EP2271827A1 - Turbomaschine mit schubausgleichskolben - Google Patents

Turbomaschine mit schubausgleichskolben

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EP2271827A1
EP2271827A1 EP09742020A EP09742020A EP2271827A1 EP 2271827 A1 EP2271827 A1 EP 2271827A1 EP 09742020 A EP09742020 A EP 09742020A EP 09742020 A EP09742020 A EP 09742020A EP 2271827 A1 EP2271827 A1 EP 2271827A1
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EP
European Patent Office
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pressure
diameter
pressure chamber
rotor
shaft seal
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EP09742020A
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English (en)
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EP2271827B1 (de
Inventor
Walter Gehringer
Richard Geist
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Siemens AG
Original Assignee
Siemens AG
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Publication date
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D3/00—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid
    • F01D3/04—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid axial thrust being compensated by thrust-balancing dummy piston or the like

Definitions

  • the invention relates to a rotary machine, in particular a turbine, pump or compressor, with at least one rotor and at least one process fluid, which surrounds the rotor at least partially, wherein the rotor has at least one compensating piston, for influencing an axial thrust of the rotor, wherein the compensating piston at least one diameter change of the rotor, wherein at least one shaft seal is provided which seals a first space in which a first pressure prevails from a second space in which a second pressure prevails such that at least temporarily a pressure difference between the first and the second space is applied and a first shaft seal is arranged on the balance piston such that a first change in diameter the pressure of the first space and a second change in diameter is exposed to the pressure of the second space.
  • Balancing pistons on rotary machines are part of the usual assemblies, especially in steam turbines.
  • a pressure build-up or a pressure reduction of the process fluid takes place along a relaxation or compression path in at least partially axial direction of the rotor, wherein the rotor itself or its associated element in areas of varying diameter, such as wave heels, exposed to the respective different applied pressures are.
  • rotating blades produce here as well as in the circumferential direction continuous shaft paragraphs an axial thrust that these elements transmit as axial force in the rotor.
  • a thrust bearing In order for a thrust bearing to be designed in a meaningful size under these operating conditions, it is necessary to compensate for these forces by appropriate opposing forces elsewhere.
  • a control set the pressure in the pressure chambers, so that the desired residual thrust is always formed.
  • the described balancing effect can only be achieved if either the pressures on the balance piston have a particularly high difference or the
  • Compensating piston diameter is designed very large.
  • the shaft seal provided on the compensating piston requires sufficiently large axial space to achieve the required sealing effect.
  • Both large diameter and large axial space cause on the one hand undesirable rotordynamic effects in the form of vibrations and on the other hand high costs due to the additional material requirements for both the rotor and the surrounding components, in particular for the housing.
  • the invention has therefore taken on the task of developing a rotary machine with a balancing piston of the type mentioned in such a way that with the same thrust compensation only a reduced space is required.
  • the formation of the balancing piston having a plurality of spaces, each separated by shaft seals from each other to form a pressure difference and which spaces are limited by at least one change in diameter of the rotor, allows the reduction of the diameter of the balance piston without reducing the thrust balance potential. Also, by the inventive multi-stage design of the balance piston (when a stage of a balance piston as an arrangement of a
  • a particularly advantageous embodiment of the invention provides that the compensating piston is formed as a direct result of changes in diameter of the rotor, which is formed in a longitudinal extension of the rotor in the following order:
  • Diameter reduction in each case a shaft seal between a respective stationary wall and the rotor is provided, so that - a first pressure chamber having the first diameter expansion as a boundary wall, a second pressure chamber having the first diameter reduction as a boundary wall, a third pressure chamber, the second diameter expansion as a boundary wall and a fourth pressure space has the second diameter reduction as a boundary wall.
  • Understood compensating piston it is in this advantageous development of a four-stage arrangement, which may have the same thrust equalization potential at the same largest and smallest diameters of the respective stages, as a conventional balance piston.
