WO1996022468A1 - Strömungsmaschine mit entlastungskolben - Google Patents

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WO1996022468A1
WO1996022468A1 PCT/EP1996/000185 EP9600185W WO9622468A1 WO 1996022468 A1 WO1996022468 A1 WO 1996022468A1 EP 9600185 W EP9600185 W EP 9600185W WO 9622468 A1 WO9622468 A1 WO 9622468A1
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throttle
ring
gap
relief piston
radial
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PCT/EP1996/000185
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Mohamed Barhoum
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Sihi Industry Consult Gmbh
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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
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D29/00—Details, component parts, or accessories
    • F04D29/04—Shafts or bearings, or assemblies thereof
    • F04D29/041—Axial thrust balancing
    • F04D29/0416—Axial thrust balancing balancing pistons

Definitions

  • a throttle gap is established which is dependent on the difference between these pressures and which, with constant flow and constant operating conditions, enables contact-free power transmission.
  • the shaft must be axially movable so that the throttle gap can be adjusted according to the pressure difference. In many cases this is impossible for operational safety reasons, in which the use of a shim is therefore prohibited. In these cases one grabs a so-called relief piston.
  • This is a ring fixedly arranged on the shaft, which rotates with as little play as possible in the bore of a fixed housing part and is acted upon by a higher medium pressure on one side than on the other. The force resulting from this on the compensating piston serves to relieve a bearing which determines the axial position of the shaft.
  • This high leakage can be avoided by providing the relief piston with a ring that is freely rotatable relative to it, which is sealed against the housing instead of the relief piston, does not rotate with respect to the housing, but is axially movable together with the relief piston (US -A 2,221,225).
  • This ring sits in a circumferential groove of the relief piston, its end faces including two narrow gaps with the flanks of the groove parallel to it. During operation, the ring should assume an approximately central position between the groove flanks. The leakage current is then determined by the width of the two end gaps. The distance to the bottom of the groove has no effect since it is very large. Contact between the ring and the relief piston should normally not occur during operation.
  • This known arrangement has the disadvantage that the size of the leakage current and the dynamic behavior of the ring depend on the play between the end faces of the ring and the groove flanks and thus depends on manufacturing tolerances and wear. It also tends to behave unstably.
  • the invention is therefore based on the object of providing a relief arrangement of the type explained last, as specified in the preamble of claim 1, which is of simpler construction and does not tend to instability in operating behavior.
  • the solution according to the invention consists in the features of claim 1 and preferably those of claim 2.
  • the relief arrangement according to the invention only requires a radial annular gap between the relief piston and the throttle ring. This is preceded by a choke in the form of a narrow, cylindrical annular gap between these two parts. Since the throttling effect of this annular gap is independent of the axial position of the throttle ring, the operating behavior is very stable. Precise manufacture is not necessary.
  • the arrangement according to the invention resembles a throttle gap seal through which there is a radial flow (Müller: Sealing of moving machine parts, Waiblingen 1990, pp. 141-144). It is a type of seal that is similar to mechanical seals, but includes a constantly open gap to reliably avoid solid-state contact between the sliding surfaces, which gap does not seal, but only restricts a leakage current.
  • the special effect of the arrangement according to the invention in comparison with the known mechanical seal is that the throttle ring participates in the application of the relief force. Its entire cross section located within the housing bore is acted upon by the pressure difference forming the relief force. The portion of the force which is thereby due to it is transmitted across the throttle gap to the ring projection of the compensating piston and thus benefits the compensating effect, although the throttle ring is not firmly connected to the shaft.
