具体实施方式

图1示出根据本发明的多相泵的第一实施例的示意性横截面视图，其整体用附图标记1表示。泵1被设计为用于输送多相工艺流体的离心泵。泵1具有泵壳体2，转子3布置在泵壳体2中。转子3被构造成用于围绕轴向方向A旋转。为使转子3旋转，设置驱动单元4。在图1中所示的实施例中，驱动单元4也布置在泵壳体2内部。不言而喻，在多相泵的其它实施例中，驱动单元布置在泵壳体2的外部，例如在单独的马达壳体中。

在图1中所示的第一实施例中，转子3和驱动单元4两者都布置在泵壳体2内。泵壳体2被设计为压力壳体，其被构造成经受由多相泵1产生的压力以及由环境施加在泵1上的压力。泵壳体2可以包括数个壳体部分，所述壳体部分彼此连接以形成环绕转子3和驱动单元4的泵壳体2。还可以将转子壳体和单独的马达壳体两者都插入泵壳体2中。在图1中所示的实施例中，泵壳体2被构造为气密密封的压力壳体，从而防止到达外部环境的任何泄漏。

在以下描述中，以示例方式参考多相泵1被设计和调适成在油气行业中用作水下多相泵1的重要应用。特别地，多相泵1被构造成用于安装在海底上，即，用于水面下方、特别是下至海洋的水面下方500 m、下至1000 m或者甚至下至超过2000 m的深度。在此类应用中，所述多相工艺流体通常是包含烃类的混合物，其必须从油田例如泵送到水面下方或水面上或者在岸上的加工单元。构成待输送的多相工艺流体的多相混合物可以包括液相、气相和固相，其中液相可以包括原油、海水和化学品，气相可以包括甲烷、天然气等，并且固相可以包括沙子、淤泥和小石头，而多相泵1在所述多相混合物的泵送期间不受损。

必须理解，本发明并不限于此特定示例，而是一般涉及多相泵。多相泵1还可以被构造成用于顶侧应用，例如用于在岸上安装或安装在油平台上、特别是在无人平台上。另外，根据本发明的泵1还可以用于油气行业之外的应用。

多相泵1的泵壳体2包括：泵入口21，多相工艺流体通过泵入口21进入泵1；以及泵出口22，泵出口22用于排放与泵入口21处的工艺流体的压力相比具有增加的压力的工艺流体。通常，泵出口22连接到用于将加压工艺流体递送到另一位置的管子（未示出）。泵出口22处工艺流体的压力称为“高压”，而泵入口21处工艺流体的压力称为“低压”。所述高压与所述低压之间的差的典型值例如是100至200 bar（10 – 20 MPa）、特别是对于低GVF条件。

多相泵1的转子3包括从泵轴5的驱动端51延伸到非驱动端52的泵轴5。泵轴5被构造成用于围绕轴向方向A旋转，轴向方向A由泵轴5的纵向轴线限定。

转子3进一步包括至少一个叶轮31，其按抗扭方式固定地安装在泵轴5上。在图1中所示的实施例中，多个叶轮31（即五个叶轮31）串联布置在泵轴5上，即，多相泵1被构造为五级泵。当然，五个级的数目仅是示例性的。在其它实施例中，多相泵1可以包括多于五个级（例如十个或十二个级）或小于五个级（例如四个或两个级）或仅带有一个叶轮31的仅单个级。

多个叶轮31串联布置并且被构造成用于使流体的压力从低压增加到高压。

驱动单元4被构造成在泵轴5的驱动端51上施加扭矩，以便驱动泵轴5和叶轮31围绕轴向方向A旋转。

多相泵1被构造为立式泵1，这意味着，在操作期间，泵轴5沿竖直方向延伸，所述竖直方向是重力方向。因此，轴向方向A与竖直方向一致。

在其它实施例中（参见图16），多级泵1可以被构造为卧式泵，这意味着，在操作期间，泵轴5水平地延伸，即，轴向方向A垂直于重力方向。

垂直于轴向方向A的方向称为径向方向。术语“轴向”或“轴向地”以“沿轴向方向”或“相对于轴向方向”的一般含义使用。按类似方式，术语“径向”或“径向地”以“沿径向方向”或“相对于径向方向”的一般含义使用。在下文中，关于位置的相对术语（如“在…上方”或“在…下方”或“上部”或“下部”或“顶部”或“底部”）是指泵1的通常操作位置。图1示出处于通常操作位置的多相泵1。