  • an arrangement according to the invention can also have more than four of the above-defined stages, for example 5, 6, or more.
  • the shaft seals are each formed between the pressure chambers as a brush seal or a mechanical seal. These gaskets have a better sealing effect compared with conventional labyrinth seals, so that a higher axial extent over a smaller axial extent
  • Particularly useful is the formation of pressure channels to the respective pressure chambers, so that can make the differential pressures required for the compensation by setting a certain pressure in the pressure chambers.
  • the actuator In order to enable an adaptation of the thrust balance to different operating conditions, it may additionally be useful to provide at least one actuator or a valve in at least one pressure channel, by means of which the pressure in the connected pressure chamber is adjustable.
  • the actuator allows a dynamic pressure regulation, which is preferably caused depending on the respective operating point of a central control.
  • FIG. 1 shows a steam turbine as an example of a rotary machine according to the invention
  • FIG. 2 shows a detail X of FIG. 1 with a conventional design of a balancing piston
  • Figure 3 shows the detail X of Figure 1 with an inventive design of
  • Figure 4 is a schematic representation of a rotor of conventional design with different
  • Diameters and the balance piston and Figure 5 is a schematic representation of the rotor with inventive design of the
  • FIG. 1 shows a rotary machine 1, namely a steam turbine 2, in which fed-in live steam 3 is depressurized as it flows through a blading 4 onto steam 5 of a lower pressure level in the region of an outflow 80.
  • the axial thrust 8 is supported on a thrust bearing 9.
  • a compensating piston 10 is provided, which is designed as a shaft shoulder on the rotor 6.
  • FIGS. 2 and 3 show the detail X with the
  • Balancing piston 10 in conventional construction or in accordance with the invention training.
  • the compensating piston 10 of conventional design shown in FIG. 2 has in the axial direction of the rotor 6 from left to right a first pressure chamber 11, a first diameter change 21, a first shaft seal 31, a second pressure chamber 12 with a second diameter change 22.
  • Axially in front of this described arrangement is a shaft labyrinth seal 82, by means of which the first pressure chamber 11 is sealed to the atmosphere 51.
  • Axially behind the arrangement described as compensating piston 10, or on the part of the end pointing into the turbine interior of this arrangement is another
  • Wave labyrinth seal 52 by means of which the second pressure chamber 12 is sealed to an inflow 54 out.
  • This wave labyrinth seal can be attributed to the balance piston 10.
  • the applied pressure in the second pressure chamber 22 is higher than that in the first pressure chamber 11, so that the resulting from a balance of forces of the balance piston thrust directed against the thrust from the blading 4.
  • FIG. 3 shows the arrangement according to FIG. 2 or the detail X of FIG. 1 with a design of the compensating piston 10 according to the invention.
  • the compensating piston 10 is in this case formed with four pressure chambers 11, 12, 13, 14, each of which has a shaft seal 31, 32, 33 to have separation between them and at least one
  • Diameter change 21, 22, 23, 24 of the rotor 6 are partially limited.
  • the shaft seals 31, 32, 33 are formed as brush seals, so that for a conventional construction (Fig. 2) equivalent pressure difference between the pressure chambers 11, 12, 13, 14 only a small axial space is spent.
  • Pressure chamber 13 are connected to pressure channels 42, 43 in connection, so that the second pressure chamber 12 has a higher pressure than the third pressure chamber 13.
  • the second pressure chamber 12 has a higher pressure than the third pressure chamber 13.
  • the third pressure chamber 13 applied pressure and the voltage applied in the second pressure chamber 12 and the fourth pressure chamber 14 pressure identical. Due to the permeability of the shaft seals 31 - 33 results in each case a flow according to the plotted arrows 61 - 66 due to
  • Figures 4 and 5 show the diameter provided on the rotor 6 in conjunction with various pressures in the
  • Pressure chambers 11-14 in cooperation with shaft seals 31-33.
