dass es durch die Leckageströmung zu Erosionserscheinungen an den Verschleissringen kommt. Dadurch vergrössert sich der Spalt zwischen dem jeweiligen Verschleissring und der Welle, was zu einer Zunahme der Leckageströmung führt. Da die Zunahme der Leckageströmung die Effizienz der Pumpe reduziert, müssen dann in der Regel die Verschleissring durch neue ersetzt werden.
  • Ein besonderes Problem bei mehrstufigen horizontalen Zentifugalpumpen, das insbesondere bei höheren Stufenzahlen auftritt, liegt in der Länge der Welle und der Masse der darauf drehfest angeordneten Laufräder begründet. Im Folgenden wird die Gesamtheit der im Betrieb rotierenden Komponenten als Rotor bezeichnet. Der Rotor umfasst also die Welle und die Laufräder. Bei langen Wellen oder Rotoren kommt es zu einer nicht unwesentlichen Durchbiegung der Welle aufgrund ihrer eigenen Masse. Diese Durchbiegung ist üblicherweise im mittleren Bereich der Welle am grössten. Die Mittellinie der Welle, die ohne Durchbiegung eine gerade Linie wäre, welche mit der Mittelachse der Pumpe und mit der Rotationsachse übereinstimmt, wird durch die Durchbiegung zu einer gekrümmten Linie, welche im Folgenden als Biegelinie der Welle oder Biegelinie des Rotors bezeichnet wird. Etwa in der Mitte zwischen den radialen Lagern für die Welle ist die Abweichung der Biegelinie von der Mittelachse der Pumpe am grössten. Aufgrund der Gravitationskraft ist die Biegelinie bei einer horizontalen Pumpe eine konvexe Funktion.
  • Typischerweise ist die Durchbiegung der Welle beim Stillstand der Pumpe am grössten. Wenn die Welle rotiert, resultiert üblicherweise ein Strecken der Welle, d.h. insbesondere ihre maximale Durchbiegung wird reduziert. Dieses Strecken beruht insbesondere auch auf hydrodynamischen Effekten, wie beispielsweise dem Lomakineffekt.
  • Das Problem, welches durch die Durchbiegung des Rotors verursacht wird, ergibt sich daraus, dass die Welle nun nicht mehr senkrecht durch alle Pumpenstufen bzw. Stufengehäuse verläuft, sondern zumindest durch manche Stufengehäuse schief, also mit einem von 90° verschiedenen Winkel, der natürlich von der Biegelinie der Welle abhängt. Dementsprechend muss das Spiel zwischen den Verschleissringen und der Welle bzw. der Deckscheibe der Laufräder gross genug gewählt werden, damit der Rotor während der Rotation trotz Durchbiegung nicht in körperlichen Kontakt mit den Verschleissringen kommt. Andererseits ist man -wie bereits erwähntbemüht, dieses Spiel nicht zu gross zu machen, um die Effizienz der Pumpe nicht zu stark zu reduzieren. Folglich bemisst man das Spiel üblicherweise so, dass der Rotor bei allen normalen Betriebszuständen gerade nicht in einen körperlichen Kontakt mit den Verschleissringen kommt. Wenn nun aber die Pumpe angehalten wird, so vergrössert sich die Durchbiegung des Rotors, sodass spätestens beim Stillstand des Rotors dieser zumindest mit einigen Verschleissringen in körperlichen Kontakt kommt und auf diesen aufliegt.
  • Dieses Aufliegen des Rotors auf den Verschleissringen im Stillstand hat mehrere Nachteile. So ist es beispielsweise beim Stillstand des Rotors nicht mehr möglich, diesen von Hand zu drehen, was insbesondere bei der Montage oder der Wartung der Pumpe ein erheblicher Nachteil ist. Zudem kommt es beim Anfahren und beim Abschalten der Pumpe zu einem Schleifen zwischen zumindest einigen Verschleissringen und dem Rotor, was einerseits zu einer erhöhten bzw. beschleunigten Abnutzung der Verschleissringe führt und andererseits die Lebensdauer der Welle bzw. der Deckscheiben der Laufräder verkürzt. Zwar ist es möglich, die Verschleissringe durch eine geeignete Beschichtung gegen zu grossen Verschleiss zu schützen, dies macht jedoch die Herstellung der Verschleissringe aufwändiger und kostenintensiver.
  • Eine andere Möglichkeit, dieses Problem zu lösen, wäre es, das Spiel zwischen dem Rotor und den Verschleissringen erheblich zu vergrössern, sodass der Rotor auch im Stillstand frei drehbar ist. Für viel Anwendungen, insbesondere in der industriellen Energiegewinnung, ist diese Lösung jedoch nicht wünschenswert oder sogar nicht akzeptabel, weil dieses vergrösserte Spiel zwangsläufig zur Reduzierung der Effizienz bzw. des Wirkungsgrads der Pumpe führt, was dem Streben nach Minimierung des Energieverbrauchs und einem umweltbewussten Umgang mit Resourcen entgegensteht.
  • Zur Lösung dieses Problems ist auch schon vorgeschlagen worden, die einzelnen Stufengehäuse der Pumpe im mittleren Bereich der Pumpe nicht mehr senkrecht zur Mittelachse anzuordnen, sondern sie leicht zu neigen, also schräg anzuordnen, um so der Biegelinie näherungsweise zu folgen. Die Gesamtheit der Stufengehäuse bildet dann zumindest im mittleren Bereich der Pumpe eine V-förmige Statorstruktur, die näherungsweise der Biegelinie der Welle folgt. Eine solche Lösung ist beispielsweise in dem chinesischen Gebrauchsmuster CN 201288673 offenbart.
  • Diese schräge oder geneigte Anordnung der Stufengehäuse ist aber konstruktiv sehr aufwändig. Bei Ausgestaltungen als Gliederpumpen (ring section pumps), bei denen die Gesamtheit der Stufengehäuse das äussere Pumpengehäuse bilden, ist beispielsweise eine Änderung der Rotoreinstellung häufig problematisch, weil hierzu in der Regel teilweise neue Stufengehäuse benötigt werden. Ein Nachbearbeiten der einzelnen Stufengehäuse ist in vielen Fällen nicht möglich. Zusätzliche Herausforderungen ergeben sich, wenn die Pumpe mit Mantelgehäuse (barrel pump) ausgestaltet ist, wenn also die einzelnen Stufengehäuse in einem gemeinsamen äusseren Pumpengehäuse angeordnet sind. Bei dieser Ausgestaltung ist es notwendig, auch den Einlassstutzen am Pumpengehäuse schräg zu stellen, was sehr kosten- und arbeitsintensiv ist. Auch ist die Montage der einzelnen Stufengehäuse in dem äusseren Pumpengehäuse aufgrund der Schrägstellung der Stufengehäuse relativ zum Pumpengehäuse schwierig und arbeitsintensiv. Schliesslich ist es auch nicht möglich, innerhalb des Pumpengehäuses zwischen einem dazu schräg stehenden Stufengehäuse und dem Pumpengehäuse zuverlässige interne Dichtungen vorzusehen, um so beispielsweise unterschiedliche Druckräume innerhalb des Pumpengehäuses gegeneinander abzudichten.
  • Ausgehend von diesem Stand der Technik ist es daher eine Aufgabe der Erfindung, eine mehrstufige horizontale Pumpe bereitzustellen, bei welcher ein körperlicher Kontakt zwischen dem Rotor und den Verschleissringen bei allen normalen Betriebszuständen, aber insbesondere auch beim Stillstand des Rotors bzw. der Welle zuverlässig vermieden wird, ohne dass dafür Zugeständnisse an die Effizienz der Pumpe vonnöten sind. Die Pumpe soll insbesondere auch mit langer Welle ausgestaltbar sein. Ferner ist es eine Aufgabe der Erfindung, ein Verfahren zum Instandsetzen oder Überholen einer mehrstufigen horizontalen Zentrifugalpumpe vorzuschlagen, damit bei dieser ein körperlicher Kontakt zwischen dem Rotor und den Verschleissringen bei allen normalen Betriebszuständen, aber insbesondere auch beim Stillstand des Rotors bzw. der Welle zuverlässig vermieden wird, ohne dass dafür Zugeständnisse an die Effizienz der Pumpe vonnöten sind.
  • Die diese Aufgaben lösenden Gegenstände der Erfindung sind durch die Merkmale des unabhängigen Patentanspruchs der jeweiligen Kategorie gekennzeichnet.