参考在操作期间的此通常取向，并且如图1中所示，驱动单元4位于转子3上方。然而，在其它实施例中，转子3可以位于驱动单元4的顶部上。

如图1中可见，多相泵1以所有叶轮31的直列布置设计。在直列布置中，所有叶轮31被布置成使得由单独的旋转叶轮31产生的轴向推力全部沿相同方向引导，即，在图1中，沿轴向方向A向下。流体从泵入口21（低压）朝向泵出口22（高压）的流动始终沿相同方向引导（即沿向上方向），并且并不如例如在背靠背布置中（参见图16）那样变化。在每一情况下，在相邻级的叶轮31之间存在静止扩散器32用于将从特定叶轮31排放的工艺流体的流引导到下一个级的叶轮31。因此，在轴向方向A上观察，在每一情况下，在两个相邻叶轮31之间布置一个扩散器32，扩散器32相对于泵壳体2静止。多相泵1的每一级包括一个叶轮31和一个扩散器32，其中相应级的扩散器32相对于轴向方向A相邻于叶轮31并且在相应级的叶轮31的下游布置。

根据优选设计，多相泵1被构造为带有螺旋轴流式叶轮31的螺旋轴流式泵。螺旋轴流式叶轮31和螺旋轴流式多相泵1同样在本领域中已知。图2示出两个螺旋轴流式叶轮31的透视图，其中扩散器32插置在这两个叶轮31之间。在图2中，已经移除泵壳体2的一半以使螺旋轴流式叶轮31可见。此外，在图2中，为了更好地观察叶轮31，未示出环绕叶轮31的环30（参见图3）。螺旋轴流式叶轮31具有至少一个叶片38，其分别围绕叶轮31的毂或泵轴5螺旋形地延伸。在许多实施例中，每一螺旋轴流式叶轮31包括多个叶片38（例如五个叶片38），叶片38中的每一者分别围绕泵轴5或叶轮31的毂螺旋形地延伸。每一叶片38具有径向外尖端381。

另外，图3按横截面视图示出两个叶轮31以及两个叶轮31之间的扩散器32，其中切割线沿轴向方向A延伸并且穿过泵轴5。如图3中最佳可见，叶轮31例如借助于键锁按抗扭方式固定到泵轴5，并且扩散器32固定到泵壳体2或固定到相对于泵壳体2静止的部分。此外，如图3中示出，每一叶轮包括环绕相应叶轮31的环30。环30布置在叶片38的径向外尖端381处，使得环30形成叶轮31的径向外表面。环30相对于外尖端381固定，使得环30按抗扭方式连接到叶轮31。叶轮31的带有沿着叶片38的径向外尖端381安置的环30的设计也称为“护罩式叶轮”31。

环30具有轴向长度AL，轴向长度AL是环30在轴向方向A上的延伸。如针对图3中的示例所示，环30的轴向长度AL可以至少近似等于叶轮叶片38在轴向方向A上的延伸，使得叶轮叶片38完全被环30覆盖。必须注意，在其它实施例中，环30的轴向长度AL可以小于叶轮叶片38在轴向方向A上的延伸，使得叶片38未被环30完全覆盖，而是相对于轴向方向A从环30凸出。环30可以被设计为磨损环30。

环30被静止部分39环绕，使得在环30的径向外表面与静止部分39之间形成通路10。静止部分39被构造成相对于泵壳体2静止。通路10在环30的径向外表面与静止部分39之间形成环状间隙。通路10沿轴向方向A从进入部11延伸到排放部12。进入部11位于叶轮31的排放侧处，在所述排放侧处，较高压力占主导，并且排放部12位于叶轮31的吸入侧处，在所述吸入侧处，在泵1的操作期间，较低压力占主导。因此，工艺流体的泄漏流在进入部11处进入通路10，通过通路10，并且在排放部12处离开通路10。因此，此泄漏流沿与工艺流体通过泵1的主要流相反的方向流动。