  • the first pressure chamber 11 is connected to the outflow via a pressure channel 71 and the second pressure chamber 12 is connected by means of a pressure channel 72 to a higher pressure level in the blading 4.
  • Figure 5 shows that in addition to the first pressure chamber 11 and the second pressure chamber 12, a third pressure chamber 13 and a fourth pressure chamber 14 are also connected to the pressure levels at the outflow 80 and the blading 4 and achieved in this way, the double effect of the thrust compensation can be. Otherwise, with the same design of the steam turbine 2, the diameter of the compensating piston 10 in the embodiment according to the invention according to FIG. 5 would be smaller.
  • an actuator 100 or valve can be provided in the pressure channel 71, by means of which the pressure in the pressure chambers 12, 13, 14 can be adapted to the current operating conditions.
  • the actuator is controlled by a central controller 101.

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Rotationsmaschine (1), insbesondere Turbine, Pumpe oder Verdichter, mit mindestens einem Rotor (6) und mindestens einem Prozessfluid (Dampf 3), das den Rotor (6) zumindest teilweise umgibt, wobei der Rotor (6) mindestens einen Ausgleichskolben (10) aufweist, zur Beeinflussung eines axialen Schubes, wobei der Ausgleichskolben (10) mindestens eine Durchmesseränderung (21, 22, 23, 24) des Rotors (6) aufweist, wobei mindestens eine Wellendichtung (31, 32, 33) vorgesehen ist, die einen ersten Raum (11), in dem ein erster Druck herrscht von einem zweiten Druckraum (12), in dem ein zweiter Druck herrscht derart abdichtet, dass zumindest zeitweise eine Druckdifferenz zwischen dem ersten und dem zweiten Druckraum (11, 12) anliegt und eine erste Wellendichtung (31) an dem Ausgleichskolben (10) derart angeordnet ist, dass eine erste Durchmesseränderung (21) den Druck des ersten Druckraums (11) und eine zweite Durchmesseränderung (22) den Druck des zweiten Druckraums (12) ausgesetzt ist. Zur Verringerung des Bauraumbedarfs wird vorgeschlagen, dass der Ausgleichskolben (10) mindestens einen dritten Druckraum (13) mit einem dritten Druck umfasst und eine zweite Wellendichtung (32) derart angeordnet ist, dass eine dritte Durchmesseränderung (23) dem Druck des dritten Druckraums (13) ausgesetzt ist.

Description

Beschreibung
TURBOMASCHINE MIT SCHUBAUSGLEICHSKOLBEN
Die Erfindung eine Rotationsmaschine, insbesondere Turbine, Pumpe oder Verdichter, mit mindestens einem Rotor und mindestens einem Prozessfluid, das den Rotor zumindest teilweise umgibt, wobei der Rotor mindestens einen Ausgleichskolben aufweist, zur Beeinflussung eines axialen Schubes des Rotors, wobei der Ausgleichskolben mindestens eine Durchmesseränderung des Rotors aufweist, wobei mindestens eine Wellendichtung vorgesehen ist, die einen ersten Raum, in dem ein erster Druck herrscht von einem zweiten Raum, in dem ein zweiter Druck herrscht derart abdichtet, dass zumindest zeitweise eine Druckdifferenz zwischen dem ersten und dem zweiten Raum anliegt und eine erste Wellendichtung an dem Ausgleichskolben derart angeordnet ist, dass eine erste Durchmesseränderung den Druck des ersten Raums und eine zweite Durchmesseränderung den Druck des zweiten Raums ausgesetzt ist.