  • Erfindungsgemäss wird also eine mehrstufige horizontale Zentrifugalpumpe zum Fördern eines Fluids vorgeschlagen, mit einem Rotor, der eine rotierbar angeordnete Welle sowie mehrere Laufräder zum Fördern des Fluids umfasst, wobei alle Laufräder drehfest auf der Welle angeordnet sind, und mit einem Stator, der mehrere Stufengehäuse (31) umfasst, welche bezüglich einer durch eine Mittelachse festgelegten axialen Richtung hintereinander angeordnet sind, wobei der Stator den Rotor umgibt, und wobei alle Stufengehäuse zentrisch bezüglich der Mittelachse (A) ausgestaltet und angeordnet sind, und wobei zwischen dem Rotor und dem Stator mehrere Verschleissringe vorgesehen sind, von denen jeder bezüglich des Stators fixiert ist, und den Rotor jeweils mit einem Spiel umgibt, und wobei mindestens einer der Verschleissringe exzentrisch ausgestaltet ist.mit einer rotierbar angeordneten Welle und mit mehreren Pumpenstufen, welche bezüglich einer durch eine Mittelachse festgelegten axialen Richtung hintereinander angeordnet sind, wobei jede Pumpenstufe ein mit einer vorderen Deckscheibe versehenes Laufrad zum Fördern des Fluids umfasst, sowie ein Stufengehäuse mit einer stationären Laufradöffnung zur Aufnahme der vorderen Deckscheibe einer der Laufräder, und eine bezüglich des Stufengehäuses stationäre Trennwand zum Führen des Fluids zu der benachbarten Pumpenstufe, wobei die Laufräder aller Pumpenstufen drehfest auf der Welle angeordnet sind, wobei jede stationäre Laufradöffnung radial innenliegend durch einen ersten Verschleissring begrenzt wird, welcher die vordere Deckscheibe des Laufrads mit einem Spiel umgibt, und wobei jede stationäre Trennwand radial innenliegend durch einen zweiten Verschleissring begrenzt wird, welcher die Welle mit einem Spiel umgibt, und wobei mindestens einer der ersten oder der zweiten Verschleissringe exzentrisch ausgestaltet ist.
  • Mit dem Begriff "exzentrisch ausgestaltet" bezüglich des Verschleissrings ist dabei gemeint, dass die radial aussenliegende Begrenzungsfläche des Verschleissrings um eine erste Achse zentriert ist und die radial innenliegende Begrenzungsfläche des Verschleissrings um eine zweite Achse, wobei die erste und die zweite Achse parallel aber nicht deckungsgleich sind.
  • Wenn insbesondere dort, wo die Durchbiegung der Welle bzw. des Rotors am grössten ist, ein exzentrischer Verschleissring vorgesehen ist, so lässt sich gewährleisten, dass die Welle bzw. der Rotor im Betriebszustand insbesondere im Bereich der stärksten Durchbiegung in etwa mittig in dem exzentrischen Verschleissring rotiert, d.h. der Rotor ist bezüglich des exzentrischen Verschleissrings in etwa zentriert. Hält man nun den Rotor an, wodurch sich seine maximale Durchbiegung vergrössert, so ist in dem exzentrischen Verschleissring noch genügend Spiel, sodass auch beim Stillstand des Rotors ein körperlicher Kontakt zwischen dem Rotor und dem Verschleissring zuverlässig vermieden wird. Somit ist die Welle bzw. der Rotor insbesondere auch im Stillstand frei, also ohne Kontakt mit dem Verschleissring, und kann beispielsweise von Hand gedreht werden.
  • Ein besonderer Vorteil dieser erfindungsgemässen Ausgestaltung liegt darin, dass die Durchbiegung der Welle nur durch ein sehr kostengünstiges Bauteil, nämlich den Verschleissring, oder mehrere davon, kompensiert werden kann. Dies ermöglicht insbesondere auch eine äusserst kostengünstige und wenig zeitintensive Anpassung an Veränderungen der Rotoreinstellung, denn es sind gegebenenfalls lediglich ein oder mehrere Verschleissringe auszutauschen, aber es bedarf insbesondere keiner weiteren konstruktiven Änderung an anderen, deutlich teureren Komponenten der Pumpe, wie beispielsweise an einem der Stufengehäuse.
  • Zudem ist es aufgrund der exzentrischen Ausgestaltung auch nicht notwendig, ein grösseres Spiel zwischen Verschleissring und Rotor vorzusehen, sodass keine Zugeständnisse an die Effizienz der Pumpe vonnöten sind.
  • Vorzugsweise werden alle Stufengehäuse konzentrisch zur Mittelachse der Pumpe angeordnet. Dies ist konstruktiv besonders vorteilhaft, weil dann die Stufengehäuse für zumindest fast alle Pumpenstufen im wesentlichen gleich ausgestaltet werden können. Da die Durchbiegung des Rotors durch die exzentrische Ausgestaltung des Verschleissrings bereits kompensiert wird, ist es insbesondere nicht notwendig die Durchbiegung der Welle durch konstruktive Massnahmen an den Stufengehäusen selbst auszugleichen. Beispielsweise kann auf eine exzentrische Ausgestaltung eines oder mehrerer Stufengehäuse oder anderer Bauteile verzichtet werden.
  • Die Anzahl der Verschleissringe, für die eine exzentrische Ausgestaltung bevorzugt ist, hängt natürlich von dem speziellen Anwendungsfall und insbesondere von der Länge der Welle, der Anzahl der Laufräder und der Masse des Rotors ab. Für viele Anwendungen ist es bevorzugt, wenn eine Mehrzahl der Verschleissringe exzentrisch ausgestaltet ist.
  • Insbesondere ist es bevorzugt, wenn die Exzentrizität der Verschleissringe über die Länge der Welle gesehen nicht konstant ist. Speziell ist es vorteilhaft, wenn die Verschleissringe eine Exzentrizität aufweisen, die in Richtung der Mitte der Pumpe zunimmt. Das heisst, von einem Ende der Pumpe aus gesehen nimmt die Exzentrizität der Verschleissringe zunächst zu, bis sie im Bereich der Mitte der Pumpe, also dort, wo üblicherweise die Durchbiegung der Welle am grössten ist, ihr Maximum erreicht, um anschliessend wieder abzunehmen.
  • Als Mass für die Exzentrizität eines individuellen Verschleissrings wird dabei der Abstand der ersten Achse, um welche die radial aussenliegende Begrenzungsfläche des Verschleissrings zentriert ist, von der zweiten Achse genommen, um welche die radial innenliegende Begrenzungsfläche des Verschleissrings zentriert ist.
  • In einer besonders bevorzugten Ausführungsform ist die Exzentrizität der Verschleissringe an die Biegelinie der Welle angepasst. Das heisst, je grösser der Abstand der Biegelinie von der Mittelachse der Pumpe ist, umso grösser wird die Exzentrizität des Verschleissrings gewählt, sodass die Exzentrizität im wesentlichen der Biegelinie der Welle folgt. Diese Massnahme hat insbesondere auch den Vorteil, dass alle Stufengehäuse parallel und senkrecht zur Mittelachse der Pumpe angeordnet werden können. Es kann somit auf eine schräge Anordnung der Stufengehäuse oder anderer Bauteile verzichtet werden.
  • Eine weitere vorteilhafte Massnahme besteht darin, dass die Exzentrizität aller Verschleissringe so bemessen ist, dass beim Stillstand der Welle gerade keiner der Verschleissringe die Welle oder ein Laufrad berührt. Da die Durchbiegung der Welle bzw. des Rotors beim Stillstand am grössten ist, kann durch diese Massnahme die radiale Breite des Spaltes zwischen den Verschleissringen einerseits und dem Rotor (Welle oder Laufrad) minimiert werden. Auch ist es bevorzugt, wenn die Exzentrizität aller Verschleissringe so bemessen ist, dass die Biegelinie der Welle bei einer Nenndrehzahl der Pumpe im Wesentlichen mittig zwischen allen Verschleissringen verläuft. Die durchgebogene Welle rotiert dann zumindest näherungsweise zentriert bezüglich Verschleissringe, hat also in allen radialen Richtungen das gleiche Spiel. Unter anderem ist dies speziell für thermisch bedingte Änderungen im Rotor vorteilhaft. So können bei Temperaturänderungen z. B. im zu fördernden Medium, deutlich steilere Temperaturänderungen, also grössere Temperaturgradienten zugelassen werden, ohne das zusätzliche Massnahmen, wie beispielsweise ein Vorwärmen des Rotors notwendig sind. Dies ist insbesondere auch im Hinblick auf Anwendungen in der industriellen Energieerzeugung vorteilhaft.
