DE4143535C2 - Kreiselpumpe - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Kreiselpumpe nach dem Oberbe­ griff des Patentanspruchs 1.

Eine solche Pumpe ist der DE 39 05 307 A1 zu entnehmen, de­ ren das Laufrad tragende Innenwelle in zwei Radiallagern und diesen zugeordneten Axiallagern ruht. Diese Innenwelle wird über einen Satz von Magneten angetrieben, die beid­ seits eines relativ dünnen haubenförmigen Mantels rotieren.

Die DE 28 47 099 A1 zeigt eine Halterung für ein sphäri­ sches Kalottenlager in Motoren und Getrieben, das - zum Ersatz einer am Gehäuse befestigen Klemmbrille - einen Ring aus einem Elastomeren oder aus Filz aufweist, in des­ sen Bereich das Kalottenlager mit Nuten versehen ist.

Die Schrift zum DE 78 36 469 U1 beschreibt ein Gleitlager für stopfbuchsenlose Chemiepumpen mit einer an einer Lager­ hülse gehaltenen Gleitfolie aus einem Kunststoff - wie PTEE -, wobei mehrere sich in Umfangsrichtung erstreckende Folienabschnitte in Axialschlitzen der Lagerhülse gehalten sind und andernends unbefestigt auf dem Außenumfang auflie­ gen.

In Kenntnis dieses Standes der Technik hat sich der Erfin­ der die Aufgabe gestellt, das Laufverhalten der eingangs beschriebenen Pumpe durch eine geänderte Lagerung zu ver­ bessern.

Zur Lösung dieser Aufgabe führt die Lehre des unabhängigen Patentanspruches 1. Die Unteransprüche erfassen vorteil­ hafte Weiterbildungen.

Erfindungsgemäß sind die Radiallager sowie die Axiallager der Pumpenwelle definiert elastisch - mit für den Anwen­ dungsfall wählbarer Federrate - aufgehängt, wobei an den Radiallagern angeordnete Federringe in der Weise ausgebildet sind, dass von dessen Außenkanten Schlitze ausgehen, die bevorzugt an den beiden Außenkanten wechselweise versetzt zueinander - und vorteilhafterweise achsparallel - angeordnet sind, während die Axiallager durch elastische Trägerringe abgestützt werden.

Der zur Funktion der hydrodynamischen Gleitlager erforder­ liche Flüssigkeitsstrom dient zum Abtransport der Wärme, die gleichzeitig aus der Lagerreibung und den magnetischen Verlusten der beschriebenen Zentraldrehkupplung entsteht. Hierdurch wird den sich beim Betrieb heißer Fördermedien ergebenden Problemen durch Lagerteile und der sie umfangen­ den - vorteilhafterweise aus Edelstahl bestehenden - Teile infolge unterschiedlicher Wärmedehnungskoeffizienten Rechnung getragen und eine sichere Funktionsweise gewähr­ leistet. Die elastische Lageraufhängung ist also zur Auf­ nahme der unterschiedlichen Dehnungen zwischen Lager und Trägerwerkstoff vorgesehen und erlaubt gleichzeitig jene Einstellbarkeit unter den wirkenden Lagerkräften. Durch die definierte Elastizität aller Lagerabstützungen ist gewähr­ leistet, dass die erfindungsgemäße Pumpe unterkritisch be­ trieben wird. Der Abstand ist so groß, dass die Rotorampli­ tuden besonders niedrig liegen - ein extrem ruhiger Pumpen­ lauf ist die Folge.

Dank der Elastizität der Lagerabstützung kann sich das La­ ger unter der Wirkung der Lagerkräfte einstellen, ein Aus­ gleich von kleinen Fluchtungs- und Fertigungsfehlern ist ebenso möglich wie ein besserer Ausgleich von Verformungen, die aus Rohrleitungskräften resultieren. Die an der Innen­ welle auftretenden Radialkräfte werden - wie an sich be­ kannt - von zwei Radialgleitlagern aufgenommen, der auf­ tretende Achsschub über ein am Laufrad vorgesehenes Axiallager in das Pumpengehäuse eingeleitet.