Ausgleichskolben an Rotationsmaschinen gehören insbesondere bei Dampfturbinen zu den üblichen Baugruppen. In der Regel findet ein Druckaufbau oder ein Druckabbau des Prozessfluids entlang eines Entspannungs- oder Verdichtungsweges in zumindest teilweiser axialer Richtung des Rotors statt, wobei der Rotor selbst oder mit ihm verbundene Element in Bereichen sich ändernden Durchmessers, beispielsweise Wellenabsätzen, den jeweils unterschiedlichen anliegenden Drücken ausgesetzt sind. Auch rotierende Beschaufelungen erzeugen hierbei ebenso wie in Umfangsrichtung durchgehende Wellenabsätze einen axialen Schub, den diese Elemente als Axialkraft in den Rotor übertragen. Damit ein Axiallager unter diesen Betriebsbedingungen in einer sinnvollen Größe ausgelegt werden kann, ist es erforderlich, diese Kräfte durch entsprechende Gegenkräfte an anderer Stelle zu kompensieren. Zu diesem Zweck weisen beispielsweise Dampfturbinen in heutiger Bauart regelmäßig einen als Ausgleichskolben bezeichneten Wellenabsatz auf, der an seiner nach radial außen weisenden Umfangsflache mit einer Wellendichtung versehen ist, die regelmäßig als Labyrinthdichtung ausgebildet ist, welche Wellendichtung einen ersten Druckraum von einem zweiten Druckraum unter Ausbildung eines Differenzdrucks trennt. Dem zur Folge liegt auf einer axialen Seite des Ausgleichskolbens ein anderer Druck als auf der anderen axialen Seite an, so dass bei entsprechender Auslegung der Durchmesser und Raumdrücke der Rotor mit einer Axialkraft beaufschlagt werden kann, die dem sonstigen Axialschub bis auf ein Residuum, welches durch das Axiallager abgestützt wird, ausgleicht, so dass das Axiallager eine nur geringe Last aufzunehmen hat und der Rotor dennoch stets in einer axial bestimmten Lage durch die verbleibende Restkraft gedrückt wird.
Gegebenenfalls kann unter Bezug auf den jeweiligen Betriebspunkt eine Regelung den Druck derart in den Druckräumen einstellen, so dass sich der gewünschte Restschub stets ausbildet.
Häufig lässt sich der beschriebene Ausgleichseffekt nur erzielen, wenn entweder die Drücke an dem Ausgleichskolben eine besonders hohe Differenz aufweisen oder der
Ausgleichskolbendurchmesser sehr groß ausgelegt wird. Bei besonders hohen Differenzdrücken benötigt die an dem Ausgleichskolben vorgesehene Wellendichtung hinreichend großen axialen Bauraum, um den erforderlichen Dichteffekt zu erzielen. Sowohl große Durchmesser als auch großer axialer Bauraum verursachen einerseits unerwünschte rotordynamische Effekte in Form von Schwingungen und andererseits hohe Kosten aufgrund des zusätzlichen Materialbedarfs sowohl für den Rotor als auch für die umliegenden Komponenten, insbesondere für die Gehäuse. Daneben sind die Folgekosten für die
Aufstellung, den Transport und die Lagerung der groß zu dimensionierenden Bauteile signifikant. Die Erfindung hat es sich daher zur Aufgabe gemacht, eine Rotationsmaschine mit einem Ausgleichskolben der eingangs genannten Art derart weiterzubilden, dass bei gleicher Schubkompensation ein nur reduzierter Bauraum erforderlich ist .
Zur Lösung der Aufgabe wird erfindungsgemäß eine Rotationsmaschine mit den im Anspruch 1 aufgeführten Merkmalen vorgeschlagen. Die rückbezogenen Unteransprüche beinhalten vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung.
Die Ausbildung des Ausgleichskolbens mit mehreren Räumen, die jeweils durch Wellendichtungen voneinander unter Ausbildung einer Druckdifferenz getrennt sind und welche Räume von mindestens einer Durchmesseränderung des Rotors begrenzt werden, ermöglicht die Verringerung des Durchmessers des Ausgleichskolbens ohne das Schubausgleichspotential zu verringern. Auch kann durch die erfindungsgemäß mehrstufige Ausbildung des Ausgleichskolbens (wenn eine Stufe eines Ausgleichskolbens als eine Anordnung von einer
Wellendichtung, einem Raum mit einem bestimmten Druck und einer diesen Raum begrenzenden Durchmesseränderung des Rotors definiert wird) der erforderliche Druck pro Stufe des Ausgleichskolbens geringer gewählt werden, so dass die Anforderungen an die entsprechende Wellendichtung reduziert sind und diese gegebenenfalls mit einer geringeren axialen Abmessung ausgebildet sein kann.
