EP1033475A1 - Regelung des axialen Schubausgleichs bei Wellen von Turbomaschinen - Google Patents

Regelung des axialen Schubausgleichs bei Wellen von Turbomaschinen Download PDF

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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
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EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
shaft
axial
axial displacement
comb
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP99810178A
Other languages
English (en)
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/de
Priority to DE2000105309 priority patent/DE10005309A1/de
Publication of EP1033475A1 publication Critical patent/EP1033475A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01D—NON-POSITIVE DISPLACEMENT MACHINES OR ENGINES, e.g. STEAM TURBINES
    • F01D3/00—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid
    • F01D3/04—Machines or engines with axial-thrust balancing effected by working-fluid axial thrust being compensated by thrust-balancing dummy piston or the like
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • 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.

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  • Engineering & Computer Science (AREA)
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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Verfahren zur Regelung des axialen Schubausgleichs einer Welle (1) von Turbomaschinen und eine Vorrichtung zur Durchführung des Verfahrens. Um den axialen Schub der Welle (1) auszugleichen wird an der Welle (1) ein Druckkamm (2) befestigt, welcher an beiden Seiten durch eine Druckkammer (13,14) hydraulisch gelagert ist. Ein Näherungsgeber (10) nimmt den Abstand zu einer Kupplung (3) der Welle (1) auf und entsprechend der axialen Verschiebung der Welle (1) wird der Druck in einer der beiden Druckkammern (13,14) so verändert, dass die Veränderung des Drucks der axialen Verschiebung der Welle (1) entgegenwirkt. Diese Art des axialen Schubausgleichs kann grössere Belastungen als herkömmliche Axiallager aufnehmen und arbeitet bei einem kleinerem Reibungsverlust. Die bisherigen Schubausgleichskolben können vorteilhaft entfallen und sowohl die Länge und der Durchmesser der Welle (1) als auch die Radialspiele der Labyrinthe der Beschauflung können im Hinblick auf einen optimalen Wirkungsgrad besser ausgelegt werden. <IMAGE>

Description

TECHNISCHES GEBIET
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.
STAND DER TECHNIK
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.
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.
DARSTELLUNG DER ERFINDUNG
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.
Die weiteren Ausgestaltungsmöglichkeiten sind Gegenstand der abhängigen Ansprüche.
KURZE BESCHREIBUNG DER ZEICHNUNGEN
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.
Es sind nur die für die Erfindung wesentlichen Elemente dargestellt.
WEG ZUR AUSFÜHRUNG DER ERFINDUNG
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
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.
BEZUGSZEICHENLISTE
1
Welle
2
Druckkamm
3
Wellenkupplung
4
Lagerblock Unterteil
4a
Lagerblock Oberteil
4b
Kupplungsdeckel
5
Dichtungen wellenseitig Unterteil
5a
Dichtungen wellenseitig Oberteil
6
Dichtung kammseitig Unterteil
6a
Dichtung kammseitig Oberteil
7
Flüssigkeitsablauf kupplungsseitig
8
Flüssigkeitsablauf traglagerseitig
9
Flüssigkeitsablauf
10
Näherungsgeber
11
Flüssigkeitszulauf traglagerseitig
12
Flüssigkeitszulauf kupplungsseitig
13
Druckkammer traglagerseitig
14
Druckkammer kupplungsseitig
15
Gleitstein Unterteil
15a
Gleitstein Oberteil
50
Flüssigkeitsbehälter
51
Saugkorb
52
Pumpe
53
Motor
54
Rückschlagventil
55
Druckspeicher
56
Druckhalteventil
57
Rückflussrohr
58
Signalwandler
59
Anspeisung
60
Regler
61
Regelventil
62
Regelventil
63
Blenden zu Regelventil 61
64
Blenden zu Regelventil 62
65
Steuerleitung zu Ventil 61
66
Steuerleitung zu Ventil 62
F
Axialer Schub
d
Durchmesser der Welle 1
D
Durchmesser des Druckkamms 2
x
Axialer Abstand zwischen Näherungsgeber 10 und Wellenkupplung 3
y1
Axialer Abstand zwischen Gleitstein 15,15a und Druckkamm 2
y2
Axialer Abstand zwischen Gelitstein 15,15a und Druckkamm 2
p1
Druck der Druckkammer 13 traglagerseitig
p2
Druck der Druckkammer 14 kupplungsseitig

Claims (11)

  1. 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.
  2. Verfahren nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    die axiale Verschiebung der Welle (1) durch einen Näherungsgeber (10) in bezug zu einer Referenzfläche gemessen wird.
  3. 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.
  4. Verfahren nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    der vorgegebene Sollwert von mindestens einer der Grössen Zeit, Maschinenleistung oder Temperatur abhängt.
  5. 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.
  6. Vorrichtung nach Anspruch 4,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    das die axiale Verschiebung der Welle (1) messende Instrument ein Näherungsgeber (10) ist.
  7. Vorrichtung nach Anspruch 4,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    der Regler (60) ein PI- oder PID-Regler ist.
  8. 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.
  9. 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.
  10. 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.
  11. Vorrichtung nach Anspruch 10,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    das hydraulische System mit Öl gespeist ist.
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