CN111033053A - 轴向推力平衡装置 - Google Patents

Abstract

用于诸如旋转泵之类的旋转轴装置的轴向推力平衡机构提供了自动调节的推力补偿，同时避免了旋转和静态元件之间的接触和磨损。固定在所述轴上的转子包括在非旋转定子的圆柱形凹形部分附近但不在其内延伸的圆柱形凸形部分，使得在两者之间形成的间隙的宽度通过轴向推力轴的位移而变化。所述凹形部分内的加压流体向所述转子施加推力补偿力，该力由所述间隙大小控制。所述凹形部分的直径大于所述凸形部分的直径，从而防止它们之间的任何接触。所公开的机构可以与推力补偿鼓结合以将所述推力减小到可以调节的残余水平。所述转子和定子可以逐步改变以在它们之间提供多个间隙和中间室。

Description

轴向推力平衡装置

相关申请

本申请要求2017年8月3日提交的美国申请15/691899的优先权，其全部内容通过引用并入本文用于所有目的。

发明领域

本发明涉及旋转轴装置，更具体地，涉及旋转轴装置中的推力平衡机构。

背景技术

在旋转轴装置中，特别是在叶轮驱动的泵中，典型的是在机构内产生压力差，该压力差导致将轴向力(通常称为“推力”)施加到旋转轴上。例如，在离心泵中，由于叶轮两侧的压力和几何形状不同，叶轮(或每个叶轮)会产生一定的推力。

在某些情况下，这些轴向推力被支撑旋转轴的轴承所抵消和吸收。然而，可能不希望要求轴承吸收由叶轮产生的所有推力。例如，在高压多级泵中，除非以某种方式进行补偿，否则所产生的净推力可能会对轴承造成不可接受的磨损。因此，通常希望在旋转轴装置内包括一种机构，该机构将通过产生偏置推力来补偿推力效应，从而减少或消除施加在轴承上的推力补偿载荷。

在多级旋转泵中产生的推力有时可以被抵消，例如在轴向分离泵中，通过包括偶数级，并且通过将叶轮定向在相反方向上，使得一半泵级产生的推力抵消另一半泵级产生的近似相等且相反的推力。但是，通过使用相对的叶轮来平衡轴向推力并不总是可行的，特别是对于在高压下运行的泵，例如桶式泵。此外，即使对于具有相对叶轮的泵，最里面的叶轮级也将倾向于产生取决于泵内压力的净轴向推力。

用于推力补偿的另一种方法是包括平衡“盘”。在图1的剖视图中示出了简化示例，其中将叶轮100固定到旋转轴102。在该示例中，通过叶轮100泄漏的工艺流体被收集在叶轮100的后面，在叶轮102和泵壳体106之间形成的泄漏室104中。泄漏室104的一端由推力平衡“盘”108界定，该盘固定在轴100上。

平衡盘108被构造成使得在盘108的外周和泵壳体106之间形成狭窄的轴向间隙110。泄漏流体能够以有限的速率流过该“卸压”间隙110”进入与泵入口流体连通的收集室112。根据该构造，收集室112中的流体压力近似等于入口压力，而泄漏室104中的流体压力高于入口压力。结果，平衡推力116被施加到平衡盘108，该平衡推力116与由叶轮100产生的轴向推力114相反。

如果补偿推力116小于叶轮推力114，则旋转轴100向右轴向移位，从而使卸压间隙110变窄，并且泄漏室104中的压力升高，从而增加平衡推力116。相反，如果平衡推力116大于叶轮推力114，则轴100轴向向左移动，并且卸压间隙110增大，从而降低泄漏室104中的压力。结果是一种自调节效果，可以将轴向推力保持在非常低的水平，可以接近零净推力，因为补偿推力直接对旋转轴100的轴向移动做出反应，这是由轴向残余推力引起的。

从图1清楚可见，径向卸压间隙110对于推力补偿至关重要。不幸的是，对于某些泵设计，例如在泵启动期间和/或由于泵速度的意外波动，平衡盘108和壳体106之间可能存在物理接触。因此，平衡盘并不总是适合于轴向推力补偿。