Eine besonders vorteilhafte Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass der Ausgleichskolben als eine direkte Folge von Durchmesseränderungen am Rotor ausgebildet ist, die bezeichnet in einer Längserstreckung des Rotors mit folgender Reihenfolge ausgebildet ist:
- eine erste Durchmesseraufweitung, eine erste Durchmesserverringerung, - eine zweite Durchmesseraufweitung, eine zweite Durchmesserverringerung, - wobei zwischen der ersten Durchmesseraufweitung und der ersten
Durchmesserverringerung, der ersten Durchmesserverringerung und der zweiten Durchmesseraufweitung, der zweiten Durchmesseraufweitung und der zweiten
Durchmesserverringerung, jeweils eine Wellendichtung zwischen einer jeweils stehenden Wand und dem Rotor vorgesehen ist, so dass - ein erster Druckraum die erste Durchmesseraufweitung als eine Begrenzungswand aufweist, ein zweiter Druckraum die erste Durchmesserverringerung als eine Begrenzungswand aufweist, ein dritter Druckraum die zweite Durchmesseraufweitung als eine Begrenzungswand aufweist und ein vierter Druckraum die zweite Durchmesserverringerung als eine Begrenzungswand aufweist.
Unter der direkten Folge (Direktheit) ist das Fehlen einer Zwischenanordnung von anderen Modulen, wie zum Beispiel Beschaufelungsabschnitten zu verstehen.
Wird eine Anordnung aus einem Druckraum, einer Durchmesserveränderung, die eine Begrenzungswand für den Druckraum ist und einer Wellendichtung als eine Stufe des
Ausgleichskolbens verstanden, so handelt es sich bei dieser vorteilhaften Weiterbildung um eine vierstufige Anordnung, welche bei gleichen größten und kleinsten Durchmessern der jeweiligen Stufen das doppelte Schubausgleichspotential haben kann, wie ein herkömmlicher Ausgleichskolben.
Eine erfindungsgemäße Anordnung kann je nach auszugleichendem Differenzdruck auch mehr als vier der oben definierten Stufen aufweisen, beispielsweise 5, 6, oder mehr.
Damit ein Ausgleichskolben nach der Erfindung auch bei hohen Druckdifferenzen pro Stufe keinen großen axialen Bauraum benötigt, ist es zweckmäßig, wenn die Wellendichtungen zwischen den Druckräumen jeweils als eine Bürstendichtung oder eine Gleitringdichtung ausgebildet sind. Diese Dichtungsformen weisen gegenüber herkömmlichen Labyrinthdichtungen einen besseren Dichtungseffekt auf, so dass über eine geringere axiale Ausdehnung höhere
Druckdifferenzen abgebaut werden können und demzufolge erfindungsgemäße Ausgleichskolben sowohl radial als auch axial einen nur geringen Bauraumbedarf aufweisen.
Besonders sinnvoll ist die Ausbildung von Druckkanälen zu den jeweiligen Druckräumen, so dass die für den Ausgleich erforderlichen Differenzdrücke durch eine Einstellung eines bestimmten Drucks in den Druckräumen herstellen lassen.
Um eine Anpassung des Schubausgleichs an verschiedene Betriebsbedingungen zu ermöglichen, kann es zusätzlich sinnvoll sein, mindestens ein Stellorgan bzw. ein Ventil in mindestens einem Druckkanal vorzusehen, mittels dessen der Druck in dem verbundenen Druckraum einstellbar ist. In Folge der permanenten Leckage über die entsprechende Wellendichtung des Druckraums ermöglicht das Stellorgan eine dynamische Druckregulierung, die bevorzugt in Abhängigkeit von dem jeweiligen Betriebspunkt von einer zentralen Regelung veranlasst wird.