  • In einem bevorzugten Ausführungsbeispiel weist die Pumpe mehrere Pumpenstufen auf, welche bezüglich der axialen Richtung hintereinander angeordnet sind, wobei jede Pumpenstufe ein mit einer vorderen Deckscheibe versehenes Laufrad zum Fördern des Fluids umfasst, sowie eines der Stufengehäuse, und eine bezüglich des Stufengehäuses stationäre Trennwand zum Führen des Fluids zu der benachbarten Pumpenstufe, wobei das Stufengehäuse mit einer stationären Laufradöffnung zur Aufnahme der vorderen Deckscheibe einer der Laufräder ausgestaltet ist, wobei jede stationäre Laufradöffnung radial innenliegend durch einen ersten Verschleissring begrenzt wird, welcher die vordere Deckscheibe des Laufrads mit einem Spiel umgibt, und wobei jede stationäre Trennwand radial innenliegend durch einen zweiten Verschleissring begrenzt wird, welcher die Welle mit einem Spiel umgibt.
  • Auch hier ist es vorteilhaft, wenn die Exzentrizität aller Verschleissringe so bemessen ist, dass beim Stillstand der Welle gerade keiner der Verschleissringe die Welle oder ein Laufrad berührt. Hierdurch ist es möglich, sowohl das Spiel zwischen der Welle und den zweiten Verschleissringen als auch das Spiel zwischen den vorderen Deckscheiben der Laufräder und den ersten Verschleissringen im Vergleich zu bekannten Mehrphasenpumpen noch weiter zu reduzieren, wodurch sich die Effizienz der erfindungsgemässen Pumpe noch steigern lässt.
  • Aufgrund ihrer Exzentrizität müssen die Verschleissringe in einer gewissen Winkelorientierung bezüglich der radialen Ebene senkrecht zur Mittelachse eingesetzt werden, um ihre korrekte Funktionalität zu gewährleisten. Dies ist prinzipiell dadurch möglich, dass der Teil des Verschleissrings mit der grössten radialen Breite genau oberhalb der Welle (bezüglich der normalen, horizontalen Gebrauchslage) platziert wird, oder derjenige Teil mit der kleinsten radialen Breite genau unterhalb der Welle. Um die Montage der Verschleissringe zu vereinfachen, ist es bevorzugt, wenn jeder exzentrische Verschleissring ein Positioniermittel aufweist, um den jeweiligen Verschleissring in einer vorgegebenen Winkelorientierung in dem jeweiligen Stufengehäuse oder der jeweiligen Trennwand zu positionieren. Dieses Positioniermittel kann beispielsweise eine optisch erkennbare Markierung auf dem Verschleissring sein oder ein Positionierstift, der in eine entsprechende Bohrung im Stufengehäuse oder in der Trennwand eingreift.
  • Besonders bevorzugt ist das Positioniermittel dort vorgesehen, wo der jeweilige Verschleissring seine maximale Breite in radialer Richtung aufweist, weil dies eine besonders einfache Montage des Verschleissrings ermöglicht.
  • In einer bevorzugten Ausgestaltung ist die Pumpe als Mantelgehäusepumpe (barrel casing pump) ausgestaltet, bei welcher alle Stufengehäuse in einem Mantelgehäuse angeordnet sind. Da sämtliche Stufengehäuse parallel zueinander und senkrecht zur Mittelachse der Pumpe angeordnet werden können, kann der Einlassstutzen in konventioneller Weise gefertigt werden, das heisst, auf das eingangs beschriebene, problematische Schrägstellen des Einlassstutzens kann verzichtet werden. Zudem ist es möglich, zuverlässige Dichtungen zwischen den Stufengehäusen und dem äusseren Mantelgehäuse vorzusehen. Somit können im Innern des Mantelgehäuses unterschiedliche Druckräume vorgesehen werden, in welchen das Fluid unter verschiedenen Drücken vorliegt. Dies ermöglicht es insbesondere auch, dass die erfindungsgemässe Pumpe mit einem Einlass und einem Auslass sowie einem Zwischenauslass für das zu fördernde Fluid ausgestaltet werden kann, wobei der Zwischenauslass so ausgestaltet und angeordnet ist, dass zumindest ein Teil des Fluids unter einem Zwischendruck durch den Zwischenauslass entnehmbar ist, welcher Zwischendruck grösser ist als der Druck des Fluids am Einlass der Pumpe und kleiner als der Druck des Fluids am Auslass der Pumpe. Diese Möglichkeit der Zwischenentnahme des Fluids mit einem anderen Druck als dem am Auslass stellt für viele Anwendungen einen grossen Vorteil dar.
  • Durch die Erfindung wird ferner ein Verfahren vorgeschlagen zum Instandsetzen oder Überholen einer mehrstufigen horizontalen Zentrifugalpumpe zum Fördern eines Fluids mit einem Rotor, der eine rotierbar angeordnete Welle sowie mehrere Laufräder zum Fördern des Fluids umfasst, wobei alle Laufräder drehfest auf der Welle angeordnet sind, und mit einem Stator, der mehrere Stufengehäuse umfasst, welche bezüglich einer durch eine Mittelachse festgelegten axialen Richtung hintereinander angeordnet sind, wobei der Stator den Rotor umgibt, und wobei alle Stufengehäuse zentrisch bezüglich der Mittelachse ausgestaltet und angeordnet sind, und wobei zwischen dem Rotor und dem Stator mehrere Verschleissringe vorgesehen sind, von denen jeder bezüglich des Stators fixiert ist, und den Rotor jeweils mit einem Spiel umgibt, bei welchem Verfahren einer oder mehrere der Verschleissringe ersetzt werden, wobei einer oder mehrere der Verschleissringe jeweils durch einen exzentrisch ausgestalteten Verschleissring ersetzt wird.
  • Im Speziellen eignet sich das Verfahren auch zum Instandsetzen oder Überholen einer mehrstufigen horizontalen Zentrifugalpumpe zum Fördern eines Fluids mit einer rotierbar angeordneten Welle und mit mehreren Pumpenstufen, welche bezüglich einer durch eine Mittelachse festgelegten axialen Richtung hintereinander angeordnet sind, wobei jede Pumpenstufe ein mit einer vorderen Deckscheibe versehenes Laufrad zum Fördern des Fluids umfasst, sowie ein Stufengehäuse mit einer stationären Laufradöffnung zur Aufnahme der vorderen Deckscheibe einer der Laufräder, und eine bezüglich des Stufengehäuses stationäre Trennwand zum Führen des Fluids zu der benachbarten Pumpenstufe, wobei die Laufräder aller Pumpenstufen drehfest auf der Welle angeordnet sind, wobei jede stationäre Laufradöffnung radial innenliegend durch einen ersten Verschleissring begrenzt wird, welcher die vordere Deckscheibe des Laufrads mit einem Spiel umgibt, und wobei jede stationäre Trennwand radial innenliegend durch einen zweiten Verschleissring begrenzt wird, welcher die Welle mit einem Spiel umgibt. Bei diesem Ausführungsbeispiel des erfindungsgemässen Verfahrens wird einer oder mehrere der ersten und/oder zweiten Verschleissringe ersetzt, wobei einer oder mehrere der ersten und/oder der zweiten Verschleissringe jeweils durch einen exzentrisch ausgestalteten Verschleissring ersetzt wird.
  • Mit diesem Verfahren ist es sowohl möglich, eine erfindungsgemäss ausgestaltete Pumpe zu warten, oder an eine andere Rotoreinstellung anzupassen, als auch eine konventionelle Pumpe ohne exzentrische Verschleissringe so zu überholen oder nachzurüsten, dass sie anschliessend erfindungsgemäss ausgestaltet ist. Dieses Verfahren eignet sich folglich insbesondere auch dazu, bereits existierende Pumpen so umzurüsten, dass die Durchbiegung des Rotors durch einen oder mehrere exzentrisch ausgestaltete Verschleissringe kompensiert oder besser kompensiert ist. Besonders vorteilhaft ist dabei, dass dieses Umrüsten in der Regel nur durch den Austausch der kostengünstigen Verschleissringe realisierbar ist, ohne andere Komponenten der Pumpe zu modifizieren.
  • Aus den gleichen Gründen wie bereits vorangehend für die erfindungsgemässe Pumpe erläutert ist es auch im Hinblick auf das Verfahren vorteilhaft
    • wenn die Exzentrizität der Verschleissringe an eine Biegelinie der Welle angepasst wird.
