EP0171515B1 - Kreiselpumpe mit Spaltrohrtopf - Google Patents

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EP0171515B1
EP0171515B1 EP85105626A EP85105626A EP0171515B1 EP 0171515 B1 EP0171515 B1 EP 0171515B1 EP 85105626 A EP85105626 A EP 85105626A EP 85105626 A EP85105626 A EP 85105626A EP 0171515 B1 EP0171515 B1 EP 0171515B1
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EP
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pump
pump impeller
impeller
centrifugal pump
suction connection
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Ernst Hauenstein
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CP Pumpen AG
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CP Pumpen AG
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    • F04D13/024—Units comprising pumps and their driving means containing a coupling a magnetic coupling
    • F04D13/027—Details of the magnetic circuit
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04D29/04—Shafts or bearings, or assemblies thereof
    • F04D29/041—Axial thrust balancing
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04D29/08—Sealings
    • F04D29/16—Sealings between pressure and suction sides
    • F04D29/165—Sealings between pressure and suction sides especially adapted for liquid pumps
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F05—INDEXING SCHEMES RELATING TO ENGINES OR PUMPS IN VARIOUS SUBCLASSES OF CLASSES F01-F04
    • F05B—INDEXING SCHEME RELATING TO WIND, SPRING, WEIGHT, INERTIA OR LIKE MOTORS, TO MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS COVERED BY SUBCLASSES F03B, F03D AND F03G
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    • F05B2260/40—Transmission of power
    • F05B2260/404—Transmission of power through magnetic drive coupling
    • F05B2260/4041—Transmission of power through magnetic drive coupling the driven magnets encircling the driver magnets

