EP0544693A1 - Axialschubausgleich für kreiselpumpen. - Google Patents

Axialschubausgleich für kreiselpumpen.

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EP0544693A1
EP0544693A1 EP91913014A EP91913014A EP0544693A1 EP 0544693 A1 EP0544693 A1 EP 0544693A1 EP 91913014 A EP91913014 A EP 91913014A EP 91913014 A EP91913014 A EP 91913014A EP 0544693 A1 EP0544693 A1 EP 0544693A1
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EP
European Patent Office
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impeller
pressure
axial thrust
compensation
gap
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EP91913014A
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English (en)
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Anton Heumann
Horst Schreyer
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KSB AG
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KSB AG
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Publication date
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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
    • F04D29/18—Rotors
    • F04D29/22—Rotors specially for centrifugal pumps
    • F04D29/2261—Rotors specially for centrifugal pumps with special measures
    • F04D29/2266—Rotors specially for centrifugal pumps with special measures for sealing or thrust balance

Definitions

  • the invention relates to a device for fully compensating the axial thrust in centrifugal pumps according to the preamble of claim 1.
  • the known devices for the hydraulic axial thrust compensation are, as far as their effect depends on a pressure difference between the pump suction and the pressure side, only able to work properly as long as a sufficient pressure difference is available. This applies especially to single-stage, specifically high-speed pumps, which, due to the low delivery heads, only have small pressure differences available to compensate for the axial forces. Because namely the delivery head becomes ever smaller with increasing delivery flow, the impeller may rub against a fixed part of the centrifugal pump below a maximum possible delivery head.
  • the hydraulic axial thrust compensation is essentially based on the fact that the force acting on one side of the compensation piston remains practically constant at a certain operating point of the centrifugal pump, while the force acting on the other side of the compensation piston changes due to the axial adjustment of the piston becomes.
  • This change is produced in that the pressure on the compensating piston is varied in a variable gap by throttling depending on its axial position.
  • the throttling effect in gaps is very much dependent on the available pressure difference, the control becomes worse and worse with small pressure differences. Since the pressure difference at the throttle gap is proportional to the delivery head of the pump, the problems mentioned occur above all in the overload range, i.e. above an optimal delivery rate.
  • the invention has for its object to provide a device of the type mentioned in the preamble of claim 1, which does not require a touching bearing.
  • a second, also hydraulically acting compensation system is set, which does not depend on the pump head as the active force and is therefore able to independently compensate the axial forces completely at small pump heads to reach.
  • the pressure increase in the pressure side space of the impeller can be accomplished in different ways. Provided that the annular area formed on the suction side between the sealing ring and the outer diameter of the impeller is smaller than the area available on the pressure side, a conveyance caused by the surface roughness of the impeller can already bring about a corresponding pressure increase. This effect can be increased if the roughness of the impeller wall on the suction side is less than that of the impeller wall on the pressure side. But above all, back shovels are capable. or similar funding to achieve the necessary pressure increase without further notice.
  • the invention is explained in more detail using an exemplary embodiment. This is based on the description of a known device for compensating the axial thrust, which can be seen in FIG. 3 in a sectional view of a centrifugal pump. 4 shows a diagram of the various forces acting on the side walls of the impeller of this pump as a function of the control gap.
  • FIG. 1 shows a device according to the invention for hydraulic compensation of the axial thrust in connection with a centrifugal pump shown in sections.
  • a diagram corresponding to this axial thrust compensation is shown in FIG. 2.
  • the centrifugal pump shown in FIG. 3 with a known type of axial thrust compensation device has an impeller (2) arranged in a housing (1). Between the housing (1) and the impeller (2) two gaps S-- and S 2 are used to compensate for axial thrust. The width of the gap S-- changes with the axial position of the impeller (2), the width of the gap S 2 remains constant even when the impeller 2 is displaced.
  • the housing (1), the impeller (2) and the gaps S-- and S 2 form different, distinguishable spaces: a space (3) in front of the impeller (2), in which a pressure P- ⁇ prevails; a room (4) located behind the impeller (2), which has a pressure P 2 increased by the conveying action of the impeller (2), and a space (5) located between the columns S-- and S 2 , in which a There is an intermediate pressure P 3 .