    • wenn die Exzentrizität der Verschleissringe jeweils so bemessen wird, dass beim Stillstand der Welle keiner der Verschleissringe die Welle berührt, und
    • wenn die Exzentrizität der Verrschleissringe jeweils so bemessen wird, dass die Biegelinie der Welle bei einer Nenndrehzahl der Pumpe im Wesentlichen mittig zwischen allen Verschleissringen verläuft.
  • Weitere vorteilhafte Massnahmen und Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den abhängigen Ansprüchen.
  • Im Folgenden wird die Erfindung sowohl in apparativer als auch in verfahrenstechnischer Hinsicht anhand von Ausführungsbeispielen und anhand der Zeichnung näher erläutert. In der schematischen Zeichnung zeigen, teilweise im Schnitt:
    • Fig. 1:
    ein schematische Seitenansicht eines Ausführungsbeispiels einer erfindungsgemässen Pumpe mit Ausbruch,
    Fig. 2:
    eine perspektivische Schnittansicht einer Pumpenstufe des Ausführungsbeispiels aus Fig. 1,
    Fig. 3:
    eine vergrösserte Schnittdarstellung zur Veranschaulichung des Spiels eines ersten und eines zweiten Verschleissrings,
    Fig. 4:
    eine perspektivische Ansicht einer Ausführungsform eines Verschleissrings,
    Fig. 5:
    einen Schnitt durch den Verschleissring aus Fig. 4 in axialer Richtung,
    Fig. 6:
    eine schematische Darstellung der Biegelinie der Welle bei einer Nenndrehzahl der Pumpe, und
    Fig. 7:
    eine schematische Darstellung der Biegelinie der Welle beim Stillstand der Pumpe.
  • Fig. 1 zeigt in einer schematischen Seitenansicht ein Ausführungsbeispiel einer erfindungsgemässen mehrstufigen horizontalen Zentrifugalpumpe, die gesamthaft mit dem Bezugszeichen 1 bezeichnet ist. In Fig. 1 sind einige Teile der Pumpe 1 im Ausbruch dargestellt. Fig. 2 zeigt einige Teile der Pumpe 1 in einer vergrösserten Schnittdarstellung.
  • Solche mehrstufigen Pumpen werden beispielsweise in der industriellen Energiegewinnung eingesetzt, z. B. als Speise- oder Kesselspeisepumpen, bei denen das zu fördernde Fluid Wasser ist, das von der Pumpe 1 zu einem Dampferzeuger gefördert wird. Aber auch in der Öl- und Gasindustrie werden solche Pumpen eingesetzt, sowohl für die Förderung von Wasser, beispielsweise als Injektionspumpen, oder auch zur Förderung von Erdöl oder anderen Kohlenwasserstoffen.
  • Bei dem in Fig. 1 dargestellten Ausführungsbeispiel ist die Pumpe 1 mit einem äusseren Mantelgehäuse 2 (barrel casing) ausgestaltet, das einen Einlass 4, einen Auslass 5, sowie optional einen Zwischenauslass 51 für das zu fördernde Fluid aufweist. Auf letzteren wird weiter hinten noch eingegangen.
  • Die Pumpe 1 weist eine drehbare Welle 6 auf, welche sich im Zentrum durch die Pumpe 1 erstreckt, und welche von einem nicht dargestellten Antrieb, beispielsweise einem Elektromotor, in Rotation versetzt werden kann. Die Pumpe 1 hat eine Mittelachse A, welche sich durch das Zentrum des für die Welle 6 im Innern der Pumpe 1 vorgesehenen Raums erstreckt, und welche die Soll-Drehachse darstellt, um welche die Welle 6 rotieren soll. Würde die in der Pumpe 1 montierte Welle 6 keine Durchbiegung aufweisen, dann wäre die Mittelachse A deckungsgleich mit der Längsachse der Welle. Im Folgenden ist bei Bezugnahmen auf die axiale Richtung immer die Richtung der Mittelachse A der Pumpe 1 gemeint. Mit der radialen Richtung ist dann eine auf der axialen Richtung senkrecht stehende Richtung gemeint.
  • In dem Mantelgehäuse 2 sind in an sich bekannter Weise mehrere - hier beispielsweise acht - Pumpenstufen 3 vorgesehen sind, welche bezüglicher der axialen Richtung hintereinander angeordnet sind. In Fig. 1 ist die Pumpe 1 in ihrer normalen Gebrauchslage, also in horizontaler Anordnung, dargestellt, bei welcher die Mittelachse A horizontal bzw. parallel zum Untergrund verläuft.
  • Zum besseren Verständnis zeigt Fig. 2 in einer vergrösserten Darstellung eine perspektivische Schnittansicht einer der Pumpenstufen 3 (siehe auch Fig. 3).
  • Jede Pumpenstufe 3 umfasst in an sich bekannter Weise ein Laufrad 32, ein Stufengehäuse 31 sowie hochdruckseitig eine Trennwand 33, welche die Pumpenstufe 3 gegenüber der nächsten Pumpenstufe 3 abgrenzt. Jedes Laufrad 32 ist als geschlossenens Laufrad 32 ausgestaltet, das heisst es umfasst eine vordere Deckscheibe 34, eine hintere Deckscheibe 35 sowie eine Mehrzahl von zwischen den Deckscheiben 34,35 angeordneten Schaufeln 36 zum Fördern des Fluids. Jedes Stufengehäuse 31 umfasst eine stationäre Laufradöffnung 37 zur Aufnahme der vorderen Deckscheibe 34 eines der Laufräder 32. Die Trennwand 33 ist ebenfalls stationär bezüglich des Stufengehäuses 31 und dient dazu, das von dem Laufrad 32 geförderte Fluid zum Eingang, d.h. zum Laufrad 32 der nächsten Pumpenstufe 3 zu führen. Dazu umfasst die Trennwand 33 ein stationäres Leitrad, das in den Zeichnungsfiguren nicht näher dargestellt ist.
  • Die Laufräder 32 aller Pumpenstufen 3 sind drehfest mit der Welle 6 verbunden, sodass die Laufräder 32 gemeinsam mit der Welle 6 rotieren.
  • Im Rahmen dieser Anmeldung ist mit dem Begriff "Rotor" die Gesamtheit aller Komponenten der Pumpe 1 gemeint, die im Betriebszustand der Pumpe 1 rotieren. Der Rotor der Pumpe 1 umfasst also sowohl die Welle 6 als auch alle darauf angeordneten Laufräder 32 sowie gegebenenfalls weitere Komponenten der Pumpe 1, die gemeinsam mit der Welle 6 rotieren bzw. drehfest mit der Welle 6 verbunden sind. Mit dem Begriff "Stator" der Pumpe ist im Rahmen dieser Anmeldung die Gesamtheit der stationären, also nicht rotierenden, Komponenten der Pumpe gemeint. Der Stator umfasst also insbesondere alle Stufengehäuse 31 und alle Trennwände 32.
  • Wie dies insbesondere Fig. 1 zeigt, sind alle Pumpenstufen 3 und alle Stufengehäuse 31 parallel zueinander angeordnet und zwar derart, dass die von der Laufradöffnungen 37 jeweils umschlossenen Flächen senkrecht auf der Mittelachse A stehen.
  • Im Betrieb der Pumpe 1 wird das zu fördernde Fluid, also z. B. Wasser, das durch den Einlass 4 der Pumpe 1 eintritt, von dem ersten Laufrad 32 - dies ist in Fig. 1 das darstellungsgemäss äusserst rechte Laufrad 32 - in den Ringraum zwischen der Trennwand 33 und dem Stufengehäuse 31 gefördert und von dort zwischen der Trennwand 33 und dem Stufengehäuse 31 radial nach innen geführt und gelangt so zum Laufrad 32 der benachbarten Pumpenstufe 31. Dieser Vorgang setzt sich fort durch alle Pumpenstufen 3 bis zur letzten - dies ist in Fig. 1 die darstellungsgemäss äusserst linke - von deren Ausgang das Fluid dann zum Auslass 5 der Pumpe 1 geführt wird.
  • Wie dies an sich üblich ist, sind in jeder Pumpenstufe 3 zwei Verschleissringe vorgesehen, um die jeweilige Pumpenstufe 3 gegenüber ihren benachbarten Pumpenstufen 3 bzw. gegenüber dem Einlass 4 oder dem Auslass 5 abzudichten. Ein erster Verschleissring 7 ist in die Laufradöffnung 37 des Stufengehäuses 31 eingepasst, sodass die stationäre Laufradöffnung radial innenliegend durch den ersten Verschleissring 7 begrenzt ist, der fest mit dem Stufengehäuse 3 verbunden und somit stationär ist. Der erste Verschleissring 7 umgibt somit die vordere Deckscheibe 34 eines der Laufräder 32. Ein zweiter Verschleissring 8 ist radial innenliegend an der stationären Trennwand 33 vorgesehen und umgibt die Welle 6, das heisst die stationäre Trennwand 33 ist radial innenliegend durch den zweiten Verschleissring 8 begrenzt, welcher bezüglich der radialen Richtung zwischen der Trennwand 33 und der Welle 6 angeordnet ist. Der zweite Verschleissring 8 ist fest mit der Trennwand 33 verbunden und somit auch stationär.
