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DISPOSITIF DE COMPENSATION DES POUSSEES AXIALES EXERCEES SUR L'ARBRE PORTANT LA ROUE DE LA TURBINE D UNE POMPE DE CIRCULATION.
On sait que, dans une pompe de circulation, l'arbre d'entraînement de la roue de la turbine est soumis à une poussée axiale non négligeable engendrée par les poussées exercées par le liquide sur la roue de la turbine.
En conséquence, il est nécessaire de prévoir une butée axiale de grandes dimensions et bien lubrifiée, capable de prendre cette poussée axiale.
La présente invention a pour objet un dispositif de compensation 'des poussées axiales exercées sur l'arbre-de la roue de la turbine d'une pompe de circulation alimentée par-un conduit d'aspiration et refoulant du liquide dans une conduite de refoulement. Ce dispositif se caractérise par'un disque porté par l'arbre de la roue de la turbine et disposé dans un passage reliant un espace en liaison avec le conduit d'aspiration avec un espace en liaison avec la conduite de refoulement.
Entre le disque et la paroi du passage peut exister une fente annulaire de fuite dont la longueur peut être une fonction de la position axiale du disque. Au moins lun des deux espaces limités par le disque peut être relié, par un passage calibré, à la conduite d'aspiration, respectivement à la conduite de refoulement, la section libre de ce passage pouvant aussi être réglée au moyen d'un dispositif de réglage. Toutefois, la section de la liaison reliant l'un des espaces limités par le disque à la conduite d'aspiration, respectivement à la conduite de refoulement, peut aussi être variable en fonction de la position axiale de l'arbre portant la roue de la turbine de la pompe de circulation.
Le disque peut être soumis à une poussée axiale statique engendrée par la différence des pressions régnant dans les espaces situés sur ses deux faces opposées, à laquelle s'ajoute une poussée axiale dynamique engendrée par un changement de direction des filets de liquide sortant de l'aubage de la turbine. Le dit espace limité par le disque peut être relié à la
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conduite d'aspiration par une fente annulaire constituée par une douille portée par le disque et tournant .dans un alésage. Dans ce cas, le disque'peut comporter des ouvertures reliant à la conduite de refoulement, l'espace limité par le disque et la douille.
Pour l'une des positions axiales extrêmes de l'arbre portant la roue de la turbine, ladite douille peut être située entièrement en dehors du dit alésage, tandis que pour l'autre position axiale extrême de l'arbre, la face frontale de la douille peut être pratiquement en contact avec le fond de l'alésage.
Le dessin annexé montre,schématiquement et à titre d'exemple, deux formes d'exécution d'une pompe de circulation munie du dispositif de compensation objet de l'invention.
La fig. 1 en est une vue en coupe partielle.
La fig. 2 en est une vue en coupe suivant la ligne II-II de la fig. 1.
La fige 3 est une vue en coupe d'une autre forme d'exécution.
La pompe de circulation représentée au dessin est du type à paliers lubrifiés par le liquide à mettre en circulation, le rotor du moteur d'entraînement de la turbine baignant dans ce liquide, mais il est évident que l'invention peut être appliquée à d'autres types de pompes de circulation dont la pompe est constituée par une turbine.
Selon les fig. 1 et 2 du dessin annexé, la pompe de circulation comporte, à l'instar d'autres pompes de circulation connues, un axe horizontal 1 tournant dans des paliers 2, 3, aménagés dans un support central 4 venu de fonderie. Sur l'une des extrémités de cet arbre, est fixé le rotor d'un moteur électrique dont le stator 6 est porté par un carter 1 fixé au support central. L'autre extrémité de cet arbre 1 porte d'une part la roue 8 de la turbine et d'autre part un disque 9. La roue de la turbine est alimentée par une conduite d'aspiration 10 en forme de volute et refoule le liquide dans une conduite de refoulement 11. Cette dernière est en liaison avec un espace 12 relié à la volute d'aspiration 10 par un passage 13 obturé par le disque 9.
