Doppelkreiselpumpe. Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine mit einer Einrichtung zur Änderung der Beschaffenheit einer Förderflüssigkeit mit zwei Druckstufen ausgerüstete Doppel kreiselpumpe mit hydraulischer Entlastungs scheibe, sowie mit mindestens einem mit einer durchbohrten Radnabe und beiderseits mit Laufringen versehenen Laufrad in der ersten Teilpumpe.
Zur gleichzeitigen Förderung einer Flüs sigkeit in verschiedenen Beschaffenheitszu ständen werden Doppelkreiselpumpen ver wendet, bei denen die Flüssigkeit durch ein Laufrad der ersten Teilpumpe angesaugt und durch diese Pumpe zu einer Stelle gefördert wird, wo die Flüssigkeit irgendwie behandelt wird. Hernach wird die so behandelte Flüs sigkeit der andern Teilpumpe zugeführt und durch letztere nach ihrem eigentlichen Ver wendungsort gefördert. Beispielsweise finden solche Doppelkreiselpumpen Verwendung für die Kesselspeisung, in welchem Fall das Speisewasser durch die erste Teilpumpe zum Beispiel in einen Vorwärmer gedrückt und hernach durch die zweite Teilpumpe einem Kessel zugeführt wird.
Die Doppelkreiselpumpe gemäss der vorlie genden Erfindung besitzt eine mit beiden Teil pumpen in Kommunikation stehende Kam mer, durch welche das zwischen ihnen ohne hin bestehende Druckgefälle derart geändert wird, dass zwischen der Kammer und den bei den Teilpumpen ein Druckgefälle besteht. Beispielsweise kann die vorteilhaft als Ring raum ausgebildete Kammer mit dem Druck raum der ersten Teilpumpe durch eine Durch brechung in einer die Kammer umschliessen den Wand in Verbindung stehen.
Infolge des Druckgefälles zwischen der Kammer und der zweiten Teilpumpe kann zwar kälteres Was ser der ersten Teilpumpe in die zweite 'Peilpumpe übertreten, doch kann dies keinen Schaden verursachen, während ein Übertritt heissen Wassers, z. B. Spaltwassers, in umge- kehrter Richtung die Gefahr der Dampfbil dung mit sich brächte, der nun eben durch die Kammer vorgebeugt wird.
Die beigegebene Zeichnung stellt ein zur Kesselspeisung dienliches Ausführungsbei spiel des Erfindungsgegenstandes in einem Meridianschnitt dar.
,Die erste Teilpumpe P, ist mit einem Saugstutzen 1 und einem Druckstutzen 2 versehen, mit welch letzterem ein (nicht dar gestellter) Vorwärmer in Verbindung steht. Mit diesem letzteren ist auch der Zulaufstut- zen 3 der zweiten Teilpumpe P, verbunden, deren Laufräder 4 das im Vorwärmer er wärmte '\Vasser nach dem Druckstutzen 5 hin fördern, an welchen eine mit einem zu spei senden Kessel verbundene, nicht dargestellte Leitung angeschlossen ist.
Zur Aufnahme des Achsialschubes ist hinter dem letzten Lauf rad 4 eine Entlastungsscheibe 6 vorgesehen, die auf ihrer Gegenscheibe 7 läuft.
Das Laufrad 9 der Teilpumpe P, besitzt beiderseits Laufringe 10 und ist in seinem scheibenförmigen Teil mit Durchbrechungen 11 versehen, die in einen ringförmigen Raum 12 einer Zwischenwand 19 des Gehäuses münden. In einem die Pumpenwelle unter Freilassung eines Spaltes 8 umschliessenden nabenförmigen Teil 17 des Pumpengehäuses ist eine Ringkammer 13 ausgespart, die durch Bohrungen 14 mit dem Druckraum 15 der Teilpumpe P, in Verbindung steht.
Der hin ter der Entlastungsseheibe 6 befindliche Hohlraum 16 steht durch eine Leitung 18 mit dem Zulaufstutzen 3 der Teilpumpe P@ in Verbindung, so dass das dort vorhandene Entlastungswasser in diese Teilpumpe P1 ge langen kann, wobei Wärmeverluste vermie den werden.
Die Kammer 13 kann auch von kaltem Druckwasser anderer Herkunft als aus der Teilpumpe P, durchströmt werden, vorausge setzt, dass sein Druck höher ist als im Zu laufstutzen 3 der Teilpumpe P2, und dass seine Temperatur nicht höher ist als sie am Saugstutzen 1 der Teilpumpe P, herrscht.
Verschiedene Nachteile und Unzuläng- lichkeiten, die bisher bekannten Ausführun- gen von Doppelkreiselpumpen anhafteten, sind bei dieser Doppelkreiselpumpe vermie den worden.