根据本发明，在通路10处设置至少一个旋涡抑制器6，其中旋涡抑制器6被构造和布置成抑制通过通路10的工艺流体10的旋涡或预旋转。旋涡抑制器6可以被布置成用于抑制通路10的进入部11处工艺流体的入口旋涡，或者用于抑制通路10中的旋涡累积。如稍后将解释的，在包括多于一个旋涡抑制器6的实施例中，还可以减少通路10的进入部11处的入口旋涡和通路10中的旋涡累积两者。

至少一个旋涡抑制器6可以布置在通路10的进入部11处或所述通路的进入部11与排放部12之间的静止部分39中。如果至少一个旋涡抑制器6布置在通路10的进入部11处，则旋涡抑制器6可以设置在扩散器32处、更特定来说在扩散器32的面向叶轮31的轴向端部处，或者旋涡抑制器6可以设置在静止部分39处。下文将解释关于至少一个旋涡抑制器6的布置的不同实施例。

在多相泵1的其它实施例中，叶轮31可以不被构造为螺旋轴流式叶轮，而是例如构造为半轴流式叶轮。

为了至少部分地平衡在多相泵1的操作期间由叶轮31产生的轴向推力，优选的是，多相泵1包括至少一个平衡设备。在图1中所示的实施例中，所述平衡设备包括平衡鼓7（也称为节流衬套）。平衡鼓7按抗扭方式固定地连接到泵轴5，即，平衡鼓7是转子3的一部分。如沿工艺流体的流动方向看，平衡鼓7布置在将工艺流体引导到泵出口22的最后一级的扩散器32后方，即在最后一级的扩散器32与泵轴5的驱动端51之间。平衡鼓7限定平衡鼓7的前侧和后侧。前侧是面向最后一级的扩散器32的侧面。后侧是面向驱动单元4的侧面。平衡鼓7被静止平衡部分26环绕，使得在平衡鼓7的径向外表面与静止平衡部分26之间形成泄压通路73。静止平衡部分26被构造成相对于泵壳体2静止。泄压通路73在平衡鼓7的外表面与静止平衡部分26之间形成环状间隙，并且从前侧延伸到后侧。

设置平衡管线9以使工艺流体从平衡鼓7的后侧再循环到泵入口21处的低压侧。特别地，平衡管线9使后侧与多相泵1的低压侧连接，在所述低压侧处，低压（即，泵入口21处的压力）占主导。因此，一部分加压流体从基本上高压占主导的前侧通过泄压通路73传递到后侧、进入平衡管线9，并且再循环到多相泵1的低压侧。平衡管线9在平衡鼓7的后侧与泵入口21处的低压侧之间构成流动连接。平衡管线9可以如图1中所示布置在泵壳体2外部。在其它实施例中，平衡管线9可以被设计为完全在泵壳体2内延伸的内部管线。

由于平衡管线9，除由平衡管线9引起的较小压力降以外，在后侧处占主导的压力基本上与在泵入口21处占主导的低压相同。

平衡鼓7的面向前侧的轴向表面暴露至基本上等于泵出口22处的高压的压力。在平衡鼓7的后侧处，基本上是在泵1的操作期间占主导的低压。因此，平衡鼓7上的压力降基本上是所述高压与所述低压之间的差。

