CS201214B1

CS201214B1 - Compensating mechanism

Info

Publication number: CS201214B1
Application number: CS248278A
Authority: CS
Inventors: Richard Matula
Original assignee: Richard Matula
Priority date: 1978-04-18
Filing date: 1978-04-18
Publication date: 1980-10-31

Description

Vynález se týká vyrovnávacího mechanismu, zejména k vyrovnání axiálního' tahu rotoru článkových odstředivých čerpadel.The invention relates to a compensating mechanism, in particular for compensating the axial thrust of a rotor of a multistage centrifugal pump.

K vyrovnání axiálního tahu rotoru článkových odstředivých čerpadel, zejména napájecích čerpadel, se používá vyrovnávacího zařízení, které sestává jednak z vlastního vyrovnávacího zařízení tvořeného opěrnou statorovou deskou a rotačním diskem, mezi nimiž je vytvořena axiální spára, ve které během provozu čerpadla vznikají tlakové podmínky působící proti směru tahu rotoru čerpadla, a ze symetrického oboustranného kluzného axiálního ložiska, umístěného na konci hřídele rotoru a které napomáhá k zachycení axiálního tahu rotoru v době rozběhu čerpadla, kdy tlakové podmínky ve spáře vyrovnávacího zařízení nezaručují dokonalou funkci vyrovnávacího zařízení a kdy hrozí nebezpečí jeho zadření. U známých vyrovnávacích zařízení má opěrná statorová deska tvar mezikruží a je na vnitřním průměru opatřena válcovou částí pro uložení ve statoru čerpadla. Rotující disk má obdobný tvar, přičemž je svou válcovou částí upevněn na hřídeli rotoru. Čelní plocha jeho přírubové části vytváří spolu s čelní plochou mezikruhové opěrné ůeaky íunkčňí spáni Ύ důsledku termoelastických deformací opěrné desky a deformací rotujícího disku od tlakového zatížení poruší se paralelita ploch tvořících spáru nepříznivým způsobem, tj. velikost spáry na vstupu je menší než na výstupu, má tedy divergentní tvar. To má za následek zvýšení citlivosti funkce vyrovnávacího zařízení na tlakovou ztrátu ve vstupu do axiální spáry. V některých případech, při větší divergenci této funkční spáry dochází pří malých hodnotách axiální spáry k relativnímu poklesu vyrovnávající síly vyrovnávacího zařízení. Silová charakteristika u takové spáry je nestabilní, tím je nestabilní i rovnoběžná poloha rotoru v axiálním směru, takže možná porucha axiálního tahu rotoru může vést ke styku opěrné desky s rotujícím diskem, případně i zadření. Toto nebezpečí doteku opěrné desky a disku existuje i při stabilní silové charakteristice a při malých hodnotách velikosti axiální spáry. Dále tvoří rotor čerpadla s kapalinovou vrstvou v axiální spáře jednoduchý kmitavý systém, jehož odezva na nahodilé buzení v axiálním směru probíhá ve smyslu tzv. úzkopásmové odezvy. Jejím charakteristickým znakem je vznik zázněji s náhodným charakterem rozložení amplitud v odezvě. Velké hodnoty těchto amplitud mohou ve spojení s úhlovými výchylkami rotoru V místě disku Vést k vzájemnému kontaktu opěrné desky a disku. Velikost rozptylu změn axiální spáry lze při konstantní hmot201214 nosti systému a úrovni spektrální hustoty buzení minimalizovat zvětšováním výsledné tuhosti uložení rotoru v axiálním směru a výsledného tlumení superponovaného na rotor.In order to compensate the axial thrust of the centrifugal pumps of the centrifugal pumps, in particular the feed pumps, a balancing device is used, which consists of a balancing device itself consisting of a supporting stator plate and a rotating disc, between which an axial gap is formed. and the symmetrical double-sided sliding thrust bearing located at the end of the rotor shaft to assist in the axial thrust of the rotor during pump start-up, when the pressure conditions in the expansion joint gap do not guarantee the smooth operation of the balancing device. In known balancing devices, the supporting stator plate has an annular shape and is provided with a cylindrical part on the inner diameter for receiving in the pump stator. The rotating disc has a similar shape and is mounted with its cylindrical part on the rotor shaft. The front surface of its flange part together with the front surface of the annular support points causes functional sleep Ύ due to thermoelastic deformations of the backing plate and deformation of the rotating disc due to pressure load, the parallelism of the surfaces forming the joint is adversely affected. hence the divergent shape. This results in an increase in the sensitivity of the function of the compensating device to the pressure drop at the entrance to the axial joint. In some cases, with greater divergence of this functional joint, at a low value of the axial joint, the compensating force of the compensating device is relatively reduced. The force characteristic of such a joint is unstable, and therefore the parallel position of the rotor in the axial direction is also unstable, so that a possible failure of the axial thrust of the rotor may lead to contact of the support plate with the rotating disc, possibly even seizing. This risk of contact between the support plate and the disc exists even with stable force characteristics and small values of the axial joint size. Further, the rotor of the liquid-layer pump in the axial gap forms a simple oscillating system, the response of which to the random excitation in the axial direction is in the sense of the so-called narrowband response. Its characteristic feature is the emergence of more resonantly with the random character of the amplitude distribution in response. Large values of these amplitudes can, in conjunction with the rotor angular deflections at the disc location, lead to the support plate and disc contact. The variance in axial gap variation can be minimized by increasing the system's stiffness in the axial direction and resulting damping superimposed on the rotor at a constant system mass and spectral density level.

