JP3646740B2 - Turbo pump with balance piston mechanism - Google Patents

Turbo pump with balance piston mechanism Download PDF

Info

Publication number
JP3646740B2
JP3646740B2 JP16029095A JP16029095A JP3646740B2 JP 3646740 B2 JP3646740 B2 JP 3646740B2 JP 16029095 A JP16029095 A JP 16029095A JP 16029095 A JP16029095 A JP 16029095A JP 3646740 B2 JP3646740 B2 JP 3646740B2
Authority
JP
Japan
Prior art keywords
impeller
thrust
piston mechanism
balance piston
bearing
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.)
Expired - Fee Related
Application number
JP16029095A
Other languages
Japanese (ja)
Other versions
JPH0914181A (en
Inventor
一敬 岩間
Original Assignee
石川島播磨重工業株式会社
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 石川島播磨重工業株式会社 filed Critical 石川島播磨重工業株式会社
Priority to JP16029095A priority Critical patent/JP3646740B2/en
Publication of JPH0914181A publication Critical patent/JPH0914181A/en
Application granted granted Critical
Publication of JP3646740B2 publication Critical patent/JP3646740B2/en
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Fee Related legal-status Critical Current

Links

Images

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
    • F04D29/04—Shafts or bearings, or assemblies thereof
    • F04D29/041—Axial thrust balancing
    • F04D29/0416—Axial thrust balancing balancing pistons

