RU2695869C1

RU2695869C1 - Two-stage centrifugal pump

Info

Publication number: RU2695869C1
Application number: RU2018141647A
Authority: RU
Inventors: Николай Игоревич Белоусов
Original assignee: Публичное акционерное общество "Ракетно-космическая корпорация "Энергия" имени С.П. Королёва"
Priority date: 2018-11-26
Filing date: 2018-11-26
Publication date: 2019-07-29

Abstract

FIELD: engines and pumps.

SUBSTANCE: invention can be used in thermal control systems of aviation and rocket equipment. Two-stage centrifugal pump includes housing (1), shaft (4) arranged in housing (1) installed on bearings (5), and two bushings (6, 7) fixed relative to housing. One of two working wheels (10, 11) fixed on shaft (4) is arranged in recesses (8, 9) of each of bushings (6, 7). Output (14) of first wheel (10) through transfer channel (15) is interconnected with input (16) of second wheel (11). Cylindrical bore (17) is made in housing (1). In bore (17) there are two bushings (6, 7) and insert (18) between them. Bores (17) of both bushings (6, 7) face insert (18). Wheels (10, 11) face their inputs (19, 16) in opposite directions from insert (18). Bearings (5) are located in inner cavity (20) of insert (18). Transfer channel (15) is made on outer surface (21) of insert (18) with outlet to both ends (22, 23), on the closest to insert (18) end (24) of sleeve (6) enclosing wheel (10), as well as on outer surface (25) and on end (26) of sleeve (7) enclosing wheel (11) on opposite end of insert (18).

EFFECT: invention is aimed at increasing service life and reducing axial dimensions.

1 cl, 3 dwg

Description

Изобретение относится к машиностроению и может быть использовано в системах терморегулирования изделий авиационной и ракетной техники, а также в других областях техники.The invention relates to mechanical engineering and can be used in thermal control systems for aircraft and rocket technology, as well as in other fields of technology.

Известен двухступенчатый центробежный насос, содержащий корпус с входным и выходным патрубками, размещенные в корпусе вал, установленный на подшипниках, и две неподвижные относительно корпуса втулки, в выточках каждой из которых размещено одно из двух закрепленных на валу рабочих колес, выход первого из которых через переводной канал сообщен со входом второго рабочего колеса (В.В. Малюшенко, «Динамические насосы», атлас, М., «Машиностроение», 1984 г, стр. 58, рис. 97, лист 36). Недостатком этого двухступенчатого центробежного насоса является сложность конструкции, что вызвано наличием двух подвижных уплотнений с каждой стороны вала насоса.Known two-stage centrifugal pump, comprising a housing with inlet and outlet nozzles, a shaft mounted on bearings placed in the housing, and two fixed relative to the sleeve housing, in the recesses of each of which is placed one of two impellers fixed to the shaft, the output of the first of which is through a transfer the channel communicated with the entrance of the second impeller (VV Malyushenko, "Dynamic pumps", Atlas, M., "Engineering", 1984, p. 58, Fig. 97, sheet 36). The disadvantage of this two-stage centrifugal pump is the design complexity, which is caused by the presence of two movable seals on each side of the pump shaft.

Этого недостатка лишен двухступенчатый центробежный насос, содержащий корпус с входным и выходным патрубками, размещенные в корпусе вал, установленный на подшипниках, две неподвижные относительно корпуса втулки, в выточках каждой из которых размещено одно из двух закрепленных на валу рабочих колес, выход первого из которых через переводной канал сообщен со входом второго рабочего колеса, и одно подвижное уплотнение, отделяющее жидкостную полость от подшипников вала насоса (В.В. Малюшенко, «Динамические насосы», атлас, М., «Машиностроение», 1984 г, стр. 68, рис. 113, лист 46).This drawback is deprived of a two-stage centrifugal pump, comprising a housing with inlet and outlet nozzles, a shaft mounted on bearings in the housing, two fixed relative to the sleeve housing, in the recesses of each of which is placed one of two impellers fixed to the shaft, the output of the first of which is through the transfer channel is in communication with the input of the second impeller, and one movable seal separating the liquid cavity from the pump shaft bearings (VV Malyushenko, “Dynamic pumps”, atlas, M., “Engineering ", 1984, p. 68, Fig. 113, page 46).

