WO2010130923A1

WO2010130923A1 - Pompe centrifuge a double echappement

Info

Publication number: WO2010130923A1
Application number: PCT/FR2010/050876
Authority: WO
Inventors: François Danguy; Emmanuel Edeline; Laurent Fabbri
Original assignee: Snecma
Priority date: 2009-05-11
Filing date: 2010-05-07
Publication date: 2010-11-18
Also published as: EP2430314B1; FR2945330A1; US20120051885A1; JP2012526944A; EP2430314A1; FR2945330B1; RU2011146920A

Abstract

L'invention concerne une pompe centrifuge. Cette pompe (10) comporte une roue centrifuge (20) et un carter (50) entourant cette roue centrifuge, cette roue centrifuge comportant un passage principal (24) qui se divise en un premier passage (241) et un second passage (242) avec une entrée d'alimentation commune (22) parallèle à l'axe de rotation (A) de la pompe, cette entrée d'alimentation commune (22) étant l'entrée du passage principal (24), le premier passage (241) ayant une première sortie (243) orientée radialement, débouchant à un premier diamètre par rapport à l'axe de rotation (A), et apte à fournir du fluide à une première pression, et le second passage (242) ayant une seconde sortie (244) orientée radialement et située en arrière de la première sortie (243), débouchant à un second diamètre supérieur au premier diamètre, la seconde sortie (244) étant apte à fournir du fluide à une seconde pression supérieure à la première pression.

Description

POMPE CENTRIFUGE A DOUBLE ECHAPPEMENT

La présente invention concerne une pompe centrifuge.

Dans Ia description qui suit les termes "amont" et "aval" sont définis par rapport au sens de circulation normal du fluide dans la pompe et la roue centrifuge.

Certaines applications spatiales (par exemple les turbopompes de moteurs fusée) et industrielles (par exemple moto-turbopompes dans un cycle de gazéification de GNL) nécessitent de disposer d'un premier débit de fluide à une certaine pression et d'un autre débit de fluide, inférieur au premier débit, à une pression supérieure.

En général, deux pompes alimentées en série sont requises pour de telles applications.

La figure 4 représente une turbopompe connue comportant deux pompes disposées en série, et son fonctionnement est rappelé ci-dessous.

Une turbopompe 100 comprend un arbre rotatif 180 apte à pivoter autour d'un axe de rotation A, et un carter 150 entourant l'arbre rotatif 180. Le carter 150 est fixe en rotation et l'arbre rotatif 180 est monté sur roulements prenant appui sur le carter 150. Sur cet axe de rotation A est montée une pompe primaire 110, qui comprend une roue centrifuge primaire 112 solidaire en rotation de l'arbre rotatif 180, et une volute primaire d'échappement 115. La volute primaire d'échappement 115 est intégrée dans le carter 150 et est fixe.

Le fluide pénètre dans la turbopompe par l'avant de celle-ci par un passage annulaire 102 où un inducteur 104 fait circuler le fluide dans une direction parallèle à l'axe A (dans le reste de la description, les termes

"avant" et "arrière" sont utilisés pour définir la position des parties de la pompe les unes par rapport aux autres dans une direction parallèle à l'axe

A). En aval de cet inducteur 104 se situe un redresseur 106, en aval duquel se situe la roue centrifuge primaire 112. Cette roue centrifuge primaire 112 comprend des passages primaires coudés 114 qui éloignent radialement le fluide de l'arbre rotatif 180 de telle sorte que le fluide circule ensuite dans une direction radiale par rapport à l'axe A. Le fluide est ainsi entraîné dans le diffuseur 117 situé en amont de la volute primaire d'échappement 115 et en aval des passages primaires coudés 114. Le fluide pénétrant dans la volute primaire 115 a été comprimé par son passage dans la roue centrifuge primaire 112.

En aval, une partie du fluide circulant dans la volute primaire 115 est prélevée et injectée dans une pompe secondaire 120 qui est située en arrière de Ia pompe primaire 110 Ie long de l'arbre rotatif 180.

