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EP1033475A1 - Axial thrust compensation for turbomachine shafts - Google Patents

Axial thrust compensation for turbomachine shafts Download PDF

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Publication number
EP1033475A1
EP1033475A1 EP99810178A EP99810178A EP1033475A1 EP 1033475 A1 EP1033475 A1 EP 1033475A1 EP 99810178 A EP99810178 A EP 99810178A EP 99810178 A EP99810178 A EP 99810178A EP 1033475 A1 EP1033475 A1 EP 1033475A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
shaft
axial
axial displacement
comb
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Withdrawn
Application number
EP99810178A
Other languages
German (de)
French (fr)
Inventor
Pierre Meylan
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
ABB Asea Brown Boveri Ltd
ABB AB
Original Assignee
ABB Asea Brown Boveri Ltd
Asea Brown Boveri AB
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by ABB Asea Brown Boveri Ltd, Asea Brown Boveri AB filed Critical ABB Asea Brown Boveri Ltd
Priority to EP99810178A priority Critical patent/EP1033475A1/en
Priority to DE2000105309 priority patent/DE10005309A1/en
Publication of EP1033475A1 publication Critical patent/EP1033475A1/en
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • 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
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D25/00—Component parts, details, or accessories, not provided for in, or of interest apart from, other groups
    • F01D25/16—Arrangement of bearings; Supporting or mounting bearings in casings
    • F01D25/166—Sliding contact bearing
    • F01D25/168—Sliding contact bearing for axial load mainly

Definitions

  • the invention is a method for regulating the axial Thrust compensation of a shaft of turbomachinery and around a device for Execution of the procedure.
  • the shafts of turbomachinery i.e. steam and gas turbines, point during operation a certain axial thrust.
  • This axial thrust must go through a appropriate bearing of the shaft can be compensated or recorded
  • the Thrust compensation pistons which are present in each turbine section, are the Compensate thrust in every load case so that the load on the thrust bearing remains within certain limits.
  • the use of compensating pistons brings but numerous, constructive disadvantages when building a turbine.
  • the Construction with the compensating piston for example, has a negative effect on the optimal length of a machine. Through various constructive If necessary, the efficiency is also disadvantageously reduced.
  • the thrust bearing is designed so that it can be used for any operating mode can absorb the total thrust. Since the performance of gas turbines in the past Years has risen continuously, the thrust bearings have to be bigger and bigger Withstand loads. The thrust compensation by the thrust bearing comes with increasing performance of ever increasing importance. It also has an effect here disadvantageous from the fact that the design of thrust bearings is always larger expansive loads very quickly reach their limits due to the dimension, the sliding speed and the power loss are determined.
  • the aim of the invention is to overcome the disadvantages mentioned above.
  • the object of the invention is to create a method and a device for regulating an axial thrust compensation of a shaft of turbomachinery, and at the same time to dispense with the conventional thrust compensation pistons and thrust bearings.
  • this is achieved in that a pressure comb is attached to the shaft, the pressure comb is supported by a hydraulic system through two pressure chambers, which are arranged on both sides of the pressure comb, the pressure chambers are sealed from one another and from the outside by seals, and in each case are connected to a control valve, and the control valves are connected via a controller and a signal converter to an instrument measuring the axial displacement of the shaft.
  • the hydraulic bearing can take up a much greater load than conventional axial bearings.
  • the length, the diameter of the shaft and the labyrinths of the blading can advantageously be selected so that the geometry of the shaft can be made more flexible and therefore more advantageous with regard to optimum efficiency.
  • the omission of the thrust compensation piston and the axial bearing has a positive effect on the efficiency, since they have greater losses (friction and gap losses) than the hydraulic bearing according to the invention.
  • FIG. 1 shows schematically an embodiment of an inventive Bearing blocks for hydraulic compensation against axial displacements Wave 1 as it occurs in steam or gas turbines.
  • a clutch 3 is present which has two sub-turbines, not shown, for example, a high-pressure part and a low-pressure part. Between the two sub-turbines, the shaft 1 does not point between the Support bearing shown a turbine and the clutch 3 a device for the hydraulic thrust compensation. It consists of a pressure comb 2, which is attached to the shaft 1 and is surrounded by a bearing block 4,4a.