  • the outer diameter of the end face of the throttle ring involved in the formation of the radial throttle gap is preferably larger than the diameter of the circumference of the throttle ring which cooperates with the housing bore. This is achieved by means of an annular projection or flange provided on the throttle ring, which is acted upon on the side of the throttle gap by the possibly higher gap pressure influenced by the pressure side and on its rear side by the low pressure. As a result, the size of the throttle gap can be set reliably for given operating conditions.
  • FIG. 1 shows a section through that part of a multistage centrifugal pump which contains the relief piston; the representation in the lower half shows the arrangement of the relief piston according to conventional technology, while the upper half shows the embodiment according to the invention, and FIG. 2 shows a partial section through the relief piston and the associated housing part.
  • the shaft 1, which carries the impellers of the pump stages 2, is axially fixed in the housing, a part of which can be seen at 3, in a manner not shown.
  • the relief piston device is provided between a space 4 of the pump which is subjected to high pressure "H” and a space 5 in which the pressure is lower "N".
  • This arrangement is formed by the relief piston 5 and the fixed housing part 7, which cooperate via a cylindrical throttle gap 8.
  • the relief piston 6 is fixed on the shaft 1. Its cross-sectional area is dimensioned such that the differential pressure acting thereon gives the desired relief force.
  • the annular gap 8 generally has a width of a few tenths of a millimeter and a considerable axial length in order to reduce the leakage current.
  • the relief piston 10 has a smaller diameter. At the low-pressure end, it is provided with a flange-like, radial annular projection 11.
  • the relief piston 10 is surrounded by the hollow cylindrical throttle ring 12, which includes an annular gap 13 with the cylindrical peripheral surface of the relief piston 10, which has a radial width of a few tenths of a millimeter. Its cylindrical circumferential surface is guided in the cylindrical bore 14 of the fixed housing part 15, the game being dimensioned such that it can move axially freely under all operating conditions.
  • a sealing ring 16 is expediently provided on this side of the throttle ring. This is not necessary if the play between the throttle ring and the housing bore is so small that the leakage current flowing through it is negligible.
  • the throttle ring 12 carries an annular projection 17, which is axially movable but non-rotatably pinned to the fixed housing part 15 at 18.
  • the end face of the ring projection 11 of the relief piston 12 facing the high pressure side, on the one hand, and the end face of the ring projection 17 of the throttle ring 12 on the low pressure side enclose the throttle gap 21 through which there is a radial flow. They do not have to be exactly radial, but have a considerable radial component. They are essentially parallel to one another. Deviations from the Parallelism can be caused, for example, by a wedge shape that becomes narrower in the direction of flow (see Schneider loc. Cit.).
  • the throttle gap does not have to extend over the entire radial extent of the end faces mentioned; rather, the end face distance in the radially inner region can be larger, as is shown at 19 in FIG.
  • the actual throttle gap then begins a little further radially outwards, the transition either being gradual (as in FIG. 2) or gradually taking place.
  • a spring 20, which urges the radial throttle end faces towards one another, is not excluded, but is generally not necessary.
  • a spring can even be provided which forces the throttle end faces apart in order to prevent solid-state contact when the machine starts up.
  • the throttle effect in the annular gap 13 contributes to the stabilization of the radial throttle gap.
  • the throttling effect in the annular gap 13 is expediently between 10 and 50% of the total differential pressure.
  • the leakage current in the area of the relief piston can be reduced to less than half of the previously usual amount. This can increase the overall efficiency by several points.
  • the relief piston 10 shown in FIG. 1 above has a smaller outside diameter than in the prior art case shown below, the compensating effect is the same if the outside diameter of the throttle ring 12 is equal to the outside diameter of the be ⁇ known relief piston 6 is. This is because the differential force acting on the throttle ring 12 is also transmitted to the relief piston 10 via the ring projections 11 and 17 and the throttle gap 21.