Je tedy pro zvýšení spolehlivosti vyrovnávacího zařízení nutno dosáhnout stabilní silové charakteristiky systému vyrovnání axiálního tahu, dále co největší strmosti silové charakteristiky, tj. co největší tuhosti uložení rotoru ve statoru v axiálním směru, hlavně při velmi malých rovnovážných velikostech axiální spáry mezi opěrnou deskou a rotujícím diskem, a konečně co největší výsledné tlumení axiálních pohybů rotoru v axiálním směru.Therefore, in order to increase the reliability of the balancing device, it is necessary to achieve a stable force characteristic of the axial thrust compensation system, as much as possible the steepness of the force characteristic, i.e. the stiffness of the rotor bearing in the stator in the axial direction. and finally the greatest possible damping of the axial movements of the rotor in the axial direction.

Aby se vyloučilo tvoření divergentního tvaru funkční spáry z důvodů deformací způsobených termoelastickým namáháním opěrné desky a tlakovým zatížením rotujícího disku, je známo řešit spáru jako konvergentní tím, že jedna nebo dvě čelní plochy tvořící tuto spáru jsou zkoseny ve směru ke vstupu do spáry. Toto' řešení snižuje pravděpodobnost vytvoření divergentní spáry, ale neřeší vlastní deformace, zejména deformaci opěrné desky v důsledku termoelastického zatížení jejího válcového prodloužení, kterým je uložena ve statoru čerpadla. Toto řešení uvažuje varianty se zkosením jedné nebo obou čelních ploch, vymezujících funkční spáru vyrovnávacího zařízení. Pokud jde o uložení rotoru v axiálním směru, je známo opatřit rotor axiálním ložiskem, uloženým v nosiči segmentů ložiska s pružným členem, který je dimenzován tak, že přenáší jen nepatrnou axiální sílu se kterou se při celkové silové bilanci rotoru při provozu čerpadla na provozních otáčkách nepočítá. Zejména za provozu, kdy dopravované množství převyšuje množství optimální, nebo kdy je podstatně menší, tj., kdy úroveň spektrální hustoty buzení rotoru roste, dochází k zadírání rotujícího disku do opěrné desky. Silová charakteristika známého vyrovnávacího zařízení je pro malé hodnoty velikosti spáry nestabilní, rovnovážná poloha rotoru v axiálním směru je rovněž nestabilní, takže porucha v axiálním tahu rotoru s velkou pravděpodobností vede ke kontaktu opěrné desky s rotujícím diskem.In order to avoid the formation of a divergent shape of the functional joint due to deformations caused by the thermoelastic stress of the backing plate and the compressive load of the rotating disc, it is known to treat the joint as convergent by having one or two front faces forming this joint bevelled towards the joint. This solution reduces the likelihood of a divergent gap, but does not solve the deformation itself, in particular the deformation of the backing plate due to the thermoelastic load of its cylindrical extension, which is accommodated in the stator of the pump. This solution contemplates variants with a chamfer of one or both end faces defining a functional joint of the alignment device. With respect to the rotor bearing in the axial direction, it is known to provide the rotor with an axial bearing mounted in the carrier of the bearing segments with a resilient member which is dimensioned so that it transmits only a slight axial force with which does not count. Especially in operation when the transported quantity exceeds the optimum quantity, or when it is substantially lower, i.e., when the level of the rotor excitation density increases, the rotating disk seizes into the backing plate. The force characteristic of the known compensating device is unstable for small values of the gap size, the equilibrium position of the rotor in the axial direction is also unstable, so that a failure in the axial thrust of the rotor most likely leads to contact of the support plate with the rotating disc.