  • the bearing block 4,4a consists of two parts, an upper part 4 and a lower part 4a. There are two on both sides between the pressure comb 2 and the bearing block 4, 4a Pressure chambers 13, 14 available. These pressure chambers 13, 14 are through Seals 6,6a from each other and through seals 5,5a to the outside sealed that the smallest possible loss of the in the pressure chambers 13,14 existing liquid, which can be oil, for example, is reached. In the Figure the seals 5.5a, 6.6a are designed as radial seals, it can but also be axial seals. In the upper part 4a of the bearing block are each Pressure chamber 13, 14 integrates a line 11, 12 which connects the pressure chambers 13, 14 supply with liquid and thus a certain pressure p1 or p2 in them build up.
  • both on the upper part 4a and 4 sliding blocks 15, 15a are also available on the lower part.
  • the distance between the Sliding blocks 15, 15a and the pressure comb 2 are supported with y1 and labeled y2 on the coupling side.
  • the sliding blocks 15, 15a only have the task to fix the axial bearing of the shaft while the machine is at a standstill.
  • At Operation of the turbine is y1 or y2 but always greater than zero.
  • a proximity sensor 10 In the vicinity of the clutch 3, which is provided with a clutch cover 4b a proximity sensor 10 is installed, which measures the distance to the clutch 3.
  • the distance designated x In the Figure 1 is the distance designated x. In general, however, another can Reference surface can be taken as the clutch 3.
  • a Change in the distance x between the clutch 3 and the proximity sensor 10 is to the two via a control system, which is shown in more detail in FIG Pressure chamber 13.14 forwarded that by increasing or decreasing the Pressure p1, p2 in one of the two pressure chambers 13, 14 of the change in Distance x counteracted and the axial thrust is thus compensated.
  • D 600 mm
  • d 355mm
  • p1 40 MPa
  • p2 10MPa
  • FIG. 2 shows a circuit diagram of a control of a hydraulic axial Thrust compensation according to the invention.
  • proximity sensor 10 measures the Distance x to the clutch 3.
  • the signal is forwarded to a controller 60.
  • Controllers 60 are suitable for PI or PID controllers, but in principle there are also others possible.
  • Via a signal converter 58 which the electrical signal of the controller 60 converted into a hydraulic signal, the flow of two hydraulic Control valves 61,62 via a control line 65,66 and one each to the Control valve 61,62 connected hydraulic servo motor, not shown regulated.
  • the hydraulic control valves 61, 62 are on one side Lines and the liquid inlets 11, 12 with the pressure chambers 13, 14, which are arranged next to the pressure comb 2, connected.
  • a pressure accumulator 55 supplies the signal converter both via a feed 59 58 as well as the hydraulic control valves 61, 62 with liquid.
  • the hydraulic control valves 61, 62 each via a line into which orifices 63,64 are bypassed.
  • This bypass line connects the line the control valve 61, 62, which comes from the pressure accumulator 55, with the line, which goes to the pressure chambers 13, 14. Since the pressure p1, p2 in the Pressure chambers 13, 14 through leakage through the seals 5.5 a continuously would decrease, this bypass line with a constant flow ensure that there is always a minimum pressure in the pressure chambers 13, 14.
  • This Pressure increase in one of the two pressure chambers 13, 14 acts axially Displacement x opposite.
  • the pressure increase continues until the axial Shift canceled and the distance x from the proximity sensor 10 to Coupling 3 has returned to a predetermined setpoint. It is also conceivable, the setpoint for x of at least one of the quantities time, Have machine performance or temperature depend.
  • This control loop is in both directions carried out: when shaft 1 is shifted to the left to Not shown support bearing and a reduction of y1, the pressure p1 in the pressure chamber 13 increases via the control valve 61 and acts this shift opposite. Conversely, a shift of wave 1 to the right becomes Coupling 3 back and a reduction of y2 associated with the shift intercepted by increasing the pressure p2 in the pressure chamber 14.
  • the pressure accumulator 55 In order to keep the pressure accumulator 55 at a certain and constant pressure it via a line and a pressure holding valve 56 with a liquid container 50 connected. In addition, the liquid container 50 via a suction basket 51, one with a motor 53 operated pump 52 and a check valve 54 with the Pressure accumulator 55 connected. The check valve 54 ensures that the The pressure accumulator 55 does not run empty and the pump 52 continuously pumps liquid in the pressure accumulator 55. However, in order to keep the pressure in the pressure accumulator 55 constant keep the pressure maintaining valve 56 again from a certain, increased pressure Liquid into the liquid container 50.
  • this hydraulic bearing can advantageously be used Thrust compensation with much greater loads than conventional ones Thrust bearings are included.
  • the previous thrust compensation pistons with the high losses are eliminated and can vary in length and diameter Minimum be reduced.
  • Next will also be advantageous frictional axial bearings saved.
  • Efficiency is advantageous.
  • the diameter of the labyrinths of the blading can reduced by the greater structural flexibility and the whole shaft by the Eliminating the length of the balancing pistons can advantageously be reduced in size has a positive effect on the wave dynamics and last but not least a material gain brings with it.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Magnetic Bearings And Hydrostatic Bearings (AREA)