  • Wie bereits erwähnt, dienen die beiden Verschleissringe 7, 8 der Abdichtung der Pumpenstufen 3 entlang der Welle 6. Allerdings umgibt jeder der Verschleissringe 7, 8 den Rotor mit einem Spiel, sodass sich jeweils zwischen der radial äusseren Begrenzungsfläche des Rotors und der radial innenliegenden Begrenzungsfläche des Verschleissrings 7, 8 ein ringförmiger Spalt ausbildet, durch den eine Leckageströmung entgegen der allgemeinen Förderrichtung des Fluids strömt. Diese Leckageströmung ist einerseits erwünscht, insbesondere um den Rotor hydrodynamisch zu stabilisieren, sollte aber andererseits nicht zu gross sein, weil die Leckageströmung die Effizienz der Pumpe reduziert. Ferner soll während der normalen Betriebszustände der Pumpe 1 vermieden werden, dass es zu einem direkten körperlichen Kontakt zwischen dem Rotor (Welle 6 oder Laufrad 32) und einem der Verschleissring 7, 8 kommt.
  • Da das Spiel zwischen dem Rotor und den Verschleissringen 7, 8 typischerweise sehr klein ist, kann es in den Darstellungen der Fig. 1 und Fig. 2 nicht erkannt werden. Daher zeigt Fig. 3 eine vergrösserte Schnittdarstellung zur Veranschaulichung des Spiels eines ersten und eines zweiten Verschleissrings 7 bzw. 8.
  • Wie dies in Fig. 3 zu erkennen ist, existiert zwischen der radial innenliegenden Begrenzungsfläche des ersten Verschleissrings 7 und der radial aussenliegenden Begrenzungsfläche der vorderen Deckscheibe 34 des Laufrads 32 ein Spiel S1, durch welches ein ringförmiger Spalt zwischen dem ersten Verschleissring 7 und der vorderen Deckscheibe 34 gebildet wird. In sinngemäss gleicher Weise existiert zwischen der radial innenliegenden Begrenzungsfläche des zweiten Verschleissrings 8 und der radial aussenliegenden Begrenzungsfläche der Welle 6 ein Spiel S2, durch welches ein ringförmiger Spalt zwischen dem zweiten Verschleissring 8 und der Welle 6 gebildet wird. Das Spiel S1 kann, muss aber nicht gleich gross sein wie das Spiel S2.
  • Wie bereits erwähnt, kommt es bei mehrstufigen, horizontalen Pumpen 1 insbesondere bei grossen Längen der Welle 6, zu einer merklichen Durchbiegung der Welle 6 bzw. des Rotors aufgrund der Masse des Rotors. Eine solche Durchbiegung ist in Fig. 6 sehr schematisch anhand einer Biegelinie B dargestellt. Mit der Biegelinie B der Welle 6 ist die Mittellinie der Welle 6 gemeint, wenn die Welle 6 inklusive der drehfest mit ihr verbundenen Laufräder 32 und anderen Komponenten, also der Rotor, in der Pumpe 1 montiert ist, wenn die Welle 6 also in ihren Lagern und insbesondere den Radiallagern angeordnet ist, die sich hier aaussenliegend im Bereich der beiden Enden der Welle 6 befinden, aber nicht näher dargestellt sind.
  • Gäbe es die Durchbiegung nicht, so wäre würde die Biegelinie B exakt auf der Mittelachse A der Pumpe 1 liegen. Unter der Durchbiegung D der Welle 6 wird der Abstand der Biegelinie B von der Mittelachse A verstanden. Aufgrund der Richtung der Gravitationskraft ist die Biegelinie B bei einer horizontalen Pumpe 1 immer eine konvexe Kurve. Das Maximum der Durchbiegung D liegt etwa in der Mitte der Pumpe 1, so wie dies in Fig. 6 dargestellt ist. Je nach Länge der Welle 6 und Masse der Laufräder 32 kann die maximale Durchbiegung D einige Zehntel Millimeter betragen, beispielsweise 0.2 - 0.5 mm oder mehr.
  • Um die aus der Durchbiegung D der Welle 6 resultierenden Probleme zu kompensieren, wird nun erfindungsgemäss vorgeschlagen, dass mindestens einer der ersten oder der zweiten Verschleissringe 7 bzw. 8 exzentrisch ausgestaltet ist. In Fig. 4 ist eine Ausführungsform eines solchen exzentrisch ausgestalteten Verschleissrings 7 bzw. 8 in einer perspektivischen Ansicht dargestellt. Fig. 5 zeigt einen Schnitt durch den Verschleissring 7, 8 aus Fig. 4, wobei der Schnitt in axialer Richtung erfolgt, also in gleicher Weise wie in Fig. 3. Zusätzlich veranschaulicht Fig. 5 den Begriff der exzentrischen Ausgestaltung bzw. der Exzentrizität.
  • Mit der exzentrischen Ausgestaltung ist gemeint, dass die radial aussenliegende Begrenzungsfläche des Verschleissrings 7, 8 um eine andere Achse zentriert ist, als seine radial innenliegende Begrenzungsfläche. Dies ist in Fig. 5 für die einfache Ausführungsform des Verschleissrings 7 bzw. 8 dargestellt, bei welcher die Querschnittsfläche des Verschleissrings 7 bzw. 8 rechteckig ist. In dieser Ausführungsform sind sowohl die radial aussenliegende als auch die radial innenliegende Begrenzungsfläche des Verschleissrings 7 bzw. 8 jeweils eine Zylindermantelfläche. Die radial aussenliegende Begrenzungsfläche hat einen Radius R1 und die radial innenliegende Begrenzungsfläche hat einen Radius R2, wobei natürlich R2 kleiner als R1 ist. Die radial aussenliegende Begrenzungsfläche ist um eine erste Achse A1 zentriert, d.h. A1 ist hier identisch mit der Zylinderachse der radial äusseren Begrenzungsfläche. Die radial innenliegende Begrenzungsfläche ist um eine zweite Achse A2 zentriert, d.h. A2 ist hier identisch mit der Zylinderachse der radial inneren Begrenzungsfläche. Die Achsen A1 und A2 verlaufen parallel zueinander sind aber nicht deckungsgleich. Diese Ausgestaltung der nicht deckungsgleichen Achsen A1 und A2 wird als exzentrisch bezeichnet. Als Mass für die Stärke der exzentrischen Ausgestaltung wird die Exzentrizität E festgelegt, die durch den Abstand der beiden Achsen A1 und A2 gegeben ist.
  • Je nach maximaler Durchbiegung D der Welle 6, kann die Exzentrizität E im Bereich von bis zu einigen Zehntel Millimetern liegen. Mit heute üblichen modernen Bearbeitungsmethoden ist es kein Problem, solche Exzentrizitäten E mit ausreichender Genauigkeit in einem Verschleissring 7 oder 8 zu fertigen.
  • Durch die exzentrische Ausgestaltung variiert die radiale Breite F des Verschleissrings 7 bzw. 8 entlang seines Umfangs, das heisst es gibt eine maximale radiale Breite F und eine minimale radiale Breite F, wobei die radiale Breite F die Ausdehnung des Verschleissrings 7 bzw. 8 in radialer Richtung ist.
  • Aufgrund der Variation in der radialen Breite F muss der Verschleissring 7 bzw. 8 in der korrekten Winkelorientierung an dem Stufengehäuse 31 bzw. an der Trennwand 33 befestigt werden. Da die Durchbiegung D der Welle 6 bezüglich der normalen Gebrauchslage immer nach unten erfolgt, wird der Verschleissring 7 bzw. 8 in einer solchen Orientierung eingesetzt, dass der Bereich seiner maximalen radialen Breite F senkrecht oberhalb der Mittelachse A liegt, bzw. der Bereich seiner minimalen radialen Breite F senkrecht unterhalb der Mittelachse A.