有时用于推力补偿的另一种方法是包括平衡“鼓”，例如，在预期较大的运行速度范围内和/或泵速可能出现瞬时波动的情况下。一个简化的示例如图2所示。

在图2的示例中，叶轮100后面的泄漏室104的一端通过所谓的平衡“鼓”200终止，该平衡“鼓”与图1的平衡盘108的不同之处在于，它通过径向间隙202而不是轴向间隙110与壳体106分开。在图2的示例中，基本上通过与用于图1的平衡盘108相同的机构产生补偿推力116。间隙202的大小不随轴向轴位置而变化，因此推力补偿不存在“自我调节”。相反，泄漏室104中的流体压力趋于保持在叶轮出口压力的固定百分比上。平衡鼓方法的优点是鼓200与壳体106之间没有接触或磨损的危险，甚至没有危险。缺点是平衡鼓不会直接响应轴的轴向位置变化，并且结果，残余推力114将趋于在比平衡盘更大的范围内变化，特别是如果泵以可变速度运行时。因此，与平衡盘相比，可能需要轴承吸收更大的残余推力。

因此，需要一种轴向推力平衡机构，其提供旋转轴系统中的轴向推力的自调节且可能接近完全的平衡，同时避免平衡机构与装置壳体之间的任何接触和磨损的可能性。

发明内容

公开了一种用于旋转轴设备的轴向推力平衡机构，其类似于平衡盘提供自调节推力补偿，从而能够提供几乎完全的轴向推力抵消，同时几乎避免了任何平衡机构的旋转和静态元件之间可能发生接触和磨损。所公开的装置在本文中被称为“混合”平衡机构，因为其结合了平衡盘和平衡鼓的特征。该装置适用于承受轴向推力的任何旋转轴设备，包括但不限于涡轮泵、压缩机、涡轮机和涡轮增压器。

具体地，所公开的混合机构包括固定至旋转轴的转子元件和与壳体成一体或固定至壳体的对应定子元件。转子和定子以类似于图2的壳体106和鼓200的方式构造，因为转子与定子同轴并且直径较小。然而，与图2的平衡鼓不同，根据本发明，转子定位成与定子相邻，而不是位于定子内。结果，在正常运行期间，在转子和定子之间形成的卸压间隙既不是水平的也不是垂直的，而是随着轴通过施加的推力轴向移动而在方向和尺寸上都变化。

因此，通过所公开的机制建立了类似于由图1的推力补偿盘提供的反馈的反馈效果。然而，所公开的机构不存在转子与定子之间直接轴向接触的任何危险，因为转子的直径小于定子的直径。结果，如果旋转轴偏移较大的偏移量，则转子将仅进入定子的内部，并且将像图2的补偿鼓一样工作。

在一些实施方式中，所公开的机构是唯一提供的推力补偿，并且在这些实施方式中的某些中，所公开的机构补偿由叶轮或其他轴装设备产生的推力的至少90％。在其他实施方式中，装置中包括更常规的补偿鼓，并且该补偿鼓被构造为补偿总推力的很大一部分，使得所公开的混合机构仅需要补偿未被推力补偿的残余推力。