平衡鼓7上的压力降导致沿轴向方向A向上引导的力，并且随之抵消由叶轮31产生的向下引导的轴向推力。

多相泵1进一步包括多个轴承。设置第一径向轴承53、第二径向轴承54和轴向轴承55用于支撑泵轴5。第一径向轴承53（其是图1中的上面那个轴承）相邻于泵轴5的驱动端51布置在平衡鼓7与驱动单元4之间。第二径向轴承54（其是图1中的下面那个轴承）布置在第一级的叶轮31与泵轴5的非驱动端52之间，或者布置在非驱动端52处。轴向轴承55布置在最后一级的叶轮31与第一径向轴承53之间。轴承53、54、55被构造成沿轴向方向和径向方向两者支撑泵轴5。径向轴承53和54相对于径向方向支撑泵轴5，并且轴向轴承55相对于轴向方向A支撑泵轴5。第一径向轴承53和轴向轴承55被布置成使得第一径向轴承53更靠近于驱动单元4，并且轴向轴承55面向平衡鼓7。当然，还可以交换第一径向轴承53与轴向轴承55的位置，即，将第一径向轴承53布置在轴向泵轴承55与平衡鼓之间，使得轴向轴承55更靠近于驱动单元4。

径向轴承53在轴5的驱动端51处并且径向轴承54在泵轴的非驱动端52处的此构造称为轴承间布置，因为所有叶轮31都布置在两个径向轴承53、54之间。

必须注意，在其它实施例中，多相泵1可以例如按悬臂式构造被构造成仅具有一个径向轴承。

径向轴承（例如第一或第二径向轴承53或54）也称为“轴颈轴承”，并且轴向轴承（例如轴向轴承55）也称为“推力轴承”。第一径向轴承53和轴向轴承55可以被构造为单独的轴承，但是第一径向轴承53和轴向轴承55还可以被构造为沿径向方向和轴向方向两者支撑泵轴5的单个组合式径向和轴向轴承。

第二径向轴承54沿径向方向支撑泵轴5。在图1中所示的实施例中，在泵轴5的非驱动端52处未设置轴向轴承。当然，在其它实施例中，也可以在非驱动端52处设置用于泵轴5的轴向轴承。在泵轴5的非驱动端52处设置轴向轴承的实施例中，可以在驱动端51处设置第二轴向轴承，或者可以将驱动端51构造成不带有轴向轴承。

优选地，至少径向轴承53和54被构造为流体动力学轴承，并且甚至更优选地构造为倾斜轴瓦轴承53、54。另外，轴向轴承55也可以被构造为流体动力学轴承55，并且甚至更优选地构造为倾斜轴瓦轴承55。当然，第一径向轴承53和第二径向轴承54还可以各自被构造为固定多叶流体动力学轴承。

驱动单元4包括电动马达41和沿轴向方向A延伸的驱动轴42。为了支撑驱动轴42，设置第一径向驱动轴承43、第二径向驱动轴承44和轴向驱动轴承45，其中第二径向驱动轴承44和轴向驱动轴承45相对于轴向方向A布置在电动马达41上方，并且第一径向驱动轴承43布置在电动马达41下方。布置在第一与第二径向驱动轴承43、44之间的电动马达41被构造成用于使驱动轴42围绕轴向方向A旋转。驱动轴42借助于联轴器8连接到泵轴5的驱动端51用于将扭矩传递到泵轴5。

驱动单元4的电动马达41可以被构造为电缆绕线马达。在电缆绕线马达中，形成用于产生驱动马达转子的电磁场的线圈的马达定子的单独的导线被各自绝缘，使得马达定子可以例如被屏障流体淹没。可替代地，电动马达41可以被构造为封闭马达。当电驱动器41被构造为封闭马达时，电动马达41的马达转子与马达定子之间的环状间隙由罐径向向外界定，所述罐相对于马达转子和环状间隙气密地密封马达定子。因此，流过马达转子与马达定子之间的间隙的任何流体都无法进入马达定子。当电动马达41被设计为封闭马达时，介电冷却流体可以循环通过气密密封的马达定子，用于冷却马达定子。

优选地，电动马达41被构造为永磁体马达或感应马达。为给电动马达41供应能量，在用于接收电力电缆的泵壳体2处设置发电机（未示出），所述发电机给电动马达41供应电力。