  • Um die korrekte Winkelorientierung des Verschleissrings 7 bzw. 8 einfacher zu realisieren, ist es vorteilhaft, wenn jeder exzentrische Verschleissring 7 bzw. 8 ein Positioniermittel 9 aufweist. Dieses Positioniermittel 9 (siehe Fig. 4) kann beispielsweise ein Stift 9 sein, der in axialer Richtung von dem Ring hervorsteht und bei der Montage in eine entsprechende Bohrung (nicht dargestellt) im jeweiligen Stufengehäuse 31 bzw. in der jeweiligen Trennwand 33 eingreift. Natürlich sind auch andere Positioniermittel 9 möglich, z. B. ein Vorsprung oder eine Ausnehmung am Verschleissring 7 bzw. 8, der formschlüssig mit einer Ausnehmung oder einem Vorsprung in dem Stufengehäuse 31 bzw. in der Trennwand 33 zusammenwirkt, oder optisch erkennbare Markierungen, wie Kerben, Striche oder Pfeile.
  • Aus montagetechnischen Gründen ist es bevorzugt, wenn das Positioniermittel 9 - wie in Fig. 4 gezeigt, dort vorgesehen ist, wo der jeweilige Verschleissring 7 bzw. 8 seine maximale radiale Breite F aufweist.
  • Es versteht sich, dass die in Fig. 5 dargestellte rechteckige Querschnittsfläche des Verschleissrings 7 bzw. 8 nur beispielhaft zu verstehen ist. Selbstverständlich können die Verschleissringe 7 bzw. 8 auch andere und komplexere Querschnittsflächen aufweisen, insbesondere solche, wie sie vom Stand der Technik für Verschleissringe in Zentrifugalpumpen bekannt sind. Die Querschnittsfläche des Verschleissrings 7 bzw. 8 kann beispielsweise auch L-förmig oder trapezförmig ausgestaltet sein, sie kann schief- oder spitzwinklig zueinander verlaufende Begrenzungslinien aufweisen. Ferner können Abrundungen oder Abschrägungen vorgesehen sein. Dem Fachmann sind hinlänglich viele Möglichkeiten für die Ausgestaltung dieser Querschnittsfläche bekannt.
  • Ferner versteht sich, dass in der Regel der erste Verschleissring 7 eine andere geometrische Ausgestaltung hat als der zweite Verschleissring 8, auch wenn die geometrischen Ausgestaltungen grundsätzlich gleich sein können.
  • Die radial innenliegende Begrenzungsfläche eines jeden Verschleissrings 7 bzw. 8 ist üblicherweise eine Zylindermantelfläche mit einem Radius R2 (siehe Fig. 5). Dieser Radius R2 ist typischerweise verschieden für die ersten Verschleissringe 7 und die zweiten Verschleissringe 8. Üblicherweise ist der Radius R2 für die zweiten Verschleissringe 8 kleiner als für die ersten Verschleissringe 7.
  • Auch bezüglich des Materials, aus welchem die Verschleissringe 7, 8 gefertigt werden, sind dem Fachmann viele Möglichkeiten bekannt. Als ein Beispiel seien hier martensitische Edelstähle bzw. rostfreie Stähle genannt.
  • Der mindestens eine Verschleissring 7 bzw. 8, der erfindungsgemäss exzentrisch ausgestaltet ist, wird dort vorgesehen, wo die Durchbiegung D der Welle 6 am grössten ist. Dabei wird die Exzentrizität E dieses Verschleissrings bevorzugt so bemessen, dass die rotierende Welle 6 bzw. die rotierende Deckscheibe 34 des Laufrads 32 bezüglich der radial innenliegenden Begrenzungsfläche des exzentrischen Verschleissrings 7 bzw. 8 zumindest näherungsweise zentriert ist, dass heisst die Exzentrizität E wird so gewählt, dass sie zumindest näherungsweise der Durchbiegung D der rotierenden Welle 6 am Ort dieses Verschleissrings 7 bzw. 8 ist. Daraus ergibt sich dann, dass die rotierende Welle 6 bzw. die rotierende Deckscheibe 34 in diesem exzentrisch ausgestalteten Verschleissring 7 bzw. 8 bezüglich der zweiten Achse A2 (siehe Fig. 5) zumindest näherungsweise zentriert ist.
  • Dieser exzentrisch ausgestaltete Verschleissring 7 bzw. 8 wird nun so am Stufengehäuse 31 bzw. an der Trennwand 33 befestigt, vorzugsweise unter Verwendung der Positioniermittel 9, dass sein Bereich, in welchem die radiale Breite F maximal ist, senkrecht oberhalb der Mittelachse A angeordnet ist. Wenn nun der Rotor rotiert, ist er in diesem Verschleissring 7 bzw. 8 im Wesentlichen zentriert, das heisst der Rotor ist - wie vorangehend beschrieben - bezüglich der Achse A2 zumindest näherungsweise zentriert. Das bedeutet, das Spiel S1 oder S2 (siehe Fig. 3) ist innerhalb dieses Verschleissrings 7 bzw. 8 in Umfangsrichtung des Rotors gesehen zumindest näherungsweise konstant, der Rotor kann also kontaktfrei bezüglich des Verschleissrings 7 bzw. 8 rotieren.
  • Wird nun die Pumpe 1 abgeschaltet, sodass der Rotor zum Stillstand kommt, so führt dies in der Regel zu einer Vergrösserung der Durchbiegung D, insbesondere auch an der Stelle, wo die Durchbiegung D maximal ist. Aufgrund des Spiels S1 bzw. S2 zwischen dem Rotor und dem exzentrisch ausgestalteten Verschleissring 7 bzw. 8 ist unterhalb des Rotors im Verschleissring 7 bzw. 8 noch ausreichen Platz, sodass auch die Vergrösserung der Durchbiegung D des Rotors nicht dazu führt, dass der Rotor in direkten körperlichen Kontakt mit dem Verschleissring 7 bzw. 8 kommt. Dies bedeutet, dass der Rotor bzw. die Welle 6 auch beim Stillstand frei in dem Sinne ist, dass der Rotor bzw. die Welle 6 nicht auf dem Verschleissring 7 bzw. 8 aufliegt. Daraus resultiert insbesondere der Vorteil, dass der Rotor beim Stillstand der Pumpe 1 von Hand gedreht werden kann, was insbesondere für Wartungs- oder Montagearbeiten einen enormen Vorteil darstellt.
  • Zudem ist diese Kontaktfreiheit auch für das Anfahren und Abschalten der Pumpe 1 vorteilhaft, weil es zu keinem Schleifen zwischen dem Rotor und dem Verschleissring 7 bzw. 8 kommt. Dadurch kann einerseits auf eine Beschichtung des Verschleissrings 7 bzw. 8 verzichtet werden, und andererseits erhöht sich die Lebensdauer des Rotors, weil seine Komponenten keinem mechanischen Schleifen an dem Verschleissring 7 bzw. 8 ausgesetzt sind.
  • Für die meisten Anwendungen ist es vorteilhaft, wenn eine Mehrzahl sowohl der ersten als auch der zweiten Verschleissringe 7 bzw. 8 exzentrisch ausgestaltet ist. Dabei wird die Exzentrizität E eines individuellen Verschleissrings 7 bzw. 8 an die Durchbiegung D der Welle 6 an seinem individuellen Platz angepasst.
  • Bei einer Biegelinie B, wie sie beispielsweise in Fig. 6 dargestellt ist, nimmt daher die Exzentrizität E der Verschleissringe 7 bzw. 8 vorzugsweise von beiden Enden der Welle 6 aus gesehen in Richtung der Mitte der Pumpe 1 zu.
  • Besonders bevorzugt ist die Exzentrizität E der ersten und zweiten Verschleissringe über die gesamte Länge des von Verschleissringen 7,8 umschlossenen Teils des Rotors an die Biegelinie B der Welle 6 angepasst, wie im Folgenden anhand der Fig. 6 und 7 erläutert wird.
  • Die Biegelinie B der in einer Pumpe 1 angeordneten Welle kann beispielsweise aufgrund empirischer oder historischer Daten ermittelt werden. Natürlich ist es auch möglich die Biegelinie B messtechnisch zu bestimmen oder durch Berechnungen, beispielsweise Simulationen, zu ermitteln.
  • Wenn die Biegelinie B für eine bestimmte Pumpe 1 zumindest näherungsweise bekannt ist, kann auch entschieden werden, in welchen Bereichen des Rotors die Durchbiegung D der Welle 6 so gross ist, dass dort exzentrisch ausgestaltete Verschleissringe 7 bzw. 8 vorteilhaft sind.