La pompe secondaire 120 comprend une roue centrifuge secondaire 122 solidaire en rotation avec l'arbre rotatif 180, et une volute secondaire d'échappement 125. La volute secondaire d'échappement 125 est intégrée dans le carter 150 et est fixe. Le fluide provenant de la volute primaire 115 circule dans des passages secondaires coudés 124 de Ia pompe secondaire 120 qui éloignent radialement le fluide de l'arbre rotatif 180 de telle sorte que le fluide circule ensuite dans une direction radiale par rapport à l'axe A. Le fluide est ainsi entraîné dans le diffuseur 127 situé en amont de la volute secondaire d'échappement 125 et en aval des passages secondaires coudés 124. La section de ces passages secondaire coudés 124 est plus faible que la section des passages primaires coudés 114. La pompe secondaire 120 fournit un débit plus faible et à un niveau de pression supérieur par rapport au fluide fourni par la pompe primaire 110. La présence de ces deux pompes conduit cependant à un aménagement complexe de la turbopompe.

De plus, la roue centrifuge primaire 112 comporte un système d'équilibrage axial qui sert à compenser les efforts axiaux (selon l'axe A) générés par le fluide sur le rotor. Ce système d'équilibrage axial consiste en une chambre 190 située en arrière de la roue centrifuge primaire 112, entre celle-ci et le carter 150. Dans cette chambre 190 circule radialement du fluide prélevé en sortie du passage primaire coudé 114 et qui ressort de cette chambre au niveau de la partie de la roue centrifuge primaire 112 située le plus proche de l'arbre rotatif 180. Cette circulation de fluide dans la chambre 190 joue le rôle de coussin résistant aux efforts axiaux exercés par le fluide sur le rotor. Le fonctionnement de ce système d'équilibrage axial impose que le rotor soit apte à se déplacer axialement par rapport au carter 150.

Or Ia roue centrifuge primaire 112 fournissant une pression modérée, la pression dans la chambre 190 est modérée. La capacité de reprise du système dépend des dimensions de la chambre 190 qui est fonction de la vitesse de rotation de Ia roue centrifuge primaire 112. Cette vitesse ne doit pas être trop élevée, car sinon les efforts axiaux exercés par Ie fluide sur le rotor seraient trop importants pour être contrebalancés par le système d'équilibrage axial, et il en résulterait un endommagement de la turbopompe.

Une telle turbopompe est donc limitée en efficacité. La présente invention vise à remédier à ces inconvénients. L'invention vise à proposer une pompe dont l'encombrement, la masse, et le coût sont réduits, et dont les performances sont améliorées. Ce but est atteint grâce au fait que la pompe comporte une roue centrifuge et un carter entourant cette roue centrifuge, cette roue centrifuge comportant un passage principal qui se divise en un premier passage et un second passage avec une entrée d'alimentation commune parallèle à l'axe de rotation de la pompe, cette entrée d'alimentation commune étant l'entrée du passage principal, le premier passage ayant une première sortie orientée radialement, débouchant à un premier diamètre par rapport à l'axe de rotation, et apte à fournir du fluide à une première pression, et le second passage ayant une seconde sortie orientée radialement et située en arrière de la première sortie, débouchant à un second diamètre supérieur au premier diamètre, la seconde sortie étant apte à fournir du fluide à une seconde pression supérieure à la première pression, la roue centrifuge formant avec le carter un système d'équilibrage axial comprenant une chambre formée entre la face arrière de la roue centrifuge et la partie du carter en regard de cette face arrière, l'entrée de la chambre se situant au niveau de la seconde sortie.

Grâce à ces dispositions, la turbopompe a un encombrement et une masse plus faibles, puisque la pompe primaire et la pompe secondaire sont remplacées en une seule pompe à double échappement. Il n'est donc plus nécessaire de prélever du fluide en sortie d'une pompe primaire pour alimenter une pompe secondaire. Ainsi l'architecture de la turbopompe est simplifiée, et les coûts de fabrication sont réduits. De plus, le diamètre de la roue centrifuge étant plus important, les performances du système d'équilibrage axial associé à cette pompe à double échappement sont améliorées, comme expliqué ci-après. Avantageusement, le premier passage et Ie second passage sont séparés par un flasque dont au moins une partie s'étend entre Ia première sortie et Ia seconde sortie.

L'invention sera bien comprise et ses avantages apparaîtront mieux, à la lecture de Ia description détaillée qui suit, d'un mode de réalisation représenté à titre d'exemple non limitatif. La description se réfère aux dessins annexés sur lesquels :

- la figure 1 est une vue en coupe longitudinale d'une turbopompe comportant une pompe centrifuge selon l'invention, - la figure 2 est une vue en coupe longitudinale d'une pompe centrifuge selon l'invention,

- la figure 3 est une vue en coupe longitudinale d'un autre mode de réalisation d'une pompe centrifuge selon l'invention,

- la figure 4 est une vue en coupe longitudinale d'une turbopompe selon l'art antérieur.