Úkolem vynálezu je vyřešit takovou konstrukci vyrovnávacího mechanismu, které by umožňovalo dosažení stabilní silové charakteristiky systému vyrovnávání axiálního tahu, dále dosažení co nejvyšší strmosti silové, charakteristiky tohoto systému tak, aby se dosáhlo co největší tuhosti uložení rotoru ve statoru v axiálním směru, a konečně co největšího výsledného tlumení axiálních pohybů rotoru v axiálním směru. Tento trend by měl být progresivní se zmenšováním rovnovážné velikosti spáry mezi vyrovnávacím diskem a opěrnou deskou.SUMMARY OF THE INVENTION It is an object of the present invention to provide an alignment mechanism design which allows a stable axial thrust equalization system to be obtained, as well as a maximum force steepness, a system characteristic so as to achieve maximum rigidity of the rotor bearing in the stator in axial direction. the largest resulting damping of the axial movements of the rotor in the axial direction. This trend should be progressive with decreasing the equilibrium gap size between the alignment disc and the backing plate.

Tento úkol řeší vynález, kterým je vyrovnávací mechanismus, zejména pro' vyrovnání axiálního tahu rotoru odstředivého čerpadla, sestávající z vlastního vyrovnávacího zaříze ní tvořeného opěrnou deskou a rotujícím diskem, mezi nimiž je upravena konvergentní funkční spára a z oboustranného axiálního ložiska sestávajícího z ložiskového běhounu uloženého na hřídeli čerpadla a ze dvou sad segmentů, uložených v nosiči segmentů, kde nosič segmentů je v ložiskovém tělese uložen suvně a je opatřen pružným členem a jeho podstata spočívá v tom, že opěrná deska vyrovnávacího zařízení je rozebíratelně uloženu ve vybrání statoru čerpadla, přičemž válcové pouzdro tvoří samostatnou část a, že nosič segmentů axiálního ložiska je opatřen nu straně opačné uložení pružného členu hydro dynamickým tlumičem,, jehož pohyblivý píst je spojen s nosičem spojovacími tyčemi.This object is solved by the invention, which is an alignment mechanism, in particular for aligning the axial thrust of a centrifugal pump rotor, consisting of a self-alignment device consisting of a backing plate and a rotating disc, between which a convergent functional joint is provided and a double-sided thrust bearing a pump shaft and two sets of segments supported in a segment carrier, wherein the segment carrier is slidably mounted in the bearing housing and is provided with a resilient member, characterized in that the alignment device support plate is detachably mounted in the pump stator recess, it forms a separate part and that the support of the thrust bearing segments is provided on the other side with a counter-bearing of the resilient member by a hydro-dynamic damper whose movable piston is connected to the support by connecting rods.

