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EP2430314B1 - Pompe centrifuge a double echappement - Google Patents

Pompe centrifuge a double echappement Download PDF

Info

Publication number
EP2430314B1
EP2430314B1 EP10727469.8A EP10727469A EP2430314B1 EP 2430314 B1 EP2430314 B1 EP 2430314B1 EP 10727469 A EP10727469 A EP 10727469A EP 2430314 B1 EP2430314 B1 EP 2430314B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
passage
outlet
fluid
pump
impeller
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.)
Active
Application number
EP10727469.8A
Other languages
German (de)
English (en)
Other versions
EP2430314A1 (fr
Inventor
François Danguy
Emmanuel Edeline
Laurent Fabbri
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.)
ArianeGroup SAS
Original Assignee
ArianeGroup SAS
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 ArianeGroup SAS filed Critical ArianeGroup SAS
Publication of EP2430314A1 publication Critical patent/EP2430314A1/fr
Application granted granted Critical
Publication of EP2430314B1 publication Critical patent/EP2430314B1/fr
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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Classifications

    • 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
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/44—Fluid-guiding means, e.g. diffusers
    • F04D29/445—Fluid-guiding means, e.g. diffusers especially adapted for liquid pumps
    • 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
    • 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
    • F04D29/18—Rotors
    • F04D29/22—Rotors specially for centrifugal pumps
    • F04D29/2205—Conventional flow pattern
    • F04D29/2211—More than one set of flow passages
    • 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
    • F04D29/40—Casings; Connections of working fluid
    • F04D29/42—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps
    • F04D29/426—Casings; Connections of working fluid for radial or helico-centrifugal pumps especially adapted for liquid pumps