La figure 1 montre une turbopompe 1 qui comprend un arbre rotatif 80 apte à pivoter autour d'un axe de rotation A, et une pompe 10 montée sur cet arbre rotatif 80. La pompe 10 comprend une roue centrifuge 20 solidaire en rotation de l'arbre rotatif 80, et un carter 50 fixe en rotation, entourant l'arbre rotatif 80. L'arbre rotatif 80 est monté sur des roulements prenant appui sur le carter 50.

Le fluide pénètre dans la turbopompe 1 par l'avant de celle-ci par un conduit annulaire 2 débouchant dans un inducteur 4 suivi d'un redresseur 6, en aval duquel se situe la roue centrifuge 20. L'inducteur 4 et le redresseur 6 font partie de la pompe 10.

Cette roue centrifuge 20 comprend un passage principal 24 avec une entrée d'alimentation 22 dans laquelle pénètre Ie fluide provenant de l'inducteur 4. L'entrée d'alimentation 22 est orientée selon l'axe A. En aval de cette entrée d'alimentation 22, le passage principal 24 forme un coude en s'éloignant de l'axe de rotation A, où il se divise en un premier passage 241 et un second passage 242. Le premier passage 241 débouche par une première sortie 243 qui est donc orientée sensiblement perpendiculairement à l'axe de rotation A»

La séparation entre le premier passage 24i et Ie second passage 242 est réalisée par un flasque 40. Comme représenté sur la figure 2, le flasque 40 se situe en arrière du premier passage 241 (c'est-à-dire que Ie premier passage est plus proche de l'avant de la turbopompe), et forme donc Ia paroi arrière du premier passage 241 jusqu'à Ia première sortie 243. Le flasque 40 se situe en avant du second passage 242, et forme donc la paroi avant du second passage 242. Le second passage 242 se prolonge radialement au-delà du niveau de la première sortie 243, pour se terminer par une seconde sortie 244 qui est plus éloignée de l'axe A que la première sortie 243. La partie externe 48 du flasque 40 est Ia partie du flasque 40 qui s'étend entre la première sortie 243 et la seconde sortie 244.

Comme représenté sur la figure 2, le flasque 40 comprend une partie interne qui prolonge Ia partie externe 48 vers l'amont sur la plus grande partie de la région coudée du passage 24. Le premier passage 241 et le second passage 242 sont donc coudés, et de section transversale (perpendiculairement à l'écoulement dans le passage) légèrement convergente entre l'extrémité amont 45 et respectivement la première sortie 243 et la seconde sortie 244.

L'extrémité amont 45 de cette partie interne du flasque 40 se situe en aval de l'entrée d'alimentation 22. Par exemple, cette extrémité amont 45 se situe plus près de l'entrée d'alimentation 22 que de la première sortie 243.

Idéalement l'épaisseur du flasque 40 est la plus faible possible de manière à optimiser la séparation du fluide dans le passage 24. Alternativement, comme représenté sur Ia figure 3, le flasque 40 peut ne pas se prolonger vers l'axe A au-delà de sa partie externe 48. Dans ce cas, l'extrémité amont 45 du flasque 40 se situe à Ia même distance de l'axe A que la première sortie 243.

Le flasque 40 peut également se prolonger vers l'amont dans Ie passage principal 24 sur une distance intermédiaire entre la configuration représentée sur la figure 2 (le flasque se prolonge presque jusqu'à l'entrée 22 du passage principal 24) et celle représentée sur la figure 3 (le flasque ne se prolonge pas en amont au-delà de Ia première sortie 243).

Le carter 50 comprend une volute à double échappement qui comporte une première volute d'échappement 51. La première sortie 243 se situe en regard d'un premier orifice 513 de la première volute d'échappement 51, de telle sorte que le fluide est entraîné par la roue centrifuge 20 vers la première volute d'échappement 51 au travers du premier orifice 513.

Le carter 50 comporte également une seconde volute d'échappement 52. La seconde sortie 244 se situe en regard d'un second orifice 524 de la seconde volute d'échappement 52, de telle sorte que le fluide est entraîné par la roue centrifuge 20 vers la seconde volute d'échappement 52 au travers du second orifice 524.

Le second passage 242 a une section transversale plus petite que le premier passage 241.

Ainsi, le premier passage 241 fournit un débit important à pression modérée, tandis que le second passage 242 fournit un débit plus faible (car sa section transversale est plus faible) à une pression supérieure (car la seconde sortie 244 est radialement plus éloignée de l'axe A que la première sortie 243).