In der Herstellung ergeben sich besondere Einsparpotentiale aufgrund der Erfindung, wenn mindestens zwei Wellendichtungen an dem Ausgleichskolben baugleich ausgebildet sind. Des Weiteren ermöglicht die erfindungsgemäß stufenweise Ausbildung des Ausgleichskolbens die Benutzung baugleicher
Wellendichtungen für unterschiedliche Turbinen, insbesondere, wenn eine Variation der Stufenzahl des Ausgleichskolbens in ihrer Differenz des Schubausgleichs genau dem Schubunterschied der entsprechenden Rotationsmaschinentypen entspricht.
Im Folgenden ist die Erfindung unter Bezugnahme auf Zeichnungen anhand eines speziellen Ausführungsbeispiels näher beschrieben. Die Erfindung ist nicht auf diese spezielle Ausbildung beschränkt, vielmehr ergeben sich für den Fachmann neben dem Beispiel andere Ausbildungsvarianten, die ebenfalls von der Erfindung Gebrauch machen. Es zeigen:
Figur 1 eine Dampfturbine als Beispiel einer erfindungsgemäßen Rotationsmaschine, Figur 2 ein Detail X der Figur 1 mit einer herkömmlichen Ausbildung eines Ausgleichskolbens,
Figur 3 das Detail X der Figur 1 mit einer erfindungsgemäßen Ausbildung des
Ausgleichskolbens,
Figur 4 eine schematische Darstellung eines Rotors herkömmlicher Ausbildung mit verschiedenen
Durchmessern und dem Ausgleichskolben und Figur 5 eine schematische Darstellung des Rotors mit erfindungsgemäßer Ausbildung des
Ausgleichskolbens und verschiedenen Durchmessern.
Figur 1 zeigt eine Rotationsmaschine 1, nämlich eine Dampfturbine 2, in der eingespeister Frischdampf 3 beim Durchströmen einer Beschaufelung 4 auf Dampf 5 eines niedrigeren Druckniveaus im Bereich einer Abströmung 80 entspannt wird. Ein Rotor 6, an dem die Laufbeschaufelung 7 befestigt ist, erfährt in Folge der Dampfentspannung einen Axialschub 8. Zum Teil wird der Axialschub 8 an einem Axiallager 9 abgestützt.
Zur Reduktion der auf das Axiallager 9 wirkenden Axialkraft ist ein Ausgleichskolben 10 vorgesehen, der als Wellenabsatz an dem Rotor 6 ausgebildet ist.
Die Figuren 2 und 3 zeigen das Detail X mit dem
Ausgleichskolben 10 in herkömmlicher Bauweise bzw. in erfindungsgemäßer Ausbildung. Der in Figur 2 dargestellte Ausgleichskolben 10 in herkömmlicher Bauweise weist in axialer Richtung des Rotors 6 von links nach rechts bezeichnet einen ersten Druckraum 11, eine erste Durchmesseränderung 21, eine erste Wellendichtung 31, einen zweiten Druckraum 12 mit einer zweiten Durchmesseränderung 22 auf. Axial vor dieser beschriebenen Anordnung befindet sich eine Wellenlabyrinthdichtung 82, mittels derer der erste Druckraum 11 zur Atmosphäre 51 abgedichtet ist. Axial hinter der als Ausgleichskolben 10 beschriebenen Anordnung, bzw. seitens des ins Turbineninnere weisenden Endes dieser Anordnung befindet sich eine weitere
Wellenlabyrinthdichtung 52, mittels welcher der zweite Druckraum 12 zu einer Einströmung 54 hin abgedichtet ist. Diese Wellenlabyrinthdichtung kann dem Ausgleichskolben 10 zugerechnet werden. Der im zweiten Druckraum 22 anliegende Druck ist höher, als der in dem ersten Druckraum 11, so dass sich der aus einer Kräftebilanz des Ausgleichskolbens ergebende Schub gegen den Schub aus der Beschaufelung 4 richtet.