Definitions

  • the invention relates to a centrifugal pump according to the preamble of claim 1.
  • centrifugal pump is known from US-A-4 047 847.
  • the impeller shaft which is connected to the pump impeller in a rotationally fixed manner, is supported at one end on the canned pot, so that this canned pot can be exposed to undesirable mechanical loads.
  • equalization channels provided in the pump impeller, which extend from the rear of the pump impeller into the interior of the pump impeller, which leads to power losses. These equalization channels achieve partial pressure equalization between the pump chamber parts behind and in front of the pump impeller in order to keep the axial forces within limits. A remaining pressure difference is used to supply medium for cooling and lubrication to the bearing provided on the canned pot of the shaft of the pump impeller, for which purpose a lubrication channel is provided in the shaft.
  • the mechanical stress on the canned pot means that it must be built relatively thick-walled, which is disadvantageous for the magnetic force transmission; As is well known, the magnetic attraction decreases with the fifth power of the pole spacing.
  • the pump of DE-A-1 453 760 does have a stationary axis, but it is also attached to the can side in the area of the motor and behind the pump impeller in the area of cooling and lubrication, which is unfavorable in terms of cooling technology and lubrication technology, and is thus mechanically stressed in the can end of the canned can . That is why you had to take elaborate design measures with movable and fault-prone bearing parts so that the axis was relieved as much as possible during operation. Despite the pressure-reducing channels in the impeller that reduce performance, pressure equalization is problematic.
  • GB-A-888 514 provides a stationary axle that is overhung in the intake manifold.
  • An axial bearing provided in the intake manifold takes over the axial forces of the pump impeller operating without compensation due to the intake vacuum, while an axial bearing attached to the motor on the motor side prevents the pump impeller from running onto the canned pot. This is not practical for larger performances and prints and in any case promotes wear.
  • the invention has for its object to avoid the disadvantages of the known centrifugal pumps with canned pot and to propose a construction that is as simple, economical, durable and maintenance-friendly as possible.
  • the pump according to the invention has an adequately dimensionable compensation channel in its short, stationary axis and can do without performance-reducing compensation channels in the pump impeller. It also manages without the difficult to lubricate or complicated bearing on the motor side. The load on the canned pot is also excluded, so that it can be magnetically more expedient.
  • centrifugal pump there is such a manageable, practically instantaneous or low inertia pressure compensation that axial bearings are superfluous.
  • throttle rings which are attached to the impeller on the front and rear and are preferably located near the axis on the front. At least on the front, a counter ring on the housing is preferable, while on the back the bottom of the pot can serve as an emergency support. These rings can advantageously have emergency running properties and z.
  • B. consist of polytetrafluoroethylene, which is chemically resistant and self-lubricating.
  • the throttle rings will hardly ever come into contact in normal operation, since they are separated from each other or from the bottom of the pot by a damping medium layer and, in the event of extreme movements of the pump impeller in one direction, will intercept and compensate for an instantaneous balancing effect.
  • a canned pot 2 is inserted so tightly in the pump housing 1 that the canned pot 2 Separates pump chamber 3 from engine compartment 4 tightly and without moving seals.
  • the pump impeller 5 is housed connected to the associated external rotor 6 equipped with permanent magnets 60.
  • the electric drive motor 10 and the inner rotor 9 connected to it and equipped with permanent magnets 90 are accommodated in the engine compartment.
  • the pot wall 20 has an edge 22 which is sealingly held in the pump housing 1 and is the only sealing point of the canned pot 2 on the pump housing 1.
  • the pot base 21 of the canned pot 2 is connected in one piece to the pot wall 20, with the entire canned pot 2 preferably being made of electrically non-conductive ceramic material.
  • the pot base 21 is arched towards the motor 10, which allows the pump impeller 5 to be balanced with the external rotor 6 in a favorable manner.
  • the pump impeller 5 is rotatably mounted on the stationary axis 7, this bearing being limited to a purely radial bearing. Axial bearings are not necessary and not provided!
  • the axis 7 is fastened in the intake manifold 8 by means of supporting ribs 80, a ceramic sliding bearing 70 serving for the radial mounting of the pump impeller 5, and an external lubrication channel 75 being guided through a supporting rib 80 and through the axis 7 to the ceramic sliding bearing 70. If the pump medium is unfavorable for bearing lubrication, external lubrication can take place.
  • the axis 7 has a generously dimensioned compensating channel 71, which has a number of front lateral openings 72 and a rear opening 73, so that the suction port 8 on the front 52 of the pump impeller 5 of the pump housing 1 with that on the rear 53 of the pump impeller 5 located part of the pump chamber 3 is permeably connected by this channel 71 with low inertia for the pumped medium.
  • the pump impeller 5 of the illustrated type of a radial pump has a front suction opening 50 and radial channels 51, which are arranged to promote the pressure connection 11 of the pump housing 1.
  • the pump impeller 5 is otherwise free of openings.
  • the pump chamber located in front of the pump impeller is connected to the suction nozzle 8 and to the pressure nozzle 11 and the rear part of the pump chamber to the pressure nozzle 11 in a medium-conducting manner.
  • throttle rings 520 and 530 are provided on the pump impeller 5 on the front 52 and on the rear 53 of the pump impeller 5, which allow a balanced axial self-adjustment of the pump impeller 5 to be optimized for the intended purpose.
  • the rear throttle ring 530 is held by a retaining ring 531 and has no counterpart on the pot base 21, but this does not mean that a counter ring should be attached if necessary.
  • a counter ring 521 is fastened to the pump housing 1 close to the axis by means of retaining ring 522.
  • the operating conditions can also be taken into account with a throttle screw 74 which is designed as a grub screw in a rib 80 and is accessible from the outside and through which the free passage in the channel 71 can be changed.
  • the intended emergency running properties of the throttle rings 520/521 and 530 are used at most in exceptional cases if, due to extraordinary events, the pump impeller 5 travels a somewhat larger axial path than is planned in the axial mobility. Otherwise the pressure equalization through channel 71 acts so spontaneously that even violent pressure fluctuations can be absorbed.
  • the throttle rings have an optimized, regulating effect on the desired operating center position of the pump impeller 7.