Zunächst ist zur Aufhebung des Achsialschubes der auf gemeinsamer Welle sitzenden Laufräder vorgeschlagen worden, die Laufräder beider Teilpumpen beiderseits mit Laufringen und in der Nähe der Pum penwelle mit Durchbrechungen zu versehen - eine Anordnung, die für hohe Drücke nicht in Betracht kommen kann, weil dabei die Pumpe eine unerwünscht grosse Baulänge bekäme und die die Welle auf der Druckseite abzudichten bestimmte Stopfbüchse einem sehr hohen Druck ausgesetzt wäre. - Ferner ist namentlich bei Doppelkreiselpumpen für Kesselspeisung die Anordnung von hydrau lischen Entlastungsscheiben bekannt gewor den.
wenn das an der letzten Stufe zwischen der Entlastungsscheibe und deren Gegen scheibe unter Druck austretende Entlastungs wasser nicht frei austreten, sondern behufs Vermeidung von Wärmeverlusten dem Speise wasser wieder zugeführt werden soll, so darf dies nur an einer Stelle geschehen, wo der Sättigungsdruck des Speisewassers der Tem peratur des Entlastungswassers entspricht, damit keine Verdampfung dieses letzteren stattfinden kann.
Beispielsweise wäre eine Zuführung des Entlastungswassers an einer der Vorwärmungsvorrichtung vorangehenden Stelle des Aggregates verfehlt, da sich hier bei ein äusserst schädliches Dampfwasser gemisch bilden würde, das unter Umständen zum Abreissen des Flüssigkeitsstromes führen könnte.
Als früheste Stelle zur Rückführung des Entlastungswassers konnte daher nur der Zulaufstutzen der zweiten Teilpumpe in Be tracht kommen; diese Anordnung hat jedoch den Nachteil, dass der Raum hinter der Ent lastungsscheibe im Sinne des Flüssigkeits stromes unter dem gleichen Druck steht wie der Zulaufstutzen der zweiten Teilpumpe, was behufs Aufhebung des Aehsialdruckes eine grössere Entlastungsscheibe als sie sonst nötig wäre, bedingt. Diese hat eine erhöhte Umlaufgeschwindigkeit und damit grössere Reibung,
grössere Abnutzung und entspre- chend auch grössere Iterstellungs- und Unter haltungskosten zur Folge.
Bei einer weiteren bekannten Anordnung, bei welcher nur die Laufräder der ersten Teilpumpe mit Laufringen und Durchbre- chungen versehen sind, herrscht in dem Raum hinter dem in bezug auf den Flüssig- lceitsstrom letzten Laufrad der ersten Teil pumpe infolge der erwähnten Durchbrechun- gen der gleiche Druck wie vor diesem Lauf rad.
Im Zulaufstutzen der zweiten Teilpumpe herrscht aber ein .höherer Druck als dort, nämlich der um den Widerstand des Vor wärmers verminderte Druck der letzten Stufe der ersten Teilpumpe; es besteht daher ein Druckgefälle von der zweiten Teilpumpe nach der ersten hin; infolgedessen kann be ständig aus der zweiten Teilpumpe heisses Wasser unter Druck durch den die Welle umgebenden Spalt in den Raum hinter dem letzten Laufrad der ersten Teilpumpe ein dringen, woselbst ein niedrigerer Druck und eine niedrigere Temperatur bestehen, und dieses heisse Spaltwasser wird in diesem Raum sofort verdampfen und dabei den Flüssigkeitsstrom unterbrechen.
Dem eben beschriebenen Nachteil hilft bei der erfin dungsgemäss ausgebildeten Doppelkreisel- pumpe die Kammer 13 höheren Druckes als desjenigen im Zulaufstutzen der zweiten Teil pumpe ab, indem sowohl zwischen dieser Kammer und der ersten als auch der zwei ten Teilpumpe ein Druckgefälle besteht. In folge des Druckgefälles nach der zweiten Teilpumpe hin kann zwar kälteres Wasser aus der ersten Teilpumpe in die zweite hin- übergelangen, aber nicht heisses Spaltwassei^ in umgekehrter Richtung.
Double centrifugal pump. The present invention relates to a device equipped with a device for changing the nature of a delivery fluid with two pressure stages double centrifugal pump with hydraulic relief disc, and with at least one impeller provided with a pierced wheel hub and both sides with races in the first sub-pump.
Double centrifugal pumps are used for the simultaneous promotion of a liq fluid in various conditions of consistency, in which the liquid is sucked in through an impeller of the first sub-pump and conveyed by this pump to a point where the liquid is somehow treated. Thereafter, the liquid treated in this way is fed to the other sub-pump and conveyed by the latter to its actual place of use. For example, such double centrifugal pumps are used for the boiler feed, in which case the feed water is pressed by the first sub-pump into a preheater, for example, and then fed to a boiler by the second sub-pump.