Nach einem weiteren Merkmal der Erfindung ist zudem einer der Federringe des Radiallagers zwischen der Innenwelle und einer Gleitlagerbuchse angeordnet, insbesondere zwischen einem von der Innenwelle durchsetzten Trägerring und der Gleitlagerbuchse. Die Gleitlagerbuchse des Radiallagers wird bevorzugt durch einen sie umfangenden Federring fe­ dernd aufgehängt.

Vorteilhafterweise besitzt das Federorgan einen zur besseren Lagerung nach außen gerichteten Radialwulst sowie an den Querschnittsenden radiale Innenanformungen. Dabei stützt sich das innenliegende Federorgan des Radiallagers wellenwärts gegen einen Formwulst des Trägerringes ab und liegt anderseits mit den endwärtigen Innenanformungen der radial folgenden Gleitlagerbuchse an.

Dank der vorstehenden Maßgaben stellt die Lagerkontur sicher, daß trotz der Elastizität die Magnetkupplungspumpe unterhalb der Stabilitätsgrenze der Lagerung betrieben wird. Ebenfalls ist deren vertikaler Einsatz möglich.

Die elastische Lageraufhängung nach der Erfindung ist so ausgebildet, daß diese in allen erhältlichen zähen Werkstoffen ausgeführt zu werden vermag, weshalb die Werkstoffauswahl den Produkterfordernissen anpaßbar ist, wobei sich allerdings als besonders günstig erwiesen hat, hierfür den Werkstoff für die flüssigkeitsberührten Pumpenteile einzusetzen.

Auch kann die Entleerung der Magnetkupplungspumpe dank der Konstruktion der Lageraufhängung sauber erfolgen. Der Erfindungsgegenstand ist anderseits durch die mit Flüssigkeit gefüllten Spalten der Aufhängung optimal gedämpft. Ein weiterer Vorzug der elastischen Lageraufhängung ist die günstige Trockenlaufeigenschaft dieser Pumpe; die Temperatur im Lager und die unterschiedlichen Dehnungen zwischen dem Lagerwerkstoff und dem Trägerwerkstoff werden aufgenommen.

Erfindungsgemäß soll der Rotor der Pumpe bevorzugt in zwei Lagern mit unterschiedlichen Durchmessern gelagert werden, wobei das laufradseitige Lager größer ist als das kupplungsseitige. Die Einbaumaße für das benachbarte Axiallager sind wesentlich größer bemessen. Der resultierende Axialschub wird herabgesetzt, und der Rotor ist insgesamt robuster. Denn durch den großen Durchmessersprung zwischen den beiden Lagern ergibt sich ein wesentlicher Schubausgleich der auf das Laufrad wirkenden Axialkräfte. Außerdem wirkt die resultierende Axialkraft immer in Richtung vom Laufrad zur Drehkupplung.

Im Rahmen der Erfindung liegt eine besondere Werkstoffauswahl für die Paarung der Lager; der Werkstoff soll von besonderer Härte sein, um vor dem Spalttopf - und zu dessen Schutz - in der Flüssigkeit vorkommende Festkörperpartikel zu zermahlen und damit unschädlich werden zu lassen. Als günstig hat sich dazu Siliciumkarbid erwiesen, das aus einer Veröffentlichung der Hermetic- Pumpen GmbH aus dem Jahre 1986 (Krämer und Neumaier, "Kreiselpumpen und rotierende Verdrängerpumpen hermetischer Bauart") an sich bekannt ist.

Das Laufrad wird für an der Siedegrenze betriebene Medien als zweiflutige Pumpe ausgeführt, wobei eine Pumpe für den Hauptstrom und die andere für den Schmier- und Kühlstrom dient. Der Kühl- und Schmierstrom ist - mittels Blende/Drossel - einstellbar.