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Abstract

Strömungsmaschine mit axial fest gelagerter Welle (1) und darauf fest angeordnetem Entlastungskolben (6). Zur Verringerung des Leckstroms ist der Entlastungskolben (6) teilweise durch einen Drosselring (12) ersetzt, der mit dem Entlastungskolben einen radial durchströmten Drosselspalt (11) und eine zylindrische, axial durchströmte Vordrossel (13) bildet.

Description

Strömungsmaschine mit Entlastungskolben
Beim Betrieb von Strömungsmaschinen werden auf die Welle Reaktionskräfte übertragen, die von dieser wiederum auf das feststehende Gehäuse übertragen werden müssen. Da es uner¬ wünscht ist, diese Kräfte ausschließlich über die Wellenlage¬ rung zu leiten, wurden verschiedene Ausgleichs- und Entla¬ stungseinrichtungen entwickelt. Bei einer bekannten Aus¬ gleichsvorrichtung (Pfleiderer: Die Kreiselpumpen, 1949, S.366-368) wird die gesamte Axialkraft durch eine mit der Welle drehfest verbundene Druckscheibe auf eine Stirnfläche des Gehäuses übertragen, die mit der Druckscheibe einen radial durchströmten Drosselspalt einschließt. Sie wird auf ihrer Rückseite von einem niedrigen Druck und auf der Drosselspalt¬ seite von einem abgedrosselten höheren Druck der Haschine be¬ aufschlagt. Im Betrieb stellt sich ein von der Differenz dieser Drücke abhängiger Drosselspalt ein, der bei konstanter Durchströmung und konstanten Betriebsverhältnissen eine Berüh¬ rungsfreie Kraftübertragung ermöglicht. Damit sich der Dros¬ selspalt gemäß der Druckdifferenz einstellen kann, muß die Welle axial beweglich sein. Dies ist aus Betriebssicherheits¬ gründen in vielen Fällen unmöglich, in denen sich somit der Ansatz einer Ausgleichsscheibe verbietet. In diesen Fällen greift man zu einem sogenannten Entlastungskolben. Dies ist ein auf der Welle fest angeordneter Ring, der mit möglichst geringem Spiel in der Bohrung eines feststehenden Gehäuseteils umläuft und auf einer Seite von einem höheren Mediumsdruck als auf der anderen beaufschlagt ist. Die daraus auf den Aus¬ gleichskolben resultierende Kraft dient zur Entlastung eines die axiale Position der Welle bestimmenden Lagers. Mit Rück¬ sicht auf die Betriebssicherheit kann der axiale Spalt zwi¬ schen dem Umfang des Entlastungskolbens und der Bohrung des Gehäuses ein gewisses Minimum nicht unterschreiten. Daher er¬ gibt sich eine hohe Leckage, die 4-6% des Förderstroms aus¬ machen kann und daher den Gesamtwirkungsgrad erheblich beein¬ trächtigt.
Diese hohe Leckage kann man dadurch vermeiden, daß man den Entlastungskolben mit einem diesem gegenüber frei drehbaren Ring versieht, der statt des Entlastungskolbens gegenüber dem Gehäuse abgedichtet ist, sich gegenüber dem Gehäuse nicht dreht, aber gemeinsam mit dem Entlastungskolben axial beweg¬ lich ist (US-A 2,221,225). Dieser Ring sitzt in einer Umfangs- nut des Entlastungskolbens, wobei seine Stirnflächen mit den dazu parallelen Flanken der Nut zwei enge Spalten einschlie¬ ßen. Während des Betriebs soll der Ring eine etwa mittige Stellung zwischen den Nutflanken einnehmen. Der Leckstrom wird dann durch die Weite der beiden stirnseitigen Spalten be¬ stimmt. Der Abstand zum Nutgrund wirkt sich nicht aus, da er sehr groß ist. Kontakt zwischen dem Ring und dem Entlastungs¬ kolben soll während des Betriebs normalerweise nicht auftre¬ ten. Diese bekannte Anordnung hat den Nachteil, daß die Größe des Leckstroms und das dynamische Verhalten des Rings von dem Spiel zwischen den Stirnflächen des Rings und den Nutflanken und damit von Herstellungstoleranzen und Verschleiß abhängt. Sie neigt auch zu instabilem Verhalten.
Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Entla¬ stungsanordnung der zuletzt erläuterten Art zu schaffen, wie sie im Gattungsbegriff des Anspruchs 1 angegeben ist, die einfacher aufgebaut ist und nicht zu Instabilität im Betriebs¬ verhalten neigt.
Die erfindungsgemäße Lösung besteht in den Merkmalen des Anspruchs 1 sowie vorzugsweise denen des Anspruchs 2.
Die erfindungsgemäße Entlastungsanordnung benötigt lediglich einen radialen Ringspalt zwischen dem Entlastungskolben und dem Drosselring. Diesem ist eine Vordrossel in Gestalt eines engen, zylindrischen Ringspalts zwischen diesen beiden Teilen vorgeschaltet. Da die Drosselwirkung dieses Ringspalts von der axialen Lage des Drosselrings unabhängig ist, ergibt sich ein sehr stabiles Betriebsverhalten. Genaue Herstellung ist nicht erforderlich.