Недостатком этого двухступенчатого центробежного насоса является низкий ресурс, что вызвано значительными осевыми и радиальными усилиями на подшипники вала насоса. Значительные осевые усилия на подшипниках вызваны тем, что осевые усилия от обоих рабочих колес направлены в одну сторону, так как входы колес обращены в одну и ту же сторону. Значительные радиальные усилия в подшипниках вызваны консольным закреплением рабочих колес на валу. Большое плечо от радиальных усилий на рабочих колесах приводит к увеличению радиальных усилий в подшипниках, особенно в ближайшем к рабочим колесам подшипнике. Радиальные усилия на рабочих колесах возникают неизбежно из-за несимметричности отвода насоса и обязательно присутствующей несбалансированности колес и вала. Хотя допустимый дисбаланс ограничен оговоренным в конструкторской документации значением, он может увеличиваться при работе насоса из-за износа беговых дорожек подшипников, что обязательно приведет к перекашиванию вала насоса от теоретического положения и, вследствие большого плеча консоли, значительно увеличит нагрузки на подшипники от расчетной нагрузки от заданного в документации дисбаланса. Другим недостатком этого двухступенчатого центробежного насоса является значительный осевой габарит из-за последовательного размещения на валу двух рабочих колес и двух подшипников.The disadvantage of this two-stage centrifugal pump is its low resource, which is caused by significant axial and radial forces on the pump shaft bearings. Significant axial forces on the bearings are caused by the fact that the axial forces from both impellers are directed in the same direction, since the wheel inlets are turned in the same direction. Significant radial forces in the bearings are caused by cantilever mounting of the impellers on the shaft. The large shoulder from the radial forces on the impellers leads to an increase in the radial forces in the bearings, especially in the bearing closest to the impellers. Radial forces on the impellers inevitably occur due to the asymmetry of the pump outlet and the imbalance of the wheels and shaft that are necessarily present. Although the allowable imbalance is limited by the value specified in the design documentation, it can increase during pump operation due to wear of the racetracks of the bearings, which will necessarily lead to a distortion of the pump shaft from the theoretical position and, due to the large arm of the console, will significantly increase the load on the bearings from the calculated load from the imbalance specified in the documentation. Another disadvantage of this two-stage centrifugal pump is the significant axial dimension due to the sequential placement of two impellers and two bearings on the shaft.

Техническим результатом, достигаемым с помощью заявленного изобретения, является повышение ресурса за счет снижения нагрузок на подшипники и уменьшение осевого габарита.The technical result achieved using the claimed invention is to increase the resource by reducing the load on the bearings and reducing the axial dimension.