Další podstatou vynálezu je, že hydrodynamický tlumič je tvořen pracovním válcem uzavřeným víkem, který je spojen pevně s ložiskovým tělesem a ve kterém je suvně uložen pohyblivý píst tvořený dvěma mezikruhovými deskami, mezi nimiž je vytvořena prstencová komora spojená jednak kanálkem se zdrojem mazacího oleje a jednak prostřednictvím škrticích otvorů s prostory před a za pohyblivým pístem.Another object of the invention is that the hydrodynamic damper consists of a working cylinder closed by a lid which is fixedly connected to the bearing housing and in which a movable piston consisting of two annular plates is slidably mounted, between which an annular chamber is connected. through throttle holes with spaces in front of and behind the movable piston.

Novou konstrukční úpravou vyrovnávacího zařízení podle vynálezu se dosahuje vo srovnání se známými řešeními vyššího účinku v tom, že i při malých velikostech funkční spáry mezi opěrnou deskou a rotujícím diskem se dosahuje stabilní silové charakteristiky systému uložení rotoru v axiálním směru k silnému tlumení rotoru a nebezpečí zadření se snižuje na minimální.The novel design of the balancing device according to the invention achieves a higher effect compared to the known solutions in that, even with small sizes of the functional joint between the backing plate and the rotating disc, a stable force characteristic of the rotor bearing system is achieved in axial direction. is reduced to a minimum.

Příklad provedení vynálezu je schematicky znázorněn na připojeném výkrese, představujícím vyrovnávací mechanismus v osovém i řezu.An exemplary embodiment of the invention is shown schematically in the accompanying drawing, representing an axial and cross-section alignment mechanism.