电动马达41可以被设计成与变频驱动器（VFD）一起操作，其中马达41的速度（即，旋转频率）可通过改变所述频率和/或供应到电动马达41的电压来调节。然而，电动马达41也可以不同地构造，例如构造为单速或单频驱动器。

驱动轴42借助于联轴器8连接到泵轴5的驱动端51以将扭矩传递到泵轴5。优选地，联轴器8被构造为柔性联轴器8，其按抗扭方式将驱动轴42连接到泵轴5，但是允许驱动轴42与泵轴5之间的相对侧向（径向）和/或轴向移动。因此，柔性联轴器8传递扭矩，但是不传递或几乎不传递侧向振动。优选地，柔性联轴器8被构造为机械联轴器8。在其它实施例中，所述柔性联轴器可以被设计为磁性联轴器、流体动力学联轴器或适于将扭矩从驱动轴42传递到泵轴5的任何其它联轴器。

如已经说明的，在其它实施例中，驱动单元4可以设置在单独的马达壳体中，所述单独的马达壳体例如布置在泵壳体2的外部。

多相泵1进一步包括两个密封单元50，用于密封泵轴5以抵抗工艺流体沿着泵轴5的泄漏。通过密封单元50，防止工艺流体进入驱动单元4以及轴承53、54、55。密封单元50中的一者布置在平衡鼓7与轴向轴承55之间，并且另一个密封单元50布置在第一级的叶轮31与第二径向轴承54之间。优选地，每一密封单元50包括机械密封件。机械密封件在许多不同实施例中在本领域中众所周知，并且因此不需要详细解释。原则上，机械密封件是用于旋转轴的密封件，并且包括固定到泵轴5并且与泵轴5一起旋转的转子以及相对于泵壳体2固定的静止定子。在操作期间，转子和定子沿着彼此滑动（通常在两者之间有液体）以提供密封作用来防止工艺流体逸出到环境或者进入泵1的驱动单元4。

在其它实施例中，多相泵1可以被构造为未密封的泵，例如不具有任何机械密封件。

现在将借助于数个实施例和变型更详细地解释至少一个旋涡抑制器6的布置。在此解释中，仅将更详细地论述环30的构造以及旋涡抑制器6的布置。多相泵1的第一实施例的先前描述按相同方式或按类似方式适用于所有这些实施例和变型。

图4按示意性横截面视图示出第一实施例的两个叶轮31和两个扩散器32，其中切割线沿轴向方向A延伸并且穿过泵轴5。在此实施例中，每一级仅存在一个旋涡抑制器6，其布置在环绕叶轮31的静止部分39中。相对于轴向方向A，旋涡抑制器6布置在通路10的进入部11处。可能的是，旋涡抑制器6被布置成与界定进入部11的环30的轴向端部对准，或者旋涡抑制器6相邻于环30的所述轴向端部布置。

所述旋涡抑制器可以例如按本领域中已知的任何方式设计。图6按沿着图4中的切割线VI-VI的垂直于泵轴5的横截面视图示出图4中的旋涡抑制器6的设计的示例。旋涡抑制器7包括设置在静止部分39的径向内表面处的多个凹口63。每一凹口63沿径向方向延伸。凹口63沿着静止部分39的整个径向内表面优选地等距地分布在一个圆上。因此，在每一情况下，在两个相邻凹口63之间存在杆64，其也沿径向方向延伸。凹口63和杆64可以例如通过在静止部分39的径向内表面上钻孔或者通过在静止部分39的轴向端部设置凹口63来产生。当然，图6中所示的凹口63和杆64的几何形状仅是示例性的。杆64还可以具有例如长方体或立方体的形状。为了制造带有凹口63和杆64的旋涡抑制器6，可以使用所有适当方法，例如机加工。

图5按类似于图4的图示示出第一实施例的变型。根据此变型，旋涡抑制器6布置在扩散器32处。更特定来说，旋涡抑制器6布置在扩散器护罩321的形成扩散器32的径向外表面的轴向端部处。旋涡抑制器6设置在扩散器护罩321的位于通路10的进入部11处的轴向端部中。