Abstract

The axial movement regulation method has the actual axial movement of the turbine shaft (1) supplied to a regulator for controlling hydraulic regulating valves, determining the pressure within pressure chambers (13,14) on opposite sides of a pressure cam (2) attached to the turbine shaft, for opposing the axial ovement of the turbine shaft, to maintain its required axial position. An Independent claim for an axial movement regulation device is also included.

Description

TECHNISCHES GEBIETTECHNICAL AREA

Bei der Erfindung handelt es sich um ein Verfahren zur Regelung des axialen Schubausgleichs einer Welle von Turbomaschinen und um eine Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens.The invention is a method for regulating the axial Thrust compensation of a shaft of turbomachinery and around a device for Execution of the procedure.

STAND DER TECHNIKSTATE OF THE ART

Die Wellen von Turbomaschinen, also Dampf- und Gasturbinen, weisen bei Betrieb einen gewissen axialen Schub auf. Dieser axialer Schub muss durch eine entsprechende Lagerung der Welle ausgeglichen bzw. aufgenommen werden. In der klassischen Bauweise von Dampfturbinen mit Reaktionen ab ca. 20 % werden die Wellen mit Schubausgleichskolben und mit Axiallagern ausgestattet. Die Schubausgleichskolben, welche in jeder Teilturbine vorhanden sind, werden den Schub bei jedem Lastfall so ausgleichen, dass die Belastung des Axiallagers innerhalb bestimmter Grenzen bleibt. Die Verwendung von Ausgleichskolben bringt aber zahlreiche, konstruktive Nachteile bei dem Bau einer Turbine mit sich. Die Konstruktion mit den Ausgleichskolben wirkt sich beispielsweise negativ auf die optimale Baulänge einer Maschine aus. Durch verschiedene konstruktive Notwendigkeiten wird zudem der Wirkungsgrad nachteilig verkleinert. Durch die Verwendung von Ausgleichskolben ist notwendigerweise das Radialspiel grösser, was zu einer erhöhten Leckage führt. Weiter kann der Durchmesser der Labyrinthe in der Beschauflung nicht beliebig klein gemacht und die Länge der Beschauflung nicht optimal gewählt werden, was zu einem verringerten Wirkungsgrad führt. Eine Dampfturbine ohne diese Ausgleichskolben, in der die Axiallager allen axialen Belastungen standhalten müssten, würde aber sehr schnell an die Grenzen der Auslegung stossen, da sie alleine den axialen Schub nicht aufnehmen können. Die bisher grössten Axiallager haben lediglich eine zulässige Axialbelastung von maximal 2 MN. Für den axialen Ausgleich von Dampfturbinen ohne Schubausgleichskolben würden aber in den Axiallagern Belastungen von ca. 5MN auftreten. Sie sind deshalb alleine für diesen Zweck ungeeignet.The shafts of turbomachinery, i.e. steam and gas turbines, point during operation a certain axial thrust. This axial thrust must go through a appropriate bearing of the shaft can be compensated or recorded In the classic design of steam turbines with reactions from approx. 20% the shafts are equipped with thrust compensating pistons and thrust bearings. The Thrust compensation pistons, which are present in each turbine section, are the Compensate thrust in every load case so that the load on the thrust bearing remains within certain limits. The use of compensating pistons brings but numerous, constructive disadvantages when building a turbine. The Construction with the compensating piston, for example, has a negative effect on the optimal length of a machine. Through various constructive If necessary, the efficiency is also disadvantageously reduced. Through the The use of compensating pistons necessarily increases the radial clearance, which leads to increased leakage. The diameter of the labyrinths can be further not made arbitrarily small in the blading and the length of the blading not optimally chosen, which leads to a reduced efficiency. A Steam turbine without these compensating pistons, in which the axial bearings are all axial Would have to withstand loads, but would very quickly reach the limits of Design because they alone cannot absorb the axial thrust. The The largest axial bearings to date have only a permissible axial load of maximum 2 MN. For the axial compensation of steam turbines without Thrust compensating pistons would, however, have loads of approx. 5MN in the axial bearings occur. They are therefore unsuitable for this purpose alone.

Bei Gasturbinen wird das Axiallager so ausgelegt, dass es für jede Betriebsweise den Gesamtschub aufnehmen kann. Da die Leistung von Gasturbinen in den letzten Jahren kontinuierlich gestiegen ist, müssen auch die Axiallager immer grösseren Belastungen standhalten. Der Schubausgleich durch die Axiallager kommt bei steigenden Leistungen einer stetig wachsenden Bedeutung zu. Auch hier wirkt sich dabei nachteilig aus, dass die Auslegung von Axiallagern bei immer grösser werdenden Belastungen sehr schnell an Grenzen stösst, die durch die Dimension, die Gleitgeschwindigkeit und die Verlustleistung bestimmt sind.For gas turbines, the thrust bearing is designed so that it can be used for any operating mode can absorb the total thrust. Since the performance of gas turbines in the past Years has risen continuously, the thrust bearings have to be bigger and bigger Withstand loads. The thrust compensation by the thrust bearing comes with increasing performance of ever increasing importance. It also has an effect here disadvantageous from the fact that the design of thrust bearings is always larger expansive loads very quickly reach their limits due to the dimension, the sliding speed and the power loss are determined.

DARSTELLUNG DER ERFINDUNGPRESENTATION OF THE INVENTION

Ziel der Erfindung ist es, die oben genannten Nachteile zu überwinden. Der Erfindung liegt die Aufgabenstellung zugrunde, ein Verfahren und eine Vorrichtung zur Regelung eines axialen Schaubausgleichs einer Welle von Turbomaschinen zu schaffen, und gleichzeitig auf die herkömmlichen Schubausgleichskolben und Axiallager zu verzichten.
Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht, dass an der Welle ein Druckkamm angebracht ist, der Druckkamm durch ein hydraulisches System durch zwei Druckkammern gelagert ist, welche beidseitig vom Druckkamm angeordnet sind, die Druckkammern durch Dichtungen voneinander und durch Dichtungen nach aussen hin abgedichtet sind, und jeweils mit einem Regelventil verbunden sind, und die Regelventile über einen Regler und einen Signalwandler mit einem die axiale Verschiebung der Welle messenden Instrument verbunden sind.
Die Vorteile dieser Erfindung bestehen darin, dass die hydraulische Lagerung eine wesentlich grössere Belastung als herkömmliche Axiallager aufnehmen kann. Durch den Wegfall von den bisherigen Schubausgleichskolben und den Axiallagern kann vorteilhaft die Länge, der Durchmesser der Welle und der Labyrinthe der Beschauflung so ausgewählt werden, dass sich im Hinblick auf einen optimalen Wirkungsgrad die Geometrie der Welle flexibler und damit vorteilhafter gestaltet werden kann. Ebenso wirkt sich der Wegfall der Schubausgleichskolben und der Axiallager positiv auf den Wirkungsgrad auf, da sie grössere Verluste (Reibungs- und Spaltverluste) als die erfindungsgemässe hydraulische Lagerung aufweisen.The aim of the invention is to overcome the disadvantages mentioned above. The object of the invention is to create a method and a device for regulating an axial thrust compensation of a shaft of turbomachinery, and at the same time to dispense with the conventional thrust compensation pistons and thrust bearings.
According to the invention this is achieved in that a pressure comb is attached to the shaft, the pressure comb is supported by a hydraulic system through two pressure chambers, which are arranged on both sides of the pressure comb, the pressure chambers are sealed from one another and from the outside by seals, and in each case are connected to a control valve, and the control valves are connected via a controller and a signal converter to an instrument measuring the axial displacement of the shaft.
The advantages of this invention are that the hydraulic bearing can take up a much greater load than conventional axial bearings. By eliminating the previous thrust compensating pistons and the axial bearings, the length, the diameter of the shaft and the labyrinths of the blading can advantageously be selected so that the geometry of the shaft can be made more flexible and therefore more advantageous with regard to optimum efficiency. Likewise, the omission of the thrust compensation piston and the axial bearing has a positive effect on the efficiency, since they have greater losses (friction and gap losses) than the hydraulic bearing according to the invention.