在实施方式中，需要从泄漏室流到收集室的流体流过多个卸压间隙。在实施方式中，该方法通过增强根据轴的轴向运动的泄漏室压力的变化来增加反馈效果。

本发明是一种用于具有轴的装置的推力调节机构，所述轴承受由轴向推力引起的轴向位移。所述机构包括第一段和第二段，所述第一段纵向固定在旋转轴上并与所述旋转轴同轴，所述第二段围绕所述轴但不纵向固定在所述轴上，所述第一段和第二段构造为使得在所述装置的运行期间在所述第一段和第二段之间存在相对旋转，所述第二段与高压流体区域流体连通；所述机构包括圆柱形的凸形部分和圆柱形的凹形部分，所述凸形部分包括在所述第一段和第二段中的一者上，所述凹形部分包括在所述第一段和第二段中的另一者上，所述凸形部分由圆形前导边缘终止，所述凹形部分在其前边缘由直径大于所述凸形部分的圆形前导边缘的圆形开口终止，所述凸形部分的所述前导边缘靠近所述凹形部分的所述前边缘而不进入所述凹形部分，从而在所述凸形部分的所述前导边缘和所述凹形部分的所述前边缘之间形成压力释放间隙，通过所述压力释放间隙，加压流体能够从所述第二段经过所述第一段流向低压区域，同时，与所述轴向推力相反的轴向补偿力由所述加压流体施加到所述第一段，所述压力释放间隙的尺寸由于所述轴向位移减小，使得当所述轴向推力和轴向位移增加时所述补偿力增加，并且因此减小所述压力释放间隙的尺寸。

在各个实施方式中，所述装置是压缩机或涡轮机，作为涡轮机旋转的泵、涡轮泵或多级涡轮泵。

在以上任何一个实施方式中，所述凹形部分可被构造成填充有通过所述涡轮泵的叶轮泄漏的流体。

在以上任何实施方式中，所述低压区域可以是所述装置的流体入口区域。

在以上任一实施方式中，所述装置还可包括推力减小鼓机构，所述推力减小鼓机构构造成抵抗但不消除所述轴向推力，所述鼓机构包括圆柱形鼓部分，所述圆柱形鼓部分构造成在非旋转通道内并且相对于所述非旋转通道旋转，在所述鼓和通道之间形成的径向间隙，所述径向间隙的径向间隙尺寸与所述轴向位移无关，所述鼓和通道中仅有一者纵向固定于所述轴，未通过所述鼓机构补偿的残余轴向推力由所述推力调节机构调节。

在以上任一实施方式中，所述装置可包括多个凸形部分和对应的多个凹形部分，对应的凸形部分的前导边缘和凹形部分的前边缘彼此接近，从而形成多个间隙和中间室，当加压流体从所述高压流体区域流向所述低压区域时横穿所述中间室，所述多个间隙中的每个间隙的尺寸均由于所述旋转轴的轴向位移而减小。

并且在任何上述实施方式中，所述机构可以被构造成使得所述补偿力的大小将上升到所述转子的所述凸形部分进入所述定子的所述凹形部分之前的所述轴向推力的大小的至少90％。

本文描述的特征和优点并非包括一切，并且特别地，鉴于附图，说明书和权利要求，许多附加特征和优点对于本领域普通技术人员将是显而易见的。此外，应该注意，说明书中使用的语言主要是出于可读性和指导目的而选择的，并不限制本发明主题的范围。

附图说明

图1是现有技术的推力补偿盘的简化截面图；

图2是现有技术的推力补偿鼓的简化截面图；

图3A是可应用本发明的实施方式的旋转泵的侧视图；

图3B是图3A的泵的剖视图；

图4是图3B的泵的区域的放大剖视图，其中实施了本发明的实施方式；

图5是图4的实施方式的放大剖视图，以低推力构造示出；

图6是图4的实施方式的放大截面图，以高推力构造示出；

图7是实施方式的剖视图，该实施方式包括形成两个压力释放间隙且在其间具有中间室的步进式转子和定子区域；和

图8是在本发明的实施方式中补偿推力作为轴向轴位置的函数的曲线图，其中该曲线图将通过计算流体动力学产生的点与分析曲线进行比较。

具体实施方式

公开了一种用于旋转轴设备的轴向推力平衡机构，其类似于平衡盘提供自调节推力补偿，从而能够提供完全或几乎完全的轴向推力抵消，同时几乎避免了任何平衡机构的旋转和静态元件之间可能发生接触和磨损。所公开的装置在本文中被称为“混合”平衡机构，因为其将与平衡盘(自调节推力补偿)和平衡鼓(不可能在旋转和静态元件之间进行轴向接触)相关联的优点组合到单个机构中。该装置适用于承受轴向推力的任何旋转轴设备，包括但不限于涡轮泵、压缩机、涡轮机和涡轮增压器。