Landscapes

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

Description

【０００１】
【産業上の利用分野】
本発明は、ターボポンプに係わり、更に詳しくは、バランスピストン機構を備えたターボポンプに関する。
【０００２】
【従来の技術】
羽根車（インペラ）をケーシング内で回転させ、液体にエネルギを与えるポンプをターボポンプという。図５は、ターボポンプの一種である遠心ポンプの全体構成図であり、液体を導入するインディーサ１、液体を加圧するインペラ２（羽根車）、インペラの回転を支持する軸受３ａ，３ｂ、駆動ガスにより回転駆動されるタービン４、及びケーシング５、等からなり、駆動ガスによりタービン４を高速（例えば２万〜５万ｒｐｍ）で回転させ、この回転力をシャフト６を介してインディーサ１及びインペラ２に伝達し、インペラ２の回転により液体にエネルギを与えて加圧するようになっている。
【０００３】
図６は、図５の部分拡大図である。上述したターボポンプでは、加圧された液体により、インペラ２に大きな軸スラストＦ（図で右向き）が発生する。この軸スラストＦを支持するために、いわゆるバランスピストン機構が従来から用いられている。このバランスピストン機構は、図６に示すように、インペラ２の背面（図で右側面）に加圧された液体が流れる流路７を設け、この流路内の圧力により軸スラストｆ（図で左向き）を発生させ、両方の軸スラストＦ，ｆが一致するようにインペラ２の位置を調節し軸スラストをバランスさせるようになっている。
【０００４】
インペラ２の位置調節は、図に示す２つの流路Ａ，Ｂの隙間により行われる。すなわち、軸スラストＦ，ｆが一致するときに、高速回転に適した適当な隙間が流路Ａ，Ｂに設けられており、軸スラストＦが増加するとインペラ２がわずかに右に移動し、流路Ｂの隙間が狭く流路Ａの隙間が広くなって流路７内の圧力が増大し、この結果、軸スラストｆが増して両方の軸スラストＦ，ｆがバランスする。また、逆に軸スラストＦが減少するとインペラ２がわずかに左に移動し、流路Ｂの隙間が広く流路Ａの隙間が狭くなって流路７内の圧力が減少し、この結果、軸スラストｆが減ってやはり両方の軸スラストＦ，ｆがバランスする。従って、かかるバランスピストン機構により、軸受３ａ，３ｂに作用する軸スラストをほとんどゼロにすることができる。
【０００５】
【発明が解決しようとする課題】
しかし、上述したバランスピストン機構を備えたターボポンプであっても、起動時やインペラの回転速度が比較的低い領域（例えば１万ｒｐｍ以下）では、バランスピストン機構が適切に作動せず、この結果、大きなアンバランス力が（図で右向きに）発生する問題点があった。
【０００６】
このため、従来のバランスピストン機構を備えたターボポンプでは、図６に例示するように、軸受３ａの側面に弾性部材８（例えば皿バネ）を設け、弾性部材８の反力により起動時等のアンバランス力を吸収（支持）するようになっていた。しかし、かかる機構では、軸受３ａが大きな軸スラストを受けながら高速（例えば２万〜５万ｒｐｍ）で回転するため、軸受の負荷が過大となり、低寿命となる問題点があった。すなわち、軸受３ａには、軸スラストを受けられるスラスト軸受（例えばスラスト玉軸受）を用いる必要があるが、かかるスラスト軸受は、一般に１万ｒｐｍ以上の高速運転では寿命が短く、特に高負荷、無潤滑状態（起動時には無潤滑状態になる）では、短時間しか使用できない問題点があった。
【０００７】
本発明は上述した問題点を解決するために創案されたものである。すなわち、本発明の目的は、起動又は低速時に発生する軸スラストを吸収（支持）することができ、かつ長時間安定して使用ができるバランスピストン機構を備えたターボポンプを提供することにある。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
本発明によれば、高速回転して液体を加圧するインペラと、該インペラの回転を支持するラジアル軸受と、インペラの背面に加圧された液体を流して軸スラストをバランスさせるバランスピストン機構と、インペラの軸スラストを支持するスラスト軸受と、を備え、バランスピストン機構が作動しない起動時又は低速時には、インペラが背面方向への軸スラストを受けることにより、インペラのスラスト支持面がスラスト軸受に接触してスラスト軸受によって軸スラストを支持し、バランスピストン機構が作動する通常時には、インペラのスラスト支持面がスラスト軸受から離間し、スラスト軸受を無負荷状態とするようになっている、ことを特徴とするバランスピストン機構を備えたターボポンプが提供される。
【０００９】
本発明の好ましい実施例によれば、インペラのスラスト支持面とスラスト軸受との間に隙間δ2 が設けられている。また、前記バランスピストン機構は、インペラの外端部に設けられインペラの背面方向移動により隙間δが拡大する入口流路Ａと、インペラの背面内端部に設けられインペラの背面方向移動により隙間δ1 が減少する出口流路Ｂと、入口流路Ａと出口流路Ｂの間にインペラの背面に沿って加圧液体を流す背面流路と、からなり、前記スラスト軸受の隙間δ2 は、隙間δ1 の最大値よりも小さく設定されている。また、前記ラジアル軸受は、ジャーナル軸受である、ことが好ましい。
【００１０】
【作用】
上記本発明の構成によれば、インペラの背面に加圧された液体を流して軸スラストをバランスさせるバランスピストン機構と、インペラの軸スラストを支持するスラスト軸受と、を備えており、バランスピストン機構が作動しない起動時又は低速時には、インペラが背面方向への軸スラストを受けることにより、インペラのスラスト支持面がスラスト軸受に接触してスラスト軸受によって軸スラストを支持し、バランスピストン機構が作動する通常時には、インペラのスラスト支持面がスラスト軸受から離間し、スラスト軸受を無負荷状態とするようになっているので、（１）起動時や低速時等のバランスピストン機構が適切に作動しないときに、アンバランス力によりインペラが背面方向に所定距離δ2 だけ移動したときだけスラスト軸受によりアンバランス力を吸収（支持）することができ、（２）インペラが高速に回転する通常時には、バランスピストン機構によりインペラが適正位置に保持され、スラスト軸受とインペラのスラスト支持面との接触をなくし、スラスト軸受を無負荷状態で停止させることができ、これによりスラスト軸受を長時間安定して使用することができる。
【００１１】
また、インペラのスラスト支持面とスラスト軸受との間に隙間δ2 を設けることにより、簡単な構造により、インペラが背面方向に所定距離δ2 だけ移動したときだけスラスト軸受によりアンバランス力を吸収（支持）することができる。更に、前記スラスト軸受の隙間δ2 を、インペラの背面内端部の出口流路Ｂの隙間δ1 の最大値よりも小さく設定することにより、出口流路Ｂを確保した状態でスラスト軸受を確実に作動させることができ、出口流路Ｂにおけるインペラの接触や摩耗を回避することができる。また、ラジアル軸受をジャーナル軸受にすることにより、簡単な構造により、高速回転時（例えば２万〜５万ｒｐｍ）に高負荷を受けることができる。
【００１２】
【実施例】
以下、本発明の好ましい実施例を図面を参照して説明する。なお、各図において、共通する部分には同一の符号を付して使用する。
図１は、本発明によるバランスピストン機構を備えたターボポンプの全体構成図であり、図２は図１の部分拡大図である。図１及び図２において、本発明のターボポンプ１０は、高速回転して液体を加圧するインペラ１２と、インペラ１２の回転を支持するラジアル軸受１４ａ，１４ｂと、インペラ１２の背面に加圧された液体を流して軸スラストをバランスさせるバランスピストン機構１６と、インペラの軸スラストを支持するスラスト軸受１８とを備えている。ラジアル軸受１４ａ，１４ｂは、それぞれジャーナル軸受であり、潤滑油が外部より圧送され、摺動面に供給されるようになっている。かかる構成により、簡単な構造により、高速回転時（例えば２万〜５万ｒｐｍ）に高負荷を受けることができるようになっている。なお、軸スラストにより軸方向に自由に移動できかつ半径方向の負荷を受けることができるジャーナル軸受以外の軸受（例えばニードル軸受）を用いてもよい。
【００１３】
図３は、図２のＡ〜Ｃ部の拡大図である。図２及び図３に示すように、バランスピストン機構１６は、インペラ１２の外端部に設けられインペラの背面方向移動により隙間δが拡大する入口流路Ａと、インペラ１２の背面内端部に設けられインペラの背面方向移動により隙間δ1 が減少する出口流路Ｂと、入口流路Ａと出口流路Ｂの間にインペラの背面に沿って加圧液体を流す背面流路１７とからなる。インペラ１２で加圧された液体は、入口流路Ａ、背面流路１７、及び出口流路Ｂを通って、低圧部分（例えばインペラ入口）に流れるようになっている。この構成により、インペラ１２の外端部、入口流路Ａ、背面流路１７、出口流路Ｂの順で圧力を下げることができ、背面流路１７内の圧力により、図６に示した軸スラストｆ（図で左向き）を発生させることができる。
【００１４】
また、図３において、入口流路Ａの隙間δと出口流路Ｂの隙間δ1 の和は、一定（例えば約２５０μｍ）になっており、隙間δが大きくなれば、隙間δ1 が小さくなる（例えばδ1 ＝２５０−δの関係）ようになっている。この構成により、インペラ１２内の加圧液体により発生する軸スラストＦ（図で右向き）が増加するとインペラ１２がわずかに右に移動し、隙間δ1 が狭く隙間δが広くなって流路１７内の圧力が増大し、この結果、軸スラストｆが増して両方の軸スラストＦ，ｆがバランスする。また、逆に軸スラストＦが減少するとインペラ１２がわずかに左に移動し、隙間δ1 が広く隙間δが狭くなって流路１７内の圧力が減少し、この結果、軸スラストｆが減ってやはり両方の軸スラストＦ，ｆがバランスする。従って、この機構により、インペラ１２に作用する軸スラストをほとんどゼロにすることができる。