  • Axial forces F 1 and F act on the side walls of the impeller (2) with opposite directions.
  • the force F 2 is proportional to the pressure P 2 , which in turn is dependent from the head.
  • the force F-_ depends on the variable gap S--.
  • the embodiment according to the invention shown in FIG. 1 has a first compensation device which corresponds to the device shown in FIG. 3. It also has gaps S-- and S 2 and a space (5) delimited by them, without all of these details being shown in FIG. 1. The effect of this first compensation device is also the same as that of the device in FIG.
  • FIG. 1 has a second hydraulic compensation device which is used in the overload range of the centrifugal pump.
  • the elements of this second device are: a collar (8) arranged on the pressure side on the circumference of the impeller (7), openings (9) which connect the inlet (10) of the impeller (7) to the pressure side space (11), and back blades ( 12).
  • the impeller (7) forms two variable gaps with the pump housing 1: the gap S-- at the impeller inlet and the gap S 3 at the collar (8).
  • the pressures P- ⁇ and P 2 and the force F-- are the pressures P- ⁇ and P 2 and the force F--. Since the side space (11) formed between the pressure-side cover disk of the impeller (7) and the pump housing (1) is delimited by the collar (8) and the gap S with respect to the pressure-side space (4), a pressure of its own arises here P 4 a. Proportional to the pressure P ⁇ is a force F ' 2 which is opposite to the force F- ⁇ .
  • the delivery height of the back vanes (12) begins to exceed the impeller delivery height.
  • a flow is introduced from the inlet (10) via the openings (9), the space (11) and the collar (8) to the pressure-side space (4).
  • the pressure P 4 which arises in space (11) now becomes greater the smaller the gap S 3 becomes.
  • the difference between the pressures P 4 and P 2 also increases as the gap S 3 becomes smaller.
  • the force F ' 2 increases and moves the impeller (7) back into an equilibrium position before it can start on the pump housing (1).
  • the force F ' 2 is therefore no longer independent of the gap S-, as was the force F 2 in the previously known embodiment of FIG. 3. It changes with the gap S 3 , which in turn changes in mirror image reversal to the gap S--. The result of this is that the force F ' 2 , which increases from a certain gap width, has a profile which certainly results in an intersection with the profile of the force F-. The diagram shown in FIG. 2 illustrates this.
  • FIG. 1 represents a device for the complete compensation of the axial thrust, which in addition to a first compensation system, which corresponds to the compensation device of FIG. 3, sets a second, contact-free compensation system.
  • the two systems used together work together to create a new, independent compensation device.
  • the part referred to here as the second compensation system can also be used a different type of system, which takes over the axial thrust compensation for the normal operation of the centrifugal pump outside the overload range, can be summarized.

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Description

Beschreibung
Axialschubausgleich für Kreiselpumpen
Die Erfindung betrifft eine Einrichtung zum vollständigen Ausgleich des Axialschubs bei Kreiselpumpen gemäß dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Für den hydraulischen Axialschubausgleich bei Kreiselpumpen stehen dem Fachmann sehr unterschiedliche Maßnahmen und Elemente zur Verfügung. Neben dem Axialschubausgleich mit einer Entlastungseinrichtung, die im wesentlichen aus einer Entlastungsscheibe mit Gegenscheibe, einem Entlastungskolben oder einem Doppelkolben besteht, sind auch solche Einrich¬ tungen zum Ausgleich bzw. zur Absenkung des Axialschubes geläufig, die mit Hilfe einer drosselnden Wirkung (druck¬ seitiger Dichtring in Kombination mit Entlastungsbohrungen) oder einer dynamischen Wirkung (Rückenschaufeln am Laufrad oder Entlastungsbohrungen allein) am einzelnen Laufrad zustande kommen (vgl. KSB Kreiselpumpenlexikon, 3. Auflage, 1989, Seite 32 bis 37).
