WO2018108617A1 - Kreiselpumpe mit radialem laufrad - Google Patents

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WO2018108617A1
WO2018108617A1 PCT/EP2017/081448 EP2017081448W WO2018108617A1 WO 2018108617 A1 WO2018108617 A1 WO 2018108617A1 EP 2017081448 W EP2017081448 W EP 2017081448W WO 2018108617 A1 WO2018108617 A1 WO 2018108617A1
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centrifugal pump
channel
pump according
impeller
radial
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PCT/EP2017/081448
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Inventor
Björn WILL
Original Assignee
KSB SE & Co. KGaA
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/04—Shafts or bearings, or assemblies thereof
    • F04D29/041—Axial thrust balancing
    • F04D29/0416—Axial thrust balancing balancing pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/426—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for liquid pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/08—Sealings
    • F04D29/16—Sealings between pressure and suction sides
    • F04D29/165—Sealings between pressure and suction sides especially adapted for liquid pumps
    • F04D29/167—Sealings between pressure and suction sides especially adapted for liquid pumps of a centrifugal flow wheel

Definitions

  • the invention relates to a centrifugal pump with a radial impeller, which is surrounded by a housing.
  • radial centrifugal pumps occurs due to the design, a resulting axial force on the rotor, which must be compensated.
  • the main components of this axial force are acting on the cover disk or support disk pressure forces that are directed opposite to each other.
  • the force acting on the support disc force is significantly greater than the component acting on the cover disc, so that a suction side directed axial thrust occurs, which must be compensated accordingly.
  • the axial thrust is understood as the resulting, all axial forces acting on the rotor.
  • WO 00/66894 A1 describes a method and a device for reducing or eliminating the axial force of a centrifugal pump.
  • a flow divider is achieved by arranging a set of brake vanes along the periphery of a cavity. This reduces the rotational speed of the fluid.
  • a stationary disc is provided along the inner wall of the housing to direct a radial flow of the fluid towards the center of the pump.
  • DE 31 04 4747 A1 describes a centrifugal pump with a control collar arranged on the impeller on the pressure side or suction side.
  • disks are arranged on the pressure-side wheel side or on the suction-side wheel side of the wheel. The discs are rotatably and axially displaceably mounted on the shaft of the centrifugal pump or on the rotor neck.
  • DE 33 30 364 C2 describes a centrifugal pump with a device for reducing the friction loss of the impeller.
  • the device comprises rotatably mounted discs, which are arranged on both sides of the impeller.
  • the object of the invention is to provide a centrifugal pump in which the axial thrust is reduced to the rotor in a simple and reliable manner.
  • the centrifugal pump should be characterized by a long service life and trouble-free operation. Furthermore, the centrifugal pump should be relatively inexpensive to manufacture and have the highest possible efficiency. This object is achieved by a centrifugal pump with the features of claim 1. Preferred variants can be found in the subclaims, the description and the drawings.
  • the housing of the centrifugal pump has a channel for guiding a flow from a wheel side space of the pump to a radial gap of the pump. This is preferably a swirling leakage flow from the impeller.
  • the incoming from the impeller in the front Radierraum angular momentum flow is diverted and fed via an additional extending through the housing channel directly to a radial gap.
  • the flow is preferably conducted past the impeller at the front Radierraum and then enters the channel.
  • this is a radial sealing gap, which is formed between a cover plate of the impeller and a housing part.
  • the channel arranged in the housing has only standing walls. These act as a "swirl brake" and reduce the peripheral speed component with which the volume flow passed through the channel enters the gap, and it has proven to be advantageous in this way also to increase the damping in the radial sealing gap.
  • the sealing gaps in centrifugal pumps also act as radial bearings and the forces in the gap seals have a major influence on the vibration behavior of the rotor.
  • the damping of this oscillatory system is determined by the ratio of the axial velocity to the circumferential velocity of the flow at the sealing gap entry. Lower peripheral speeds mean increased damping.