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

Description

  • Die Erfindung betrifft eine Kreiselpumpe nach dem Oberbegriff des Anspruch 1.
  • Eine derartige Kreiselpumpe ist aus der US-A-4 047 847 bekannt. Dabei ist die mit dem Pumpenlaufrad drehfest verbundene Laufradwelle an ihrem einen Ende am Spaltrohrtopf gelagert, so dass dieser Spaltrohrtopf unerwünschten mechanischen Belastungen ausgesetzt sein kann.
  • Es sind im Pumpenlaufrad mehrere Ausgleichskanäle vorgesehen, welche von der Pumpenlaufrad-Hinterseite in das Innere des Pumpenlaufrades hineinreichen, was zu Leistungsverlusten führt. Durch diese Ausgleichskanäle wird ein teilweiser Druckausgleich zwischen den Pumpenraumteilen hinter und vor dem Pumpenlaufrad erzielt um die Axialkräfte in Grenzen zu halten. Ein verbleibender Druckunterschied wird dazu verwendet dem am Spaltrohrtopf vorgesehenen Lager der Welle des Pumpenlaufrades Medium zur Kühlung und Schmierung zuzuführen, wozu ein Schmierkanal in der Welle vorgesehen ist.
  • Die Lagerung der Welle des Pumpenlaufrades am Spaltrohrtopf erschwert den Druckausgleich, das Kühlen und Schmieren des hinteren motorseitigen Lagers und führt zur Leistungsminderung, ganz davon abgesehen, dass der Pumpenaufbau sehr aufwendig ist. Trotzdem lassen sich axiale Beanspruchungen nicht vermeiden.
  • Die Mechanische Beanspruchung des Spaltrohrtopfes bedingt, dass er relativ dickwandig gebaut werden muss, was nachteilig für die magnetische Kraftübertragung ist; bekanntlicht nimmt ja die magnetische Anziehungskraft mit der fünften Potenz des Polabstandes ab.
  • Die Pumpe der DE-A-1 453 760 hat zwar eine stationäre Achse, welche aber auch im kühl- und schmiertechnisch ungünstigen Bereich motorseitig hinter dem Pumpenlaufrad und erst noch in einer Höhle des kompliziert aufgebauten Spaltrohrtopfes am Spaltrohrtof befestigt ist und somit den Spaltrohrtopf mechanisch beansprucht. Darum musste man aufwendige konstruktive Vorkehrungen mit beweglichen und störungsanfälligen Lagerteilen treffen damit die Achse im Betrieb möglichst entlastet wird. Trotz der im Laufrad angebrachten, leistungsmindernden Druckausgleichskanäle ist der Druckausgleich problematisch.
  • In der GB-A-888 514 ist eine im Ansaugstutzen fliegend angebrachte stationäre Achse vorgesehen. Ein im Ansaugstutzen vorgesehenes Axiallager übernimmt die durch den Ansaugunterdruck entstehenden Axialkräfte des ausgleichslos arbeitenden Pumpenlaufrades, während ein motorseitig an der Achse angebrachtes Axiallager das Auflaufen des Pumpenlaufrades auf den Spaltrohrtopf verhindert. Das ist für grössere Leistungen und Drucke nicht praktikabel und fördert in jedem Falle den Verschleiss.
  • Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde die Nachteile der bekannten Kreiselpumpen mit Spaltrohrtopf zu vermeiden und eine möglichst einfache, wirtschaftliche, dauerhafte und wartungsfreundliche Konstruktion vorzuschlagen.
  • Zur Lösung dieser Aufgabe wird die im Anspruch 1 gekennzeichnete Kreiselpumpe mit Spaltrohrtopf vorgeschlagen.
  • Die erfindungsgemässe Pumpe hat in ihrer kurz baubaren stationären Achse einen ausreichend dimensionierbaren Ausgleichskanal, und kann auf leistungsmindernde Ausgleichskanäle im Pumpenlaufrad verzichten. Sie kommt auch ohne das schwer schmierbare oder komplizierte motorseitige Lager aus. Auch die Belastung des Spaltrohrtopfes ist ausgeschlossen, so dass er magnetisch zweckmässiger gestaltet werden kann.