Definitions

  • the present invention relates to a centrifugal pump.
  • upstream and downstream are defined with respect to the normal flow direction of the fluid in the pump and the centrifugal wheel.
  • Certain space applications for example rocket engine turbopumps
  • industrial applications for example motor-turbopumps in an LNG gasification cycle
  • having a first flow of fluid at a certain pressure and another flow of fluid. lower than the first flow, at a higher pressure.
  • JPS59158398 presents an example of a pump according to the preamble of claim 1.
  • the figure 4 represents a known turbopump comprising two pumps arranged in series, and its operation is recalled below.
  • a turbopump 100 comprises a rotary shaft 180 adapted to pivot about an axis of rotation A, and a casing 150 surrounding the rotary shaft 180.
  • the casing 150 is fixed in rotation and the rotary shaft 180 is mounted on bearings bearing support on the casing 150.
  • On this axis of rotation A is mounted a primary pump 110, which comprises a primary centrifugal wheel 112 integral in rotation with the rotary shaft 180, and a primary exhaust volute 115.
  • the primary exhaust volute 115 is integrated in the housing 150 and is fixed.
  • the fluid enters the turbopump from the front thereof by an annular passage 102 where an inductor 104 circulates the fluid in a direction parallel to the axis A (in the rest of the description, the terms "before” and “back” are used to define the position of the pump parts relative to each other in a direction parallel to the axis A).
  • This primary centrifugal wheel 112 comprises bent primary passages 114 which radially move the fluid away from the rotary shaft 180 so that the Fluid then flows in a radial direction relative to the axis A. The fluid is thus driven into the diffuser 117 located upstream of the primary exhaust volute 115 and downstream of the primary elbow passages. 114. The fluid entering the primary volute 115 has been compressed by its passage in the primary centrifugal wheel 112.
  • a portion of the fluid flowing in the primary volute 115 is removed and injected into a secondary pump 120 which is located behind the primary pump 110 along the rotary shaft 180.
  • the secondary pump 120 comprises a secondary centrifugal wheel 122 integral in rotation with the rotary shaft 180, and a secondary exhaust volute 125.
  • the secondary exhaust volute 125 is integrated in the housing 150 and is fixed.
  • the fluid from the primary volute 115 flows through bent secondary passages 124 of the secondary pump 120 which radially moves the fluid away from the rotary shaft 180 so that the fluid then flows in a radial direction with respect to the axis A
  • the fluid is thus entrained in the diffuser 127 situated upstream of the secondary exhaust volute 125 and downstream of the bent secondary passages 124.
  • the section of these bent secondary passages 124 is smaller than the section of the bent primary passages 114.
  • the secondary pump 120 provides a lower flow rate and a higher pressure level than the fluid supplied by the primary pump 110.
  • the primary centrifugal wheel 112 comprises an axial balancing system which serves to compensate for the axial forces (along the axis A) generated by the fluid on the rotor.
  • This axial balancing system consists of a chamber 190 located behind the primary centrifugal wheel 112, between the latter and the casing 150. In this chamber 190 flows radially fluid taken from the outlet of the elbow 114 and emerging from this chamber at the portion of the primary centrifugal wheel 112 located closest to the rotary shaft 180. This circulation of fluid in the chamber 190 acts as a cushion resistant to the axial forces exerted by the fluid on the rotor.
  • the operation of this axial balancing system requires that the rotor is able to move axially relative to the housing 150.
  • the primary centrifugal wheel 112 providing a moderate pressure
  • the pressure in the chamber 190 is moderate.
  • the recovery capacity of the system depends on the dimensions of the chamber 190 which is a function of the the speed of rotation of the primary centrifugal wheel 112. This speed must not be too high, otherwise the axial forces exerted by the fluid on the rotor would be too great to be counterbalanced by the axial balancing system, and this would result in a damage to the turbopump.
  • the present invention aims to remedy these disadvantages.
  • the invention aims to provide a pump whose size, weight, and cost are reduced, and whose performance is improved.
  • a pump as defined by claim 1, which comprises a centrifugal wheel and a casing surrounding this centrifugal wheel, this centrifugal wheel having a main passage which divides into a first passage and a second passage with an inlet.
  • this common supply inlet being the inlet of the main passage, the first passage having a first radially oriented outlet, opening to a first diameter with respect to the axis of rotation, and adapted to supply fluid at a first pressure, and the second passage having a second radially oriented outlet and located behind the first outlet, opening to a second diameter greater than the first diameter, the second outlet being able to provide the fluid at a second pressure higher than the first pressure, the centrifugal wheel forming with the casing an axial balancing system co comprising a chamber formed between the rear face of the centrifugal wheel and the portion of the casing facing this rear face, the chamber inlet being at the level of the second outlet.
  • the turbopump has a smaller footprint and mass, since the primary pump and the secondary pump are replaced in a single double-exhaust pump. It is therefore no longer necessary to draw fluid at the outlet of a primary pump to supply a secondary pump.
  • the architecture of the turbopump is simplified, and manufacturing costs are reduced.
  • the diameter of the centrifugal wheel being greater, the performance of the axial balancing system associated with this double exhaust pump is improved, as explained below.
  • the first passage and the second passage are separated by a flange of which at least a portion extends between the first outlet and the second outlet.
  • the figure 1 shows a turbopump 1 which comprises a rotary shaft 80 adapted to pivot about an axis of rotation A, and a pump 10 mounted on this rotary shaft 80.
  • the pump 10 comprises a centrifugal wheel 20 integral in rotation with the rotary shaft 80 , and a housing 50 fixed in rotation, surrounding the rotary shaft 80.
  • the rotary shaft 80 is mounted on bearings bearing on the housing 50.
  • the fluid enters the turbopump 1 from the front thereof by an annular duct 2 opening into an inductor 4 followed by a rectifier 6, downstream of which is located the centrifugal wheel 20.
  • the inductor 4 and the rectifier 6 are part of the pump 10.
  • This centrifugal wheel 20 comprises a main passage 24 with a feed inlet 22 into which the fluid coming from the inductor 4 enters.
  • the feed inlet 22 is oriented along the axis A. Downstream of this inlet of 22, the main passage 24 forms a bend away from the axis of rotation A, where it divides into a first passage 241 and a second passage 242.
  • the first passage 241 opens by a first outlet 243 which is therefore oriented substantially perpendicular to the axis of rotation A.
  • the separation between the first passage 241 and the second passage 242 is performed by a flange 40.
  • the flange 40 is located behind the first passage 241 (that is to say that the first passage is closer to the front of the turbopump), and thus forms the rear wall of the first passage 241 to the first exit 243.