  • the impeller preferably also has a cover disk in addition to a support disk. Thus, it is a closed impeller.
  • the channel is arranged in the housing so that the flow enters from a front Radierraum in the channel.
  • the front wheel side space is understood to be the space between the rotating cover disk and the stationary housing.
  • the force acting on centrifugal pumps on the support disk force is significantly greater than the component acting on the cover disk. Due to the inventive construction of an arrangement of a channel in the housing, which has a connection to the front Radonceraum, the suction side directed axial thrust is effectively compensated.
  • the channel leads from the Radweraum to a radial gap and preferably has an annular cross-section.
  • the inlet opening in the channel is also preferably annular along the circumference formed in the Radateraum.
  • the volume flow flowing through the annular channel is preferably supplied to a radial sealing gap which is formed between the cover disk of the impeller and a housing part.
  • the centrifugal pump preferably has a split-ring sealing arrangement with a fixed split ring and a rotating running ring arranged on the cover disk of the rotor.
  • the channel carries the flow impeller side next to the split ring seal assembly.
  • the flow is introduced downstream, so that the flow still flows through the sealing gap. This is thus, in the sense of the order of flow, immediately after the channel. The flow enters the split ring seal assembly from the channel.
  • the split ring seal arrangement is provided with a split ring and a raceway between cover plate and housing part and then the volume flow discharged through the channel enters the radial sealing gap which is formed between the cover plate and a housing part.
  • the rotation of the fluid in the front Radierraum is greatly reduced, whereby the force acting on the cover disc axial force is increased. Since the force acting on the support disc axial force is usually much larger, the resulting residual force is greatly reduced or ideally compensated by the increase of the force acting on the cover plate force component.
  • the axial thrust balance plays a very important role.
  • the construction according to the invention leads to a safe operating behavior and to an increase in the efficiency.
  • the channel has a section which extends in the axial direction.
  • the fluid from the Radierraum first enters the channel in the axial direction and is preferably then deflected in the radial direction, wherein the channel has a portion extending in the radial direction.
  • the channel can have a section which runs largely parallel to the cover disk.
  • the channel is preferably bounded by a housing part which has an L-shaped cross-sectional profile.
  • the housing part may be in the form of a pot or bell-shaped and is arranged at a distance from a further housing part, so that a channel with an annular cross-section is formed.
  • the angular momentum current entering at the outer edge does not enter the actual wheel side space but the outer channel.
  • the pumping action of the rotating shroud creates an additional barrier effect. Since all the walls in the channel are at rest, the peripheral speed is greatly reduced, so that a swirl brake is formed.
  • the rotational speed of the fluid in the actual Radierraum is reduced, which has an increase in pressure and corresponding to the axial compressive force on the cover disc result. As a result, a better compensation of the opposing pressure acting on the support plate is achieved.
  • the Radweraum between the impeller and the housing is preferably formed from a flow region in which the radial velocity decreases in accordance with an S-shaped curve. Furthermore, it proves to be advantageous if a flow region is formed between the impeller and the housing, in which the tangential velocity, outside the boundary layers on the rotating and stationary part, remains substantially constant.
  • FIG. 1 shows a sectional view through a centrifugal pump
  • Figure 2 is a schematic representation of the channel
  • FIG. 3 shows a profile of the radial velocity profile
  • Figure 4 is a representation of the course of the tangential velocity profile.
  • FIG. 1 shows a centrifugal pump with an impeller 1.
  • the impeller 1 is designed as a closed radial impeller and has a support plate 2 and cover plate 3. On the support plate 2 blades are arranged. Between the support plate 2 and the cover plate 3 passages are formed for conveying the medium.
  • the impeller 1 is driven by a shaft 4.
  • the impeller 1 is surrounded by a housing 5, which may be formed in several pieces.
  • the housing 5 has a suction mouth 6.
  • the centrifugal pump has a split ring seal arrangement 7.