Die bekannten Einrichtungen für den hydraulischen Axialschub¬ ausgleich sind, soweit ihre Wirkung von einem Druckunterschied zwischen der Pumpensaug- und der -druckseite abhängig ist, nur so lange zu einer einwandfreien Arbeit imstande, wie eine ausreichende Druckdifferenz zur Verfügung steht. Dies gilt vor allem bei einstufigen, spezifisch Schnellaufigen Pumpen, denen infolge geringer Förderhöhen nur geringe Druckdifferenzen zum Ausgleich der Axialkräfte zur Verfügung stehen. Wird nämlich die Förderhöhe mit steigendem Förderstrom immer geringer, so kann es bereits unterhalb einer maximal möglichen Förderhöhe zu einem Anstreifen des Laufrades an einem feststehenden Teil der Kreiselpumpe kommen.
Um die Ursache dieses Problems zu erfassen, sei kurz auf die Wirkungsweise eines hydraulischen Axialschubausgleichs eingegangen. Beispielhaft ist hier ein Ausgleich durch einen Entlastungskolben, dessen Funktion auch von dem Laufrad einer Kreiselpumpe übernommen werden kann:
Der hydraulische Axialschubausgleich beruht im wesentlichen darauf, daß die Kraft, die auf einer Seite des Ausgleich¬ kolbens wirkt, in einem bestimmten Betriebspunkt der Kreisel¬ pumpe praktisch konstant bleibt, während die auf die andere Seite des Ausgleichkolbens wirkende Kraft durch axiale Verstellung des Kolbens verändert wird. Diese Veränderung wird dadurch erzeugt, daß der auf dem Ausgleichkolben lastende Druck durch eine von seiner axialen Stellung abhängige Drosselung in einem veränderlichen Spalt variiert wird. Weil aber die Drosselwirkung in Spalten sehr stark von der zur Verfügung stehenden Druckdifferenz abhängig ist, wird bei kleinen Druckdifferenzen die Regelung immer schlechter. Da die Druckdifferenz am Drosselspalt der Förderhöhe der Pumpe proportional ist, treten die genannten Probleme vor allem im Überlastbereich, also oberhalb einer optimalen Fördermenge auf.
Um einen vollständigen Ausgleich des Axialschubs zu erreichen, bedarf eine solchermaßen gefährdete Kreiselpumpe einer zweiten Einrichtung, die den von der ersten, hydraulisch wirkenden Einrichtung nicht bewältigten Axialschub aufnimmt. Dies geschieht bei bekannten Einrichtungen zum vollständigen Ausgleich des Axialschubs durch ein Axiallager, das auch als Notlager bezeichnet wird. Wesentlicher Nachteil dieses zusätzlich aufzuwendenden Teils ist der durch berührende Wirkung verursachte Verschleiß, der eine Überwachung und temporären Ersatz notwendig macht.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Einrichtung der im Oberbegriff des Anspruches 1 genannten Art zu schaffen, die ohne ein berührend wirkendes Lager auskommt.
Die gestellte Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch die im kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 genannten Merkmale.
Die ünteransprüche nennen vorteilhafte Ausgestaltungen des Erf-ndungεgegenstandes.
Mit der erfindungsgemäßen Einrichtung wird neben einen in bekannter Weise arbeitenden, hydraulischen Axialschubausgleich ein zweites, ebenfalls hydraulisch wirkendes Ausgleichssystem gesetzt, das nicht auf die Pumpenförderhöhe als Wirkkraft angewiesen ui i daher in der Lage ist, bei kleinen Pumpen¬ förderhöhen selbständig einen vollständigen Ausgleich der Axialkräfte zu erreichen.