  • Nun wird für jeden individuellen Verschleissring 7 bzw. 8 festgelegt, welche Exzentizität E er vorteilhafterweise aufweisen soll. Hierzu sind zwei Kriterien besonders bevorzugt. Erstens wird die Exzentrizität E des Verschleissrings 7 bzw. 8 so bemessen, dass beim Stillstand der Welle 6 gerade keiner der Verschleissringe 7 bzw. 8 die Welle 6 berührt, sodass die Welle 6 beim Stillstand gerade auf keinem der Verschleissringe 7 bzw. 8 aufliegt und somit frei drehbar ist, insbesondere von Hand. Das zweite Kriterium ist es, die Exzentrizität für jeden individuellen Verschleissring 7 bzw. 8 so zu bemessen, dass die Biegelinie B der Welle 6 bei einer typischen Drehzahl, bei welcher die Pumpe 1 betrieben wird, beispielsweise die Nenndrehzahl, im Wesentlichen oder zumindest näherungsweise mittig zwischen allen Verschleissringen 7 bzw. 8 verläuft. Das heisst, wie vorangehend bereits für einen individuellen Verschleissring 7 bzw. 8 beschrieben, strebt man an, dass bei jedem individuellen Verschleissring 7 bzw. 8 die Welle 6 bezüglich der Achse A2 der radial innenliegenden Begrenzungsfläche dieses Verschleissrings 7 bzw. 8 zumindest näherungsweise zentriert ist.
  • Die Fig. 6 und 7 zeigen in einer schematischen Darstellung diese Anpassung der Exzentrizität E an die Biegelinie B der Welle 6. Weil es für das Verständnis besser ist, wird der Rotor in den Fig. 6 und 7 jeweils nur durch die Biegelinie B der Welle 6 repräsentiert, d.h. in Fig. 6 und Fig. 7 ist nicht berücksichtigt, dass der Rotor eine endliche Ausdehnung in radialer Richtung hat. Die radiale Ausdehnung des Rotors ist also nicht dargestellt, sondern die Biegelinie B ist symbolisch für eine Darstellung des Rotors bzw. der Welle 6 mit den Laufrädern 32 zu verstehen.
  • Fig. 6 zeigt für das Ausführungsbeispiel aus Fig. 1 die Situation für den Zustand, wenn die Welle 6 mit einer typischen Drehzahl, beispielsweise der Nenndrehzahl der Pumpe 1 rotiert. Es ist zu erkennen, dass die Exzentrizität E sowohl der ersten als auch der zweiten Verschleissringe 7 bzw. 8 vom darstellungsgemäss linken Ende zunächst bis etwa in die Mitte der Pumpe 1 zunimmt und dann in Richtung auf das darstellungsgemäss rechte Ende der Pumpe wieder abnimmt. Auch ist zu erkennen, dass die Biegelinie B bezüglich der radial innenliegenden Begrenzungsfläche aller Verschleissringe 7 bzw. 8 zumindest näherungsweise zentriert ist. Somit ist auch das Spiel S1 bzw. S2 (siehe Fig. 5) für jeden der Verschleissringe 7 bzw. 8 jeweils in Umfangsrichtung gesehen zumindest näherungsweise konstant.
  • Fig. 7 zeigt für das Ausführungsbeispiel aus Fig. 1 die Situation für den Zustand, wenn die Welle 6 stillsteht. Es ist zu erkennen dass die Durchbiegung D der Welle 6 und insbesondere das Maximum der Durchbiegung D zugenommen hat, dass aber der Rotor bzw. die Welle 6 - repräsentiert durch die Biegelinie B - an keiner Stelle in direkten körperlichen Kontakt mit den Verschleissringen 7 bzw. 8 kommt, also frei drehbar bezüglich der Verschleissringe ist.
  • Die vorangehend beschriebene Anpassung der Exzentrizität E der Verschleissringe 7 bzw. 8 an die Biegelinie B ist insbesondere auch im Hinblick auf Temperaturänderungen, speziell schnelle oder zeitweilige Temperaturänderungen vorteilhaft. Da der Rotor bzw. die Welle 6 im Betrieb immer in einer optimalen Position bezüglich der Stufengehäuse 31 bzw. der Trennwände 32, oder allgemeiner ausgedrückt bezüglich des Stators der Pumpe 1 liegt, sind steilere Temperaturänderungen, d. h. grössere zeitliche Temperaturgradienten möglich, ohne dass dabei die Gefahr besteht, dass der Rotor mit den Verschleissringen 7 bzw. 8 in direkten körperlichen Kontakt kommt, und ohne dass es notwendig ist, andere Massnahmen wie beispielsweise ein Vorwärmen der Pumpe 1 vorzusehen.
  • Ein weiterer Vorteil der aus der Anpassung der Exzentrizität E der Verschleissringe 7 bzw. 8 an die Biegelinie B der Welle 6 resultiert, ist es, dass durch die optimierte Positionierung des Rotors im Bezug auf den Stator in vielen Anwendungsfällen das Spiel S1 bzw. S2 (siehe Fig. 3) reduziert werden kann, womit sich die Effiziens der Pumpe 1 bzw. ihr Wirkungsgrad steigern lässt.
  • Ein besonderer Vorteil der erfindungsgemässen Ausgestaltung ist die Möglichkeit, die Anpassung des Stators der Pumpe 1, also insbesondere der Stufengehäuse 31, der Trennwände 32 und der Verschleissringe 7, 8, an die Biegelinie B der Welle 6 nur mit Hilfe der Verschleissringe 7 und 8 zu realisieren, die als Verschleissteile besonders kostengünstig hergestellt werden können. Es bedarf keiner weiteren Modifikationen oder baulicher Massnahmen für diese Anpassung. Weder bedarf es einer Schrägstellung einer oder mehrerer der Stufengehäuse 31, noch bedarf es einer exzentrischen Ausgestaltung anderer Bauteile wie beispielsweise der Stufengehäuse 31 oder der Trennwände 32. Sämtliche Komponenten mit Ausnahme der Verschleissringe 7, 8 also insbesondere auch die Stufengehäuse 31 können zentriert bzw. konzentrisch zur Mittelachse A der Pumpe 1 ausgestaltet und angeordnet werden. Dies ist unter konstruktiven und fertigungstechnischen Gründen ein ganz erheblicher Vorteil.
  • Speziell bei der Ausgestaltung als Pumpe 1 mit Mantelgehäuse 2 ergibt sich der weitere konstruktive Vorteil, dass der Einlass 4 der Pumpe 1 bezüglich der Mittelachse A nicht schräg gestellt werden muss, sondern wie allgemein üblich so ausgestaltet und angeordnet werden kann, dass die Achse C des Einlasses 4 (siehe Fig. 1) senkrecht auf der Mittelachse A steht.
  • Zudem resultiert der Vorteil, dass durch die parallele Ausrichtung aller Pumpenstufen 3 insbesonderer aller Stufengehäuse 31 bei Pumpen 1 mit Mantelgehäuse 2 wie bei dem hier beschriebenen Ausführungsbeispiel zuverlässige Dichtungen zwischen den Aussenseiten der Stufengehäuse 31 und dem Mantelgehäuse 2 vorgesehen werden können. Somit besteht die Möglichkeit, in dem Mantelgehäuse 2 verschiedene Druckräume vorzusehen, die gegeneinander abgedichtet sind, und in denen das zu fördernde Fluid, also beispielsweise Wasser, mit unterschiedlichen Drücken vorhanden ist.
  • Dies hat den Vorteil, dass am Mantelgehäuse 2 der Zwischenauslass 51 vorgesehen werden kann, durch welchen das Fluid mit einem Zwischendruck aus der Pumpe entnommen werden kann, der kleiner ist als der Förderdruck am Auslass 5 der Pumpe 1 und grösser als der Saugdruck am Einlass 4 der Pumpe 1. Beispielsweise in der industriellen Energiegewinnung ist es oft wünschenswert, dass das Wasser als zu förderndes Medium mit verschiedenen Drücken zur Verfügung gestellt werden kann.
  • Da die Anpassung der Pumpe 1 an die Biegelinie B des Welle 6 nur mithilfe der Verschleissringe 7, 8 und ohne andere bauliche Massnahmen möglich ist, eignet sich die Erfindung insbesondere auch als Verfahren für das Warten, Instandsetzen und Überholen von bereits in Betrieb genommenen Pumpen und speziell auch für solche Pumpen, bei denen bisher noch keine oder keine ausreichende Anpassung an die Biegelinie B der Welle 6 vorgenommen worden ist.
  • Bei dem erfindungsgemässen Verfahren wird in sinngemäss gleicher Weise wie vorangehend beschrieben, mindestens einer der ersten und/oder der zweiten Verschleissringe jeweils durch einen exzentrisch ausgestalteten Verschleissring 7 bzw. 8 ersetzt.