Die weiteren Ausgestaltungsmöglichkeiten sind Gegenstand der abhängigen Ansprüche.The other design options are the subject of the dependent Expectations.

KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGENBRIEF DESCRIPTION OF THE DRAWINGS

Es zeigen:

Fig. 1
einen schematischen Schnitt durch einen erfindungsgemässen hydraulischen Lagerblock und
Fig. 2
eine schematische Darstellung eines Schaltschemas des erfindungsgemässen Verfahrens zur hydraulischen Regelung des Schubausgleichs einer Welle einer Turbomaschine.
Show it:
Fig. 1
a schematic section through an inventive hydraulic bearing block and
Fig. 2
is a schematic representation of a circuit diagram of the inventive method for hydraulic control of the thrust compensation of a shaft of a turbomachine.

Es sind nur die für die Erfindung wesentlichen Elemente dargestellt.Only the elements essential to the invention are shown.

WEG ZUR AUSFÜHRUNG DER ERFINDUNGWAY OF CARRYING OUT THE INVENTION

Die Figur 1 zeigt schematisch eine Ausführungsform eines erfindungsgemässen Lagerblocks für den hydraulischen Ausgleich gegen axiale Verschiebungen einer Welle 1, wie sie in Dampf- oder Gasturbinen vorkommt. In der Nähe der Welle 1 ist eine Kupplung 3 vorhanden, welche zwei nicht dargestellte Teilturbinen, beispielsweise einen Hochdruckteil und einen Niederdruckteil, miteinander verbindet. Zwischen den beiden Teilturbinen weist die Welle 1 zwischen dem nicht dargestellten Traglager einer Teilturbine und der Kupplung 3 eine Vorrichtung für den hydraulischen Schubausgleich auf. Sie besteht aus einem Druckkamm 2, welcher an der Welle 1 angebracht ist und von einem Lagerblock 4,4a umgeben ist. Figure 1 shows schematically an embodiment of an inventive Bearing blocks for hydraulic compensation against axial displacements Wave 1 as it occurs in steam or gas turbines. Is near the shaft 1 a clutch 3 is present which has two sub-turbines, not shown, for example, a high-pressure part and a low-pressure part. Between the two sub-turbines, the shaft 1 does not point between the Support bearing shown a turbine and the clutch 3 a device for the hydraulic thrust compensation. It consists of a pressure comb 2, which is attached to the shaft 1 and is surrounded by a bearing block 4,4a.

Der Lagerblock 4,4a besteht aus zwei Teilen, einem Oberteil 4 und einem Unterteil 4a. Zwischen dem Druckkamm 2 und dem Lagerblock 4,4a sind beidseitig zwei Druckkammern 13,14 vorhanden. Diese Druckkammern 13,14 sind durch Dichtungen 6,6a voneinander und durch Dichtungen 5,5a nach aussen hin so abgedichtet, dass ein möglichst geringer Verlust der in den Druckkammern 13,14 vorhandenen Flüssigkeit, welche beispielsweise Öl sein kann, erreicht wird. In der Figur sind die Dichtungen 5,5a,6,6a als Radialdichtungen ausgeführt, es können aber auch Axialdichtungen sein. In dem Oberteil 4a des Lagerblocks sind je Druckkammer 13,14 eine Leitung 11,12 integriert, welche die Druckkammern 13,14 mit Flüssigkeit versorgen und damit einem bestimmten Druck p1 bzw. p2 in ihnen aufbauen. Zusätzlich sind im inneren Teil des Lagerblocks sowohl am Oberteil 4a als auch am Unterteil 4 Gleitsteine 15,15a vorhanden. Der Abstand zwischen den Gleitsteinen 15,15a und dem Druckkamm 2 wird traglagerseitig mit y1 und kupplungseitig mit y2 bezeichnet. Die Gleitsteine 15,15a haben lediglich die Aufgabe die axiale Lagerung der Welle während des Stillstands der Maschine zu fixieren. Bei Betrieb der Turbine ist y1 bzw. y2 aber immer grösser Null. Weiter sind traglagerseitig und kupplungsseitig Flüssigkeitsabläufe 7,8 vorhanden, welche im unteren Bereich zum Flüssigkeitsablauf 9 zusammenführt werden, und welche die Flüssigkeit, welche durch die Dichtungen 5,5a von den Druckkammer 13,14 nach aussen gedrungen ist, aufnehmen und in einem nicht dargestellten Flüssigkeitsrücklauf zurückführen.The bearing block 4,4a consists of two parts, an upper part 4 and a lower part 4a. There are two on both sides between the pressure comb 2 and the bearing block 4, 4a Pressure chambers 13, 14 available. These pressure chambers 13, 14 are through Seals 6,6a from each other and through seals 5,5a to the outside sealed that the smallest possible loss of the in the pressure chambers 13,14 existing liquid, which can be oil, for example, is reached. In the Figure the seals 5.5a, 6.6a are designed as radial seals, it can but also be axial seals. In the upper part 4a of the bearing block are each Pressure chamber 13, 14 integrates a line 11, 12 which connects the pressure chambers 13, 14 supply with liquid and thus a certain pressure p1 or p2 in them build up. In addition, in the inner part of the bearing block both on the upper part 4a and 4 sliding blocks 15, 15a are also available on the lower part. The distance between the Sliding blocks 15, 15a and the pressure comb 2 are supported with y1 and labeled y2 on the coupling side. The sliding blocks 15, 15a only have the task to fix the axial bearing of the shaft while the machine is at a standstill. At Operation of the turbine is y1 or y2 but always greater than zero. Are further Liquid drains 7,8 available on the support bearing side and on the coupling side lower area to the liquid drain 9 and which the Liquid flowing through the seals 5.5a from the pressure chamber 13.14 is penetrated outside, record and in a not shown Return the liquid return.