【００１５】
更に、本発明によれば、インペラ１２のスラスト支持面１２ａ（図３参照）とスラスト軸受１８との間には隙間δ2 が設けられているので、例えば起動時やインペラ１２の低速時（例えば１万ｒｐｍ以下）の軸スラストにより、インペラ１２が背面方向に所定距離δ2 だけ軸方向に移動したときのみ、スラスト軸受１８がインペラ１２のスラスト支持面１２ａに接して軸スラストを支持することができる。
【００１６】
なお、このスラスト軸受１８の隙間δ2 は、隙間δ1 の最大値よりも少なくとも小さく設定されている。この構成により、出口流路Ｂを確保した状態でスラスト軸受を確実に作動させることができ、出口流路Ｂにおけるインペラの接触や摩耗を回避することができる。
【００１７】
図４は、本発明によるターボポンプの作動特性図である。この図は、入口流路Ａの隙間δと出口流路Ｂの隙間δ1 の和が２５０μｍ、隙間δがゼロの位置でスラスト軸受１８の隙間δ2 が２１０μｍの場合を示しており、横軸はインペラの回転数（ｒｐｍ）、縦軸は、スラスト軸受１８に作用する荷重（Ａ）と入口流路Ａの隙間δ（Ｂ）を示している。この図に示すように、インペラ１２の回転数が約５０００ｒｐｍ以下の起動時又は低速時には、軸スラストによりインペラ１２が背面方向に２１０μｍ（すなわち所定距離δ2 ）だけ移動し、スラスト軸受１８がインペラ１２のスラスト支持面１２ａに接して軸スラストを支持している。このときのスラスト軸受１８の荷重（軸スラスト）は、この例では約４５ｋｇであり、インペラ１２と同じ回転速度（例えば５０００ｒｐｍ）で回転する。
【００１８】
次いでインペラ１２の回転数が５０００ｒｐｍを越えると、上述したバランスピストン機構により、インペラ１２が左（図で）に移動してスラスト軸受１８とスラスト支持面１２ａとの接触がなくなり、スラスト軸受１８は無負荷状態となり回転速度も低速になり停止する。従って、▲１▼起動時や低速時等のバランスピストン機構が適切に作動しないときに、アンバランス力によりインペラが背面方向に所定距離δ2 だけ移動したときだけスラスト軸受によりアンバランス力を吸収（支持）することができ、▲２▼インペラが高速に回転する通常時には、バランスピストン機構によりインペラが適正位置に保持され、スラスト軸受とインペラのスラスト支持面との接触をなくし、スラスト軸受を無負荷状態で停止させることができ、これによりスラスト軸受を長時間安定して使用することができる。
【００１９】
なお、本発明は上述した実施例に限定されず、本発明の要旨を逸脱しない範囲で種々変更できることは勿論である。
【００２０】
【発明の効果】
上述したように、本発明のバランスピストン機構を備えたターボポンプは、起動又は低速時に発生する軸スラストを吸収（支持）することができ、かつ長時間安定して使用ができる、等の優れた効果を有する。
【図面の簡単な説明】
【図１】本発明によるバランスピストン機構を備えたターボポンプの全体構成図である。
【図２】図１の部分拡大図である。
【図３】図２のＡ〜Ｃ部の拡大図である。
【図４】本発明によるターボポンプの作動特性図である。
【図５】従来のターボポンプの全体構成図である。
【図６】図５の部分拡大図である。
【符号の説明】
１ インディーサ
２ インペラ（羽根車）
３ａ，３ｂ 軸受
４ タービン
５ ケーシング
６ シャフト
７ 流路
８ 弾性部材
１０ ターボポンプ
１２ インペラ
１４ａ，１４ｂ ラジアル軸受
１６ バランスピストン機構
１７ 背面流路
１８ スラスト軸受
Ａ 入口流路
Ｂ 出口流路
δ，δ1 ，δ2 隙間[0001]
[Industrial application fields]
The present invention relates to a turbo pump, and more particularly to a turbo pump provided with a balance piston mechanism.
[0002]
[Prior art]
A pump that rotates an impeller (impeller) in a casing and gives energy to a liquid is called a turbo pump. FIG. 5 is an overall configuration diagram of a centrifugal pump which is a kind of turbo pump, and includes an indieser 1 for introducing a liquid, an impeller 2 (an impeller) for pressurizing the liquid, bearings 3a and 3b for supporting the rotation of the impeller, and driving. The turbine 4 is rotated by gas, the casing 5 and the like. The turbine 4 is rotated at a high speed (for example, 20,000 to 50,000 rpm) by the driving gas, and the rotational force is transmitted through the shaft 6 to the indieser 1 and It is transmitted to the impeller 2, and the liquid is energized and pressurized by the rotation of the impeller 2.
[0003]
FIG. 6 is a partially enlarged view of FIG. In the turbo pump described above, a large axial thrust F (rightward in the figure) is generated in the impeller 2 by the pressurized liquid. In order to support this axial thrust F, a so-called balance piston mechanism has been conventionally used. As shown in FIG. 6, this balance piston mechanism is provided with a flow path 7 through which a pressurized liquid flows on the back surface (right side surface in the figure) of the impeller 2, and the axial thrust f (in the figure) is determined by the pressure in the flow path. Leftward) is generated, and the position of the impeller 2 is adjusted so that both axial thrusts F and f coincide with each other, thereby balancing the axial thrust.
[0004]
The position adjustment of the impeller 2 is performed by a gap between the two flow paths A and B shown in the drawing. That is, when the axial thrusts F and f coincide with each other, an appropriate gap suitable for high-speed rotation is provided in the flow paths A and B. When the axial thrust F increases, the impeller 2 moves slightly to the right, The gap in the path B is narrow and the gap in the flow path A is widened to increase the pressure in the flow path 7. As a result, the axial thrust f is increased and both axial thrusts F and f are balanced. Conversely, when the axial thrust F decreases, the impeller 2 moves slightly to the left, the gap in the flow path B is wide and the gap in the flow path A is narrowed, and the pressure in the flow path 7 is reduced. Thrust f is reduced and both axial thrusts F and f are balanced. Therefore, the axial thrust acting on the bearings 3a and 3b can be made almost zero by the balance piston mechanism.
[0005]
[Problems to be solved by the invention]