Die Druckerhöhung im druckseitigen Seitenraum des Laufrades kann auf unterschiedliche Weise bewerkstelligt werden. Unter der Voraussetzung, daß die saugseitig zwischen Dichtring und Außendurchmesser des Laufrades gebildete Ringfläche kleiner ist als die auf der Druckseite zur Verfügung stehende Fläche, kann bereits eine durch die Oberflächenrauhigkeit des Laufrads verursachte Förderung eine entsprechende Druckerhöhung bewirken. Diese Wirkung läßt sich noch steigern, wenn die Rauhigkeit der saugseitigen Laufradwand geringer ist als die der druckseitigen Laufradwand. Vor allem aber vermögen Rückenschaufelr. oder ähnliche Fördermittel die notwendige Drucksteigerung ohne weiteres zu erzielen. Anhand eines Ausführungsbeispiels wird die Erfindung näher erläutert. Hierbei wird ausgegangen von der Schilderung einer bekannten Einrichtung zum Ausgleich des Axialschubs, die in der Fig. 3 in einer Schnittdarstellung einer Kreiselpumpe zu sehen ist. Die Fig. 4 zeigt ein Diagramm der verschiedenen auf die Seitenwände des Laufrads dieser Pumpe wirkenden Kräfte in Abhängigkeit des Regelspaltes.
Die Fig. 1 zeigt eine erfindungsgemäße Einrichtung zum hydraulischen Ausgleich des Axialschubes im Zusammenhang mit einer ausschnittsweise dargestellten Kreiselpumpe. Ein diesem Axialschubausgleich entsprechendes Diagramm ist in der Fig. 2 dargestellt.
Die in der Fig. 3 dargestellte Kreiselpumpe mit einer Axial- schubausgleichseinrichtung bekannter Bauart besitzt ein in einem Gehäuse (1) angeordnetes Laufrad (2). Zwischen dem Gehäuse (1) und dem Laufrad (2) werden zwei dem Axialschub¬ ausgleich dienende Spalte S-- und S2 gebildet. Die Weite des Spaltes S-- ändert sich mit der- axialen Stellung des Laufrades (2), die Weite des Spaltes S2 bleibt auch bei einer Verschiebung des Laufrades 2 konstant.
Durch das Gehäuse (1), das Laufrad (2) und die Spalte S-- und S2 werden verschiedene, voneinander zu unterscheidende Räume gebildet: ein vor dem Laufrad (2) gelegener Raum (3), in dem ein Druck P-^ herrscht; ein hinter dem Laufrad (2) gelegener Raum (4), der über einen durch die Förderwirkung des Laufrades (2) erhöhten Druck P2 verfügt, und einen zwischen den Spalten S-- und S2 gelegenen Raum (5), in dem ein Zwischendruck P3 herrscht.
Auf die Seitenwände des Laufrades (2) wirken mit einander gegengesetzter Richtung Axialkräfte F1 und F . Die Kraft F2 ist proportional dem Druck P2, der seinerseits abhängig ist von der Förderhöhe. Die Kraft F-_ dagegen ist abhängig vom veränderlichen Spalt S-- .
Infolge der Differenz zwischen den Drücken P--_ und P2 ergibt sich eine vom Raum (4) kommende, über den konstanten Spalt S2, den Raum (5) und den veränderlichen Spalt S^ in den Raum (3) führende Strömung. Mit größer werdendem Spalt S-^ vergrößert sich auch die Menge der in den Raum (3) strömenden Flüssigkeit. Hierdurch bedingt, erhöht sich der Druckabfall im Spalt S2, d.h. die Differenz zwischen den Drücken P2 und P3 wird größer, die Kraft Flf die dem Druck P3 proportional ist, wird kleiner. Bei richtiger geometrischer Auslegung bringt die kurzzeitig größere Kraft, die hier F2 ist, in anderem Fall aber F-- sein kann, das Laufrad (2) durch axiale Verschiebung in eine vorgegebene Gleichgewichtsposition.
Im Diagramm der Fig. 4, das die Beziehung der beiden Kräfte F-- und F2 zueinander darstellt, stellt der Schnittpunkt der beiden Linien den Punkt des Gleichgewichts dar.
Mit kleiner werdender Differenz zwischen den Drücken P]_ und P2 verflacht die Kurve für die Kraft F-- . Im Extremfall kann sich deren Steigung sogar umdrehen. Dies ist der Fall, wenn der im Radseitenraum aufgebaute Druck infolge der Rotation des Lauf¬ rades (2) größer wird als die Förderhöhe des Laufrades (2).