In der Nähe der Kupplung 3, welche mit einem Kupplungsdeckel 4b versehen ist, ist ein Näherungsgeber 10 eingebaut, welcher die Distanz zur Kupplung 3 misst. In der Figur 1 ist der Abstand mit x bezeichnet. Allgemein kann aber auch eine andere Referenzfläche als die Kupplung 3 genommen werden. Um einer axialen Verschiebung der Welle 1 entgegenzuwirken und x auf einen vorgegebenen Sollwert einzustellen wird der Abstand x durch den Näherungsgeber 10 aufgenommen. Eine Veränderung des Abstands x zwischen Kupplung 3 und Näherungsgeber 10 wird über eine Regelung, welche in Figur 2 näher dargestellt ist, so an die beiden Druckkammer 13,14 weitergeleitet, dass durch eine Erhöhung oder Erniedrigung des Drucks p1,p2 in einer der beiden Druckkammern 13,14 der Veränderung des Abstands x entgegengewirkt und der axiale Schub damit ausgeglichen wird.In the vicinity of the clutch 3, which is provided with a clutch cover 4b a proximity sensor 10 is installed, which measures the distance to the clutch 3. In the Figure 1 is the distance designated x. In general, however, another can Reference surface can be taken as the clutch 3. To an axial To counteract displacement of shaft 1 and x to a predetermined setpoint the distance x is recorded by the proximity sensor 10. A Change in the distance x between the clutch 3 and the proximity sensor 10 is to the two via a control system, which is shown in more detail in FIG Pressure chamber 13.14 forwarded that by increasing or decreasing the Pressure p1, p2 in one of the two pressure chambers 13, 14 of the change in Distance x counteracted and the axial thrust is thus compensated.

Die für den axialen Schub massgebliche Kraft F kann wie folgt berechnet werden: F=π/4x(D2-d2)x(p1-p2), wobei D der Durchmesser des Wellenkamms 2, d der Durchmesser der Welle 1 und p1,p2 der Druck auf je einer Seite des Druckkammes 2. Um die Grössenordnung des grössten Schubs auszurechnen, wird ein Beispiel angegeben.
Beispiel: D=600 mm, d=355mm, p1=40 MPa, p2=10MPa, was einen Schub von F=5.5 MN ergibt.The force F relevant for the axial thrust can be calculated as follows: F = π / 4x (D 2nd -d 2nd ) x (p1-p2) , where D is the diameter of the shaft crest 2, d the diameter of the shaft 1 and p1, p2 the pressure on each side of the pressure crest 2. In order to calculate the order of magnitude of the greatest thrust, an example is given.
Example: D = 600 mm, d = 355mm, p1 = 40 MPa, p2 = 10MPa, which gives a thrust of F = 5.5 MN.

Die Figur 2 zeigt ein Schaltbild einer Regelung eines hydraulischen axialen Schubausgleichs gemäss der Erfindung. Um die Kraft F des axialen Schubausgleichs der Welle 1 auszugleichen misst der Näherungsgeber 10 den Abstand x zu der Kupplung 3. Das Signal wird an einen Regler 60 weitergeleitet. Als Regler 60 sind PI- oder PID-Regler geeignet, prinzipiell sind aber auch andere möglich. Über einen Signalwandler 58, welcher das elektrische Signal des Reglers 60 in ein hydraulisches Signal verwandelt, wird der Durchfluss zweier hydraulischer Regelventile 61,62 über je eine Steuerleitung 65,66 und jeweils über einen an das Regelventil 61,62 angeschlossenen nicht dargestellten hydraulischen Servomotor geregelt. Die hydraulischen Regelventile 61,62 sind auf der einen Seite über Leitungen und die Flüssigkeitszuläufe 11,12 mit den Druckkammern 13,14, welche neben dem Druckkamm 2 angeordnet sind, verbunden.Figure 2 shows a circuit diagram of a control of a hydraulic axial Thrust compensation according to the invention. To the force F of the axial To compensate for thrust compensation of shaft 1, proximity sensor 10 measures the Distance x to the clutch 3. The signal is forwarded to a controller 60. As Controllers 60 are suitable for PI or PID controllers, but in principle there are also others possible. Via a signal converter 58, which the electrical signal of the controller 60 converted into a hydraulic signal, the flow of two hydraulic Control valves 61,62 via a control line 65,66 and one each to the Control valve 61,62 connected hydraulic servo motor, not shown regulated. The hydraulic control valves 61, 62 are on one side Lines and the liquid inlets 11, 12 with the pressure chambers 13, 14, which are arranged next to the pressure comb 2, connected.