Этот результат достигается за счет того, что в известном двухступенчатом центробежном насосе, содержащем корпус с входным и выходным патрубками, размещенные в корпусе вал, установленный на подшипниках, и две неподвижные относительно корпуса втулки, в выточках каждой из которых размещено одно из двух закрепленных на валу рабочих колес, выход первого из которых через переводной канал сообщен со входом второго рабочего колеса, согласно изобретению, в корпусе выполнена цилиндрическая расточка, в которой размещены две втулки и размещенный между ними вкладыш, причем выточки обеих втулок обращены к вкладышу, а первое и второе рабочие колеса обращены своими входами в противоположные стороны от вкладыша, подшипники размещены во внутренней полости вкладыша, переводной канал выполнен на наружной поверхности вкладыша с выходом на оба его торца, на ближайшем к вкладышу торце втулки, охватывающей первое рабочее колесо, а также на наружной поверхности и противоположном от вкладыша торце втулки, охватывающей второе рабочее колесо, при этом втулки и вкладыш выполнены с наружным диаметром, равным диаметру цилиндрической расточки корпуса, и насос снабжен упором, поджимающей обе втулки и размещенный между ними вкладыш к торцу цилиндрической расточки корпуса.This result is achieved due to the fact that in the well-known two-stage centrifugal pump containing a housing with inlet and outlet nozzles, a shaft mounted on bearings placed in the housing, and two bushes fixed relative to the housing, in the undercuts of each of which one of two mounted on the shaft is placed impellers, the output of the first of which, through the transfer channel, is in communication with the input of the second impeller, according to the invention, a cylindrical bore is made in the housing, in which two bushings are placed and placed I am waiting for the insert, and the undercuts of both bushes are facing the insert, and the first and second impellers are facing their inputs to the opposite sides of the insert, the bearings are located in the inner cavity of the insert, the transfer channel is made on the outer surface of the insert with access to both ends of it, at the nearest to the liner, the end of the sleeve covering the first impeller, as well as on the outer surface and opposite from the liner, the end of the sleeve covering the second impeller, while the bushings and the liner are made with an outer diameter rum equal to the diameter of the cylindrical bore of the housing, and the pump is equipped with a stop, pressing both bushings and placed between them liner to the end of the cylindrical bore of the housing.

На фиг. 1 приведен пример конкретного выполнения двухступенчатого центробежного насоса, продольный разрез, на фиг. 2 и 3 - расчетные схемы для определения радиальных усилий в подшипниках для прототипа и предлагаемого устройства соответственно.In FIG. 1 shows an example of a specific embodiment of a two-stage centrifugal pump, a longitudinal section, in FIG. 2 and 3 - design schemes for determining the radial forces in bearings for the prototype and the proposed device, respectively.