Im Hinblick auf die Drosselung des Leckstroms gleicht die erfindungsgemäße Anordnung einer radial durchströmten Drossel¬ spaltdichtung (Müller: Abdichtung bewegter Maschinenteile, Waiblingen 1990, S.141-144). Es handelt sich dabei um eine Art von Dichtungen, die den Gleitringdichtungen ähnlich ist aber zur sicheren Vermeidung von Festkörperkontakt zwischen den Gleitflächen einen ständig offenen Spalt einschließt, der keine Abdichtung, sondern lediglich die Drosselung eines Leckstroms bewirkt. Der besondere Effekt der erfindungsgemäßen Anordnung im Vergleich mit der bekannten Gleitringdichtung besteht darin, daß der Drosselring sich an der Aufbringung der Entlastungskraft beteiligt. Sein gesamter innerhalb der Gehäusebohrung befindlicher Querschnitt wird von der die Entlastungskraft bildenden Druckdifferenz beaufschlagt. Der dadurch auf ihn entfallende Kraftanteil wird über den Drossel¬ spalt hinweg auf den Ringvorsprung des Ausgleichskolbens übertragen und kommt damit der Ausgleichswirkung zugute, obwohl der Drosselring mit der Welle nicht fest verbunden ist.
Es ist eine Achsschubausgleichseinrichtung bekannt (DE-A
14 53 787), die für eine axial beweglich gelagerte Welle zwei radiale Drosselspalten vorsieht, von denen einer mit einer gehäusefesten Gegenfläche zusammenwirkt, während der andere mit einem mit dem Gehäuse drehfest verbundenen, aber axial beweglichen und gegenüber dem Gehäuse abgedichteten Ring zusammenwirkt. Der zylindrische Ringspalt zwischen den genann¬ ten drei Komponenten wirkt als Drossel. Für Entlastungsanord¬ nungen, bei denen eine axial fest gelagerte Welle vorausge¬ setzt ist, läßt sich diese Konstruktion nicht verwenden. Außerdem ist sie sehr aufwendig.
Vorzugsweise ist der Außendurchmesser der an der Bildung des radialen Drosselspalts beteiligten Stirnfläche des Drossel¬ rings größer als der Durchmesser des mit der Gehäusebohrung zusammenwirkenden Umfangs des Drosselrings. Dies wird verwirk¬ licht durch einen am Drosselring vorgesehenen Ringvorsprung oder Flansch, der auf der Seite des Drosselspalts von dem ggf. höheren, von der Druckseite her beeinflußten Spaltdruck und auf seiner Rückseite von dem niedrigen Druck beaufschlagt ist. Dadurch läßt sich die Größe des Drosselspalts für gegebene Betriebsverhältnisse zuverlässig einstellen.
Die Erfindung wird im folgenden näher unter Bezugnahme auf die
Zeichnung erläutert. Darin zeigen: Fig.l einen Schnitt durch denjenigen Teil einer mehrstufi¬ gen Kreiselpumpe, der den Entlastungskolben enthält; die Darstellung in der unteren Hälfte zeigt die Anordnung des Entlastungskolbens nach herkömmlicher Technik, während die obere Hälfte die erfindungsge¬ mäße Ausführung zeigt, und Fig.2 einen Teilschnitt durch den Entlastungskolben und den zugehörigen Gehäuseteil.
Die Welle 1, die die Kreiselräder der Pumpenstufen 2 trägt, ist in dem Gehäuse, von dem bei 3 ein Teil erkennbar ist, in nicht gezeigter Weise axial fest gelagert. Zwischen einem Raum 4 der Pumpe, der mit hohem Druck "H" beaufschlagt ist, und einem Raum 5, in welchem niedrigerer Druck "N" herrscht, ist die Entlastungskolbeneinrichtung vorgesehen. In der bekannten Anordnung wird diese von dem Entlastungskolben 5 und dem fest¬ stehenden Gehäuseteil 7 gebildet, die über einen zylindrischen Drosselspalt 8 zusammenwirken. Der Entlastungskolben 6 ist fest auf der Welle 1 angeordnet. Seine Querschnittsfläche ist so bemessen, daß der darauf einwirkende Differenzdruck die ge¬ wünschte Entlastungskraft ergibt. Der Ringspalt 8 hat in der Regel eine Weite von einigen Zehntel Millimetern und zur Ver¬ ringerung des Leckstroms eine beträchtliche axiale Länge.
In der erfindungsgemäßen Anordnung (obere Hälfte der Zeich¬ nung) hat der Entlastungskolben 10 einen geringeren Durchmes¬ ser. Am niederdruckseitigen Ende ist er mit einem flanschar¬ tigen, radialen Ringvorsprung 11 versehen.