Ein Druckspeicher 55 versorgt sowohl über eine Anspeisung 59 den Signalwandler 58 als auch die hydraulischen Regelventile 61,62 mit Flüssigkeit. Zusätzlich werden die hydraulischen Regelventile 61,62 jeweils über eine Leitung, in welche Blenden 63,64 eingebaut sind, umgangen. Diese Umgehungsleitung verbindet die Leitung des Regelventils 61,62, welche vom Druckspeicher 55 kommt, mit der Leitung, welche zu den Druckkammern 13,14 geht. Da der Druck p1, p2 in den Druckkammern 13,14 durch Leckage durch die Dichtungen 5,5a kontinuierlich abnehmen würde, sorgen diese Umgehungsleitung mit einem ständigen Fluss dafür, dass immer ein Mindestdruck in den Druckkammern 13,14 vorhanden ist. Diese Leckage durch die Dichtungen 5,5a nach aussen und den Austausch zwischen den beiden Druckkammern 13,14 bei den Dichtungen 6,6a sind durch Pfeile angedeutet. Die vorhandene Regelung des Drucks p1,p2 gleicht sowohl die Verluste durch die Dichtungen 5,5a aus, welche zu unterschiedlichen Drücken p1,p2 in den Druckkammern 13,14 führen würden, aus als auch die Veränderung des Abstandes x vom Näherungsgeber 10 zur Kupplung 3. Verändert sich der Abstand x von der Kupplung 3 zum Näherungsgeber 10, wird über den Regler 60 und den Signalwandler 58 der Durchfluss eines der beiden hydraulischen Regelventile 61,62 durch den angeschlossenen Servomotor verändert. Dies führt zu einem erhöhten Druck p1 oder p2 in den Druckkammern 13,14, neben dem Druckkamm 2. Diese Druckerhöhung in einer der beiden Druckkammern 13,14 wirkt einer axialen Verschiebung x entgegen. Die Druckerhöhung wird solange fortgeführt, bis die axiale Verschiebung aufgehoben und der Abstand x vom Näherungsmelder 10 zur Kupplung 3 wieder auf einen vorgegebenen Sollwert zurückgekehrt ist. Es ist auch denkbar, den Sollwert für x von mindestens einer der Grössen Zeit, Maschinenleistung oder Temperatur abhängen zu lassen. Dieser Regelkreis wird in beide Richtungen durchgeführt: bei einer Verschiebung der Welle 1 nach links zum nicht dargestellten Traglager und einer Verkleinerung von y1 wird der Druck p1 in der Druckkammer 13 über das Regelventil 61 erhöht und wirkt dieser Verschiebung entgegen. Andersherum wird eine Verschiebung der Welle 1 nach rechts zur Kupplung 3 hin und eine mit der Verschiebung verbundenen Verkleinerung von y2 durch eine Erhöhung des Drucks p2 in der Druckkammer 14 abgefangen.A pressure accumulator 55 supplies the signal converter both via a feed 59 58 as well as the hydraulic control valves 61, 62 with liquid. In addition the hydraulic control valves 61, 62 each via a line into which orifices 63,64 are bypassed. This bypass line connects the line the control valve 61, 62, which comes from the pressure accumulator 55, with the line, which goes to the pressure chambers 13, 14. Since the pressure p1, p2 in the Pressure chambers 13, 14 through leakage through the seals 5.5 a continuously would decrease, this bypass line with a constant flow ensure that there is always a minimum pressure in the pressure chambers 13, 14. This Leakage through the seals 5.5a to the outside and the exchange between the two pressure chambers 13, 14 in the seals 6, 6 a are indicated by arrows. The existing regulation of the pressure p1, p2 both compensates for the losses through the Seals 5,5a, which lead to different pressures p1, p2 in the Pressure chambers 13, 14 would lead, as well as the change in distance x from the proximity sensor 10 to the clutch 3. The distance x changes from the Coupling 3 to the proximity sensor 10 is via the controller 60 and Signal converter 58 the flow rate of one of the two hydraulic control valves 61, 62 changed by the connected servo motor. This leads to an increased Pressure p1 or p2 in the pressure chambers 13, 14, next to the pressure comb 2. This Pressure increase in one of the two pressure chambers 13, 14 acts axially Displacement x opposite. The pressure increase continues until the axial Shift canceled and the distance x from the proximity sensor 10 to Coupling 3 has returned to a predetermined setpoint. It is also conceivable, the setpoint for x of at least one of the quantities time, Have machine performance or temperature depend. This control loop is in both directions carried out: when shaft 1 is shifted to the left to Not shown support bearing and a reduction of y1, the pressure p1 in the pressure chamber 13 increases via the control valve 61 and acts this shift opposite. Conversely, a shift of wave 1 to the right becomes Coupling 3 back and a reduction of y2 associated with the shift intercepted by increasing the pressure p2 in the pressure chamber 14.