  • Bei der erfindungsgemässen Kreiselpumpe ergibt sich ein so gut beherrschbarer, praktisch verzögerungsfreier beziehungsweise trägheitsarmer Druckausgleich, dass Axiallager überflüssig sind.
  • Durch den in der kurzen stationären Achse angeordneten Ausgleichskanal und die mediumleitende Verbindung zwischen den hinter und vor dem Pumpenlaufrad angordneten Teilräumen mit dem Ansaugstutzen und mit dem Druckstutzen ermöglicht es, die Grösse der Durchlassquerschnitte durch die druckentsprechend veränderliche Axiallage des Pumpenlaufrades zu verändern und den erwünschten Ausgleich selbsttätig zu erreichen.
  • Damit dies auch bei vorübergehend ungünstigen Laufbedinungen nicht zu einem direkten Kontakt des Pumpenlaufrades mit dem Pumpengehäuse führt, ist es vorteilhaft, Drosselringe vorzusehen, die vorderseitig und hinterseitig am Laufrad angebracht sind und sich vorderseitig vorzugsweise nahe der Achse befinden. Wenigstens vorderseitig ist auch ein Gegenring am Gehäuse vorzuziehen, während rückseitig der Topfboden als Notabstützung dienen kann. Diese Ringe können vorteilhafterweise Notlaufeigenschaften haben und z. B. aus Polytetrafluoräthylen bestehen, das chemisch beständig und gut selbstschmierend ist.
  • Die Drosselringe werden aber kaum je im normalen Betrieb zur Anlage kommen, da sie voneinander bzw. vom Topfboden durch eine dämpfende Mediumschicht getrennt sind und bei extremen Bewegungen des Pumpenlaufrades in eine Richtung eine augenblickliche Ausgleichswirkung abfangend und rückregulierend wirken wird.
  • Die Erfindung wird nachstehend beispielsweise anhand der rein schematischen Zeichnung näher besprochen. Es zeigen:
    • Fig. 1 eine Ansicht einer erfindungsgemässen Pumpe von der Ansaugseite her, und
    • Fig. 2 einen Längsschnitt durch die Pumpe.
  • Im Pumpengehäuse 1 ist ein Spaltrohrtopf 2 so dicht eingesetzt, dass der Spaltrohrtopf 2 den Pumpenraum 3 vom Motorraum 4 dicht und ohne bewegliche Dichtungen trennt.
  • Im Pumpenraum 3 ist das Pumpenlaufrad 5 mit dem zugehörigen, mit Permanentmagneten 60 bestückten Aussenläufer 6 verbunden untergebracht.
  • Im Motorraum ist der elektrische Antriebsmotor 10 und der mit ihm verbundene, mit Permanentmagneten 90 bestückte Innenläufer 9 untergebracht.
  • Es liegt hier also eine Umkehrung der Zuordnung der mit Permanentmagneten bestückten Läufer gegenüber der üblichen Konstruktion und eine Umkehr der Anordnung des Spaltrohrtopfes 2 vor, was es ermöglicht, die das Spaltrohr bildende Topfwand 20 mindestens angenähert nur mit Druckkräften zu beaufschlagen, was sich auf die Gesamtkonstruktion vorteilhaft auswirkt.
  • Die Topfwand 20 hat einen Rand 22, welcher im Pumpengehäuse 1 dichtend gehaltert ist und die einzige Dichtungsstelle des Spaltrohrtopfes 2 am Pumpengehäuse 1 darstellt.
  • Der Topfboden 21 des Spaltrohrtopfes 2 ist einstückig mit der Topfwand 20 verbunden, wobei hier beispielsweise der ganze Spaltrohrtopf 2 bevorzugterweise aus elektrisch nicht leitendem keramischen Material besteht.
  • Der Topfboden 21 ist gegen den Motor 10 hin eingewölbt, was eine günstige Ausbalancierung des Pumpenlaufrades 5 mit dem Aussenläufer 6 gestattet.