Vyrovnávací mechanismus podle vynálezu t je tvořen systémem, sestávajícím z modifikovaného vyrovnávacího zařízení 1 pracujícího v součinnosti s tlumeným a pružně^!uloženým oboustranným axiálním nesymetrickým kluzným ložiskem 2. Modifikované vyrovnávací zařízení 1 je tvořeno rotujícím¹diskem 11 uloženým svým válcovým pouzdrem 111 na hřídeli 3 rotoru čerpadla, a dále statorovou opěrnou deskou 12, přičemž' čelní plocha 121 opěrné desky 12 a funkční plocha 112 rotujícího disku -11 vytváří axiálnu spáru 4. Opěrná deska 12 tvaru mezikruží je uložena ve vybrání 51 statoru 5 čerpadla rozebíratelně, například pomocí šroubů 6. Radiální těsnicí spára 7 mezi hřídelí 3 a statorem 5 čerpadla je zajištěna samostatným¹válcovým přírubovým pouzdrem 8 odděle ným od opěrné desky 12. Axiální funkční spára 4 mezi čelní plochou 121 opěrné desky, 12 a funkční plochou 112 rotujícího disku lil je provedena jako konvergentní tím, že budí čelní plocha 121 opěrné desky 12 nebo funk ční plocha 112 rotujícího disku 11, případně obě plochy 112, 121 jsou zkoseny ve' směrui k ose rotace hřídele 3. Toto modifikovaní vyrovnávací zařízení 1 je doplňováno obou stranným axiálním nesymetrickým kluzným ložiskem 2 uloženým vně čerpadla v ložiskovém tělese 21. Běhoun 9 tohoto ložiska 2 je nasazen na hřídeli 3 čerpadla a je uložen mezi předními segmenty 13 a zadními segmenty 14 uloženými v nosiči 15 segmentů 13, 14. Nosič 15 segmentů 13, 14 je rotačním tělesem uloženým v ložiskovém tělese 21 suvně. Na straně přivrácené čerpadlu je nosič 15 segmentů opatřen pružným členem 16, který je v axiálním směru podepřen posuvným prstencem 17 a jeho . poloha v ložiskovém tělese 21 je určena stavěcími šrouby 18. Na opačné straně je nosič 15 segmentů 13, 14 spojen pomocí tyčí 19 s hydraulickým tlumičem 20 axiálních pohybů rotoru 22 čerpadla, a to s jeho pohyblivými částmi. Stacionární část tlumiče 20 je tvořena pracovním válcem 25 uzavřeným mezikruhovým víkem 26 a pevně spojeným s ložiskovým tělesem. 21. V čelní stěně pracovního válce 25 jsou vytvořeny jednak otvory 27 pro průchod spojovacích tyčí. 19 a jednak odvzdušňovací otvor 28. Pohyblivé části tlumiče 20 jsou tvořeny dvěma mezikruhovými deskami 23, 24, mezi nimiž je upravena prstencová komora 29 spojená kanálkem 30 s neznázorněným zdrojem mazacího oleje, kterým je tlumič 20 neustále protékán. Dále jsou obě mezikruhové desky 23, 24 opatřeny kuželovými, případně válcovými otvory 231, 241, propojujícími prstencovou komoru 29 mezi oběma mezikruhovými deskami 23, 24 s vnitřním prostorem pracovního válce.The alignment mechanism of the present invention consists of a system consisting of a modified alignment device 1 operating in conjunction with a damped and resilient device ^. stored sided asymmetrical axial slide bearing 2. Modified leveling device 1 is formed by rotating ^one plate 11 mounted with a cylindrical housing 111 on the shaft 3 of the pump rotor and stator furthermore the support plate 12, wherein the 'end face 121 of the support plate 12 and the functional area 112 of rotating disc The annular support plate 12 is mounted in the recess 51 of the pump stator 5 in a detachable manner, for example by means of screws 6. The radial sealing gap 7 between the shaft 3 and the pump stator 5 is secured by a separate ¹ cylindrical flange bushing 8 separated from the support The axial functional gap 4 between the face 121 of the backing plate 12 and the functional surface 112 of the rotating disk 11 is made convergent by exciting the face 121 of the backing plate 12 or the functional surface 112 of the rotating disk 11, or both. 121 are chamfered in 's This modified balancing device 1 is complemented by a two-sided axial asymmetrical sliding bearing 2 mounted outside the pump in the bearing housing 21. The tread 9 of this bearing 2 is mounted on the pump shaft 3 and is positioned between the front segments 13 and the rear segments The carrier 15 of the segments 13, 14 is a rotary body mounted in the bearing body 21 in a sliding manner. On the side facing the pump, the segment carrier 15 is provided with a resilient member 16 which is supported in the axial direction by the sliding ring 17 and its. the position in the bearing housing 21 is determined by the set screws 18. On the other hand, the carrier 15 of the segments 13, 14 is connected by means of rods 19 to the hydraulic damper 20 of the axial movements of the pump rotor 22 with its moving parts. The stationary part of the damper 20 is formed by a working cylinder 25 closed by an annular cover 26 and fixedly connected to the bearing housing. 21. On the one hand, openings 27 are provided in the front wall of the working cylinder 25 for the passage of the connecting rods. The movable parts of the damper 20 are formed by two annular plates 23, 24, between which an annular chamber 29 is connected, connected by a channel 30 to a lubricating oil source (not shown), through which the damper 20 flows continuously. Furthermore, the two annular plates 23, 24 are provided with conical or cylindrical openings 231, 241 connecting the annular chamber 29 between the two annular plates 23, 24 with the inner space of the working cylinder.