  • the split-ring sealing arrangement 7 limits the gap volume flow which flows back from the pressure region of the centrifugal pump into the suction region.
  • the impeller 1 is designed as a radial impeller.
  • FIG. 2 shows a schematic representation of the front Radrienraums 8, which is formed between the cover plate 3 of the impeller and a housing part 9.
  • the housing part 9 forms with another housing part 10 a channel 1 1 for guiding a flow from the front Radrienraum 8 to a radial gap 12.
  • the entering from the impeller in the front Radierraum 8 angular momentum current is not at the outer edge in the actual front Radrienraum. 8 but guided in the outer channel 1 1.
  • the channel 1 1 is limited by resting walls of the housing parts 9, 10. As a result, the peripheral speed is greatly reduced and the channel 1 1 acts as a swirl brake.
  • the rotational speed of the fluid in the actual Radierraum 8 is reduced. This leads to an increase of the pressure in the front Radierraum 8 and thus to an increase of the axial compressive force on the cover plate 3. Thus creates a drag to the pressure force acting on the support plate 2.
  • the gap volume flow enters through an annular opening 13 in a first portion 14 of the channel 1 1, which extends in the axial direction. The gap volume flow is then deflected in the channel 1 1 and enters a second section 15 which extends substantially parallel to the cover plate 3.
  • the volume flow flowing through the channel 11 flows into a third section 16, which extends in the radial direction.
  • the housing part 9 has an L-shaped cross-sectional profile in order to form both a section in the axial direction and a section in the radial direction or parallel to the cover disk 3.
  • the housing part 9 is cup-shaped or bell-shaped.
  • FIG. 3 shows the course of the dimensionless radial velocity at a middle section.
  • "Middle section” in this context means that it is the speed profile at half the height (in the radial direction) between the shaft and the outer (radial) housing
  • the radial velocity is 0 directly on the cover disk, and then rises sharply in the immediate vicinity of the cover disk to a value of almost 0.08, after which a flow region 17 is formed, in which the radial velocity is formed in a S
  • the radial velocity increases until it reaches a value of 0 on the housing part itself.
  • FIG. 3 shows that a radial flow profile is formed in the channel, which is formed almost like a piston, wherein the radial velocity is 0 on the fixed walls of the housing parts 9, 10 and then the radial velocity increases steeply in the axial direction up to a value of Approximately -0.07 and then remains almost constant and then drops back to a value of 0 to the next housing part 10 out.
  • FIG. 4 shows the course of the dimensionless tangential velocity. At the top of the impeller this is at the beginning of 1 and then drops steeply to a value of about 0.4. Then, the tangential velocity in a flow region 18 remains substantially constant before it drops to a value of 0 relative to the stationary housing part 9.
  • a parabolic profile of the tangential velocity forms, wherein the speed in the fixed ends of the housing parts 9 and 10, starting from a value of 0 increases, reaches a maximum and then drops again.
  • the flow profile is approximately symmetrical.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Kreiselpumpe mit einem radialen Laufrad (1), das von einem Gehäuse (5) umgeben ist. Das Gehäuse (5) weist einen Kanal (11) auf. Durch den Kanal (11) wird eine Strömung aus einem Radseitenraum (8) zu einem radialen Spalt (12) geführt.

Description

Beschreibung
Kreiselpumpe mit radialem Laufrad
Die Erfindung betrifft eine Kreiselpumpe mit einem radialen Laufrad, das von einem Gehäuse umgeben ist. Bei radialen Kreiselpumpen tritt bauartbedingt eine resultierende Axialkraft auf den Läufer auf, die kompensiert werden muss. Hauptkomponenten dieser Axialkraft sind dabei die auf die Deckscheibe bzw. Tragscheibe wirkenden Druckkräfte, die einander entgegengesetzt gerichtet sind. In der Regel ist die auf die Tragscheibe wirkende Kraft deutlich größer als die auf die Deckscheibe wirkende Komponente, sodass ein saugseitig gerichteter Axialschub auftritt, der entsprechend ausgeglichen werden muss. Ganz allgemein versteht man unter dem Axialschub die resultierende, aller auf den Läufer wirkenden Axialkräfte.