La face A de ce disque est donc soumise à la pression p1 régnant dans la volute d'aspiration 10, tandis que la face B de ce disque est soumise à la pression p3 régnant dans la chambre 12. Or, cette dernière étant en liaison avec la conduite de refoulement, la pression régnant dans cette chambre 12 sera égale à la pression de refoulement p2. En conséquence, le disque est soumis à une poussée axiale alors que la composante axiale ± de la résultante des poussées agissant sur la roue de la turbine est de sens opposé. Ainsi la poussée f2 compense en partie au moins la poussée fl.
En modifiant le diamètre du disque 9 et celui du passage 13, on peut modifier la valeur de cette poussée f2 et faire en sorte qu'elle soit légèrement plus grande que la poussée !le Si, maintenant, on prévoit le passage 13 d'un diamètre légèrement supérieur à.celui du disque 2. on obtient tout autour du disque une fente annulaire 15 de fuite. Le débit de cette fuite tend à réduire la différence des pressions p1 et p3 et donc à diminuer la valeur de la poussée f2. On obtient- donc automatiquement une égalisation des deux poussées f2 et f1, pourvu que le débit de la fuite soit une fonction de la position axiale du disque 9 dans le passage 13. Or, ceci est facilement réalisable.
En effet, comme représenté à là figo 1, dès que le plan de la face A du disque 2. fait saillie sur le plan de l'arête circulaire a, la longueur de la fente de fuite 15 diminuant, le débit de fuite pour une même différence de pression augmente. On obtient ainsi automatiquement et très facilement la compensation complète des poussées axiales subies par l'axe d'entraînement de la roue de la turbine. Des essais pratiques ont montré que l'arbre de la turbine prend immédiatement une position axiale bien définie et qu'aucun effet de balancement n'est à craindre.
En vue de réduire dans la mesure du possible le débit de la fuite nécessaire à cette compensation, on peut relier la chambre 12 à la conduite de refoulement 11 par l'intermédiaire d'un conduit comportant un étranglement
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calibré 16. De cette manière une faible augmentation du débit de fuite' peut déjà provoquer une réduction sensible de la pression p3 puisque la chambre 12 ne peut être alimentée que par un débit limité par le calibre-16. Ainsi on peut prévoir un débit de fuite très faible pour réaliser la compensation automatique de sorte que le rendement total' de la pompe de circulation munie du dispositif de compensation n'en sera pas sensiblement affecté-.
La fige 3 du dessin annexé montre une seconde forme d'exécution du dispositif de compensation selon l'invention.
Dans cette figure, seule la partie turbine de la pompe de circulation a été illustrée, la partie moteur étant semblable à celle représentée aux fige 1 et 2. En outre, les éléments et organes déjà décrits sont désignés par les mêmes chiffres de référence.
L'axe 1, actionné par le moteur (non représenté), porte la roue 8 de la turbine d'une part et d'autre part un disque 9. La roue 8 est alimentée par la conduite d'aspiration 10 et refoule le liquide dans la conduite de refoulement 11. Le disque 2.'tourne dans un passage 13 reliant la conduite d'aspiration à la conduite de refoulement, comme décrit en détail en référence aux fig. 1 et 2. Toutefois, dans cette seconde forme d'exécution, le disque 9 porte une douille 17 dont l'extrémité tourne à l'intérieur d'un alésage 18. En outre, le disque 9 comporte des ouvertures 1 .reliant la conduite de refoulement 11 à une chambre 20 limitée par le disque 9 et la douille 17 et en liaison avec la conduite d'aspiration 10 par l'intermédiaire d'une fente annulaire 21.