Двухступенчатый центробежный насосный агрегат содержит корпус 1 с входным 2 и выходным 3 патрубками, размещенные в корпусе 1 вал 4, установленный на подшипниках 5, и две неподвижные относительно корпуса втулки 6 и 7. В выточках 8 и 9 втулок 6 и 7 соответственно размещены два закрепленные на валу рабочие колеса 10 и 11 - колесо 10 в выточке 8, колесо 11 в выточке 9. Колеса 10 и 11 закреплены на валу 4 посредством гаек 12 и 13. Выход 14 первого колеса 10 через переводной канал 15 (условно показан штриховой линией) сообщен со входом 16 второго рабочего колеса 11. В корпусе 1 выполнена цилиндрическая расточка 17, в которой размещены две втулки 6 и 7 и размещенный между ними вкладыш 18. Выточки 8 и 9 обеих втулок 6 и 7 обращены к вкладышу 18. Первое 10 и второе 11 рабочие колеса обращены своими входами 19 и 16 соответственно в противоположные стороны от вкладыша 18. Подшипники 5 размещены во внутренней полости 20 вкладыша 18. Переводной канал 15 выполнен на наружной поверхности 21 вкладыша 18 с выходом на оба его торца 22 и 23, на ближайшем к вкладышу 18 торце 24 охватывающей первое рабочее колесо 10 втулки 6, а также на наружной поверхности 25 и противоположном от вкладыша 18 торце 26 охватывающей второе рабочее колесо 11 втулки 7. Втулки 6 и 7 и вкладыш 18 выполнены с наружным диаметром, равным диаметру цилиндрической расточки 17 корпуса 1. Насос снабжен упором 27, поджимающей обе втулки 6 и 7 и размещенный между ними вкладыш 18 к торцу 28 цилиндрической расточки 17 корпуса 1. Неизменное угловое положение втулок 6 и 7 и вкладыша 18 относительно корпуса 1 обеспечивается посредством штифтов 29 и 30. Для соединения с приводным устройством (муфтой или электродвигателем, не показаны) вал 4 снабжен выступами 31. Переводной канал 15, как отмечено выше, выполнен в виде канавки 32 на торце 24 втулки 6, винтовой канавки 33 на наружной поверхности 21 вкладыша 18 с выходом на оба его торца 22 и 23, и канавки 34 на наружной поверхности 25 и противоположном от вкладыша 18 торце 26 втулки 7. Рабочие колеса 10 и 11 установлены на валу 4 на шпонках 35 и 36 соответственно. Для приведения вала 4 во вращение одновременно с обеспечением внешней герметичности насоса могут быть использованы либо герметичная муфта вместе с приводным электродвигателем любого типа (не показаны), либо герметичный электродвигатель (например, типа БК-2 по ОСТ В 16 0.515.054-80, имеющий герметизирующую металлическую гильзу между ротором и статором) с муфтой (не показаны). В расчетной схеме для определения радиальных усилий прототипа (фиг. 2) буквами А и В обозначены подшипники вала, буквой С - центр приложения инерционных сил, вызванных дисбалансом рабочих колес (для упрощения считаем, что инерционные силы от дисбаланса каждого колеса приложены в одной точке - посредине между колесами, инерционная сила на каждом колесе имеет значение Т, и силы от обоих рабочих колес направлены, в худшем случае, в одну и ту же сторону). Расстояние между подшипниками, а также расстояние между центром приложения инерционных сил, имеет значение «а». Под F обозначена общая инерционная сила от двух рабочих колес, численно равная 2Т, так как принято, что силы Т на обоих колесах направлены в одну и ту же сторону. R_al и R_b1 - величины радиальных сил в подшипниках А и В соответственно, уравновешивающих силы инерции. В расчетной схеме для определения радиальных усилий заявленного устройства (фиг. 3) буквами А и В обозначены подшипники вала, буквами D и Е - центры приложения инерционных сил, вызванных дисбалансом первого и второго рабочих колес соответственно, инерционная сила на каждом колесе имеет значение Т, и силы от обоих рабочих колес направлены, в худшем случае, в противоположные стороны - это вызывает максимальные радиальные силы R_a2 и R_b2 в подшипниках А и В соответственно, уравновешивающие силы инерции. Расстояние между подшипниками, как и в прототипе, имеет значение «а», расстояние между центром приложения инерционных сил на каждом колесе и центром ближайшего подшипника, имеет значение «а/4».The two-stage centrifugal pump unit contains a housing 1 with input 2 and output 3 nozzles located in the housing 1 shaft 4 mounted on bearings 5, and two bushings 6 and 7 fixed relative to the housing, two fixed are located in the recesses 8 and 9 of the bushings 6 and 7, respectively on the shaft, the impellers 10 and 11 - the wheel 10 in the recess 8, the wheel 11 in the recess 9. The wheels 10 and 11 are mounted on the shaft 4 by nuts 12 and 13. The output 14 of the first wheel 10 through the transfer channel 15 (conventionally shown by a dashed line) is communicated with the input 16 of the second impeller 11. In the housing 1, a cylindrical bore 17 is made, in which two bushes 6 and 7 and a liner 18 are located between them. The recesses 8 and 9 of both bushes 6 and 7 are facing the liner 18. The first 10 and second 11 impellers face their inputs 19 and 16 respectively opposite sides of the liner 18. Bearings 5 are placed in the inner cavity 20 of the liner 18. The transfer channel 15 is made on the outer surface 21 of the liner 18 with access to both ends 22 and 23, at the end 24 closest to the liner 18 covering the first impeller 10 of the sleeve 6 as well as on the outer surface 25 and the end 26 opposite from the insert 18 covering the second impeller 11 of the sleeve 7. The bushings 6 and 7 and the insert 18 are made with an outer diameter equal to the diameter of the cylindrical bore 17 of the housing 1. The pump is equipped with a stop 27, pressing both bushings 6 and 7 and placed between them, the insert 18 to the end 28 of the cylindrical bore 17 of the housing 1. The constant angular position of the bushings 6 and 7 and the insert 18 relative to the housing 1 is provided by pins 29 and 30. To connect to the drive device (coupling or electric motor, not shown), the shaft 4 is provided protrusions 31. The transfer channel 15, as noted above, is made in the form of a groove 32 at the end 24 of the sleeve 6, a helical groove 33 on the outer surface 21 of the liner 18 with access to both ends 22 and 23, and a groove 34 on the outer surface 25 and the opposite from the insert 18, the end face 26 of the sleeve 7. The impellers 10 and 11 are mounted on the shaft 4 on the dowels 35 and 36, respectively. To bring the shaft 4 into rotation at the same time as ensuring the external tightness of the pump, either a sealed coupling together with any type of drive motor (not shown) or a sealed motor (for example, type BK-2 according to OST B 16 0.515.054-80, having a sealing metal sleeve between the rotor and the stator) with a coupling (not shown). In the calculation scheme for determining the radial forces of the prototype (Fig. 2), the letters A and B indicate the shaft bearings, the letter C is the center of application of inertial forces caused by imbalance of the impellers (to simplify, we assume that the inertial forces from the imbalance of each wheel are applied at one point - in the middle between the wheels, the inertial force on each wheel is T, and the forces from both impellers are directed, in the worst case, in the same direction). The distance between the bearings, as well as the distance between the center of application of inertial forces, has a value of "a". F denotes the total inertial force from the two impellers, numerically equal to 2T, since it is assumed that the forces T on both wheels are directed in the same direction. R _al and R _b1 are the radial forces in bearings A and B, respectively, balancing the inertia forces. In the calculation scheme for determining the radial forces of the claimed device (Fig. 3), the letters A and B indicate the shaft bearings, the letters D and E are the centers of application of inertial forces caused by the imbalance of the first and second impellers, respectively, the inertial force on each wheel has a value of T, and the forces from both impellers are directed, in the worst case, in opposite directions - this causes the maximum radial forces R _a2 and R _b2 in bearings A and B, respectively, balancing the inertia forces. The distance between the bearings, as in the prototype, has a value of "a", the distance between the center of application of inertial forces on each wheel and the center of the nearest bearing, has a value of "a / 4".