  • Dabei ist das Pumpenlaufrad 5 auf der stationären Achse 7 drehbar gelagert, wobei sich diese Lagerung auf eine reine Radiallagerung beschränkt. Eine Axiallagerung ist nicht nötig und nicht vorgesehen!
  • Die Achse 7 ist im Ansaugstutzen 8 mittels Tragrippen 80 befestigt, wobei ein Keramikgleitlager 70 der radialen Lagerung des Pumpenlaufrades 5 dient, und wobei ein Fremdschmierkanal 75 durch eine Tragrippe 80 und durch die Achse 7 zum Keramik-Gleitlager 70 geführt ist. Bei für die Lagerschmierung ungünstigem Pumpmedium kann so eine Fremdschmierung erfolgen.
  • Die Achse 7 hat einen grosszügig dimensionierten dem Ausgleich dienenden Kanal 71, welcher einige vordere seitliche Öffnungen 72 und eine hintere Öffnung 73 aufweist, so dass der an der Vorderseite 52 des Pumpenlaufrades 5 befindliche Ansaugstutzen 8 des Pumpengehäuses 1 mit dem an der Hinterseite 53 des Pumpenlaufrades 5 befindlichen Teil des Pumpenraumes 3 durch diesen Kanal 71 trägheitsarm für das gepumpte Medium durchlässig verbunden ist.
  • Das Pumpenlaufrad 5 der gezeichneten Bauart einer Radialpumpe hat eine vordere Ansaugöffnung 50 und Radialkanäle 51, welche zum Druckstutzen 11 des Pumpengehäuses 1 fördernd angeordnet sind. Das Pumpenlaufrad 5 ist sonst frei von Öffnungen. Dabei ist der vor dem Pumpenlaufrad befindliche Pumpenraum mit dem Ansaugstutzen 8 und mit dem Druckstutzen 11 und der hintere Pumpenraumteil mit dem Druckstutzen 11 mediumleitend verbunden.
  • Wenn die Pumpe in Betrieb ist, kann sich deshalb ein sich hinter dem Pumpenlaufrad aufbauender Druck mit einem sich vor dem Pumpenlaufrad aufbauenden unterschiedlichen Druck trägheitsarm ausgleichen, so dass das Pumpenlaufrad 5 keiner axialen Lagerung bedarf und selbstzentriert läuft.
  • Nun sind aber verschiedene Pumpen für ganz bestimmte Zwecke mit ganz bestimmten Eigenschaften ausgestattet, und es können auch gewisse Unterschiede in den Betriebsbedingungen auftreten.
  • Der Zweckbestimmung entsprechend sind an der Vorderseite 52 bzw. an der Rückseite 53 des Pumpenlaufrades 5 Drosselringe 520 bzw. 530 am Pumpenlaufrad 5 vorgesehen, welche ein ausgeglichenes axiales Selbsteinstellen des Pumpenlaufrades 5 zweckbestimmungsmässig optimieren lassen. Der rückseitige Drosselring 530 wird von einem Haltering 531 gehaltert und hat kein Gegenstück am Topfboden 21, was aber nicht heisst, dass man dort nötigenfalls einen Gegenring anbringen dürfte. Dagegen ist am Pumpengehäuse 1 achsnah ein Gegenring 521 mittels Haltering 522 befestigt.
  • Den Betriebsbedingungen kann man darüberhinaus mit einer als Madenschraube in einer Rippe 80 ausgebildeten und von aussen zugänglichen Drosselschraube 74 Rechnung tragen, durch welche der freie Durchgang im Kanal 71 veränderbar ist.
  • Höchstens ausnahmsweise kommen die vorgesehenen Notlaufeigenschaften der Drosselringe 520/521 und 530 zum Einsatz, wenn durch ausserordentliche Ereignisse das Pumpenlaufrad 5 einen etwas grösseren Axialweg zurücklegt, als dies in der Axialbeweglichkeit eingeplant ist. Sonst wirkt der Druckausgleich durch den Kanal 71 so spontan, dass selbst heftige Druckschwankungen abgefangen werden können. Die Drosselringe wirken dabei zweckbestimmungsgemäss optimiert regulierend auf die gewünschte Betriebs-Mittellage des Pumpenlaufrades 7.
  • Während hier eine Radialpumpe gezeichnet wurde, kann die Erfindung auch bei anderen Kreiselpumpen nutzbringend angewendet werden, so z. B. bei Radial-Axial-Pumpen.