Wie das Diagramm der Fig. 4.zeigt, verläuft aber die von der Kraft F2 beschriebene Linie nahezu horizontal, so daß es bei flacher werdender Kurve F-- immer schwieriger wird, einen Schnittpunkt der beiden Linien zu erreichen. In der Praxis ist dies bei einer im Überlastbereich laufenden Kreiselpumpe der Fall. Da nun ein Gleichgewichtszustand nicht mehr hergestellt werden kann, kommt es, sofern kein den Schub auffangendes Axiallager vorgesehen ist,zu einem Anlaufen des Laufrades (2) am Gehäuse (1) . Die in der Fig. 1 dargestellte erfindungsgemäße Ausführung verfügt über eine erste Ausgleichseinrichtung, die der in der Fig. 3 dargestellten Einrichtung entspricht. Sie besitzt also auch Spalte S-- und S2 und einen von diesen begrenzten Raum (5), ohne daß diese Einzelheiten in der Fig. 1 sämtlich aufgeführt sind. Auch die Wirkung dieser ersten Ausgleichs¬ einrichtung ist die gleiche wie die der Einrichtung der Fig.3.
Neben der ersten, im Normalbetrieb arbeitenden Ausgleichs¬ einrichtung besitzt die Ausführung der Fig. 1 eine zweite, im Überlastbereich der Kreiselpumpe zum Einsatz kommende hydraulische Ausgleichseinrichtung. Die Elemente dieser zweiten Einrichtung sind: ein druckseitig am Umfang des Laufrades (7) angeordneter Bund (8), Öffnungen (9), die den Einlauf (10) des Laufrades (7) mit dem druckseitigen Seitenraum (11) verbinden, und Rückenschaufeln (12).
Das Laufrad (7) bildet mit dem Pumpengehäuse 1 zwei veränderliche Spalte: den Spalt S-- am Laufradeintritt und den Spalt S3 am Bund (8). Vergleichbar mit entsprechenden Parametern der vorbekannten Ausführung der Fig. 3 sind die Drücke P-^ und P2 sowie die Kraft F-- . Da der zwischen der druckseitigen Deckscheibe des Laufrades (7) und dem Pumpen¬ gehäuse (1) gebildete Seitenraum (11) durch den Bund (8) und den Spalt S gegenüber dem druckseitigen Raum (4) abgegrenzt ist, stellt sich hier ein eigener Druck P4 ein. Proportional dem Druck P^ ist eine Kraft F'2, die der Kraft F-^ entgegen¬ gerichtet ist.
Im Normalbetrieb der Kreiselpumpe, wenn die Laufradförderhöhe wesentlich größer ist als die Förderhöhe der Rückenschaufeln (12), erfolgt eine Strömung, die aus dem Raum (4) über den Spalt S3, den Seitenraum (11) und die Öffnungen (9) in den Einlauf (10) des Laufrades (7) führt. Der sich im Seitenraum (11) einstellende Druck P4 liegt, bedingt durch den Druck¬ abfall im Spalt S3, unter dem Druck P2 im Raum (4). Die vom Druck P4 abhängige Kraft F'2, die Kraft F-_ befinden sich im Gleichgewicht.
Ab einem von der jeweiligen Kreiselpumpe abhängigen Betriebs¬ punkt, der meist im Überlastbereich liegt, beginnt die Förderhöhe der Rückenschaufeln (12) die Laufradförderhöhe zu übersteigen. Hierdurch wird eine Strömung vom Einlauf (10) über die Öffnungen (9), den Raum (11) und den Bund (8) zum druckseitigen Raum (4) eingeleitet. Der sich im Raum (11) einstellende Druck P4 wird nun um so größer, je kleiner der Spalt S3 wird. Die Differenz zwischen den Drücken P4 und P2 wächst ebenfalls mit kleiner werdendem Spalt S3. Die Kraft F'2 steigt an und bewegt das Laufrad (7), bevor es am Pumpen¬ gehäuse (1) anlaufen kann, zurück in eine Gleichgewichts¬ position.