图7按类似于图4的图示示出第二实施例。第二实施例还仅包括一个旋涡抑制器6。旋涡抑制器6布置在沟槽60中，沟槽60设置在静止部分39的径向内表面中。沟槽60被构造为在周向方向上完全环绕泵轴5的环状沟槽60。沟槽60具有深度T，深度T是沟槽60在径向方向上的延伸。沟槽60具有宽度GL，宽度GL是沟槽60在轴向方向A上的延伸。旋涡抑制器6的凹口63和杆64布置在沟槽60内部、特别是在沟槽60的相对于轴向方向A界定沟槽60的壁处。杆64被布置成使得其与静止部分39的径向内表面齐平。关于在径向方向上的延伸，杆64比沟槽60的深度T更短，使得杆64并不延伸到沟槽60的底部。关于在轴向方向上的延伸，杆64比沟槽60的宽度GL更短，使得杆64并不延伸到沟槽60的相对于轴向方向A界定沟槽60的其它壁。

在其它实施例中，杆64在径向方向上的延伸等于沟槽60的深度T，使得杆64延伸到沟槽60的底部。

为了更好地理解，图8示出沿着图7中的切割线VIII-VIII的垂直于泵轴5的横截面视图。如图8中最佳可见，杆64具有长方体、特别是立方体的形状。此形状仅是示例性的。在其它实施例中，所述杆可以具有不同形状，例如渐缩形状，例如梯形。

现在参考图9–图12，将描述包括多于一个旋涡抑制器6的其它实施例。必须注意，关于仅具有一个旋涡抑制器6的实施例的解释也按类似方式适应于具有多于一个旋涡抑制器的实施例。

图9按类似于图4的图示示出第三实施例。第三实施例每一级包括多个旋涡抑制器，此处是两个旋涡抑制器，即布置在通路10的进入部11处的第一旋涡抑制器61和布置在周向方向上环绕泵轴5的沟槽60中的第二旋涡抑制器62，其中沟槽60在通路10的进入部11与排放部12之间设置在静止部分39的径向内表面中。

第一旋涡抑制器61布置在扩散器32处。更特定来说，第一旋涡抑制器61布置在扩散器护罩321的形成扩散器32的径向外表面的轴向端部处。第一旋涡抑制器61设置在扩散器护罩321的位于通路10的进入部11处的轴向端部中。

第二旋涡抑制器62按已经参考图7解释的类似方式布置在沟槽60中。

图10按与图9类似的图示示出第三实施例的第一变型。根据此变型，第一旋涡抑制器61按与已经参考图4描述类似的方式布置在静止部分39中。

图11按与图9类似的图示示出第三实施例的第二变型。根据此变型，每一级设置两个第二旋涡抑制器62，第二旋涡抑制器62中的每一者布置在不同沟槽60中。因此，设置相对于轴向方向A彼此间隔开的两个沟槽60，其中每一沟槽60在通路10的进入部11与排放部12之间布置在静止部分39的径向内表面中。在沟槽60中的每一者中，设置第二旋涡抑制器62中的一者，第二旋涡抑制器62中的每一者可以如已经参考图7解释的那样设计。在其它实施例中（例如图14），可以设置多于两个第二旋涡抑制器62。

图12按类似于图4的图示示出第四实施例。关于旋涡抑制器61、62，第四实施例类似于图10中所示的第三实施例的第一变型。第四实施例还包括在通路10的进入部11处布置在静止部分39中的第一旋涡抑制器61以及布置在周向方向上环绕泵轴5的沟槽60中的第二旋涡抑制器62，其中沟槽60在通路10的进入部11与排放部12之间设置在静止部分39的径向内表面中。

在第四实施例中，在叶片38的径向外尖端381处环绕叶轮的环30包括沿着环30的圆周延伸的凸出部301，其中凸出部301被构造成使所述工艺流体至少部分偏转到布置有第二旋涡抑制器62的沟槽60中。通过使工艺流体的至少一部分从通路10偏转到布置有第二旋涡抑制器62的沟槽60中，可以甚至增加通路10中旋涡的减少或旋涡累积的减少。