Selon la position axiale de l'arbre 1, la douille 17 est plus ou. moins profondément engagée dans l'alésage-18 de sorte que le débit traversant la fente annulaire 21 est, pour une même différence de pression, variable selon la position axiale de l'arbre la
Le fonctionnement de cette seconde forme d'exécution est le suivant :
La différence de pression p1. p2, engendrée par la turbine 8 exerce une poussée axiale f1 proportionnelle à la différence des pressions p1 et p2 et à la surface utile de l'aubage de la roue 8 augmentée de la perte de pression dans cet aubage. Le disque,2 est soumis non seulement à la poussée résultant de la différence statique des pressions p2,p3,mais également à une poussée dynamique engendrée par le changement de direction des filets du liquide sortant de la turbine.
Cette poussée dynamique est fonction de l'énergie cynétique du liquide refoulé par la turbine. La pression ±3 dans la chambre 20 est variable selon les dimensions de la fente annulaire 21 et donc selon la position axiale de l'arbre 1.Or, il est clair que p3 peut varier entre les deux limites extrêmes : p3 = p1 et p3 = p2
Pour obtenir une compensation complète de la poussée axiale f1, il faut donc faire en sorte que la somme f2 des poussées axiales dynamique et statique agissant sur le disque 9 soit égale et de sens opposé à la pous- 'sée f1.
Or, il est facile par construction de faire en sorte que pour l'une des positions axiales extrêmes de 'arbre 1 cette somme f2 des poussées dynamique et statique agissant sur le disque 2, ait une valeur plus grande que la poussée axiale :ci tandis que pour l'autre position axiale extrême de cet arbre 1 cette somme f2 des poussées dynamique et statique agissant sur le dis- que 2. ait une valeur plus petite que la poussée axiale f1.
Ainsi lors de la mise en marche-de la pompe de circulation, l'arbre 1 prend automatiquement uneposition axiale pour laquelle f1 = f2 et pour laquelle pl < p3 < p2.
Etant donné qu'il est possible de prévoir comme indiqué plus haut une très grande variation de la valeur de la poussée f2, il est possible à l'aide du dispositif décrit, non seulement de compenser la résultante axiale des poussées exercées sur la roue de la turbine, mais également au moins une
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partie du poids de la partie rotative de la pompe de circulation (lorsqué l'arbre n'est pas horizontal) et également au moins une partie de la traction magnétique axiale exercée sur le rotor du moteur électrique d'entraînement de l'arbre 1.
On peut faire en sorte que pour l'une des positions axiales extrêmes de l'arbre 1, la douille 17 soit située entièrement en dehors de l'alésage 18. Pour cette position de l'arbre 1, la fente 21 présente une très grande section de passage, et la pression 83 sera approximativement égale à p1.
En outre, on peut également faire en sorte que pour l'autre position axiale extrême de l'arbre 1, la face frontale e de la douille soit située à proximité immédiate du fond g de l'alésage 180 Pour cette position de l'arbre, la longueur de la fente 17 étant très grande et sa section de passage très petite, la pression p3 sera approximativement égale à la pression p2
Par construction, en choisissant les dimensions des divers éléments et organes du dispositif de compensation, on peut donc faire en sorte qu'un relativement petit déplacement axial de l'arbre 1, par exemple de quelques millimètres, engendre une très grande variation de la pression p3.
Cette particularité du dispositif décrit permet de réaliser une pompe de circulation dont l'arbre moteur se place automatiquement dans une position axiale d'équilibre stable.De plus, grâce au fait que la poussée f2 peut atteindre une valeur élevée, égale ou même supérieure à la somme des poussées axiales hydrauliques agissant sur la roue de la turbine et de la traction magnétique agissant sur le rotor du moteur, il est possible de compenser entièrement les poussées axiales subies par l'arbre d'une pompe de circulation. Dans une variante d'exécution du dispositif décrit, on pourrait inverser le sens de rotation de la turbine, l'aspiration s'effectuant par le centre comme dans la forme d'exécution représentée par les fig. 1 et 2.
Toutefois, dans ce cas, le disque 3. n'est plus soumis à la poussée dynamique engendrée par le changement de direction des filets de liquide sortant de la roue de la turbine. Il sera alors nécessaire de prévoir un disque 2 de diamètre plus grand pour obtenir une même poussée de compensation f2.