Claims (9)

1. Kreiselpumpe mit einem ihr Pumpengehäuse antriebsseitig gegen ein gepumptes Medium dichtenden Spaltrohrtopf, auf dessen einer Seite ein motorgetriebener Permanentmagnet-Läufer angeordnet ist, während auf der anderen Topfseite ein zweiter Permanentmagnet-Läufer mit einem Pumpenlaufrad mechanisch verbunden ist, wobei dieses Pumpenlaufrad seine Rückseite dem Spaltrohrtopf zukehrt, während seine Vorderseite einem Ansaugstutzen des auch einen Druckstutzen aufweisenden Pumpengehäuses zugekehrt ist, wobei das Pumpenlaufrad nur radial gelagert ist, und ein Ausgleichskanal vom Ansaugstutzen zu einem hinter der Rückseite des Pumpenlaufrades liegenden hinteren Pumpenraumteil führt, und wobei der hintere Pumpenraumteil und ein den Ansaugstutzen umgebender vorderer Pumpenraumteil je mit dem Ansaugstutzen und mit dem Druckstutzen mediumleitend verbunden sind,
dadurch gekennzeichnet, dass das seine Rückseite (53) dem Topfboden (21) des Spaltrohrtopfes (2) zukehrende Pumpenlaufrad (5) auf einer im Ansaugstutzen (8) fliegend befestigten stationären Achse (8), in welcher der Ausgleichskanal (71) angebracht ist, drehbar gelagert ist.
2. Kreiselpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Pumpenlaufrad (5) zumindest auf einer Seite (52, 53) einen Drosselring (520, 530) aufweist, wobei vorzugsweise wenigstens dem vorderen Drosselring (520) gegenüberliegend ein Gehäusedrosselring (521) vorgesehen ist.
3. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, dass ein, vorzugsweise als Schraube ausgebildeter, Drosselkörper (74), vorzugsweise von aussen betätigbar, im Ausgleichskanal (71) verstellbar ist.
4. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass zu einem Gleitlager (70) des Pumpenlaufrades (5) ein sogenannter Fremdschmierkanal (75) durch die Achse (7) geführt ist.
5. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass Drosselringe (520, 521, 530) mit Notlaufeigenschaften vorgesehen sind.
6. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Topfboden (21) von der Achse (7) unberührt und von ihr hinweggewölbt verläuft.
7. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Topfwand (20) vom Pumpenlaufrad (5) hinweglaufend vom Topfboden (21) absteht und vom mit dem Pumpenlaufrad (5) verbundenen Permanentmagnet-Laufer (60) wenigstens teilweise umgeben ist.
8. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Läufrad frei von Ausgleichsöffnungen ist.
9. Kreiselpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass wenigstens ein vorderer Drosselring (520, 521) achsnah angeordnet ist.
EP85105626A 1984-07-16 1985-05-08 Kreiselpumpe mit Spaltrohrtopf Expired EP0171515B1 (de)

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CH345184 1984-07-16

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EP0171515A1 EP0171515A1 (de) 1986-02-19
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EP85105626A Expired EP0171515B1 (de) 1984-07-16 1985-05-08 Kreiselpumpe mit Spaltrohrtopf

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EP (1) EP0171515B1 (de)
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