In der WO 00/66894 A1 wird ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Reduzierung bzw. Eliminierung der Axialkraft einer Kreiselpumpe beschrieben. Bei einer Variante wird eine Strömungsunterteilung dadurch erreicht, in dem ein Satz von Bremsschaufeln entlang der Peripherie eines Hohlraumes angeordnet ist. Dadurch wird die Rotationsgeschwindigkeit des Fluids reduziert. Weiterhin ist eine stationäre Scheibe entlang der Innenwand des Gehäuses vorgesehen, um eine radiale Strömung des Fluids in Rich- tung der Mitte der Pumpe zu lenken. Die DE 31 04 4747 A1 beschreibt eine Kreiselpumpe mit einem druckseitig bzw. saug- seitig am Laufrad angeordneten Regelbund. Bei einer Variante der Erfindung sind Scheiben an der druckseitigen Radseite bzw. an der saugseitigen Radseite des Laufrades angeordnet. Die Scheiben sind auf der Welle der Kreiselpumpe oder auf dem Lauf- radhals jeweils drehbar und axial verschiebbar gelagert.
Die DE 33 30 364 C2 beschreibt eine Kreiselpumpe mit einer Einrichtung zur Verminderung des Reibungsverlustes des Laufrads. Die Einrichtung umfasst drehbar gelagerte Scheiben, die beiderseits des Laufrads angeordnet sind.
Solche herkömmlichen Scheibenkonstruktionen zur Reduzierung des Axialschubs sind störungsanfällig und in ihrer Konstruktion häufig aufwendig.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine Kreiselpumpe anzugeben, bei welcher der Axial- schub auf den Läufer auf einfache und zuverlässige Weise reduziert wird. Die Kreiselpumpe soll sich durch eine hohe Lebensdauer und einen möglichst störungsfreien Betrieb auszeichnen. Weiterhin soll die Kreiselpumpe verhältnismäßig preiswert herzustellen sein und einen möglichst hohen Wirkungsgrad aufweisen. Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Kreiselpumpe mit den Merkmalen des Anspruchs 1 gelöst. Bevorzugte Varianten sind den Unteransprüchen, der Beschreibung und den Zeichnungen zu entnehmen.
Erfindungsgemäß weist das Gehäuse der Kreiselpumpe einen Kanal auf, zur Führung einer Strömung aus einem Radseitenraum der Pumpe zu einem radialen Spalt der Pumpe. Dabei handelt es sich vorzugsweise um eine drallbehaftete Leckageströmung aus dem Laufrad.
Durch diese Konstruktion wird der aus dem Laufrad in den vorderen Radseitenraum eintretende Drehimpulsstrom umgeleitet und über einen zusätzlichen durch das Gehäuse verlaufenden Kanal direkt einem radialen Spalt zugeführt. Die Strömung wird vorzugsweise aus dem Laufrad am vorderen Radseitenraum vorbei geführt und tritt dann in den Kanal ein.
Vorzugsweise handelt es sich dabei um einen radialen Dichtspalt, der zwischen einer Deckscheibe des Laufrades und einem Gehäuseteil gebildet wird. Der im Gehäuse angeordnete Kanal weist nur stehende Wände auf. Diese wirken als„Drallbremse" und verringern die Umfangsgeschwindigkeitskomponente, mit der der durch den Kanal geführte Volumenstrom in den Spalt eintritt. Dabei hat es sich als günstig erwiesen, dass dadurch zudem die Dämpfung in dem radialen Dichtspalt erhöht wird.