在如图12中所示的轴向横截面视图中，凸出部301可以具有四边形横截面。在其它实施例中，所述凸出部可以具有其它横截面，例如圆形横截面或梯形横截面或正方形横截面。

作为另一个有利措施，如图12中所示，凸出部301相对于轴向方向A与沟槽60对准。优选地，如在径向方向上观察，沟槽60完全覆盖凸出部301。为此，沟槽60的宽度GL（参见图7）至少与凸出部301在轴向方向A上的延伸一样大、并且优选地大于其。此外，优选的是，凸出部301在径向方向上具有延伸，所述延伸与凸出部301到沟槽60中的延伸一样大。

在仍其它实施例中，与图11中所示类似，设置带有第二旋涡抑制器62的多个沟槽60。在此类实施例中，对于沟槽60中的多于一者，可以按与参考图12解释类似的方式设置环30处的凸出部301。对于每一沟槽60，还可以在环30处设置特定的凸出部301。

现在参考图13-图15，解释其它有利措施，这些其它有利措施适用于在上文中解释的所有实施例和变型。图13-图15中的每一者示出类似于图4中的图示的图示。

如图13中所示，仅设置第一旋涡抑制器61，其在到达通路10的入口11处布置在静止部分39中。在叶片38的径向外端381处覆盖叶轮31的环30被构造为带有凸台（land）302和通道303的迷宫式密封件。如从迷宫式密封件的设计已知，每一凸台302被设计为在径向外表面上围绕环30沿周向方向延伸并且在径向方向上凸出的环状环，使得在每一对相邻凸台302之间形成通道303。通过环30的此迷宫式设计，通路10被分成形成在凸台302中的每一者与静止部分39之间的紧密密封区域以及在每一通道303与静止部分39之间的更宽区域。通过此措施，可以减小通路10的总紧密长度（其是所有紧密区域在轴向方向A上的延伸的总和），使得显著减小通路10中的阻力。减小通路10中的阻力提高泵1的效率、特别是液压效率。

图14示出具有第一旋涡抑制器61和三个第二旋涡抑制器62的设计，第一旋涡抑制器61在到达通路10的入口11处布置在静止部分39中，并且三个第二旋涡抑制器62中的每一者布置在三个沟槽60中的不同沟槽中。环30被设计为带有布置在环30的径向外表面上的凸台302和通道303的迷宫式密封件。与图13相比，凸台302在轴向方向A上的延伸显著小于通道303在轴向方向上的延伸。因此，进一步减小通路10的总紧密长度（其是所有紧密区域在轴向方向A上的延伸的总和），从而导致通路10中的甚至更低的阻力。

根据图15中示出的措施，第二旋涡抑制器62（此处每一级三个第二旋涡抑制器62）不布置在沟槽60中，而是设置在不具有任何沟槽的静止部分39的径向内表面中。第二旋涡抑制器62可以例如通过机加工来制造。

图16示出具有背靠背设计的根据本发明的多相泵1的构造的横截面视图。在背靠背构造的以下描述中，仅更详细地解释特别是与多相泵1的第一实施例的差异。参考多相泵1的第一实施例的解释以及参考图2–图15的解释对于多相泵1的背靠背设计按相同或类似方式有效。相同的附图标记表示已经参考第一实施例解释的相同特征或功能等效的特征。

必须注意，在图16中，环30与静止部分39之间的通路10以及旋涡抑制器6和/或第一旋涡抑制器61和/或第二旋涡抑制器62因较大比例而不明显，然而这些部件10、30、39、6、61、62可以按本文中描述的任何方式构造。

具有背靠背设计的多相泵1还被构造为带有多个螺旋轴流式叶轮31的螺旋轴流式多级泵1（还参见图2和图3）。此外，多相泵1被构造为卧式泵1，这意味着，在操作期间，泵轴5水平地延伸，即，轴向方向A垂直于重力方向。驱动单元4不布置在泵壳体2内，而是布置在未示出详细的单独的马达壳体中。