Двухступенчатый центробежный насос работает следующим образом: при вращении от приводного устройства (не показано) вала 4 он через шпонки 35 и 36 приводит во вращение рабочие колеса 10 и 11. Рабочее колесо 10 перекачивает жидкость от патрубка 2, своего входа 19 через канавки 32, 33 и 34 на вход 16 рабочего колеса 11. Рабочее колесо 11 перекачивает жидкость от своего входа 19 в патрубок 3. Поскольку первое 10 и второе 11 рабочие колеса обращены своими входами 19 и 16 соответственно в противоположные стороны от вкладыша 18, то осевые силы, воздействующие со стороны жидкости на колеса 10 и 11, частично уравновешивают друг друга, что снижает осевые усилия в подшипниках 5. Такой способ разгрузки подшипников от осевых сил в двухступенчатых центробежных насосах является традиционным (А.В. Бобков, «Центробежные насосы систем терморегулирования космических аппаратов», Владивосток, «Дальнаука», стр. 208, последний абзац). Однако в предложенном изобретении одновременно со снижением осевых усилий в подшипниках существенно снижаются относительно прототипа и радиальные усилия, что видно на фиг. 2 и 3. Из условия равенства моментов на валу относительно точки «А» (фиг. 2), получаемA two-stage centrifugal pump works as follows: when rotating from a drive device (not shown) of the shaft 4, it drives the impellers 10 and 11 through the dowels 35 and 36, and the impeller 10 pumps fluid from the pipe 2, its inlet 19 through the grooves 32, 33 and 34 to the input 16 of the impeller 11. The impeller 11 pumps fluid from its inlet 19 to the pipe 3. Since the first 10 and second 11 impellers are facing their inlets 19 and 16, respectively, in opposite directions from the insert 18, the axial forces acting from the parties fluids on wheels 10 and 11 partially counterbalance each other, which reduces axial forces in bearings 5. This method of unloading bearings from axial forces in two-stage centrifugal pumps is traditional (A. V. Bobkov, “Centrifugal pumps for spacecraft thermal control systems”, Vladivostok , “Dalnauka”, p. 208, last paragraph). However, in the proposed invention, at the same time as the axial forces in the bearings are reduced, the radial forces are significantly reduced relative to the prototype, as can be seen in FIG. 2 and 3. From the condition of equal moments on the shaft relative to point "A" (Fig. 2), we obtain