Die Dichtspalte in Kreiselpumpen fungieren zusätzlich als Radiallager und die Kräfte in den Spaltdichtungen haben einen großen Einfluss auf das Schwingungsverhalten des Rotors. Die Dämpfung dieses schwingungsfähigen Systems wird durch das Verhältnis von Axialgeschwindigkeit zu Umfangsgeschwindigkeit der Strömung am Dichtspaltein- tritt bestimmt. Geringere Umfangsgeschwindigkeiten bedeuten eine erhöhte Dämpfung.
Durch die Umleitung des Drehimpulsstroms wird die Rotation des Fluids im eigentlichen Radseitenraum stark vermindert, wodurch sich die auf den Läufer wirkende Axialkraft in diesem Bereich des Radseitenraums erhöht.
Das Laufrad weist vorzugsweise neben einer Tragscheibe auch eine Deckscheibe auf. Somit handelt es sich um ein geschlossenes Laufrad.
Bei einer besonders günstigen Variante der Erfindung wird der Kanal im Gehäuse so angeordnet, dass die Strömung aus einem vorderen Radseitenraum in den Kanal eintritt. Als vorderer Radseitenraum wird dabei der Raum zwischen rotierender Deckscheibe und stationärem Gehäuse verstanden. In der Regel ist die bei Kreiselpumpen auf die Tragscheibe wirkende Kraft deutlich größer als die auf die Deckscheibe wirkende Komponente. Durch die erfindungsgemäße Konstruktion einer Anordnung eines Kanals im Gehäuse, der eine Verbindung zum vorderen Radseitenraum aufweist, wird der saug- seitig gerichtete Axialschub wirkungsvoll ausgeglichen. Der Kanal führt vom Radseitenraum zu einem radialen Spalt und weist vorzugsweise einen ringartigen Querschnitt auf. Die Eintrittsöffnung in den Kanal ist ebenfalls vorzugsweise ringartig entlang des Umfanges im Radseitenraum ausgebildet. Der durch den ringartigen Kanal strömende Volumenstrom wird vorzugsweise einem radialen Dichtspalt zugeführt, der zwischen der Deckscheibe des Laufrades und einem Gehäuseteil gebildet wird. Vorzugsweise weist die Kreiselpumpe eine Spaltringdich- tungsanordnung mit einem feststehenden Spaltring und einem auf der Deckscheibe des Laufrades angeordneten rotierenden Laufring auf. Bei einer Variante der Erfindung führt der Kanal die Strömung laufradseitig neben die Spaltringdichtungsanordnung. Vorzugsweise wird die Strömung stromabwärts eingeleitet, so dass die Strömung den Dichtspalt noch durchströmt. Dieser liegt also, im Sinne der Reihenfolge der Durchströmung, unmittelbar nach dem Kanal. Die Strömung tritt aus dem Kanal in die Spaltringdichtungsanordnung ein.
Somit ist bei dieser Variante von der Saugseite her gesehen zunächst die Spaltringdichtungsanordnung mit einem Spaltring und einem Laufring zwischen Deckscheibe und Gehäuseteil vorgesehen und anschließend tritt der durch den Kanal abgeführte Volumenstrom in den radialen Dichtspalt, der zwischen der Deckscheibe und einem Gehäu- seteil gebildet wird. Dies ist rotordynamisch sehr vorteilhaft, da hierdurch die Dämpfung im Dichtspalt erhöht wird.