泵轴5的驱动端51处的第一径向轴承53布置在第一轴承壳体531中，第一轴承壳体531固定地安装到泵壳体2，并且因此还可以视为泵壳体2的一部分。泵轴5的非驱动端52处的第二径向轴承54布置在第二轴承壳体541中，第二轴承壳体541固定地安装到泵壳体2，并且因此还可以视为泵壳体2的一部分。轴向轴承55布置在泵轴2的非驱动端52处，并且可以布置在第二轴承壳体541内。

图16中所示的多级多相泵1构造有八个级，其中每一级包括一个叶轮31和一个扩散器32，如由图16中的附图标记K所指示。

如图16中可见，多个叶轮31包括第一组叶轮33和第二组叶轮34，其中第一组叶轮33和第二组叶轮34按背靠背布置来布置。第一组叶轮33包括第一级的叶轮31（所述第一级是紧挨泵入口2的级）以及级二、级三和级四的叶轮31。第二组叶轮34包括最后一级的叶轮31（所述最后一级是紧挨泵出口22的级）以及级五、级六和级七的叶轮31。

在其它实施例中，所述第一组叶轮可以包括与所述第二组叶轮不同数目的叶轮。当然，八个级的数目是示例性的。在其它实施例中，可以存在多于或少于八个级。

在背靠背布置中，第一组叶轮33和第二组叶轮34被布置成使得由旋转的第一组叶轮33的动作产生的轴向推力沿与由旋转的第二组叶轮34的动作产生的轴向推力相反的方向被引导。根据图16中的图示，多相工艺流体通过位于左侧处的泵入口21进入多级泵1，通过级一（第一级）、级二、级三和级四，然后通过交叉管线35引导到第五级叶轮的吸入侧（第五级叶轮是图16中的最右边叶轮31），通过级五、级六、级七和级八（最后一级），并且然后通过泵出口22排放。因此，多相工艺流体通过第一组叶轮33的流基本上沿与通过第二组叶轮34的流相反的方向被引导。

对于许多应用，所述背靠背布置是优选的，因为由第一组叶轮33产生的作用在泵轴5上的轴向推力抵消由第二组叶轮34产生的轴向推力。因此，所述两个轴向推力至少部分地彼此补偿。

作为用于减小作用在泵轴5上的总轴向推力的另一个平衡设备，在第一组叶轮33与第二组叶轮34之间布置中心衬套36。中心衬套35按抗扭方式固定地连接到泵轴5并且与泵轴5一起旋转。当沿增加的压力的方向观察时，中心衬套35分别在最后一级叶轮31（其是第二组叶轮34中的最后一个叶轮）与第四级的叶轮31（其是第一组叶轮33中的最后一个叶轮31）之间布置在泵轴5上。中心衬套35被相对于泵壳体2静止的静止节流部分环绕。在中心衬套35的外表面与静止节流部分之间形成环状平衡通路。

中心衬套35在第一与第二组叶轮33、34之间的功能是基于洛马金效应平衡轴向推力和泵轴5的阻尼。在中心衬套35的面向最后一级的叶轮31的轴向表面处，高压占主导，并且在面向第四级的叶轮31的另一轴向表面处，较低压力占主导，所述较低压力是高压与低压之间的中间压力。因此，工艺流体可以从最后一级的叶轮31沿着中心衬套36通过平衡通路传递到第四级的叶轮31。

中心衬套36上的压力降基本上等于高压与中间压力之间的差。中心衬套36上的所述压力降导致根据图16中的图示向左引导的力并随之抵消由第二组叶轮34产生的轴向推力，所述轴向推力根据图16中的图示向右引导。

作为用于减少作用在泵轴5上的总轴向推力的另一个平衡设备，多相泵1还可以包括按与已经参考多级泵1的第一实施例描述类似的方式带有平衡管线9的平衡鼓7。

当然，所述背靠背设计还可以用于被构造为泵轴5沿重力方向延伸的立式多相泵1的实施例和/或用于驱动单元4布置在泵壳体2内的实施例。