However, even in the turbo pump having the above-described balance piston mechanism, the balance piston mechanism does not operate properly at the time of start-up or in a region where the rotational speed of the impeller is relatively low (for example, 10,000 rpm or less). There is a problem that a large unbalance force is generated (rightward in the figure).
[0006]
For this reason, in a turbo pump equipped with a conventional balance piston mechanism, as illustrated in FIG. 6, an elastic member 8 (for example, a disc spring) is provided on the side surface of the bearing 3 a, and the reaction force of the elastic member 8 is It was designed to absorb (support) the unbalance force. However, in such a mechanism, the bearing 3a rotates at a high speed (for example, 20,000 to 50,000 rpm) while receiving a large axial thrust, so that there is a problem that the load on the bearing becomes excessive and the life is shortened. That is, it is necessary to use a thrust bearing (for example, a thrust ball bearing) that can receive axial thrust as the bearing 3a. However, such a thrust bearing generally has a short life at a high speed operation of 10,000 rpm or more, and particularly has a high load and no load. In a lubrication state (becomes a non-lubrication state at start-up), there is a problem that it can be used only for a short time.
[0007]
The present invention has been developed to solve the above-described problems. That is, an object of the present invention is to provide a turbo pump including a balance piston mechanism that can absorb (support) shaft thrust generated at the time of starting or low speed and can be used stably for a long time.
[0008]
[Means for Solving the Problems]
According to the present invention, an impeller that rotates at high speed to pressurize the liquid, a radial bearing that supports rotation of the impeller, a balance piston mechanism that flows the pressurized liquid to the back of the impeller and balances the axial thrust, A thrust bearing that supports the axial thrust of the impeller, and when the balance piston mechanism does not operate or at a low speed, the impeller receives axial thrust in the rear direction so that the thrust supporting surface of the impeller contacts the thrust bearing. The axial thrust is supported by the thrust bearing, and during normal operation of the balance piston mechanism, the thrust support surface of the impeller is separated from the thrust bearing so that the thrust bearing is in an unloaded state. A turbo pump with a balance piston mechanism is provided.
[0009]
According to a preferred embodiment of the present invention, a gap δ 2 is provided between the thrust support surface of the impeller and the thrust bearing. Further, the balance piston mechanism includes an inlet channel A provided at an outer end portion of the impeller and in which a gap δ is enlarged by movement of the impeller in the back direction, and a clearance δ provided by movement of the impeller in the rear direction of the impeller. 1 , the outlet channel B in which the pressure decreases, and the rear channel that flows the pressurized liquid along the rear surface of the impeller between the inlet channel A and the outlet channel B, and the gap δ 2 of the thrust bearing is: is set smaller than the maximum value of the gap [delta] 1. Moreover, it is preferable that the radial bearing is a journal bearing.
[0010]
[Action]
According to the configuration of the present invention comprises a balance piston mechanism to balance the axial thrust by flowing pressurized liquid to the back of the impeller, a thrust bearing for supporting the shaft thrust of the impeller, the balance piston mechanism When the impeller is activated or at low speed, the impeller receives axial thrust in the rear direction, so that the thrust support surface of the impeller contacts the thrust bearing and the axial thrust is supported by the thrust bearing, and the balance piston mechanism operates normally. Sometimes the thrust support surface of the impeller is separated from the thrust bearing so that the thrust bearing is in an unloaded state . (1) When the balance piston mechanism does not operate properly at the time of start-up or at low speed, Thrust bearing only when the impeller is moved by a predetermined distance δ2 in the rear direction due to unbalanced force Can absorb more unbalanced force (supporting), in the normal rotating at high speed (2) the impeller, the impeller is held in proper position by a balance piston mechanism, the contact between the thrust bearing and the thrust bearing surface of the impeller As a result, the thrust bearing can be stopped in a no-load state, whereby the thrust bearing can be used stably for a long time.