图3A是其中包括本发明的实施方式的多级旋转泵的侧视图。图3B是图3A的泵的剖视图，其中多个叶轮级清晰可见。图4是在图3B所示的区域中在最终叶轮级之后的区域的放大图。在图4中可以看出，所公开的实施方式包括平衡鼓部分，该平衡鼓部分由转子元件的第一区域200形成，转子元件的第一区域200包含在定子元件的第一区域106内。另外，该实施方式包括混合平衡部分，该混合平衡部分包括转子元件的第二区域400，该第二区域的直径较小，但是恰好位于定子元件的相应区域402的外部，从而在定子元件的第二区域402内形成中间室404，在中间室404中可以收集流体。图4中圈出的区域在图5中放大。

参考图5，转子400和定子402元件被构造成使得转子元件400与定子元件402同轴并且具有较小的直径。直径差502代表转子400和定子402元件之间的最小间隙502。然而，与图2的平衡鼓200不同，根据本发明，转子元件400被定位成与定子元件402相邻，而不是在定子元件402内。结果，在正常操作期间，在该区域中的转子和定子元件之间形成的卸压间隙500既不是水平的也不是垂直的，而是当轴102通过施加的轴向推力轴向移动时在方向和尺寸上都改变。

在图5中，推力相对较低，导致转子元件400与定子元件402隔开，从而使中间室404和收集室112之间的有效卸压间隙500以与水平方向成大约55度的角度倾斜。在图6中，推力已经增加，导致轴102向右移动，从而使间隙500变窄并且其方向向更靠近水平方向移动。因为间隙500更窄，所以跨转子400的压差增加，从而补偿增加的推力。在实施方式中，卸压间隙500的角度可以在零度和70度之间变化，这取决于轴向推力和轴的最终位移。

因此，通过所公开的推力补偿机制建立了类似于由图1的推力补偿盘提供的反馈的反馈效果。然而，由于转子元件400的直径小于定子元件402的直径，因此所公开的机构不具有在转子元件400和定子元件402之间直接接触的任何危险，因此，在它们之间始终保持最小间隙500。如果旋转轴102移位大的偏移量，则转子元件400将仅进入定子元件402的内部，并且将像图2的补偿鼓200一样起作用。

如上所述，图4-6的实施方式将平衡鼓(106、200、110)与本发明的混合平衡机构(402、400、404)结合。因此，需要在泄漏室104中收集的流体在到达中间室404之前流过鼓间隙110。流体然后在到达收集室112之前流过成角度的间隙500。通常，根据实施方式的要求，混合平衡部分的鼓间隙110和最小转子/定子间隙502可以是相同尺寸或不同尺寸。

在一些实施方式中，所公开的混合平衡机构是唯一提供的推力补偿，并且在这些实施方式中的某些中，所公开的机构补偿由叶轮或其他轴装设备产生的推力的至少90％。

在图7的实施方式中，从泄漏室104流到收集室112的流体在流过第二可变角度间隙700并进入收集室112之前，需要流过第一可变角度间隙500并进入中间室604。在实施方式中，该方法通过增强根据轴102的轴向运动的泄漏室压力的变化来增加所公开机构的反馈效果。以类似的方式，各种实施方式包括三个或更多个可变间隙和中间室。

图8是模拟“CFD”(计算流体动力学)数据点和分析模型的曲线图，其示出了由实施方式提供的作为旋转轴102的轴向位置的函数的补偿推力。可以看出，在该特定的应用中，当轴向位置在曲线的最陡峭区域中时，轴向位置仅移动0.1mm就会导致补偿推力变化大约2000磅。但是，应注意的是，这些数量将根据特定的应用而有很大不同。

已经出于说明和描述的目的呈现了本发明的实施方式的前述描述。无论申请中的形式或位置如何，本申请的每一页及其所有内容，无论其特征，标识或编号如何，出于所有目的都被视为本申请的实质部分。