Za provozu čerpadla je tlaková kapalina od posledního stupně 22 čerpadla přiváděna radiální spárou 7 do axiální funkční spáry. 4 mezi čelní plochou 121 opěrné desky 12 a funkční plochou 112 rotujícího disku 11. Tato tlaková kapalina vyvodí na rotující disk 11 výslednou axiální sílu, která vyrovnává sílu do axiálního zatížení rotoru 2.2. Vhodnou volbou délek statoru L/, L_s° a délky rotoru L_r je do systému vyrovnávání axiálního tahu zapojeno účinně i'hydrodynamické, nesymetrické axiální ložisko 2, přičemž délka statoru L_s° odpovídá stavu nezatíženého pružného člena 16. Při ustálených provozních podmínkách je do interakce s vyrovnávacím diskem 11 začleněna bohatěji dimenzovaná sada ložiskových segmentů 13. Skládá se tedy celková vyrovnávací síla systému pro vyrovnání axiálního tahu ze síly od vyrovnávacího disku 11 a axiálního ložiska 2. Velikost síly od ložiska 2 lze měnit změnami délek Lý nebo L_s° a to prostřednictvím stavěčích šroubů 18 a prstence 17 a tuhostí členu 16. Tak jak se za provozu zmenšuje velikost axiální funkční spáry 4, tak poroste progresivně vyrovnávací síla axiálního ložiska 2. Rotory článkových čerpadel vždy kmitají v axiálním směru. Toto kmitání je vybuzeno nestacionárními složkami tlaků uvnitř čerpadla. Při axiálním dynamickém buzení je část dynamického zatížení zachycována rotujícím diskem 11 vyrovnávacího zařízení 1 a část běhounem 9 axiálního ložiska 2. Při axiálním kmitání se mění velikost axiální spáry 4 ve formě kmitávé odezvy rotoru v axiálním, směru uloženém na kapalinové vrstvě disku 11 v axiální spáře 4 a na kapalinové vrstvě ve spáře mezi segmenty 13 a běhounem 9 axiálního ložiska 2. Při vyšších průtocích čerpadlem, než je optimální průtok dochází k vydatnějšímu axiálnímu buzení rotoru 22 a k většímu zatížení hlavně segmentů 13 axiálního ložiska 2. Přitom nedochází za tohoto stavu k podstatnějším změnám v tloušťce mazací vrstvy ve spáře mezi běhounem 9 a předními segmenty 13 axiálního ložiska 2 a dynamická odezva se v této části odehrává na posuvech nosiče 15 segmentů 13, 14 a tedy v deformacích pružného člena 16. K zajištění maximálního tlumení axiálních kmitů v tomto nejnebezpečnějším provozním stavu čerpadlového provozu, je do systému zařazena funkce hydrodynamického tlumiče 20, který je neustále protékán olejem použitým k mazání ložisek. Olej je přiváděn kanálkem 30 do prstencové komory 29 odkud protéká škrticími otvory 231, 241 do vnitřního prostoru pracovního válce 25 a odvzdušňovacími otvory 28 a otvory 27 pro průchod spojovacích tyčí 19 do ložiskového tělesa 21. Prstencová komora 29 překrývá kanálek 30 přívodu oleje v jakékoliv axiální poloze rotoru. Právě v případě malé velikosti axiální spáry 4 jsou axiální posuvy rotoru tlumeny přídavným tlumicím účinkem hydrodynamického tlumiče 20. Při malých průtocích čerpadlem, kdy velikost axiální spáry 4 roste a silový účinek ložiskových segmentů 13 na rotor klesá, vytrácí se i tlumicí účinek hydrodynamického tlumiče 20 a zapojuje se tlumení rotoru pocházející od deformací kapalinových vrstev mezi běhounem 9 ložiska 2 a segmenty 13, 14. Novým konstrukčním řešením axiálního· ložiska 2 s hydrodynamickým tlumičem 20 je zajištěno významné tlumení axiálních kmitů rotoru v celém pracovním rozsahu čerpadla, kterého u známých řešení systémů vyrovnávání axiálního tahu nelze dosáhnout. Druhá strana ložiska 2, která je dimenzována na nižší únosnost, než první strana ložiska 2 slouží pouze k zachycení dynamické axiální odezvy rotoru na rychlou změnu zatížení rotoru při velmi rychlém představení provozního bodu.During operation of the pump, the pressure fluid from the last stage 22 of the pump is fed through the radial joint 7 to the axial functional joint. 