Figur 3 zeigt die Anordnung gemäß der Figur 2 bzw. das Detail X der Figur 1 mit einer erfindungsgemäßen Ausbildung des Ausgleichskolbens 10. Der Ausgleichskolben 10 ist hierbei mit vier Druckräumen 11, 12, 13, 14 ausgebildet, die jeweils eine Wellendichtung 31, 32, 33 zu Abtrennung untereinander aufweisen und von mindestens einer
Durchmesseränderung 21, 22, 23, 24 des Rotors 6 teilweise begrenzt werden.
Die Wellendichtungen 31, 32, 33 sind als Bürstendichtungen ausgebildet, so dass für eine zur herkömmlichen Bauweise (Fig. 2) äquivalenten Druckdifferenz zwischen den Druckräumen 11, 12, 13, 14 ein nur geringer axialer Bauraum aufzuwenden ist. Der zweite Druckraum 12 und der dritte
Druckraum 13 stehen mit Druckkanälen 42, 43 in Verbindung, so dass der zweite Druckraum 12 einen höheren Druck aufweist als der dritte Druckraum 13. Vorliegend ist der in dem ersten Druckraum 11 und in dem dritten Druckraum 13 anliegende Druck sowie der im zweiten Druckraum 12 und im vierten Druckraum 14 anliegende Druck identisch. Aufgrund der Lässigkeiten der Wellendichtungen 31 - 33 ergibt sich jeweils eine Strömung gemäß der eingezeichneten Pfeile 61 - 66 aufgrund der
Druckdifferenzen zwischen den einzelnen Druckräumen gespeist von den Druckkanälen 42, 43.
Die Figuren 4 und 5 zeigen die an dem Rotor 6 vorgesehenen Durchmesser in Verbindung mit verschiedenen Drücken in dem
Druckräumen 11 - 14 im Zusammenwirken mit Wellendichtungen 31 - 33. In der Figur 4 ist der erste Druckraum 11 über einen Druckkanal 71 mit der Abströmung verbunden und der zweite Druckraum 12 mittels eines Druckkanals 72 mit einem höheren Druckniveau in der Beschaufelung 4.
Figur 5 zeigt, dass zusätzlich zu dem ersten Druckraum 11 und dem zweiten Druckraum 12 ein dritter Druckraum 13 und ein vierter Druckraum 14 ebenfalls mit dem Druckniveaus an der Abströmung 80 bzw. der Beschaufelung 4 verbunden sind und auf dieser Weise der doppelte Effekt der Schubkompensation erzielt werden kann. Da ansonsten bei gleicher Ausbildung der Dampfturbine 2 würde der Durchmesser des Ausgleichskolbens 10 bei der erfindungsgemäßen Ausbildung nach Figur 5 geringer ausfallen.
Optional kann in dem Druckkanal 71 ist ein Stellorgan 100 bzw. Ventil vorgesehen werden, mittels dessen der Druck in den Druckräumen 12, 13, 14 an die aktuellen Betriebsbedingungen angepasst werden kann. Das Stellorgan wird gesteuert von einer zentralen Regelung 101.