Das Antriebsmoment wird bei einer ohne Wellenabdichtung eines rotierenden Teiles gegenüber dem feststehenden Pumpengehäuse ausgeführten Magnetkupplungspumpe - von der Außenwelle kommend - über die magnetische Zentraldrehkupplung der Innenwelle - und somit dem Laufrad - zugeführt, welches die Antriebsleistung in hydraulische Leistung umsetzt. Der Außenrotor, der erfindungsgemäß über die Außenwelle in zwei Wälzlagern ruht, kommt mit dem Fördermedium nicht in Berührung, da - wie erwähnt - der Spalttopf den Innenrotor umschließt und die Kreiselpumpe somit hermetisch abdichtet.

Durch den erwähnten direkten Anbau des Gleitlagers an das Laufrad entsteht sowohl für die Innen- als auch für die Außenlagerung der bestmögliche Lagerabstand. Bekanntlich ist die Gesamtlänge der Kreiselpumpe durch die Norm DIN 24256 von Stutzenmitte bis Wellenende festgelegt. Zudem werden durch diesen Anbau des Gleitlagers die darauf wirkenden Radialkräfte am effizientesten vermindert.

Dank des großen Lagerdurchmessers auf der Laufradseite wird die Tragfähigkeit der Lagerung erheblich vermehrt und der aufliegende hydrodynamische Schmierfilm bei gleicher Belastung deutlich dicker. Insgesamt führen solche erfindungsgemäßen Überlegungen zu einer vielfachen Erhöhung der Tragfähigkeit gegenüber herkömmlichen Konstruktionen.

Diese hohe Tragfähigkeit des Axiallagers macht die Pumpe gegen auftretende Axialschübe nahezu völlig unempfindlich. Dies gilt sowohl für Stöße als auch für die Druckschwankungen über den gesamten Kennfeldbereich einschließlich eines Fahrens gegen einen geschlossenen Schieber; bisherige Konstruktionen haben zumeist einen permanent wirkenden Schubausgleich und sehr kleine Lagertragfähigkeiten.

Ein weiterer Vorzug des großen laufradseitigen Lagers ist die Vorgabe, die Welle mit einem größeren Durchmesser auszuführen, was auch bei 60 Hz-Maschinen einen unterkritischen und äußerst ruhigen Lauf gewährleistet.

Die erfindungsgemäße Konstruktion ist vorteilhafterweise durch das große Axiallager am Laufrad gegen Rückwärtslauf unempfindlich, wobei aus Sicherheitsgründen lediglich eine Drehzahl oberhalb der Nenndrehzahl vermieden werden muß.

Im Rahmen der Erfindung kann eine Magnetkupplungspumpe besonders gut ausgestaltet werden, bei der eine Zwangsführung des Kühl- und Schmiermittelstromes ohne Bypaßströme erfolgt; durch diese Zwangsführung wird sichergestellt, daß alle wesentliche Teile geschmiert und gekühlt sind. Demgegenüber haben herkömmliche Konstruktionen Bypaß- und damit undefinierte Teilströme. So kann beispielsweise nahe der Anlagefläche der vorderen Lagereinheit an das Laufrad die Mündung eines radialen Kanals vorgesehen werden, der eine axiale Bohrung der Innenwelle mit dem Druckraum der Pumpe verbindet, wobei ein Teilstrom des Fördermediums zwischen dem laufradnahen Radiallager und dessen Axiallager ebenso zwangsgeführt ist wie im nachgeschalteten Bereich des hinteren Radiallagers, nach welchem er den Innenrotor umspült, wobei der Teilstrom nach dem Spalt unmittelbar zur Bohrung der Innenwelle geführt ist. Diese weitere Ausführung bedient sich also wenigstens einer Radialbohrung im Laufrad, um den Kreislauf über den Druckraum zu ergänzen. Dies ist insbesondere dann erforderlich, wenn Fördermedien knapp an der Siedelinie gefördert werden sollen; in einem solchen Fall kann die Erwärmung des Kühl-/Schmierstromes im Gleitlager/Kupplungs- Bereich zur Dampfblasenbildung führen. Würden diese gasförmigen Mediumsteile zur Saugseite der Kreiselpumpe zurückgeleitet, käme es zu einer erheblichen Verschlechterung der Pumpeneigenschaften. Um diese Erscheinung zu vermeiden, wird so die zweite Ausgestaltung der erfindungsgemäßen Magnetkupplungspumpe vorgeschlagen.