4 between the end face 121 of the backing plate 12 and the functional surface 112 of the rotating disk 11. This pressure fluid applies a resulting axial force to the rotating disk 11, which balances the force to the axial load of the rotor 2.2. By suitably selecting the stator lengths L /, L _s ° and the rotor length L _r , the hydrodynamic, unsymmetrical thrust bearing 2 is effectively connected to the axial thrust equalization system, the stator length L _s ° corresponding to the unloaded condition of the resilient member 16. to interact with the alignment plate 11 is dimensioned incorporated richer set of bearing segment 13. It comprises therefore the total force balancing system for balancing axial thrust forces from the alignment of the disk 11 and the second thrust bearing from the magnitude of the force bearing 2 can be varied by varying the length L or _the Lý ° by adjusting the screws 18 and the ring 17 and the stiffness of the member 16. As the size of the axial functional joint 4 decreases in operation, the compensating force of the thrust bearing 2 increases progressively. This oscillation is excited by the non-stationary pressure components inside the pump. During axial dynamic excitation, a part of the dynamic load is absorbed by the rotating disk 11 of the alignment device 1 and a part by the tread 9 of the thrust bearing 2. During axial oscillation, the size of the axial joint 4 changes in the oscillating response of the rotor in the axial direction. 4 and on the liquid layer in the gap between the segments 13 and the tread 9 of the thrust bearing 2. At higher flow rates than the optimum flow, the axial excitation of the rotor 22 is increased and the barrel 13 of the thrust bearing 2 is more heavily loaded. changes in the thickness of the lubrication layer in the joint between the tread 9 and the front segments 13 of the thrust bearing 2 and the dynamic response in this part takes place at the displacements of the carrier 15 of the segments 13, 14 and hence the deformations of the resilient member. In this most dangerous operating state of pump operation, the function of the hydrodynamic damper 20, which is continuously flowing through the oil used for bearing lubrication, is included in the system. The oil is fed through a conduit 30 to the annular chamber 29 from where it flows through the throttle holes 231, 241 into the interior of the working cylinder 25 and the vent holes 28 and holes 27 for passage of the connecting rods 19 into the bearing body 21. The annular chamber 29 overlaps the oil supply channel 30 in any axial rotor position. In the case of the small size of the axial joint 4, the axial displacements of the rotor are dampened by the additional damping effect of the hydrodynamic damper 20. At low flow rates as the size of the axial joint 4 increases and the force effect of the bearing segments 13 decreases. rotor damping resulting from the deformation of the fluid layers between the tread 9 of the bearing 2 and the segments 13, 14 is involved. A new design of the axial bearing 2 with the hydrodynamic damper 20 provides significant damping of the axial vibration of the rotor throughout the working range of the pump. axial thrust cannot be achieved. The second side of the bearing 2, which is designed for a lower load capacity than the first side of the bearing 2, serves only to capture the dynamic axial response of the rotor to a rapid change in the rotor load at a very fast operating point.

Claims

1. A compensating mechanism, in particular for compensating the axial thrust of a centrifugal pump rotor, consisting of a self-aligning bearing formed by a backing plate and a rotating disc between which a convergent functional joint is provided and a double-sided thrust bearing consisting of a bearing tread mounted on the pump shaft and two sets The segment carrier is slidably mounted in the bearing housing and is provided with a resilient member, characterized in that the support plate (12) of the alignment device (1) is detachably mounted in a recess (51) of the pump stator (5). wherein the cylindrical bushing (8) forms a separate part, and that the carrier (15) of the axial bearing segments (13, 14) is provided on the opposite bearing of the resilient member (16) with a hydrodynamic damper (20) whose movable piston (210) ) is connected to the carrier (15) by connecting rods (19).

Compensation mechanism according to claim 1, characterized in that the hydrodynamic damper (20) is formed by a working cylinder (25) closed by a cover (26) which is fixedly connected to the bearing body (21) and in which the movable piston ( 210) formed by two annular plates (23, 24) between which an annular chamber (29) is formed, connected both by a channel (30) to the lubricating oil source and by means of throttling circuits (231, 241) with spaces in front and behind the movable piston (210) .