Den Entlastungskolben 10 umgibt der hohlzylindrisch ausgebil¬ dete Drosselring 12, der mit der zylindrischen Umfangsflache des Entlastungskolbens 10 einen Ringspalt 13 einschließt, der eine radiale Weite von einigen Zehntel Millimetern. Seine zylindrische Umfangsflache ist in der zylindrischen Bohrung 14 des feststehenden Gehäuseteils 15 geführt, wobei das Spiel so bemessen ist, das er sich unter allen Betriebsbedingungen axial frei bewegen kann. Zweckmäßigerweise ist auf dieser Seite des Drosselrings ein Dichtring 16 vorgesehen. Dieser ist entbehrlich, wenn das Spiel zwischen Drosselring und Gehäuse¬ bohrung so gering ist, daß der dadurch fließende Leckstrom vernachlässigbar ist. Am niederdruckseitigen Ende trägt der Drosselring 12 einen Ringvorsprung 17, der axial beweglich aber drehfest mit dem feststehenden Gehäuseteil 15 bei 18 verstiftet ist.
Die der Hochdruckseite zugewendete Stirnfläche des Ringvor¬ sprungs 11 des Entlastungskolbens 12 einerseits und die niederdruckseitige Stirnfläche des Ringvorsprungs 17 des Drosselrings 12 schließen den radial durchströmten Drossel¬ spalt 21 ein. Sie müssen nicht genau radial verlaufen, aber eine beträchtliche radiale Komponente aufweisen. Sie sind im wesentlichen parallel zueinander. Abweichungen von der Parallelität können beispielsweise bedingt sein durch eine in Strömungsrichtung enger werdenden Keilform (siehe Schneider a.a.O. ) .
Der Drosselspalt braucht sich nicht über die gesamte radiale Ausdehnung der genannten Stirnflächen zu erstrecken; vielmehr kann der Stirnflächenabstand im radial inneren Bereich größer sein, wie dies in Fig.2 bei 19 gezeigt ist. Der eigentliche Drosselspalt beginnt dann ein wenig weiter radial außen, wobei der Übergang entweder stufig (wie in Fig.2) oder allmählich sich vollziehen kann. Eine Feder 20, die die radialen Drossel¬ stirnflächen zueinander drängt, ist nicht ausgeschlossen, aber im allgemeinen nicht notwendig. Es kann sogar eine Feder vor¬ gesehen sein, die die Drosselstirnflächen auseinander drängt, um einem Festkörperkontakt beim Anlauf der Maschine vorzubeu¬ gen.
Die Drosselwirkung im Ringspalt 13 trägt zur Stabilisierung des radialen Drosselspalts bei. Die Drosselwirkung im Ring¬ spalt 13 liegt zweckmäßigerweise zwischen 10 und 50% des gesamten Differenzdrucks.
Da es auf die Drosselwirkung im Ringspalt 13 für die Begren¬ zung des Durchflusses nur sekundär ankommt, hat der Konstruk¬ teur beträchtliche Freiheit bei der Bemessung der Spaltweite. Er kann sie daher an dieser Stelle großzügiger bemessen als im Stand der Technik, was insbesondere bei thermisch arbeitenden Maschinen, deren Teile betrieblich unterschiedlichen Wärmedeh¬ nungen unterworfen sein können, von großer Bedeutung sein kann.
Dank der Erfindung kann der Leckstrom im Bereich des Ent¬ lastungskolbens auf weniger als die Hälfte des bisher üblichen Betrags gesenkt werden. Der Gesamtwirkungsgrad kann dadurch um mehrere Punkte angehoben werden. Obgleich im Falle der in Fig.l oben gezeigten Darstellung der Entlastungskolben 10 einen geringeren Außendurchmesser hat als in dem unten dargestellten, zum Stand der Technik gehörigen Fall, ist die Ausgleichswirkung dieselbe, wenn der Außendurch¬ messer des Drosselrings 12 gleich dem Außendurchmesser des be¬ kannten Entlastungskolbens 6 ist. Das liegt daran, daß auch die auf den Drosselring 12 wirkende Differenzkraft über die Ringvorsprünge 11 und 17 sowie den Drosselspalt 21 auf den Entlastungskolben 10 übertragen wird.

Claims

Patentansprüche
1. Strömungsmaschine mit axial fest gelagerter Welle (1), einem darauf fest angeordneten, mit radialem Spiel in einer Gehäusebohrung (14) umlaufenden Entlastungskolben (10) und einem zwischen dem Entlastungskolben (10) und der Gehäusebohrung (14) axial beweglichen Drosselring (12), der gegenüber der Gehäusebohrung (14) abgedichtet ist und dessen Stirnfläche mit einem radialen Ringvorsprung (11) des Entlastungskolbens (10) einen radial durchströmten Doppelspalt (21) bildet, dadurch gekennzeichnet, daß der Drosselring (12) mit dem Umfang des Entlastungskolben (10) einen als Vordrossel ausgebildeten Ringspalt (13) ein¬ schließt.
2. Strömungsmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Außendurchmesser des radialen Drosselspalts (21) größer ist als der Durchmesser des mit der Gehäusebohrung (14) zusammenwirkenden Umfangs des Drosselrings (12).
PCT/EP1996/000185 1995-01-18 1996-01-17 Strömungsmaschine mit entlastungskolben WO1996022468A1 (de)

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