Claims

Patentansprüche
1. Rotationsmaschine (1), insbesondere Turbine, Pumpe oder Verdichter, mit mindestens einem Rotor (6) und mindestens einem Prozessfluid (Dampf 3), das den Rotor (6) zumindest teilweise umgibt, wobei der Rotor (6) mindestens einen Ausgleichskolben (10) aufweist, zur Beeinflussung eines axialen Schubes, wobei der Ausgleichskolben (10) mindestens eine
Durchmesseränderung (21, 22, 23, 24) des Rotors (6) aufweist, wobei mindestens eine
Wellendichtung (31, 32, 33) vorgesehen ist, die einen ersten Raum (11), in dem ein erster Druck herrscht von einem zweiten Druckraum (12), in dem ein zweiter Druck herrscht derart abdichtet, dass zumindest zeitweise eine Druckdifferenz zwischen dem ersten und dem zweiten Druckraum (11, 12) anliegt und eine erste Wellendichtung (31) an dem Ausgleichskolben (10) derart angeordnet ist, dass eine erste Durchmesseränderung (21) den Druck des ersten Druckraums (11) und eine zweite Durchmesseränderung (22) den Druck des zweiten Druckraums (12) ausgesetzt ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgleichskolben (10) mindestens einen dritten
Druckraum (13) mit einem dritten Druck umfasst und eine zweite Wellendichtung (32) derart angeordnet ist, dass eine dritte Durchmesseränderung (23) dem Druck des dritten Druckraums (13) ausgesetzt ist.
2. Rotationsmaschine (1) nach Anspruch 1, wobei der Ausgleichskolben (10) als eine direkte Folge von Durchmesseränderungen (21 - 24) am Rotor (6) ausgebildet ist, die bezeichnet in einer
Längserstreckung des Rotors (6) mit folgender Reihenfolge ausgebildet ist:
- eine erste
Durchmesseraufweitung (Durchmesseränderung 11), - eine erste
Durchmesserverringerung (Durchmesseränderung 12),
- eine zweite
Durchmesseraufweitung (Durchmesseränderung 13) ,
- eine zweite Durchmesserverringerung (Durchmesseränderung 14), wobei zwischen
- der ersten Durchmesseraufweitung und der ersten Durchmesserverringerung,
- der ersten Durchmesserverringerung und der zweiten Durchmesseraufweitung,
- der zweiten Durchmesseraufweitung und der zweiten Durchmesserverringerung, jeweils eine Wellendichtung (31 - 33) zwischen einer jeweils stehenden Wand und dem Rotor (6) vorgesehen ist, so dass
- ein erster Druckraum (11) die erste Durchmesseraufweitung als eine Begrenzungswand aufweist,
- ein zweiter Druckraum (12) die erste Durchmesserverringerung als eine Begrenzungswand aufweist,
- ein dritter Druckraum (13) die zweite
Durchmesseraufweitung als eine Begrenzungswand aufweist und
- ein vierter Druckraum (14) die zweite Durchmesserverringerung als eine Begrenzungswand aufweist .
3. Rotationsmaschine (1) nach Anspruch 1 oder 2, wobei mindestens eine an dem Ausgleichskolben (10) vorgesehene Wellendichtung (31 - 33) als Bürstendichtung ausgebildet ist.
4. Rotationsmaschine (1) nach Anspruch 1 oder 2, wobei mindestens eine an dem Ausgleichskolben (10) vorgesehene Wellendichtung (31 - 33) als Gleitringdichtung ausgebildet ist.
5. Rotationsmaschine (1) nach Anspruch 1, 2, 3 oder 4, wobei Druckkanäle (42, 43, 71, 72) zu den Druckräumen (11, 12, 13, 14) vorgesehen sind.
6. Rotationsmaschine (1) nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 5, wobei mindestens ein Stellorgan (100) in mindestens einem Druckkanal (71, 72) vorgesehen ist, mittels dessen der Druck in dem angebundenen Druckraum (11 - 14) einstellbar ist.
7. Rotationsmaschine (1) nach mindestens einem der Ansprüche 1 bis 6, wobei mindestens zwei Wellendichtungen (31 - 33) baugleich ausgebildet sind.
8. Rotationsmaschine (1) nach mindestens einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei der Ausgleichskolben (10) noch weitere Anordnungen aus Druckraum (11-14), Durchmesseränderung (21-24) und Wellendichtung (31 - 33) in direkter axialer Aneinanderreihung an die anderen Anordnungen umfasst.
EP09742020A 2008-05-09 2009-04-30 Turbomaschine mit schubausgleichskolben Not-in-force EP2271827B1 (de)

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