Il n'est donc plus nécessaire de prélever du fluide en sortie de la volute d'échappement, comme c'était le cas pour la volute d'échappement 115 de l'art antérieur (figure 4). Par conséquent, la section de la première volute d'échappement 51 peut être plus faible que la section de la volute d'échappement 115.

La seconde volute d'échappement 52 est accolée à la première volute d'échappement 51, en arrière et plus éloignée de l'axe de rotation A que celle-ci. Cette configuration permet de minimiser le volume occupé par le carter 50. La partie externe 48 du flasque 40 de la roue centrifuge 20 est orientée vers l'avant de la pompe. En regard de cette partie externe 48, se trouve une paroi intermédiaire 58 qui fait partie du carter 50 et qui sépare le diffuseur 511 de la première volute d'échappement 51 et le diffuseur 522 de la seconde volute d'échappement 52. La paroi intermédiaire 58, étant une partie du carter 50, est fixe.

Lorsque la pompe fonctionne, la partie externe 48 du flasque 40 est animée d'un mouvement de rotation autour de l'axe A, et se déplace donc par rapport à la paroi intermédiaire 58. Il se produit donc une fuite indésirable de fluide à l'interface entre cette partie externe 48 et cette paroi intermédiaire 58 due à la différence de pression entre la première sortie 243 et la seconde sortie 244 de Ia roue centrifuge. On cherche à minimiser ce débit de fuite.

Compte tenu du mouvement relatif de cette partie externe 48 et de cette paroi intermédiaire 58, l'étanchéité de cette interface est de préférence assurée par un joint d'étanchéité dynamique. Par exemple, ce joint est un joint labyrinthe.

Comme représenté sur les figures 2 et 3, la paroi avant 29 du passage principal 24 comprend, au niveau de l'entrée 22 de ce passage 24, un joint dynamique à l'interface de cette paroi avant avec le carter 50. Ce joint est destiné à limiter les fuites, et donc le débit recirculé entre la première sortie 243 du premier passage 241 et l'entrée 22 qu'il sera nécessaire de recomprimer. Par exemple, ce joint est un joint labyrinthe.

Alternativement, notamment dans des applications où la performance de la turbopompe est moins cruciale, la paroi avant 29 du passage 241 et/ou le flasque 40 et sa partie externe 48, peuvent être omis.

A l'arrière de la face arrière de la roue centrifuge 20 se trouve un unique système d'équilibrage axial qui sert à compenser les efforts axiaux (selon l'axe A) générés par le fluide sur le rotor lorsque la pompe fonctionne. La paroi arrière du second passage 242 est formée par la roue centrifuge 20, et la face arrière 27 de la roue centrifuge 20 est en regard, sur toute sa superficie, avec une partie 57 du carter 50. L'espace entre cette face arrière 27 et cette partie 57 forme une chambre 90.

Du fluide est prélevé dans le second passage 242, au niveau de la seconde sortie 244 et entre dans cette chambre 90 par un passage annulaire 93 à jeu axial variable, et en ressort à un orifice de sortie 96 situé au niveau de la partie de la roue centrifuge 20 située le plus proche de l'arbre rotatif 80, L'ensemble du passage annulaire 93 et de la chambre 90 constitue le système d'équilibrage axial. Le fonctionnement d'un tel passage annulaire 93 à jeu axial variable est rappelé brièvement ci-après.

Le fluide pénètre par le passage annulaire 93 dans la chambre 90. La chambre 90 se remplît, la différence de pression entre le passage annulaire 93 et l'orifice de sortie 96 assurant l'écoulement du fluide dans la chambre 90. Ce fluide exerce une pression vers l'avant qui tend à déplacer la roue centrifuge 20 vers l'avant. La géométrie du passage annulaire 93 est telle que ce déplacement vers l'avant de Ia roue centrifuge tend à le refermer. La pression dans la chambre 90 diminue alors, ce qui déplace la roue centrifuge 20 vers l'arrière.

On comprend donc que le système d'équilibrage axial permet de maintenir la roue centrifuge 20 dans sa position axiale autour d'un point d'équilibre. Le système d'équilibrage axial a donc une fonction de régulation de la position axiale de la roue centrifuge 20 (et donc de l'arbre rotatif 80). Ce système a donc l'avantage d'être un système actif, par opposition à un système passif dans lequel l'effort de compensation sur la roue centrifuge est indépendant de la position axiale du rotor/arbre rotatif. En figures 1 à 3, le passage annulaire 93 comprend une marche, selon un mode de réalisation connu.