Um den Druckspeicher 55 bei einem bestimmten und konstanten Druck zu halten ist er über eine Leitung und ein Druckhalteventil 56 mit einem Flüssigkeitsbehälter 50 verbunden. Zusätzlich ist der Flüssigkeitsbehälter 50 über ein Saubkorb 51, eine mit einem Motor 53 betriebenen Pumpe 52 und ein Rückschlagventil 54 mit dem Druckspeicher 55 verbunden. Das Rückschlagventil 54 sorgt dafür, dass der Druckspeicher 55 nicht leer läuft und die Pumpe 52 fördert kontinuierlich Flüssigkeit in den Druckspeicher 55. Um aber den Druck im Druckspeicher 55 konstant zu halten lässt das Druckhalteventil 56 ab einem bestimmten, erhöhten Druck wieder Flüssigkeit in den Flüssigkeitsbehälter 50 ab.In order to keep the pressure accumulator 55 at a certain and constant pressure it via a line and a pressure holding valve 56 with a liquid container 50 connected. In addition, the liquid container 50 via a suction basket 51, one with a motor 53 operated pump 52 and a check valve 54 with the Pressure accumulator 55 connected. The check valve 54 ensures that the The pressure accumulator 55 does not run empty and the pump 52 continuously pumps liquid in the pressure accumulator 55. However, in order to keep the pressure in the pressure accumulator 55 constant keep the pressure maintaining valve 56 again from a certain, increased pressure Liquid into the liquid container 50.

Wie beispielhaft angegeben, kann mit dieser hydraulische Lagerung vorteilhaft ein Schubausgleich mit wesentlich grösseren Belastungen als bei herkömmlichen Axiallagern aufgenommen werden. Die bisherigen Schubausgleichskolben mit den hohen Verlusten fallen weg und können in der Länge und im Durchmesser auf ein Minimum reduziert werden. Weiter werden vorteilhaft die ebenfalls reibungsbehafteten Axiallager eingespart. Durch den Wegfall der hohen Reibungsverluste sowohl der Schubausgleichskolben als auch der Axiallager und die Einführung der reibungsärmeren hydraulischen Lagerung erhöht sich der Wirkungsgrad vorteilhaft. Der Durchmesser der Labyrinthe der Beschauflung kann durch die grössere konstruktive Flexibilität verkleinert und die ganze Welle durch den Wegfall der Länge der Schaubausgleichskolben vorteilhaft verkleinert werden, was sich positiv auf die Wellendynamik auswirkt und nicht zuletzt einen Materialgewinn mit sich bringt. As indicated by way of example, this hydraulic bearing can advantageously be used Thrust compensation with much greater loads than conventional ones Thrust bearings are included. The previous thrust compensation pistons with the high losses are eliminated and can vary in length and diameter Minimum be reduced. Next will also be advantageous frictional axial bearings saved. By eliminating the high Frictional losses of the thrust compensating piston as well as the thrust bearing and the Introduction of the low-friction hydraulic bearing increases Efficiency is advantageous. The diameter of the labyrinths of the blading can reduced by the greater structural flexibility and the whole shaft by the Eliminating the length of the balancing pistons can advantageously be reduced in size has a positive effect on the wave dynamics and last but not least a material gain brings with it.

BEZUGSZEICHENLISTEREFERENCE SIGN LIST

11
Wellewave
22nd
DruckkammPressure comb
33rd
WellenkupplungShaft coupling
44th
Lagerblock UnterteilBearing block lower part
4a4a
Lagerblock OberteilBearing block upper part
4b4b
KupplungsdeckelClutch cover
55
Dichtungen wellenseitig UnterteilSeals on the shaft side lower part
5a5a
Dichtungen wellenseitig OberteilSeals upper part on the shaft side
66
Dichtung kammseitig UnterteilSeal on the comb-side lower part
6a6a
Dichtung kammseitig OberteilSeal on the comb-side upper part
77
Flüssigkeitsablauf kupplungsseitigFluid drain on the coupling side
88th
Flüssigkeitsablauf traglagerseitigLiquid drain on the bearing side
99
FlüssigkeitsablaufFluid drainage
1010th
NäherungsgeberProximity sensor
1111
Flüssigkeitszulauf traglagerseitigLiquid inlet on the bearing side
1212th
Flüssigkeitszulauf kupplungsseitigFluid inlet on the coupling side
1313
Druckkammer traglagerseitigPressure chamber on the support bearing side
1414
Druckkammer kupplungsseitigPressure chamber on the coupling side
1515
Gleitstein UnterteilSliding block lower part
15a15a
Gleitstein Oberteil Sliding stone top
5050
FlüssigkeitsbehälterLiquid container
5151
SaugkorbSuction basket
5252
Pumpepump
5353
Motorengine
5454
Rückschlagventilcheck valve
5555
DruckspeicherPressure accumulator
5656
DruckhalteventilPressure control valve
5757
RückflussrohrReturn pipe
5858
SignalwandlerSignal converter
5959
AnspeisungFeeding
6060
ReglerRegulator
6161
RegelventilControl valve
6262
RegelventilControl valve
6363
Blenden zu Regelventil 61Orifices to control valve 61
6464
Blenden zu Regelventil 62Orifices to control valve 62
6565
Steuerleitung zu Ventil 61Control line to valve 61
6666
Steuerleitung zu Ventil 62 Control line to valve 62
FF
Axialer SchubAxial thrust
dd
Durchmesser der Welle 1Diameter of the shaft 1
DD
Durchmesser des Druckkamms 2Diameter of the pressure comb 2
xx
Axialer Abstand zwischen Näherungsgeber 10 und Wellenkupplung 3Axial distance between proximity sensor 10 and shaft coupling 3
y1y1
Axialer Abstand zwischen Gleitstein 15,15a und Druckkamm 2Axial distance between sliding block 15, 15a and pressure comb 2
y2y2
Axialer Abstand zwischen Gelitstein 15,15a und Druckkamm 2Axial distance between gelite stone 15, 15a and pressure comb 2
p1p1
Druck der Druckkammer 13 traglagerseitigPressure of the pressure chamber 13 on the support bearing side
p2p2
Druck der Druckkammer 14 kupplungsseitigPressure of the pressure chamber 14 on the clutch side

Claims (11)