  • Auch hinsichtlich des Verfahrens ist es becvorzugt, wenn die Exzentrizität E der Verschleissringe 7 und 8 an die Biegelinie B der Welle angepasst wird.
  • Es versteht sich, dass die Erfindung nicht auf den im Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 1 beschriebenen Pumpentyp beschränkt ist, sonder für alle mehrstufigen horizontalen Zentrifugalpumpen geeignet ist. So kann die Pumpe 1 beispielsweise auch als Gliederpumpe (ring section pumps) ausgestaltet sein, bei der die Gesamtheit der Stufengehäuse 31 das äussere Pumpengehäuse bilden, wo also kein zusätzliches Mantelgehäuse 2 vorgesehen ist. Speziell ist die Erfindung auch für solche Pumpen geeignet, bei denen die Laufräder 32 in einer sogenannten Back-to-Back Anordnung angeordnet sind. Bei dieser Anordnung hat die mehrstufige Pumpe zwei Gruppen von Laufrädern, nämlich eine erste Gruppe von Laufrädern, die mit ihrem Einlass (ihrer Saugseite) jeweils in Richtung des einen Endes der Pumpe ausgerichtet sind, und eine zweite Gruppe von Laufrädern, die mit ihrem Einlass (ihrer Saugseite) jeweils in Richtung des anderen Endes der Pumpe ausgerichtet sind. Diese beiden Gruppen sind also Rücken an Rücken zueinander angeordnet. Es versteht sich, dass im Fall einer zweistufigen Pumpe jede der beiden Gruppen jeweils nur ein Laufrad umfasst. Diese beiden Laufräder sind dann so angeordnet, dass ihre Saugseiten voneinander abgewandt sind.

Claims (15)

  1. Mehrstufige horizontale Zentrifugalpumpe zum Fördern eines Fluids mit einem Rotor (6, 32), der eine rotierbar angeordnete Welle (6) sowie mehrere Laufräder (32) zum Fördern des Fluids umfasst, wobei alle Laufräder (32) drehfest auf der Welle (6) angeordnet sind, und mit einem Stator (31, 33), der mehrere Stufengehäuse (31) umfasst, welche bezüglich einer durch eine Mittelachse (A) festgelegten axialen Richtung hintereinander angeordnet sind, wobei der Stator (31, 33) den Rotor (6, 32) umgibt, und wobei alle Stufengehäuse (31) zentrisch bezüglich der Mittelachse (A) ausgestaltet und angeordnet sind, und wobei zwischen dem Rotor (6, 32) und dem Stator (31,33) mehrere Verschleissringe (7, 8) vorgesehen sind, von denen jeder bezüglich des Stators (31, 33) fixiert ist, und den Rotor (6, 32) jeweils mit einem Spiel (S1, S2) umgibt, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens einer der Verschleissringe (7, 8) exzentrisch ausgestaltet ist.
  2. Pumpe nach Anspruch 1 wobei eine Mehrzahl der Verschleissringe (7 ;8) exzentrisch ausgestaltet ist.
  3. Pumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche, wobei dieVerschleissringe (7, 8) eine Exzentrizität (E) aufweisen, die in Richtung der Mitte der Pumpe zunimmt.
  4. Pumpe nach Anspruch 3 wobei die Exzentizität (E) der Verschleissringe (7, 8) an die Biegelinie (B) der Welle (6) angepasst ist.
  5. Pumpe nach Anspruch 3 oder 4, bei welcher die Exzentrizität (E) aller Verschleissringe (7, 8) so bemessen ist, dass beim Stillstand der Welle (6) gerade keiner der Verschleissringe (7, 8) die Welle (6) oder ein Laufrad (32) berührt.
  6. Pumpe nach einem der Ansprüche 3-5, bei welcher die Exzentrizität (E) aller Verschleissringe so bemessen ist, dass die Biegelinie (B) der Welle (6) bei einer Nenndrehzahl der Pumpe im Wesentlichen mittig zwischen allen Verschleissringen (7, 8) verläuft.
  7. Pumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche mit mehreren Pumpenstufen (3), welche bezüglich der axialen Richtung hintereinander angeordnet sind, wobei jede Pumpenstufe (3) ein mit einer vorderen Deckscheibe (34) versehenes Laufrad (32) zum Fördern des Fluids umfasst, sowie eines der Stufengehäuse (31), und eine bezüglich des Stufengehäuses (31) stationäre Trennwand (33) zum Führen des Fluids zu der benachbarten Pumpenstufe (3), wobei das Stufengehäuse (31) mit einer stationären Laufradöffnung (37) zur Aufnahme der vorderen Deckscheibe (34) einer der Laufräder (32) ausgestaltet ist, wobei jede stationäre Laufradöffnung (37) radial innenliegend durch einen ersten Verschleissring (7) begrenzt wird, welcher die vordere Deckscheibe (34) des Laufrads (32) mit einem Spiel (S1) umgibt, und wobei jede stationäre Trennwand (33) radial innenliegend durch einen zweiten Verschleissring (8) begrenzt wird, welcher die Welle (6) mit einem Spiel (S2) umgibt.
  8. Pumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche wobei jeder exzentrische Verschleissring (7, 8) ein Positioniermittel (9) aufweist, um den jeweiligen Verschleissring (7, 8) in einer vorgegebenen Winkelorientierung in dem jeweiligen Stufengehäuse (31) oder der jeweiligen Trennwand (33) zu positionieren.
  9. Pumpe nach Anspruch 8, wobei das Positioniermittel (9) dort vorgesehen ist, wo der jeweilige Verschleissring (7, 8) seine maximale Breite (F) in radialer Richtung aufweist.
  10. Pumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche, wobei alle Stufengehäuse (31) in einem Mantelgehäuse (2) angeordnet sind.
  11. Pumpe nach einem der vorangehenden Ansprüche mit einem Einlass (4) und einem Auslass (5) sowie einem Zwischenauslass (51) für das zu fördernde Fluid, wobei der Zwischenauslass (51) so ausgestaltet und angeordnet ist, dass zumindest ein Teil des Fluids unter einem Zwischendruck durch den Zwischenauslass (51) entnehmbar ist, welcher Zwischendruck grösser ist als der Druck des Fluids am Einlass (4) der Pumpe und kleiner als der Druck des Fluids am Auslass (5) der Pumpe.
  12. Verfahren zum Instandsetzen oder Überholen einer mehrstufigen horizontalen Zentrifugalpumpe (1) zum Fördern eines Fluids mit einem Rotor (6, 32), der eine rotierbar angeordnete Welle (6) sowie mehrere Laufräder (32) zum Fördern des Fluids umfasst, wobei alle Laufräder (32) drehfest auf der Welle (6) angeordnet sind, und mit einem Stator (31, 33), der mehrere Stufengehäuse (31) umfasst, welche bezüglich einer durch eine Mittelachse (A) festgelegten axialen Richtung hintereinander angeordnet sind, wobei der Stator (31, 33) den Rotor (6, 32) umgibt, und wobei alle Stufengehäuse (31) zentrisch bezüglich der Mittelachse (A) ausgestaltet und angeordnet sind, und wobei zwischen dem Rotor (6, 32) und dem Stator (31,33) mehrere Verschleissringe (7, 8) vorgesehen sind, von denen jeder bezüglich des Stators (31, 33) fixiert ist, und den Rotor (6, 32) jeweils mit einem Spiel (S1, S2) umgibt, bei welchem Verfahren einer oder mehrere der Verschleissringe (7, 8) ersetzt werden, dadurch gekennzeichnet, dass einer oder mehrere der Verschleissringe (7, 8) jeweils durch einen exzentrisch ausgestalteten Verschleissring (7, 8) ersetzt wird.
  13. Verfahren nach Anspruch 12, bei welchem die Exzentrizität (E) der Verschleissringe (7, 8) an eine Biegelinie (B) der Welle (6) angepasst wird.
  14. Verfahren nach Anspruch 12 oder 13, bei welchem die Exzentrizität (E) der Verschleissringe (7, 8) jeweils so bemessen wird, dass beim Stillstand der Welle (6) keiner der Verschleissringe (7, 8) die Welle (6) berührt.
  15. Verfahren nach einem der Ansprüche 12-14, bei welchem die Exzentrizität (E) der Verrschleissringe (7, 8) jeweils so bemessen wird, dass die Biegelinie (B) der Welle (6) bei einer Nenndrehzahl der Pumpe (1) im Wesentlichen mittig zwischen allen Verschleissringen (7, 8) verläuft.
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