Von besonderer Bedeutung ist dabei eine Zwangsführung des Schmier- oder Kühlmittels vom Laufradaustritt durch die Lager der Innenwelle zum laufradfernen Wellenende und von diesem durch die Innenwelle zum Saugraum.

Weitere Vorteile, Merkmale und Einzelheiten der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung bevorzugter Ausführungsbeispiele sowie anhand der Zeichnung; diese zeigt in

Fig. 1: den Längsschnitt durch eine Magnetkupplungs­ pumpe mit axial verlaufender Welle für ein Laufrad;

Fig. 2: einen teilweisen Längsschnitt eines anderen Ausführungsbeispiels der Magnetkupplungspumpe;

Fig. 3: die Seitenansicht der Welle;

Fig. 4: ein vergrößertes ringartiges Detail aus Fig. 2, geschnitten nach Linie IV-IV in Fig. 5;

Fig. 5: eine teilweise Stirnansicht des Details der Fig. 4;

Fig. 6: andere Elemente aus Fig. 1 in vergrößertem Querschnitt, die nach Linie VI-VI in Fig. 7 geschnitten sind;

Fig. 7: die Draufsicht auf ein Teil der Fig. 6;

Fig. 8: eine Abwicklung gemäß Linie VIII-VIII der Fig. 7;

Fig. 9: den Längsschnitt durch eine weitere Ausführungsform einer Magnetkupplungspumpe;

Fig. 10: einen vergrößerten Ausschnitt aus Fig. 9;

Fig. 11: ein vergrößertes Element aus Fig. 9, geschnitten nach Linie XI-XI in Fig. 12;

Fig. 12: eine Teilstirnansicht zu Fig. 11.

In einem Lagerträgergehäuse 10 einer als Magnetkupplungspumpe ausgebildeten Kreiselpumpe 12 sitzt gemäß Fig. 1 auf dem vorderen gestuften Ende 14 _a einer innenliegenden Welle 14 mit axialer Bohrung 15 ein Laufrad 16 unter Zwischenfügung einer Paßfeder 17 und wird von einer Mutter 18 gehalten. Dieses Laufrad 16 dreht sich in einem mit dem Lagerträgergehäuse 10 unter Zwischenschaltung von Gehäusedeckel 11 und Dichtungen 19 verschraubten Spiralgehäuse 20.

Rechts neben dem Laufrad 16 befindet sich im Gehäusedeckel 11 ein vorderes Gleitlager 22 mit Gleitlagerbuchse 23, äußerer Gleitlagerhülse 24 und einem Trägerring 25. Zwischen letzterem und der Gleitlagerbuchse 23 ist eine Feder 26 und außerhalb der Gleitlagerhülse 24 ein Spannring 27 angeordnet, der gemäß Fig. 4, 5 als wechselweise geschlitzte Hülse eines Innendurchmessers e von beispielsweise 145 mm ausgebildet ist, Radialbohrungen 27 _b von etwa 5 mm Durchmesser b sind in einem Abstand f von der benachbarten Federaußenkante 28 vorgesehen.

Diesem Gleitlager 22 ist ein - die innere Welle 14 umgebender - vorderer Axialgleitlagerring 29 mit einem Trägerring 30 zugeordnet. Letzterer ist ein um die innere Welle 14 gelegtes Rinnenprofil mit einem auf der Welle 14 liegenden längeren Schenkel 30 _a, der - wie Fig. 6 verdeutlicht - den Axialgleitlagerring 29 trägt; diesem liegt die Kante des kürzeren Profilschenkels 30 _b stützend an. Der Axialgleitlagerring 29 ist mit Radialrinnen 33 ausgestattet, deren Winkel t zueinander 25,7° misst und an die in Pumpendrehrichtung x parallele Pultflä­ chen 33 _a anschließen. Deren Form macht die Abwicklung der Fig. 8 in Zusammenschau mit Fig. 7 deutlich, auf die aus­ drücklich Bezug genommen wird und deren zeichnerische Dar­ stellung erfindungsgemäße Merkmale offenbart wie etwa die Flächenhöhendifferenz Ah von 0,034 und den Neigungswinkel a für ein Neigungsverhältnis N von 1 : 400. Der Maßstab der Fig. 7 beträgt 1 : 1, jener der Abwicklung 2 : 1.