[0011]
In addition, by providing a gap δ 2 between the thrust support surface of the impeller and the thrust bearing, the unbalanced force is absorbed by the thrust bearing only when the impeller moves by a predetermined distance δ 2 in the rear direction by a simple structure ( Support). Further, by setting the gap δ 2 of the thrust bearing to be smaller than the maximum value of the gap δ 1 of the outlet flow path B at the rear inner end of the impeller, the thrust bearing can be reliably secured with the outlet flow path B secured. The impeller contact and wear in the outlet channel B can be avoided. In addition, by using a radial bearing as the journal bearing, it is possible to receive a high load during high-speed rotation (for example, 20,000 to 50,000 rpm) with a simple structure.
[0012]
【Example】
Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described with reference to the drawings. In each drawing, common parts are denoted by the same reference numerals.
FIG. 1 is an overall configuration diagram of a turbo pump provided with a balance piston mechanism according to the present invention, and FIG. 2 is a partially enlarged view of FIG. 1 and 2, the turbo pump 10 of the present invention is pressurized to the impeller 12 that rotates at high speed to pressurize the liquid, the radial bearings 14 a and 14 b that support the rotation of the impeller 12, and the back surface of the impeller 12. A balance piston mechanism 16 that balances the axial thrust by flowing a liquid and a thrust bearing 18 that supports the axial thrust of the impeller are provided. Each of the radial bearings 14a and 14b is a journal bearing, and lubricating oil is pumped from the outside and supplied to the sliding surface. With this configuration, it is possible to receive a high load during high-speed rotation (for example, 20,000 to 50,000 rpm) with a simple structure. A bearing (for example, a needle bearing) other than a journal bearing that can move freely in the axial direction by the axial thrust and can receive a load in the radial direction may be used.
[0013]
FIG. 3 is an enlarged view of portions A to C in FIG. As shown in FIGS. 2 and 3, the balance piston mechanism 16 is provided at the outer end of the impeller 12, the inlet channel A where the gap δ is enlarged by the movement of the impeller in the rear direction, and the rear inner end of the impeller 12. The outlet channel B is provided and the gap δ 1 is reduced by the movement of the impeller in the back direction, and the back channel 17 that allows the pressurized liquid to flow along the back surface of the impeller between the inlet channel A and the outlet channel B. . The liquid pressurized by the impeller 12 flows through the inlet channel A, the back channel 17 and the outlet channel B to the low pressure portion (for example, the impeller inlet). With this configuration, the pressure can be reduced in the order of the outer end portion of the impeller 12, the inlet channel A, the rear channel 17, and the outlet channel B, and the shaft shown in FIG. Thrust f (leftward in the figure) can be generated.
[0014]
In FIG. 3, the sum of the gap δ of the inlet channel A and the gap δ 1 of the outlet channel B is constant (for example, about 250 μm), and the gap δ 1 decreases as the gap δ increases. (For example, the relationship of δ 1 = 250−δ). With this configuration, when the shaft thrust F generated by the pressurized liquid of the impeller 12 (rightward in the figure) increases the impeller 12 moves to the right slightly, the gap [delta] 1 is narrow gap [delta] is widened in the flow channel 17 As a result, the axial thrust f is increased and both axial thrusts F and f are balanced. Further, to move to the left slightly impeller 12 when the shaft thrust F is reduced to the contrary, the pressure in the flow path 17 is reduced by a gap [delta] 1 is wide gap [delta] is narrowed, as a result, decreases the axial thrust f Again, both axial thrusts F, f are balanced. Therefore, with this mechanism, the axial thrust acting on the impeller 12 can be made almost zero.