Durch die Umleitung des Drehimpulsstromes wird die Rotation des Fluids im vorderen Radseitenraum stark vermindert, wodurch die auf die Deckscheibe wirkende Axialkraft erhöht wird. Da die auf die Tragscheibe wirkende Axialkraft in der Regel deutlich größer ist, wird durch die Anhebung der auf die Deckscheibe wirkenden Kraftkomponente die resultierende Restkraft stark vermindert bzw. idealerweise kompensiert. Insbesondere bei mehrstufigen Pumpen, wie beispielsweise Kesselspeisepumpen, spielt der Axialschubausgleich eine sehr große Rolle. Die erfindungsgemäße Konstruktion führt zu ei- nem sicheren Betriebsverhalten und zu einer Steigerung des Wirkungsgrades. Bei einer Variante der Erfindung weist der Kanal einen Abschnitt auf, der sich in axialer Richtung erstreckt. Somit tritt das Fluid aus dem Radseitenraum zunächst in axialer Richtung in den Kanal ein und wird vorzugsweise dann in radialer Richtung umgelenkt, wobei der Kanal einen Abschnitt aufweist, der sich in radialer Richtung erstreckt. Wei- terhin kann der Kanal einen Abschnitt aufweisen, der weitgehend parallel zur Deckscheibe verläuft.
Der Kanal wird vorzugsweise von einem Gehäuseteil begrenzt, das ein L-förmiges Querschnittsprofil aufweist. Das Gehäuseteil kann topfartig bzw. glockenartig ausgebil- det sein und ist beabstandet zu einem weiteren Gehäuseteil angeordnet, so dass ein Kanal mit einem ringförmigen Querschnitt gebildet wird.
Durch die erfindungsgemäße Konstruktion tritt der am äußeren Rand eintretende Drehimpulsstrom nicht in den eigentlichen Radseitenraum, sondern in den äußeren Kanal. Die Pumpwirkung der rotierenden Deckscheibe erzeugt eine zusätzliche Sperrwirkung. Da in dem Kanal alle Wände ruhend sind, wird die Umfangsgeschwindigkeit stark reduziert, sodass eine Drallbremse gebildet wird. Durch die Umleitung des Drehimpulsstromes wird die Rotationsgeschwindigkeit des Fluids im eigentlichen Radseitenraum verringert, was eine Zunahme des Drucks und entsprechend der axialen Druckkraft auf die Deckscheibe zur Folge hat. Dadurch wird eine bessere Kompensation der entgegengesetzt wirkenden Druckkraft auf die Tragscheibe erreicht. Im Radseitenraum zwischen dem Laufrad und dem Gehäuse bildet sich vorzugsweise ein Strömungsbereich aus, in welchem die Radialgeschwindigkeit gemäß eines S-förmigen Verlaufes abnimmt. Weiterhin erweist es sich als vorteilhaft, wenn zwischen dem Laufrad und dem Gehäuse ein Strömungsbereich gebildet wird, in welchem die Tangentialgeschwindigkeit, außerhalb der Grenzschichten am rotierenden und stationären Teil, weitgehend konstant bleibt.
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der Beschreibung eines Ausführungsbeispiels anhand von Zeichnungen und aus den Zeichnungen selbst. Dabei zeigt:
Figur 1 eine Schnittdarstellung durch eine Kreiselpumpe, Figur 2 eine schematische Darstellung des Kanals,
Figur 3 einen Verlauf des radialen Geschwindigkeitsprofils,
Figur 4 eine Darstellung des Verlaufs des tangentialen Geschwindigkeitsprofils.