  • the flange 40 is in front of the second passage 242, and thus forms the front wall of the second passage 242.
  • the second passage 242 extends radially beyond the level of the first outlet 243, ending with a second outlet 244 which is more distant from the axis A than the first output 243.
  • the outer portion 48 of the flange 40 is the portion of the flange 40 which extends between the first outlet 243 and the second outlet 244.
  • the flange 40 includes an inner portion which extends the outer portion 48 upstream over most of the bent region of the passage 24.
  • the first passage 241 and the second passage 242 are bent, and cross section (perpendicularly to the flow in the passage) slightly convergent between the upstream end 45 and respectively the first outlet 243 and the second outlet 244.
  • the upstream end 45 of this inner portion of the flange 40 is located downstream of the feed inlet 22.
  • this upstream end 45 is located closer to the feed inlet 22 than to the first outlet 243. .
  • the thickness of the flange 40 is as small as possible so as to optimize the separation of the fluid in the passage 24.
  • the flange 40 may not extend towards the axis A beyond its outer portion 48.
  • the upstream end 45 of the flange 40 is at the same distance from the axis A as the first output 243.
  • the flange 40 may also extend upstream in the main passage 24 for an intermediate distance between the configuration shown in FIG. figure 2 (the flange extends almost to the entrance 22 of the main passage 24) and that represented on the figure 3 (The flange does not extend upstream beyond the first outlet 243).
  • the housing 50 comprises a double exhaust volute which includes a first exhaust volute 51.
  • the first outlet 243 is located opposite a first orifice 513 of the first volute exhaust 51, so that the fluid is driven by the centrifugal wheel 20 to the first exhaust volute 51 through the first port 513.
  • the casing 50 also comprises a second exhaust volute 52.
  • the second outlet 244 is located opposite a second orifice 524 of the second exhaust volute 52, so that the fluid is driven by the centrifugal wheel 20 towards the second exhaust volute 52 through the second port 524.
  • the second passage 242 has a smaller cross section than the first passage 241.
  • first passage 241 provides a large flow at moderate pressure
  • second passage 242 provides a lower flow (because its cross section is smaller) at a higher pressure (because the second outlet 244 is radially further from the axis A as the first output 243).
  • the section of the first exhaust volute 51 may be smaller than the section of the exhaust volute 115.
  • the second exhaust volute 52 is contiguous to the first exhaust volute 51, aft and farther from the axis of rotation A than the latter. This configuration makes it possible to minimize the volume occupied by the casing 50.
  • the outer portion 48 of the flange 40 of the centrifugal wheel 20 is oriented towards the front of the pump. Opposite this external part 48, there is an intermediate wall 58 which forms part of the casing 50 and which separates the diffuser 511 from the first exhaust volute 51 and the diffuser 522 from the second exhaust volute 52.
  • the intermediate wall 58 being a part of the housing 50, is fixed.
  • the outer portion 48 of the flange 40 When the pump operates, the outer portion 48 of the flange 40 is rotated about the axis A, and therefore moves relative to the intermediate wall 58. There is therefore an undesirable leakage of fluid to the fluid. interface between this outer portion 48 and this intermediate wall 58 due to the pressure difference between the first outlet 243 and the second outlet 244 of the centrifugal wheel.
  • this seal is a labyrinth seal.
  • the front wall 29 of the main passage 24 comprises, at the inlet 22 of this passage 24, a dynamic seal at the interface of this front wall with the housing 50.
  • This seal is intended to limit leakage, and therefore the recirculated flow rate between the first outlet 243 of the first passage 241 and the inlet 22 which it will be necessary to recompress.
  • this seal is a labyrinth seal.
  • the front wall 29 of the passage 241 and / or the flange 40 and its outer portion 48 may be omitted.
  • a single axial balancing system which serves to compensate for the axial forces (along the axis A) generated by the fluid on the rotor when the pump is running.
  • the rear wall of the second passage 242 is formed by the centrifugal wheel 20, and the rear face 27 of the centrifugal wheel 20 is opposite, over its entire surface, with a portion 57 of the housing 50.
  • the space between this rear face 27 and this portion 57 forms a chamber 90.
  • Fluid is withdrawn from the second passage 242 at the second outlet 244 and enters this chamber 90 through an annular passage 93 with variable axial play, and exits at an outlet port 96 located at the portion of the centrifugal wheel 20 located closest to the rotary shaft 80.
  • the assembly of the annular passage 93 and the chamber 90 constitutes the axial balancing system.
  • the fluid enters through the annular passage 93 in the chamber 90.
  • the chamber 90 fills, the pressure difference between the annular passage 93 and the outlet orifice 96 ensuring the flow of fluid in the chamber 90.
  • This fluid exerts forward pressure which tends to move the centrifugal wheel 20 forward.
  • the geometry of the passage Ring 93 is such that this forward movement of the centrifugal wheel tends to close it.
  • the pressure in the chamber 90 then decreases, displacing the centrifugal wheel 20 backwards.
  • the axial balancing system keeps the centrifugal wheel 20 in its axial position around a point of equilibrium.
  • the axial balancing system therefore has a function of regulating the axial position of the centrifugal wheel 20 (and therefore of the rotary shaft 80).
  • This system therefore has the advantage of being an active system, as opposed to a passive system in which the compensation force on the centrifugal wheel is independent of the axial position of the rotor / rotary shaft.
  • annular passage 93 comprises a step, according to a known embodiment.
  • the axial balancing system keeps the centrifugal wheel 20 in its axial position around a point of equilibrium.
  • the surface of the chamber 90 on which the pressure is exerted is greater.
  • the pressure difference between the annular passage 93 and the outlet port 96 is larger.
  • the pressure in the chamber 90 can therefore vary more significantly, and the axial balancing system can therefore accommodate greater axial forces. This large increase in capacity of the axial balancing system makes it possible to increase the speed of rotation of the turbopump while retaining a sufficient recovery capacity.
  • the centrifugal wheel 20 it is not necessary for the centrifugal wheel 20 to be coupled with the rotary shaft 80 (as in the prior art) in order to accommodate the operation of the axial balancing system.
  • the pump 10 comprises a single centrifugal wheel, it forms a single block with the rotary shaft 80 (as shown in FIG. figure 1 ) and it is this rotary shaft 80 and the centrifugal wheel 20 that move axially together to accommodate the operation of the axial balancing system.
  • the manufacture of the pump according to the invention is therefore simplified, since it comprises fewer parts.
  • the cross section of the second passage 242 is shown smaller than the section of the first passage 241.
  • the opposite is also possible, provided that the pressure at the outlet of the second passage 242 remains greater than the pressure at the outlet of the first passage 241.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)