Eine von der Welle 14 durchsetzte Zentralausnehmung 31 des Gehäusedeckels 11 verjüngt sich vom Trägerring 30 ab bis nahe an ein hinteres Gleitlager 22 _h mit einer hinteren Gleitlagerbuchse 23 _h, in der bei 26_h mindestens eine Feder zu erkennen ist; die Gleitlagerbuchse 23 _h umfängt eine hintere Gleitlagerhülse 24 _h, an die nach außen hin Spann­ ringe 27 _h anschließen. Dem hinteren Gleitlager 22 _h folgen auf der Welle 14 ein Axiallagerring 32 als Anlaufsicherung sowie ein Trägerring 34, in welchem sich wenigstens eine - das hintere Wellenende 14 _e umfangende - Paßfeder 17 _e be­ findet.

Der Trägerring 34 ist über einen Stift 33 mit einer Radial­ scheibe 36 eines Innenrotors 37 verbunden, der an seiner achsparallelen Kontur Magnetelemente 38 trägt. Zwischen diesen und magnetischen Gegenelementen 39 eines Außenrotors 40 verläuft in einem zur Längsachse A der Kreiselpumpe 12 parallelen Spalt 41 eine Topfwand 42 eines vom Außenrotor 40 umfangenen Spalttopfes 43.

Der Außenrotor 40 ist durch eine Radialscheibe 44 mit einer Außenwelle 46 verbunden, die in Wälzlagern 48, beispiels­ weise Rillenkugellagern, eines Lagerträgerteiles 49 vorge­ sehen ist. Letzteres ist Teil des hier mit einem Lager­ deckel 50 versehenen Lagerträgergehäuses 10. Das dem Lager­ deckel 50 benachbarte Rillenkugellager 48 stützt sich gegen einen Sprengring 51 ab, dem ein Sicherungsring 51 _a sowie ein Dichtelement 51 _b gegen äußere Einflüsse wie Staub, Feuchtigkeit od. dgl. zugeordnet sind.

Bei dieser Kreiselpumpe 12 wird das Antriebsdrehmoment - von der Außenwelle 46 kommend - über die insbesondere die beiden Rotoren 37, 40 erfassende magnetische Zentraldrehkupplung 52 mit den Magnetelementen 38, 39 der inneren Welle 14 und somit auch dem Laufrad 16 zugeführt, das die Antriebsleistung in hydraulische Leistung umsetzt. Der in den beiden Wälzlagern 48 gelagerte Außenrotor 40 kommt nicht mit dem Fördermedium in Berührung, da der Spalttopf 43 den Innenrotor 37 umschließt und die Kreiselpumpe 12 somit hermetisch abdichtet.

Radialkräfte an der inneren Welle 14 werden von den zwei Radialgleitlagern 22, 22 _h aufgenommen, der auftretende Achsschub über das große Axiallager 29 in den Gehäusedeckel 11 bzw. das Spiralgehäuse 20 eingeleitet.

Alle Gleitlagerkomponenten bestehen in den gewählten Ausführungsbeispielen bevorzugt aus Siliziumcarbid. Der zur Funktion der hydrodynamischen Gleitlager 22, 22 _h notwendige Flüssigkeitsstrom dient gleichzeitig zum Abtransport der durch Lagerreibung und magnetische Verluste der Zentraldrehkupplung 52 hervorgerufenen Wärme. Der Kühl-/Schmierstrom wird aus einem Seitenraum 16 _a für das Laufrad 16 entnommen (Pfeil z), durchströmt das in Fig. 1 linke Radial- und Axialgleitlager 22, 29, dann das rechte oder hintere Radiallager 22 _h, gelangt am rechten Axiallagerring 32 vorbei und umspült den Magnetinnenrotor 38. Durch die axiale Wellenbohrung 15 kommt die Flüssigkeit in den Saugraum 54 der Kreiselpumpe 12 zurück und wird durch das Laufrad 16 abgeführt.