本文说明性地公开的本发明可以在不存在本文未具体公开并且不是固有必要的任何要素的情况下适当地实践。但是，本说明书并不旨在穷举。尽管本申请以有限数量的形式示出，但是本发明的范围不仅限于这些形式，而是可以在不脱离其精神的情况下进行各种改变和修改。在学习了与前面的描述中包含的所要求保护的主题相关的教导之后，本领域的一般或普通技术人员应该理解，根据本公开，许多修改和变化是可能的。因此，要求保护的主题包括上述元素的所有可能变型的任何组合，除非本文另有说明或者上下文明显矛盾。特别地，除非从属权利要求在逻辑上彼此不相容，否则从属权利要求中呈现的限制可以以任何数量和任何顺序与它们相应的独立权利要求组合而不脱离本公开的范围。

Claims (11)

1.一种用于具有轴的装置的推力调节机构，所述轴承受由轴向推力引起的轴向位移，所述机构包括：

第一段和第二段，所述第一段纵向固定在旋转轴上并与所述旋转轴同轴，所述第二段围绕所述轴但不纵向固定在所述轴上，所述第一段和第二段构造为使得在所述装置的运行期间在所述第一段和第二段之间存在相对旋转，所述第二段与高压流体区域流体连通；以及

圆柱形的凸形部分和圆柱形的凹形部分，所述凸形部分包括在所述第一段和第二段中的一者上，所述凹形部分包括在所述第一段和第二段中的另一者上，所述凸形部分由圆形前导边缘终止，所述凹形部分在其前边缘由直径大于所述凸形部分的圆形前导边缘的圆形开口终止，

所述凸形部分的所述前导边缘靠近所述凹形部分的所述前边缘而不进入所述凹形部分，从而在所述凸形部分的所述前导边缘和所述凹形部分的所述前边缘之间形成压力释放间隙，通过所述压力释放间隙，加压流体能够从所述第二段经过所述第一段流向低压区域，同时，与所述轴向推力相反的轴向补偿力由所述加压流体施加到所述第一段，

所述压力释放间隙的尺寸由于所述轴向位移减小，使得当所述轴向推力和轴向位移增加时所述补偿力增加，并且因此减小所述压力释放间隙的尺寸。

2.根据权利要求1所述的机构，其中所述装置是压缩机。

3.根据权利要求1或2所述的机构，其中所述装置是涡轮机。

4.根据前述权利要求中任一项所述的机构，其中所述装置是作为涡轮旋转的泵。

5.根据前述权利要求中任一项所述的机构，其中所述装置是涡轮泵。

6.根据权利要求5所述的机构，其中所述装置是多级涡轮泵。

7.根据权利要求5或6所述的机构，其中所述凹形部分构造成填充有通过所述涡轮泵的叶轮泄漏的流体。

8.根据前述权利要求中任一项所述的机构，其中所述低压区域是所述装置的流体入口区域。

9.根据前述权利要求中任一项所述的机构，其中所述装置还包括推力减小鼓机构，所述推力减小鼓机构构造成抵抗但不消除所述轴向推力，所述鼓机构包括圆柱形鼓部分，所述圆柱形鼓部分构造成在非旋转通道内并且相对于所述非旋转通道旋转，在所述鼓和通道之间形成的径向间隙，所述径向间隙的径向间隙尺寸与所述轴向位移无关，所述鼓和通道中仅有一者纵向固定于所述轴，未通过所述鼓机构补偿的残余轴向推力由所述推力调节机构调节。

10.根据前述权利要求中任一项所述的机构，其中所述装置包括多个凸形部分和对应的多个凹形部分，对应的凸形部分的前导边缘和凹形部分的前边缘彼此接近，从而形成多个间隙和中间室，当加压流体从所述高压流体区域流向所述低压区域时横穿所述中间室，所述多个间隙中的每个间隙的尺寸均由于所述旋转轴的轴向位移而减小。

11.根据前述权利要求中任一项所述的机构，其中所述机构被构造成使得所述补偿力的大小将上升到所述转子的所述凸形部分进入所述定子的所述凹形部分之前的所述轴向推力的大小的至少90％。

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