On comprend donc que le système d'équilibrage axial permet de maintenir la roue centrifuge 20 dans sa position axiale autour d'un point d'équilibre.

Or, étant donné que la hauteur radiale de la roue centrifuge 20 est plus importante comparé une hauteur de roue centrifuge selon l'art antérieur, la surface de la chambre 90 sur laquelle s'exerce la pression est plus importante. D'autre part, l'écart de pression entre le passage annulaire 93 et l'orifice de sortie 96 est plus important. La pression dans la chambre 90 peut donc varier de manière plus importante, et le système d'équilibrage axial peut donc s'accommoder d'efforts axiaux plus importants. Cette forte augmentation de capacité du système d'équilibrage axial permet d'augmenter la vitesse de rotation de la turbopompe tout en conservant une capacité de reprise suffisante.

Les avantages résultants sont un encombrement, une masse, et donc un coût moindre de la turbopompe, ainsi qu'un rendement turbopompe plus élevé.

De plus, il n'est pas nécessaire que la roue centrifuge 20 soit couplée avec l'arbre rotatif 80 (comme dans l'art antérieur) afin d'accommoder le fonctionnement du système d'équilibrage axial. En effet, étant donné que la pompe 10 comporte une seule roue centrifuge, celle-ci forme un seul bloc avec l'arbre rotatif 80 (comme présenté sur la figure 1) et c'est cet arbre rotatif 80 et la roue centrifuge 20 qui se déplacent axïalβmertt ensemble pour accommoder le fonctionnement du système d'équilibrage axial. La fabrication de la pompe selon l'invention est donc simplifiée, puisqu'elle comporte moins de pièces.

Sur les figures 1 à 3, la section transversale du second passage 242 est représentée inférieure à la section du premier passage 241. L'inverse est également possible, à condition que la pression en sortie du second passage 242 reste supérieure à la pression en sortie du premier passage 241.

Claims

REVENDICATIONS

1. Pompe (10) caractérisée en ce qu'elle comporte une roue centrifuge (20) et un carter (50) entourant cette roue centrifuge, ladite roue centrifuge comportant un passage principal (24) qui se divise en un premier passage (241) et un second passage (242) avec une entrée d'alimentation commune (22) parallèle à l'axe de rotation (A) de ladite pompe, cette entrée d'alimentation commune (22) étant l'entrée dudit passage principal (24), le premier passage (241) ayant une première sortie (243) orientée radialement, débouchant à un premier diamètre par rapport à l'axe de rotation (A), et apte à fournir du fluide à une première pression, et le second passage (242) ayant une seconde sortie (244) orientée radialement et située en arrière de ladite première sortie (243), débouchant à un second diamètre supérieur audit premier diamètre, ladite seconde sortie (244) étant apte à fournir du fluide à une seconde pression supérieure à ladite première pression, ladite roue centrifuge (20) formant avec ledit carter (50) un système d'équilibrage axial comprenant une chambre (90) formée entre la face arrière (27) de ladite roue centrifuge et la partie (57) dudit carter en regard de ladite face arrière (27), l'entrée de ladite chambre (90) se situant au niveau de la seconde sortie (244).

2. Pompe (10) selon la revendication 1, caractérisée en ce que ledit premier passage (241) et ledit second passage (242) sont séparés par un flasque (40) dont une partie au moins s'étend entre ladite première sortie (243) et ladite seconde sortie (244).

3. Pompe (10) selon la revendication 2, caractérisée en ce que ledit flasque (40) se prolonge en amont dans ledit passage principal (24) vers ladite entrée d'alimentation commune (22).

4. Pompe (10) selon la revendication 2 ou 3, caractérisée en ce que Ia partie externe (48) dudit flasque (40) qui s'étend entre ladite première sortie (243) et ladite seconde sortie (244) est munie d'un joint d'étanchéité dynamique à son interface avec une paroi intermédiaire (58) dudît carter (50).

5. Pompe (10) selon l'une quelconque des revendications 1 à 4, caractérisée en ce que l'interface entre la paroi avant dudit passage principal (24) et dudit carter (50) est munie d'un joint d'étanchéité dynamique.

6. Pompe (10) selon l'une quelconque des revendications 1 à 5, caractérisée en ce qu'elle comprend en outre un inducteur (4) et un redresseur (6) en amont de ladite entrée d'alimentation commune (22).