Description

  • La présente invention concerne une pompe centrifuge.
  • Dans la 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. Le document JPS59158398 présente un exemple de pompe selon le préambule de la revendication 1.
  • 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 la pompe primaire 110 le 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 la 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 entrainé 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 la 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 la roue centrifuge primaire 112. Cette vitesse ne doit pas être trop élevée, car sinon les efforts axiaux exercés par le 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 à une pompe telle que définie par la revendication 1 qui 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.
  • Le premier passage et le second passage sont séparés par un flasque dont au moins une partie s'étend entre la première sortie et la seconde sortie.
  • L'invention sera bien comprise et ses avantages apparaîtront mieux, à la lecture de la 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 le 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 241 et le 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 le premier passage est plus proche de l'avant de la turbopompe), et forme donc la paroi arrière du premier passage 241 jusqu'à la 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 la 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 la 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 la 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 la même distance de l'axe A que la première sortie 243.
  • Le flasque 40 peut également se prolonger vers l'amont dans le 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 la 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 entrainé 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 entrainé 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 la 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 remplit, 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 la 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 axialement 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 (5)

  1. Pompe (10) comportant une roue centrifuge (20) et un carter (50) entourant cette roue centrifuge, le carter comprenant une volume à double échappement comprenant une première volute d'échappement (51) et une seconde volute d'échappement (52), 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, et le second passage (242) ayant une seconde sortie (244) orientée radialement et située en arrière de ladite première sortie (243),
    caractérisée en ce que
    la première sortie (243) débouche à un premier diamètre par rapport à l'axe de rotation (A) en regard d'un premier orifice (513) de la première volute d'échappement (51) de sorte qu'un fluide est entrainé par la roue centrifuge (20) vers la première volute d'échappement (51) au travers du premier orifice (513), et est apte à fournir du fluide à une première pression,
    la seconde sortie (244) débouche à un second diamètre supérieur audit premier diamètre en regard d'un second orifice (524) de la seconde volute d'échappement (52) de sorte qu'un fluide est entrainé par la roue centrifuge (20) vers la seconde volute d'échappement (52) au travers du second orifice (524), ladite seconde sortie (244) étant apte à fournir du fluide à une seconde pression supérieure à ladite première pression,
    dans laquelle 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),
    dans laquelle ledit flasque (40) s'étend en aval de l'entrée d'alimentation commune (22) du premier passage (241) et du second passage (242), 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),
    dans laquelle la chambre (90) est reliée au second passage (242) par un passage annulaire (93) pour recueillir du fluide, et ladite chambre (90) comprend un orifice de sortie (96) qui rejette le fluide au niveau d'une partie de la roue centrifuge (20) située le plus proche de l'arbre rotatif (80) que le passage annulaire (93), de sorte que la pression au sein du passage annulaire (93) est plus élevée que la pression au niveau de l'orifice de sortie (96), et
    dans laquelle l'orifice de sortie (96) est relié au passage principal (24) de sorte que le fluide qui traverse le système d'équilibrage axial soit ensuite injecté dans l'entrée d'alimentation commune (22) du premier passage (241) et du second passage (242).
  2. Pompe (10) selon la revendication 1, caractérisée en ce que ledit flasque (40) se prolonge en amont dans ledit passage principal (24) vers ladite entrée d'alimentation commune (22).
  3. Pompe (10) selon la revendication 1 ou 2, caractérisée en ce que la 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) dudit carter (50).
  4. Pompe (10) selon l'une quelconque des revendications 1 à 3, 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.
  5. Pompe (10) selon l'une quelconque des revendications 1 à 4, caractérisée en ce qu'elle comprend en outre un inducteur (4) et un redresseur (6) en amont de ladite entrée d'alimentation commune (22).
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