The double centrifugal pump according to the present invention has a pump in communication with both parts Kam mer, through which the pressure gradient existing between them is changed so that there is a pressure gradient between the chamber and the partial pumps. For example, the chamber, which is advantageously designed as an annular space, can be connected to the pressure chamber of the first sub-pump through an opening in a wall enclosing the chamber.
As a result of the pressure gradient between the chamber and the second sub-pump, although colder What water can pass through the first sub-pump in the second 'Peil Pump, but this can cause no damage, while hot water, z. B. fissure water, in the opposite direction would bring the danger of steam formation, which is now prevented by the chamber.
The accompanying drawing shows an exemplary embodiment of the subject of the invention that is useful for feeding the boiler in a meridional section.
, The first sub-pump P is provided with a suction port 1 and a pressure port 2, with which the latter is connected to a preheater (not presented). The inlet pipe 3 of the second sub-pump P is also connected to the latter, the impellers 4 of which convey the water heated in the preheater to the pressure port 5, to which a line (not shown) connected to a boiler to be fed is connected is.
To absorb the axial thrust, a relief disk 6 is provided behind the last running wheel 4, which runs on its counter disk 7.
The impeller 9 of the sub-pump P has races 10 on both sides and is provided in its disc-shaped part with openings 11 which open into an annular space 12 of an intermediate wall 19 of the housing. In a hub-shaped part 17 of the pump housing that surrounds the pump shaft leaving a gap 8 free, an annular chamber 13 is recessed, which is connected to the pressure chamber 15 of the partial pump P through bores 14.
The cavity 16 located behind the relief disc 6 is connected by a line 18 to the inlet port 3 of the sub-pump P @, so that the relief water present there can reach this sub-pump P1, whereby heat losses are avoided.
The chamber 13 can also be flowed through by cold pressurized water of a different origin than from the sub-pump P, provided that its pressure is higher than in the inlet connection 3 of the sub-pump P2, and that its temperature is not higher than it at the suction connection 1 of the sub-pump P, prevails.
Various disadvantages and inadequacies that were associated with the previously known designs of double centrifugal pumps have been avoided in this double centrifugal pump.
First, to cancel the axial thrust of the impellers seated on a common shaft, it has been proposed to provide the impellers of both sub-pumps with races on both sides and in the vicinity of the Pum penwelle with openings - an arrangement that cannot be considered for high pressures because the The pump would have an undesirably long overall length and the stuffing box intended to be sealed on the pressure side would be exposed to a very high pressure. - Furthermore, the arrangement of hydrau lic discharge disks is known in particular in double centrifugal pumps for boiler feed the.
If the relief water exiting under pressure at the last stage between the relief disc and its counter-disc is not to escape freely, but is to be returned to the feed water in order to avoid heat loss, this may only be done at a point where the saturation pressure of the feed water is The temperature of the discharge water corresponds to so that no evaporation of the latter can take place.
For example, a supply of the relief water at a point of the unit preceding the preheating device would be missed, since an extremely harmful steam-water mixture would form here, which could lead to the liquid flow being torn off.
As the earliest point for the return of the relief water, therefore, only the inlet connection of the second sub-pump could be considered; However, this arrangement has the disadvantage that the space behind the Ent load disc in terms of the liquid flow is under the same pressure as the inlet port of the second sub-pump, which in order to cancel the Aehsialdruckes a larger relief disc than would otherwise be necessary. This has an increased circulation speed and therefore greater friction,
Greater wear and tear and correspondingly also greater production and maintenance costs result.
In a further known arrangement, in which only the impellers of the first partial pump are provided with running rings and openings, the same prevails in the space behind the last impeller of the first partial pump with regard to the liquid flow due to the openings mentioned Pressure as before this run.
In the inlet connection of the second sub-pump, however, there is a higher pressure than there, namely the pressure of the last stage of the first sub-pump reduced by the resistance of the preheater; there is therefore a pressure gradient from the second sub-pump to the first; As a result, hot water under pressure can constantly penetrate from the second sub-pump through the gap surrounding the shaft into the space behind the last impeller of the first sub-pump, where there is a lower pressure and a lower temperature, and this hot gap water is immediately in this space evaporate, thereby interrupting the flow of liquid.
The disadvantage just described helps in the double centrifugal pump designed according to the invention, the chamber 13 higher pressure than that in the inlet port of the second part of the pump, in that there is a pressure gradient between this chamber and the first as well as the second part pump. As a result of the pressure drop downstream of the second sub-pump, colder water can pass from the first sub-pump into the second, but not hot water from the gap in the opposite direction.