[0015]
Furthermore, according to the present invention, since the gap δ 2 is provided between the thrust support surface 12a (see FIG. 3) of the impeller 12 and the thrust bearing 18, for example, when the impeller 12 is started or when the impeller 12 is at a low speed (for example, Only when the impeller 12 moves in the axial direction by a predetermined distance δ 2 in the rear direction due to the axial thrust of 10,000 rpm or less), the thrust bearing 18 contacts the thrust support surface 12a of the impeller 12 and supports the axial thrust. it can.
[0016]
The clearance δ 2 of the thrust bearing 18 is set to be at least smaller than the maximum value of the clearance δ 1 . With this configuration, the thrust bearing can be reliably operated in a state where the outlet channel B is secured, and impeller contact and wear in the outlet channel B can be avoided.
[0017]
FIG. 4 is an operational characteristic diagram of the turbo pump according to the present invention. This figure shows a case where the sum of the gap δ of the inlet channel A and the gap δ 1 of the outlet channel B is 250 μm, the gap δ is zero, and the gap δ 2 of the thrust bearing 18 is 210 μm. Represents the rotational speed (rpm) of the impeller, and the vertical axis represents the load (A) acting on the thrust bearing 18 and the gap δ (B) of the inlet channel A. As shown in this figure, when the rotational speed of the impeller 12 is about 5000 rpm or less or at a low speed, the impeller 12 is moved by 210 μm (that is, a predetermined distance δ 2 ) in the rear direction by the axial thrust, and the thrust bearing 18 is moved to the impeller 12. The axial thrust is supported in contact with the thrust support surface 12a. The load (axial thrust) of the thrust bearing 18 at this time is about 45 kg in this example, and rotates at the same rotational speed (for example, 5000 rpm) as the impeller 12.
[0018]
Next, when the rotation speed of the impeller 12 exceeds 5000 rpm, the impeller 12 is moved to the left (in the drawing) by the above-described balance piston mechanism, and the contact between the thrust bearing 18 and the thrust support surface 12a is lost. It becomes a load state and the rotation speed becomes low and stops. Therefore, (1) When the balance piston mechanism does not operate properly at the time of start-up or at low speed, the unbalance force is absorbed by the thrust bearing only when the impeller is moved by a predetermined distance δ 2 in the rear direction due to the unbalance force ( (2) During normal times when the impeller rotates at high speed, the impeller is held in an appropriate position by the balance piston mechanism, eliminating contact between the thrust bearing and the thrust support surface of the impeller, so that the thrust bearing is unloaded The thrust bearing can be used stably for a long time.
[0019]
Of course, the present invention is not limited to the above-described embodiments, and various modifications can be made without departing from the scope of the present invention.
[0020]
【The invention's effect】
As described above, the turbo pump provided with the balance piston mechanism of the present invention can absorb (support) the axial thrust generated at the time of starting or low speed, and can be used stably for a long time. Has an effect.
[Brief description of the drawings]
FIG. 1 is an overall configuration diagram of a turbo pump provided with a balance piston mechanism according to the present invention.
FIG. 2 is a partially enlarged view of FIG.
FIG. 3 is an enlarged view of portions A to C in FIG. 2;
FIG. 4 is an operational characteristic diagram of a turbo pump according to the present invention.
FIG. 5 is an overall configuration diagram of a conventional turbo pump.
6 is a partially enlarged view of FIG. 5;
[Explanation of symbols]
1 Indisa 2 Impeller (impeller)
3a, 3b Bearing 4 Turbine 5 Casing 6 Shaft 7 Flow path 8 Elastic member 10 Turbo pump 12 Impeller 14a, 14b Radial bearing 16 Balance piston mechanism 17 Rear flow path 18 Thrust bearing A Inlet flow path B Outlet flow path δ, δ 1 , δ 2 gap