Le débit de fuite au travers de la fente 15 sera réduit dans toute la mesure du possible afin de rendre pratiquement nul le débit de cette fuite, de sorte que le rendement global de la pompe de circulation n'en est pas influencé.
Deux formes d'exécution de l'objet de l'invention ont été décrites ici à titre d'exemple et en référence au dessin schématique annexé, mais il est évident que de multiples variantes de construction et d'exécution peuvent être prévues sans sortir du cadre de la présente invention.
On pourrait, par exemple, former en regard de la face A du disque une chambre reliée à la volute d'aspiration par un passage calibré, de maniè-¯ re que la pression dans cette chambre augmente en fonction du débit de fuite.
Dans ce dernier cas, on obtient un effet semblable à celui obtenu grâce au calibre 16, de sorte'que ce dernier pourrait éventuellement être supprimé.
Pour permettre de tenir compte des différences pouvant se produire dans les cotes des pièces coulées-et éviter un contrôle exact de ces dimensions et éventuellement des usinages onéreux, on peut fort bien remplacer le calibre 16 par un conduit dont la section de passage peut être modifiée, choisie et fixée au moyen d'une vis pointeau par exemple ou de tout autre dispositif de réglage connu et utilisé aujourd'hui de manière courante.
REVENDICATIONS.
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COMPENSATION DEVICE FOR THE AXIAL PUSHES EXERCISED ON THE SHAFT CARRYING THE IMPELLER WHEEL OF A CIRCULATION PUMP.
It is known that, in a circulation pump, the drive shaft of the turbine wheel is subjected to a non-negligible axial thrust generated by the thrusts exerted by the liquid on the turbine wheel.
Consequently, it is necessary to provide an axial stop of large dimensions and well lubricated, capable of taking this axial thrust.
The present invention relates to a device for compensating 'the axial thrusts exerted on the shaft of the impeller of the turbine of a circulation pump supplied by a suction duct and discharging liquid in a discharge duct. This device is characterized by a disc carried by the shaft of the turbine wheel and arranged in a passage connecting a space in connection with the suction duct with a space in connection with the delivery duct.
Between the disc and the wall of the passage there may be an annular leakage slot, the length of which may be a function of the axial position of the disc. At least one of the two spaces limited by the disc can be connected, by a calibrated passage, to the suction line, respectively to the discharge line, the free section of this passage being able also to be adjusted by means of a control device. setting. However, the section of the connection connecting one of the spaces limited by the disc to the suction pipe, respectively to the delivery pipe, may also be variable depending on the axial position of the shaft carrying the wheel of the circulation pump impeller.
The disc may be subjected to a static axial thrust generated by the difference in the pressures prevailing in the spaces situated on its two opposite faces, to which is added a dynamic axial thrust generated by a change in direction of the streams of liquid exiting from the disc. blading of the turbine. Said space limited by the disk can be connected to the
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suction line through an annular slot formed by a sleeve carried by the disc and rotating .in a bore. In this case, the disc 'can include openings connecting to the delivery pipe, the space limited by the disc and the sleeve.
For one of the extreme axial positions of the shaft carrying the turbine wheel, said bush may be located entirely outside said bore, while for the other extreme axial position of the shaft, the front face of the shaft. bush can be practically in contact with the bottom of the bore.
The appended drawing shows, schematically and by way of example, two embodiments of a circulation pump provided with the compensation device which is the subject of the invention.
Fig. 1 is a partial sectional view thereof.
Fig. 2 is a sectional view along the line II-II of FIG. 1.
Fig 3 is a sectional view of another embodiment.
The circulation pump shown in the drawing is of the type with bearings lubricated by the liquid to be circulated, the rotor of the drive motor of the turbine bathed in this liquid, but it is obvious that the invention can be applied to other types of circulation pumps in which the pump is constituted by a turbine.