R_b1=F=2T;R _b1 = F = 2T;

Из условия равновесия вала получаемFrom the condition of equilibrium of the shaft we get

R_al=F+R_bl=4Т.R _al = F + R _bl = 4T.

Таким образом, максимальное радиальное усилие в подшипнике А, определяющее долговечность насоса, равно 4Т.Thus, the maximum radial force in bearing A, which determines the durability of the pump, is 4T.

Рассматривая расчетную схему заявленного устройства (фиг. 3), получаем следующее: из условия равенства моментов на валу относительно точки «А» (фиг. 2), получаемConsidering the design scheme of the claimed device (Fig. 3), we obtain the following: from the condition of equal moments on the shaft relative to point "A" (Fig. 2), we obtain

R_b2=1,5Т;R _b2 = 1.5T;

R_a2=R_b2=1,5Т.R _a2 = R _b2 = 1.5T.

Таким образом, максимальное радиальное усилие в подшипнике А, равно максимальному радиальному усилию в подшипнике В и имеет вличину 1,5Т. Снижение максимального радиального усилия по сравнению с прототипом составляет 4Т/1,5Т=2,666… раз.Thus, the maximum radial force in bearing A is equal to the maximum radial force in bearing B and has a magnitude of 1.5T. The decrease in maximum radial force compared to the prototype is 4T / 1.5T = 2.666 ... times.

В результате использования изобретения повышается ресурс двухступенчатого центробежного насоса за счет снижения осевых и радиальных нагрузок на подшипники (снижение радиальных усилий в 2,67 раза) и уменьшается его осевой габарит (расстояние между рабочими колесами и дальним от них подшипником в прототипе приблизительно равно 2а (фиг. 2), расстояние между рабочими колесами в заявленном устройстве равно 1,5а (фиг. 3). Общий осевой габарит сокращается на половину значения базы между подшипниками, т.е. на величину 0,5а. Указанные преимущества позволяют рекомендовать заявленное изобретение к использованию в агрегатах авиационной и ракетно-космической техники.As a result of the use of the invention, the resource of a two-stage centrifugal pump is increased by reducing axial and radial loads on the bearings (2.67 times reduction in radial forces) and its axial dimension (the distance between the impellers and the bearing farthest from them in the prototype is approximately equal to 2a (FIG. .2), the distance between the impellers in the claimed device is equal to 1.5A (Fig. 3). The total axial dimension is reduced by half the value of the base between the bearings, ie by 0.5a. These advantages are possible They recommend recommending the claimed invention for use in units of aviation and rocket and space technology.

Claims

A two-stage centrifugal pump, comprising a housing with inlet and outlet nozzles, a shaft mounted on bearings placed in the housing, and two fixed bushings relative to the housing, each of which has one of two impellers fixed to the shaft, the output of the first of which is through the transfer channel communicated with the input of the second impeller, characterized in that a cylindrical bore is made in the housing, in which two bushings and a liner placed between them are placed, the grooves of both bushings facing lining, and the first and second impellers face their inputs in opposite directions from the liner, the bearings are located in the inner cavity of the liner, the transfer channel is made on the outer surface of the liner with access to both its ends, at the end of the sleeve closest to the liner, covering the first impeller, as well as on the outer surface and the opposite end of the liner of the sleeve covering the second impeller, while the sleeve and the liner are made with an outer diameter equal to the diameter of the cylindrical bore of the housing, and The sock is equipped with a stop, pressing both bushings and the liner placed between them to the end of the cylindrical bore of the housing.