Claims (4)

高速回転して液体を加圧するインペラと、該インペラの回転を支持するラジアル軸受と、インペラの背面に加圧された液体を流して軸スラストをバランスさせるバランスピストン機構と、インペラの軸スラストを支持するスラスト軸受と、を備え、
バランスピストン機構が作動しない起動時又は低速時には、インペラが背面方向への軸スラストを受けることにより、インペラのスラスト支持面がスラスト軸受に接触してスラスト軸受によって軸スラストを支持し、
バランスピストン機構が作動する通常時には、インペラのスラスト支持面がスラスト軸受から離間し、スラスト軸受を無負荷状態とするようになっている、
ことを特徴とするバランスピストン機構を備えたターボポンプ。An impeller that pressurizes liquid by rotating at high speed, a radial bearing that supports rotation of the impeller, a balance piston mechanism that flows the pressurized liquid to the back of the impeller and balances the axial thrust, and supports the axial thrust of the impeller A thrust bearing,
At the time of start-up or low speed when the balance piston mechanism does not operate, the impeller receives axial thrust in the rear direction, so that the thrust support surface of the impeller contacts the thrust bearing and supports the axial thrust by the thrust bearing,
During normal operation of the balance piston mechanism, the thrust support surface of the impeller is separated from the thrust bearing so that the thrust bearing is in an unloaded state .
A turbo pump equipped with a balance piston mechanism. インペラのスラスト支持面とスラスト軸受との間に隙間δ2が設けられている、ことを特徴とする請求項１に記載のバランスピストン機構を備えたターボポンプ。  The turbo pump provided with the balance piston mechanism according to claim 1, wherein a gap δ2 is provided between the thrust support surface of the impeller and the thrust bearing. 高速回転して液体を加圧するインペラと、該インペラの回転を支持するラジアル軸受と、インペラの背面に加圧された液体を流して軸スラストをバランスさせるバランスピストン機構と、インペラの軸スラストを支持するスラスト軸受と、を備え、前記スラスト軸受は、インペラが背面方向に所定距離δ 2 だけ軸方向に移動したときのみ、インペラのスラスト支持面に接して軸スラストを支持するようになっており、
前記バランスピストン機構は、インペラの外端部に設けられインペラの背面方向移動により隙間δが拡大する入口流路Ａと、インペラの背面内端部に設けられインペラの背面方向移動により隙間δ1 が減少する出口流路Ｂと、入口流路Ａと出口流路Ｂの間にインペラの背面に沿って加圧液体を流す背面流路と、からなり、前記スラスト軸受の隙間δ2 は、隙間δ1 の最大値よりも小さく設定されている、ことを特徴とするバランスピストン機構を備えたターボポンプ。 An impeller that pressurizes liquid by rotating at high speed, a radial bearing that supports rotation of the impeller, a balance piston mechanism that flows the pressurized liquid to the back of the impeller and balances the axial thrust, and supports the axial thrust of the impeller The thrust bearing is configured to support the axial thrust in contact with the thrust support surface of the impeller only when the impeller moves in the axial direction by a predetermined distance δ 2 in the back direction .
The balance piston mechanism includes an inlet channel A provided at the outer end of the impeller where the gap δ is enlarged by movement of the impeller in the rear direction, and a gap δ1 is reduced by movement of the impeller in the rear direction of the impeller. And a back flow path for flowing pressurized liquid along the back surface of the impeller between the inlet flow path A and the exit flow path B. The thrust bearing clearance δ2 is the maximum of the clearance δ1. A turbo pump equipped with a balance piston mechanism characterized by being set smaller than the value. 前記ラジアル軸受は、ジャーナル軸受である、ことを特徴とする請求項１に記載のバランスピストン機構を備えたターボポンプ。  The turbo pump provided with the balance piston mechanism according to claim 1, wherein the radial bearing is a journal bearing.
JP16029095A 1995-06-27 1995-06-27 Turbo pump with balance piston mechanism Expired - Fee Related JP3646740B2 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP16029095A JP3646740B2 (en) 1995-06-27 1995-06-27 Turbo pump with balance piston mechanism