Figur 1 zeigt eine Kreiselpumpe mit einem Laufrad 1 . Das Laufrad 1 ist als geschlossenes Radiallaufrad ausgebildet und weist eine Tragscheibe 2 sowie Deckscheibe 3 auf. Auf der Tragscheibe 2 sind Schaufeln angeordnet. Zwischen der Tragscheibe 2 und der Deckscheibe 3 werden Passagen zum Fördern des Mediums gebildet. Das Laufrad 1 wird von einer Welle 4 angetrieben. Das Laufrad 1 ist von einem Gehäuse 5 umgeben, das mehrstückig ausgebildet sein kann. Das Gehäuse 5 weist einen Saugmund 6 auf. Die Kreiselpumpe weist eine Spaltringdichtungsanordnung 7 auf. Die Spaltringdich- tungsanordnung 7 begrenzt den Spaltvolumenstrom, der aus dem Druckbereich der Kreiselpumpe in den Saugbereich zurückfließt. Das Laufrad 1 ist als Radiallaufrad ausgebildet. Das Fluid strömt in axialer Richtung dem Laufrad 1 zu und wird dann um 90° umgelenkt und tritt dann in radialer Richtung aus dem Laufrad 1 aus. Figur 2 zeigt eine schematische Darstellung des vorderen Radseitenraums 8, der zwischen der Deckscheibe 3 des Laufrades und einem Gehäuseteil 9 gebildet wird. Das Gehäuseteil 9 bildet mit einem weiteren Gehäuseteil 10 einen Kanal 1 1 zur Führung einer Strömung aus dem vorderen Radseitenraum 8 zu einem radialen Spalt 12. Der aus dem Laufrad in den vorderen Radseitenraum 8 eintretende Drehimpulsstrom wird am äußeren Rand nicht in den eigentlichen vorderen Radseitenraum 8, sondern in den äußeren Kanal 1 1 geführt. Der Kanal 1 1 wird von ruhenden Wänden der Gehäuseteile 9, 10 begrenzt. Dadurch wird die Umfangsgeschwindigkeit stark reduziert und der Kanal 1 1 wirkt als Drallbremse. Durch die Umleitung des Drehimpulsstromes wird die Rotationsgeschwindigkeit des Fluids im eigentlichen Radseitenraum 8 verringert. Dies führt zu einer Zunahme des Drucks im vorderen Radseitenraum 8 und somit zu einer Erhöhung der axialen Druckkraft auf die Deckscheibe 3. Somit entsteht eine Gegenkraft zu der Druckkraft, die auf die Tragscheibe 2 wirkt. Der Spaltvolumenstrom tritt durch eine ringförmige Öffnung 13 in einen ersten Abschnitt 14 des Kanals 1 1 ein, der sich in axialer Richtung erstreckt. Der Spaltvolumenstrom wird dann in dem Kanal 1 1 umgelenkt und tritt in einen zweiten Abschnitt 15 ein, der weitgehend parallel zur Deckscheibe 3 verläuft.
Schließlich fließt der durch den Kanal 1 1 strömende Volumenstrom in einen dritten Abschnitt 16, der sich in radialer Richtung erstreckt.
Das Gehäuseteil 9 weist ein L-förmiges Querschnittsprofil auf, um sowohl einen Abschnitt in axialer Richtung als auch einen Abschnitt in radialer Richtung bzw. parallel zur Deckscheibe 3 zu bilden. Das Gehäuseteil 9 ist topfförmig oder glockenartig ausgebildet.
Figur 3 zeigt den Verlauf der dimensionslosen Radialgeschwindigkeit an einem mittleren Schnitt.„Mittlerer Schnitt" bedeutet in diesem Zusammenhang, dass es sich um das Geschwindigkeitsprofil auf halber Höhe (in radialer Richtung) zwischen Welle und äußeren (radialen) Gehäuse handelt. Also genau in der Mitte des gezeichneten Radseiten- raums. Direkt an der Deckscheibe ist die Radialgeschwindigkeit 0 und steigt dann in unmittelbarer Nähe zur Deckscheibe stark an, auf einen Wert von nahezu 0,08. Anschließend bildet sich ein Strömungsbereich 17 aus, in welchem die Radialgeschwindigkeit in einem S-förmigen Verlauf abnimmt bis zu einem Wert von ca. -0,06. Zum feststehenden stationären Gehäuseteil 9 hin nimmt dann wieder die Radialgeschwindigkeit zu bis sie am Gehäuseteil selbst einen Wert von 0 erreicht.