According to fig. 1 and 2 of the accompanying drawing, the circulation pump comprises, like other known circulation pumps, a horizontal axis 1 rotating in bearings 2, 3, arranged in a central support 4 coming from the foundry. On one of the ends of this shaft, is fixed the rotor of an electric motor, the stator 6 of which is carried by a housing 1 fixed to the central support. The other end of this shaft 1 carries on the one hand the wheel 8 of the turbine and on the other hand a disc 9. The wheel of the turbine is supplied by a suction line 10 in the form of a volute and delivers the liquid. in a discharge pipe 11. The latter is connected to a space 12 connected to the suction volute 10 by a passage 13 closed by the disc 9.
The face A of this disc is therefore subjected to the pressure p1 prevailing in the suction volute 10, while the face B of this disc is subjected to the pressure p3 prevailing in the chamber 12. However, the latter being in connection with the discharge pipe, the pressure prevailing in this chamber 12 will be equal to the discharge pressure p2. Consequently, the disc is subjected to an axial thrust while the axial component ± of the resultant of the thrusts acting on the turbine wheel is in the opposite direction. Thus, the thrust f2 at least partially compensates for the thrust f.
By modifying the diameter of the disc 9 and that of the passage 13, we can modify the value of this thrust f2 and make it so that it is slightly greater than the thrust! If, now, we foresee the passage 13 of a diameter slightly greater than that of the disc 2. an annular leakage slot 15 is obtained all around the disc. The flow rate of this leak tends to reduce the difference between the pressures p1 and p3 and therefore to reduce the value of the thrust f2. An equalization of the two thrusts f2 and f1 is therefore automatically obtained, provided that the flow rate of the leak is a function of the axial position of the disc 9 in the passage 13. However, this is easily achievable.
Indeed, as shown in figo 1, as soon as the plane of the face A of the disc 2 protrudes on the plane of the circular ridge a, the length of the leakage slot 15 decreasing, the leakage rate for a same pressure difference increases. Complete compensation for the axial thrusts undergone by the drive shaft of the turbine wheel is thus automatically and very easily obtained. Practical tests have shown that the turbine shaft immediately assumes a well-defined axial position and that no swaying effect is to be feared.
In order to reduce as far as possible the flow of the leakage necessary for this compensation, the chamber 12 can be connected to the discharge pipe 11 by means of a pipe comprising a constriction
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calibrated 16. In this way, a small increase in the leakage rate 'can already cause a significant reduction in the pressure p3 since the chamber 12 can only be supplied with a flow rate limited by the caliber-16. Thus, a very low leakage rate can be provided to achieve automatic compensation so that the total efficiency of the circulation pump provided with the compensation device will not be appreciably affected.
Figure 3 of the accompanying drawing shows a second embodiment of the compensation device according to the invention.
In this figure, only the turbine part of the circulation pump has been illustrated, the motor part being similar to that shown in figs 1 and 2. In addition, the elements and members already described are designated by the same reference numerals.
The axis 1, actuated by the motor (not shown), carries the wheel 8 of the turbine on the one hand and on the other hand a disc 9. The wheel 8 is supplied by the suction line 10 and delivers the liquid. in the discharge line 11. The disk 2.'turns in a passage 13 connecting the suction line to the discharge line, as described in detail with reference to FIGS. 1 and 2. However, in this second embodiment, the disc 9 carries a bush 17, the end of which rotates inside a bore 18. In addition, the disc 9 has openings 1 connecting the pipe. discharge 11 to a chamber 20 limited by the disc 9 and the sleeve 17 and in connection with the suction pipe 10 by means of an annular slot 21.
Depending on the axial position of the shaft 1, the sleeve 17 is more or. less deeply engaged in the bore-18 so that the flow passing through the annular slot 21 is, for the same pressure difference, variable according to the axial position of the shaft.
The operation of this second embodiment is as follows:
The pressure difference p1. p2, generated by the turbine 8 exerts an axial thrust f1 proportional to the difference in the pressures p1 and p2 and to the useful area of the blade of the wheel 8 increased by the pressure loss in this blade. The disc, 2 is subjected not only to the thrust resulting from the static difference in the pressures p2, p3, but also to a dynamic thrust generated by the change in direction of the streams of the liquid leaving the turbine.