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
JP16029095A JP3646740B2 (en) 1995-06-27 1995-06-27 Turbo pump with balance piston mechanism

Publications (2)

Publication Number Publication Date
JPH0914181A JPH0914181A (en) 1997-01-14
JP3646740B2 true JP3646740B2 (en) 2005-05-11

Family

ID=15711793

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
JP16029095A Expired - Fee Related JP3646740B2 (en) 1995-06-27 1995-06-27 Turbo pump with balance piston mechanism

Country Status (1)

Country Link
JP (1) JP3646740B2 (en)

Families Citing this family (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE19927135A1 (en) 1999-06-15 2000-12-21 Ksb Ag Relief device for multi-stage centrifugal pumps
KR100665614B1 (en) * 2005-11-02 2007-01-09 주식회사 에어젠 Vertical type high speed rotary body
JP4959424B2 (en) * 2007-05-31 2012-06-20 勇 青谷 Pump device
JP5291363B2 (en) * 2008-03-14 2013-09-18 三菱重工業株式会社 pump
FR2941019A1 (en) * 2009-01-09 2010-07-16 Snecma PUMP WITH AXIAL BALANCING DEVICE
CN105003302B (en) 2014-04-18 2017-04-12 松下知识产权经营株式会社 Turbomachine
CN115355193B (en) * 2022-10-24 2023-03-07 中国航发四川燃气涡轮研究院 Dynamic regulation and control method for axial force of gas compressor under heating and pressurizing conditions

Also Published As

Publication number Publication date
JPH0914181A (en) 1997-01-14

Similar Documents

Publication Publication Date Title
US4865529A (en) Rotor transient positioning assembly
US3160108A (en) Thrust carrying arrangement for fluid handling machines
JP4639017B2 (en) Radial-axial composite sliding bearing
JPH0735811B2 (en) Auxiliary bearing for magnetic bearing
JPH0676798B2 (en) Centrifugal pump with magnetic bearing
JPH08121185A (en) Journal bearing for high-speed shaft
US4927326A (en) Turbomachinery rotor support with damping
JP3646740B2 (en) Turbo pump with balance piston mechanism
JPS6285189A (en) Scroll compressor
JPH05256319A (en) Radial bearing
JPS6314205B2 (en)
US6568901B2 (en) Balancer for multistage centrifugal pumps
JP6469716B2 (en) Bearing device for exhaust gas turbocharger and exhaust gas turbocharger
JPH0756287B2 (en) Rolling bearing device
US4767265A (en) Turbomolecular pump with improved bearing assembly
CA1240302A (en) Turbomolecular pump with improved bearing system
EP0318638B1 (en) Containment assembly
US4674952A (en) Turbo molecular pump with improved bearing assembly
JPH102296A (en) Vertical motor pump
JP3233685B2 (en) Hybrid bearing
KR102652408B1 (en) Centrifugal Pump With Balance System Wear Prevention Means
JPH0874848A (en) Pump device for bearing
JP3095601B2 (en) Rotating body support device
RU2180055C2 (en) Centrifugal pump
JPH1130194A (en) Balance disc structure of centrifugal pump

Legal Events

Date Code Title Description
A977 Report on retrieval

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A971007

Effective date: 20041012

A131 Notification of reasons for refusal

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A131

Effective date: 20041018

A521 Written amendment

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A523

Effective date: 20041209

TRDD Decision of grant or rejection written
A01 Written decision to grant a patent or to grant a registration (utility model)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A01

Effective date: 20050119

A61 First payment of annual fees (during grant procedure)

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: A61

Effective date: 20050201

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080218

Year of fee payment: 3

S531 Written request for registration of change of domicile

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313531

S533 Written request for registration of change of name

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R313533

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080218

Year of fee payment: 3

R350 Written notification of registration of transfer

Free format text: JAPANESE INTERMEDIATE CODE: R350

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20080218

Year of fee payment: 3

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20090218

Year of fee payment: 4

FPAY Renewal fee payment (event date is renewal date of database)

Free format text: PAYMENT UNTIL: 20100218

Year of fee payment: 5

LAPS Cancellation because of no payment of annual fees