Figur 3 zeigt, dass sich in dem Kanal ein radiales Strömungsprofil ausbildet, das nahezu kolbenartig ausgebildet ist, wobei an den feststehenden Wänden der Gehäuseteile 9, 10 die Radialgeschwindigkeit 0 ist und dann die Radialgeschwindigkeit in axialer Rich- tung steil ansteigt bis zu einem Wert von ca. -0,07 und dann nahezu konstant bleibt und dann wieder auf einen Wert von 0 zum nächsten Gehäuseteil 10 hin abfällt. Figur 4 zeigt den Verlauf der dimensionslosen Tangentialgeschwindigkeit. An der Deckscheibe des Laufrades ist dieser zu Beginn 1 und fällt dann steil ab auf einen Wert von ca. 0,4. Dann bleibt die Tangentialgeschwindigkeit in einem Strömungsbereich 18 weitgehend konstant bevor sie zum stationären Gehäuseteil 9 hin auf einen Wert von 0 ab- sinkt. Innerhalb des Kanals 1 1 bildet sich ein parabelförmiges Profil der Tangentialgeschwindigkeit aus, wobei die Geschwindigkeit in den feststehenden Enden der Gehäuseteile 9 und 10 ausgehend von einem Wert von 0 ansteigt, ein Maximum erreicht und dann wieder abfällt. Das Strömungsprofil ist näherungsweise symmetrisch ausgebildet.
Der Betrag der Tangentialgeschwindigkeit verringert sich in Folge der Reibung an den stehenden Wänden beim Durchströmen des Kanals. Es kommt zu einem Abbau des Dralls.„Abbau des Dralls" wird in diesem Zusammenhang verstanden als eine Reduktion der Tangentialgeschwindigkeit an den stehenden Wänden in Folge der Reibung. Eine Strömung mit Umfangsgeschwindigkeitskomponente wird als„drallbehaftet" bezeichnet.

Claims

Patentansprüche Kreiselpumpe mit radialem Laufrad
1 . Kreiselpumpe mit einem radialen Laufrad (1 ), das von einem Gehäuse (5) umgeben ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Gehäuse (5) einen Kanal (1 1 ) aufweist zur Führung einer Strömung aus einem Radseitenraum (8) zu einem radialen Spalt (12).
2. Kreiselpumpe nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Strömung aus einem vorderen Radseitenraum (8) in den Kanal (1 1 ) eintritt.
3. Kreiselpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (1 1 ) einen Abschnitt (14) aufweist, der sich in axialer Richtung erstreckt.
4. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (1 1 ) einen Abschnitt (1 6) aufweist, der sich in radialer Richtung erstreckt.
5. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das Laufrad (1 ) eine Deckscheibe (3) aufweist.
6. Kreiselpumpe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (1 1 ) einen Abschnitt (15) aufweist, der parallel zur Deckscheibe (3) verläuft.
7. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der radiale Spalt (1 2) einen Dichtspalt bildet.
8. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Kreiselpumpe eine Spaltringdichtungsanordnung (7) aufweist.
9. Kreiselpumpe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (1 1 ) die Strömung laufradseitig neben die Spaltringdichtungsanordnung (7) führt.
10. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (1 1 ) von einem Gehäuseteil (9) mit einem nahezu L-förmigen Querschnittsprofil begrenzt wird.
1 1 . Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (1 1 ) von einem topfartig oder glockenartig ausgebildeten Gehäuseteil (9) begrenzt wird.
12. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 1 1 , dadurch gekennzeichnet, dass sich zwischen dem Laufrad (1 ) und dem Gehäuse (5) ein Strömungsbereich (17) ausbildet, in welchem die Radialgeschwindigkeit einen S-förmigen Verlauf aufweist.
13. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass sich zwischen dem Laufrad (1 ) und dem Gehäuse (5) ein Strömungsbereich (18) ausbildet, in welchem die Tangentialgeschwindigkeit weitgehend konstant bleibt.
14. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass der Kanal (1 1 ) einen ringförmigen Querschnitt aufweist.
PCT/EP2017/081448 2016-12-14 2017-12-05 Kreiselpumpe mit radialem laufrad WO2018108617A1 (de)

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