Die Kraft F'2 ist also nicht mehr unabhängig vom Spalt S- , wie es die Kraft F2 in der vorbekannten Ausführung der Fig. 3 war. Sie verändert sich mit dem Spalt S3, der sich wiederum in spiegelbildlicher Umkehr zum Spalt S-- verändert. Daraus resultiert, daß die Kraft F'2, die ab einer bestimmten Spaltweite ansteigt, einen Verlauf besitzt, der mit Sicherheit einen Schnittpunkt mit dem Verlauf der Kraft F- ergibt. Das in der Fig. 2 dargestellte Diagramm verdeutlicht dies.
Die erfindungsgemäße Ausführung der Fig. 1 stellt eine Einrichtung zum vollständigen Ausgleich des Axialschubs dar, die neben ein erstes Ausgleichssystem, das der Ausgleichs¬ einrichtung der Fig. 3 entspricht, ein zweites, berührungsfrei arbeitendes Ausgleichssystem setzt. Die beiden gemeinsam verwendeten Systeme führen in ihrem Zusammenwirken zu einer neuen, eigenständigen Ausgleichseinrichtung. Der hier als zweites Ausgleichssystem bezeichnete Teil kann aber auch mit einem anders gearteten System, welches den Axialschubausgleich für den außerhalb des Überlastbereichs liegenden Normalbetrieb der Kreiselpumpe übernimmt, zusammenfaßt werden.

Claims

Patentansprüche
1. Einrichtung zum vollständigen Ausgleich des Axialschubs bei Kreiselpumpen, mit einer ersten Einrichtung, die einen hydraulischen Ausgleich des Axialschubs mit Hilfe der vom Laufrad der Kreiselpumpe erzeugten Druckdifferenz bewirkt, und einer zweiten Einrichtung, die den bei einer für die Funktion der ersten Einrichtung nicht mehr ausreichenden Förderhöhe entstehenden Axialschub aufnimmt, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Einrichtung durch eine ebenfalls hydraulisch wirkende Ausgleichseinrichtung gebildet wird, wobei Mittel vorgesehen sind, die eine Druckerhöhung im druckseitigen Seitenraum (11) des Laufrades (7) bei einer unter einen vorgegebenen Wert absinkenden Förderhöhe bewirken.
2. Einrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die zweite Ausgleichseinrichtung ausgestattet ist mit einem im druckseitigen Umfangsbereich des Laufrades (7) angeordneten, in Abhängigkeit einer Verschiebung des Laufrades (7) in seiner Weite veränderbaren Spalt (S3).
3. Einrichtung nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch ein mit Rückenschaufeln (12) versehenes Laufrad (7).
4. Einrichtung nach Anspruch 1, gekennzeichnet durch einen mit zwei Spalten zwischen Laufrad (7) und Pumpengehäuse (1) arbeitenden Axialschubausgleich, dessen erster, saugseitig angeordneter Spalt (S-^) den Axialschubausgleich im Bereich hoher Druckdifferenzen zwischen Laufradeintritt (3) und -austritt (4) dient, während der druckseitig angeordnete Spalt (S3) den Axialschubausgleich im Bereich geringer Druckdifferenzen zwischen Laufradeintritt (3) und -austritt (4) übernimmt.
5. Einrichtung nach den Ansprüchen 1 und 4, dadurch gekennzeichnet, daß der druckseitige Spalt (S3) zwischen einem im U fangsbereich am Laufrad (7) angeordneten Bund (8) und dem Purapengehäuse (1) gebildet wird.
6. Einrichtung nach den Ansprüchen 1 und 4, dadurch gekennzeichnet, daß der druckseitige Spalt (S3) zwischen einem im Umfangsbereich des Laufrades im Gehäuse angeordneten Bund (8) und dem Laufrad (7) gebildet wird.
7. Einrichtung nach Anspruch 1 und einem oder mehreren der folgenden Ansprüche, gekennzeichnet durch den Einlauf (10) des Laufrades (7) mit dessen druckseitigem Seitenraum (11) verbindende Öffnungen (9) .
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