Verfahren zur Regelung eines axialen Schubausgleiches einer Welle (1) von Turbomaschinen,
dadurch gekennzeichnet, dass die axiale Verschiebung der Welle (1) gemessen wird, der Messwert an einen Regler (60) und weiter an einen Signalwandler (58) geleitet wird, der Signalwandler (58) den Durchfluss von hydraulischen Regelventilen (61,62) einstellt und die hydraulischen Ventile (61,62) den Druck in um einem an der Welle (1) befestigten Druckkamm (2) angeordneten Druckkammern (13,14) so einstellen, dass der Druck einer axialen Verschiebung der Welle (1) entgegenwirkt und die axiale Lage der Welle (1) so auf einen vorgegebenen Sollwert zurückgebracht wird. Method for regulating an axial thrust compensation of a shaft (1) of turbomachinery,
characterized in that the axial displacement of the shaft (1) is measured, the measured value is passed on to a controller (60) and further to a signal converter (58), the signal converter (58) adjusts the flow of hydraulic control valves (61, 62) and the hydraulic valves (61, 62) adjust the pressure in pressure chambers (13, 14) arranged around a pressure comb (2) attached to the shaft (1) such that the pressure counteracts an axial displacement of the shaft (1) and the axial position the shaft (1) is brought back to a predetermined setpoint. Verfahren nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, dass
die axiale Verschiebung der Welle (1) durch einen Näherungsgeber (10) in bezug zu einer Referenzfläche gemessen wird.Method according to claim 1,
characterized in that
the axial displacement of the shaft (1) is measured by a proximity sensor (10) in relation to a reference surface. Verfahren nach Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, dass
die axiale Verschiebung der Welle (1) durch einen Näherungsgeber (10) in bezug zu einer Kupplung (3) gemessen wird.Method according to claim 1,
characterized in that
the axial displacement of the shaft (1) is measured by a proximity sensor (10) in relation to a clutch (3). Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
dadurch gekennzeichnet, dass
der vorgegebene Sollwert von mindestens einer der Grössen Zeit, Maschinenleistung oder Temperatur abhängt. Method according to one of claims 1 to 3,
characterized in that
the specified setpoint depends on at least one of the variables time, machine output or temperature. Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens in Anspruch 1,
dadurch gekennzeichnet, dass an der Welle (1) ein Druckkamm (2) angebracht ist, der Druckkamm (2) durch ein hydraulisches System durch zwei Druckkammern (13,14) gelagert ist, welche beidseitig vom Druckkamm (2) angeordnet sind, die Druckkammern (13,14) durch Dichtungen (6,6a) voneinander und durch Dichtungen (5,5a) nach aussen hin abgedichtet sind, und jeweils mit einem Regelventil (61,62) verbunden sind, und die Regelventile (61,62) über einen Regler (60) und einen Signalwandler (58) mit einem die axiale Verschiebung der Welle (1) messenden Instrument verbunden sind. Device for carrying out the method in claim 1,
characterized in that a pressure comb (2) is attached to the shaft (1), the pressure comb (2) is supported by a hydraulic system through two pressure chambers (13, 14) which are arranged on both sides of the pressure comb (2), the pressure chambers (13, 14) are sealed to one another by seals (6, 6a) and to the outside by seals (5, 5a), and are each connected to a control valve (61, 62), and the control valves (61, 62) are connected via a controller (60) and a signal converter (58) to an instrument measuring the axial displacement of the shaft (1). Vorrichtung nach Anspruch 4,
dadurch gekennzeichnet, dass
das die axiale Verschiebung der Welle (1) messende Instrument ein Näherungsgeber (10) ist.Device according to claim 4,
characterized in that
the instrument measuring the axial displacement of the shaft (1) is a proximity sensor (10). Vorrichtung nach Anspruch 4,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Regler (60) ein PI- oder PID-Regler ist.Device according to claim 4,
characterized in that
the controller (60) is a PI or PID controller. Vorrichtung nach einem der Ansprüche 6 oder 7,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Regelventile (61,62) und der Signalwandler (58) mit einem Druckspeicher (55) verbunden sind. Device according to one of claims 6 or 7,
characterized in that
the control valves (61, 62) and the signal converter (58) are connected to a pressure accumulator (55). Vorrichtung nach Anspruch 8,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Druckspeicher (55) durch pro Regelventil (61,62) einen Bypass, welcher die Regelventile (61,62) umgeht und in welchem je eine Blende (63,64) eingebaut ist, mit den Druckkammern (13,14) verbunden ist.Device according to claim 8,
characterized in that
the pressure accumulator (55) is connected to the pressure chambers (13, 14) by means of a bypass for each control valve (61, 62) which bypasses the control valves (61, 62) and in each of which an orifice (63, 64) is installed. Vorrichtung nach Anspruch 9,
dadurch gekennzeichnet, dass
der Druckspeicher (55) durch eine Leitung und ein Druckhalteventil (56) mit einem Flüssigkeitsbehälter (50) und der Flüssigkeitsbehälter (50) über einer mit einem Motor (53) betriebenen Pumpe (52) und ein Rückschlagventil (54) mit dem Druckspeicher (55) verbunden ist.Device according to claim 9,
characterized in that
the pressure accumulator (55) through a line and a pressure holding valve (56) with a liquid container (50) and the liquid container (50) via a pump (52) operated with a motor (53) and a check valve (54) with the pressure accumulator (55 ) connected is. Vorrichtung nach Anspruch 10,
dadurch gekennzeichnet, dass
das hydraulische System mit Öl gespeist ist.Apparatus according to claim 10,
characterized in that
the hydraulic system is supplied with oil.
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