Der Zeichnung ist zu entnehmen, dass die Lager unterschied­ liche Durchmesser - für die Axiallager 29, 32 hier d bzw. d₁ - aufweisen; das direkt an das Laufrad 16 angesetzte Radiallager 22 ist größer als das kupplungsseitige Lager 22 _h.

Bei der Ausführung nach Fig. 2 wird der erwähnte Kühlstrom Z nicht der Saugseite der Kreiselpumpe 12 _a zugeführt, sondern durch radiale Kanäle 56 im Laufrad 16, die an des­ sen Außenkante 58 münden, auf die Druckseite gepumpt; die Welle 14 ist an ihrem Ende geschlossen und eine Mutter 18 mit Federring 61 hält das Laufrad 16.

Auch beim Ausführungsbeispiel 12_b in Fig. 9 ist das laufradseitige Ende der inneren Welle 14 geschlossen, und von der Wellenbohrung 15 gehen im gestuften Wellenende 14 _a radiale Schaufelkanäle 56 _b ab, die hier allerdings an der Laufrad-Rückseite 59 etwa dort enden, wo sich die Kontur des Laufrades 16 querschnittlich von der anschließenden Gleitlagerbuchse 23 löst; die Lage dieser Mündung 57 wird etwa vom halben Laufradradius r bestimmt.

Ebenfalls endet bei dieser Ausführung der Spalttopf 43 bzw. dessen Topfwand 42 an einem Zwischenring 45, jedoch steht diesem in Fig. 9 ein Endring 64 des Außenrotors 40 gegen­ über, dessen laufradseitige Oberfläche mit der entsprechen­ den Fläche des Innenrotors 37 etwa fluchtet. Der Endring 64 endet radial nahe der Innenfläche des Gehäuses 10.

Insbesondere Fig. 10 zeigt, dass der Spannring 27 des vor­ deren Gleitlagers 22 einen nach außen gerichteten Radial­ wulst 66 und radiale Innenanformungen 67 an den Quer­ schnittsenden anbietet. Die innere Feder 26 ist von U-för­ migem Querschnitt mit laufrad­ seitig längerem Radialschenkel 69 und liegt mit endwärtigen Außenfüßen 70 der radial folgenden Gleitlagerbuchse 23 an - wellenwärts stützt sie sich gegen einen Formwulst 72 des Trägerringes 25 ab.

Die Fig. 11, 12 stellen den hinteren Spannring 27 _h dieser Ausführung vor. Dessen innerer Durchmesser q, der durch die Innenanformungen 67 bestimmt ist, beträgt hier 60 mm bei einer Axiallängen von 50 mm und einer Länge t₁ des Radialwulstes 66 von 8 mm. Von der Federaußenkante 28 gehen achsparallele Randschlitze 74 der Breite i von 3 mm aus, die gemäß Fig. 11 zueinander versetzt sind und etwa am Radialwulst 66 enden.

Claims (17)

1. Kreiselpumpe mit in einem Gehäuse an einer in Ra­ diallagern gleitgelagerten Innenwelle drehbarem Laufrad mit wenigstens einem Durchgang von einem Saugraum zu einem Druckraum sowie mit einer der Innen­ welle zugeordneten Magnetkupplungspaarung, deren In­ nenrotor unter Zwischenschaltung eines Spalttopfes ei­ nem an eine Außenwelle angeschlossenen Außenrotor ge­ genüberliegt, wobei einem laufradseitigen Radiallager ein tellerartiger Axiallagerring und einem am laufrad­ fernen Wellenende angeordneten zweiten Radiallager ein zweites Axiallager zugeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, dass die Radiallager (22, 22 _h) und Axiallager (29, 32) elastisch aufgehängt sind, wobei am Umfang und im In­ nern der Radiallager (22, 22 _h) Federringe (26, 26 _h, 27, 27 _h) angeordnet sind, die von den Außenkanten (28) ausgehende Schlitze aufweisen und wobei an den Axiallagern (29, 32) elastische Trägerringe (30, 34) angeordnet sind.

2. Kreiselpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Schlitze (74) der Federringe (26, 26 _h, 27, 27 _h) an beiden Außenkanten (28) der Federringe (26, 26 _h, 27, 27 _h) zueinander wechselweise versetzt ange­ ordnet sind.

3. Kreiselpumpe nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekenn­ zeichnet, dass die Schlitze (74) der Federringe (26, 26 _h, 27, 27 _h) achsparallel verlaufen.

4. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass ein am jeweiligen Radiallager (22, 22 _h) angeordneter innenliegender Federring (26, 26 _h) zwischen der Innenwelle (14) und einer Gleitla­ gerbuchse (23, 23 _h) vorgesehen ist.

5. Kreiselpumpe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass der innenliegende Federring (26, 26 _h) zwischen einem auf der Innenwelle (14) angeordneten Trägerring (25) und der Gleitlagerbuchse (23, 23 _h) angeordnet ist.

6. Kreiselpumpe nach Anspruch 4 oder 5, dadurch gekenn­ zeichnet, dass die Gleitlagerbuchse (23, 23 _h) des Ra­ diallagers (22, 22 _h) von einem weiteren außenliegenden Federring (27, 27 _h) umgeben ist.

7. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass das laufradseitige Radiallager (22) größer als das laufradferne Radiallager (23 _h) ausgebildet ist.

8. Kreiselpumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass das laufradseitige größere Radiallager (22) un­ mittelbar an das Laufrad (16) angesetzt ist.

9. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der außenliegende Federring (27, 27') einen nach außen gerichteten Radialwulst (66) sowie an den Enden radiale Innenanformungen (67) auf­ weist.

10. Kreiselpumpe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Schlitze (74) der Federringe (27, 27 _h) etwa am Radialwust (66) enden.

11. Kreiselpumpe nach Anspruch 9 oder 10, dadurch gekenn­ zeichnet, dass sich die axiale Länge (t₁) des Radial­ wulstes (66) zur Länge (n) des Federringes (27) ver­ hält wie 1 : 6,25.

12. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 4 bis 11, da­ durch gekennzeichnet, dass sich der innenliegende Fe­ derring (26) des laufradseitigen Radiallagers (22) wellenwärts gegen einen Formwulst (72) des Trägerrin­ ges (25) sowie anderseits mit endseitigen Außenanfor­ mungen (70) an der Gleitlagerbuchse (23) abstützt.

13. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 12, da­ durch gekennzeichnet, dass der laufradseitige Axialla­ gerring (29) zum Ableiten des Achsschubes in einen Ge­ häusedeckel (11) größer ist das dem Wellenende (14 _e) und dem zweiten Radiallager (22 _h) zugeordnete zweite Axiallager (32).

14. Kreiselpumpe nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, dass der elastische Trägerring (30) des Axiallagerrin­ ges (29) als U-Profilring ausgebildet ist mit einem den Axiallagerring (29) radial innen tragenden länge­ ren Profilschenkel (30 _a) und einem am Axiallagerring (29) axial anliegenden kürzeren Profilschenkel (30 _b).

15. Kreiselpumpe nach wenigstens einem der Ansprüche 1 bis 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Federringe (26, 26 _h; 27, 27 _h) und die elastischen Trägerringe (30; 34) aus dem Werkstoff der flüssigkeitsberührten Pumpen­ teile gefertigt sind.

16. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 13 bis 15, da­ durch gekennzeichnet, dass der Axialgleitlagerring (29) radiale Rinnen oder Nuten (33) aufweist, die je­ weils zwischen in Pumpendrehrichtung (x) ansteigenden Gleitvorsprüngen (33 _a) vorgesehen sind.

17. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 16, da­ durch gekennzeichnet, dass zumindest eines der Lager (22, 22 _h, 29, 32) aus einer harten, zwischen sich ei­ nen Mahlspalt für Partikel des Fördermediums bildenden Werkstoffpaarung besteht.