This dynamic thrust is a function of the cynetic energy of the liquid delivered by the turbine. The pressure ± 3 in the chamber 20 is variable according to the dimensions of the annular slot 21 and therefore according to the axial position of the shaft 1. However, it is clear that p3 can vary between the two extreme limits: p3 = p1 and p3 = p2
To obtain complete compensation for the axial thrust f1, it is therefore necessary to ensure that the sum f2 of the dynamic and static axial thrusts acting on the disc 9 is equal and in the opposite direction to the thrust f1.
Now, it is easy by construction to ensure that for one of the extreme axial positions of 'shaft 1 this sum f2 of the dynamic and static thrusts acting on the disc 2 has a greater value than the axial thrust: ci while that for the other extreme axial position of this shaft 1, this sum f2 of the dynamic and static thrusts acting on the disc 2. has a value smaller than the axial thrust f1.
Thus, when the circulation pump is started, the shaft 1 automatically takes an axial position for which f1 = f2 and for which pl <p3 <p2.
Given that it is possible to provide, as indicated above, for a very large variation in the value of the thrust f2, it is possible, using the device described, not only to compensate for the axial resultant of the thrusts exerted on the thrust wheel. the turbine, but also at least one
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part of the weight of the rotating part of the circulation pump (when the shaft is not horizontal) and also at least part of the axial magnetic traction exerted on the rotor of the electric motor driving the shaft 1.
It is possible to ensure that for one of the extreme axial positions of the shaft 1, the sleeve 17 is located entirely outside the bore 18. For this position of the shaft 1, the slot 21 has a very large passage section, and the pressure 83 will be approximately equal to p1.
In addition, it is also possible to ensure that for the other extreme axial position of the shaft 1, the front face e of the sleeve is located in the immediate vicinity of the bottom g of the bore 180 For this position of the shaft , the length of the slot 17 being very large and its passage section very small, the pressure p3 will be approximately equal to the pressure p2
By construction, by choosing the dimensions of the various elements and members of the compensation device, it is therefore possible to ensure that a relatively small axial displacement of the shaft 1, for example of a few millimeters, generates a very large variation in the pressure. p3.
This particularity of the device described makes it possible to produce a circulation pump, the motor shaft of which is automatically placed in an axial position of stable equilibrium. In addition, thanks to the fact that the thrust f2 can reach a high value, equal to or even greater than the sum of the hydraulic axial thrusts acting on the turbine wheel and the magnetic traction acting on the motor rotor, it is possible to fully compensate for the axial thrusts undergone by the shaft of a circulation pump. In an alternative embodiment of the device described, the direction of rotation of the turbine could be reversed, the suction taking place through the center as in the embodiment shown in FIGS. 1 and 2.
However, in this case, the disk 3 is no longer subjected to the dynamic thrust generated by the change in direction of the streams of liquid leaving the turbine wheel. It will then be necessary to provide a disc 2 of larger diameter to obtain the same compensation thrust f2.
The rate of leakage through the slot 15 will be reduced as much as possible in order to make the rate of this leak practically zero, so that the overall efficiency of the circulation pump is not influenced thereby.
Two embodiments of the object of the invention have been described here by way of example and with reference to the attached schematic drawing, but it is obvious that multiple construction and execution variants can be provided without departing from the scope. framework of the present invention.
One could, for example, form opposite face A of the disc a chamber connected to the suction volute by a calibrated passage, so that the pressure in this chamber increases as a function of the leakage rate.
In the latter case, an effect similar to that obtained with the 16 gauge is obtained, so that the latter could possibly be eliminated.
To take into account the differences that may occur in the dimensions of the castings - and avoid an exact control of these dimensions and possibly expensive machining, it is possible to replace the gauge 16 by a duct whose passage section can be modified. , selected and fixed by means of a needle screw for example or any other known adjustment device and commonly used today.
CLAIMS.
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