Wellenabdichtung Diese Erfindung betrifft eine Abdichtung für eine Welle, welche in einem gasdichten Gehäuse rotiert, wobei die Abdichtung das Entweichen von Gas in Längsrichtung der Welle an jenen Stellen ver hindern soll, wo die Welle aus dem Gehäuse heraus ragt.
Solche Abdichtungen werden in eingekapselten dynamoelektrischen Maschinen, wie beispielsweise in Wechselstromgeneratoren, verwendet, welche ein Sta- torgehäuse aufweisen, das einen Rotor umgibt, dessen Antriebswelle mit einer ausserhalb des Gehäuses be findlichen Antriebsmaschine verbunden ist. Es ist all gemein üblich, solche Maschinen durch Umwälzung eines Gases, wie Wasserstoff, innerhalb des Gehäuses zu kühlen. Bei solchen Anwendungen hat die Ab dichtung die Aufgabe, das Entweichen von Wasser stoff längs der Rotorwelle an den Stellen zu verhin dern, wo die Welle durch die Gehäuseendwände hin durchgeführt wird.
Andere Verwendungsmöglich keiten solcher Abdichtungen finden sich bei Ven tilatoren oder Gebläsen, welche zum Umwälzen von Gasen in geschlossenen Anordnungen verwendet wer den, bei denen es nötig ist, das Entweichen von Gas aus der Anordnung an Stellen zu verhindern, wo dre hende Wellen aus der Anordnung herausragen.
Eine Wellenabdichtung, welche für die oben an geführten Zwecke brauchbar ist und den Gegenstand dieser Erfindung bildet, wird durch den Druckbund- Dichtungstyp mit Flüssigkeitsfilm dargestellt, das heisst durch einen Dichtungstyp, welcher einen die Welle umgebenden Dichtungsring aufweist und in einem Gehäuse untergebracht ist, in welchem sich dieser Ring axial frei bewegen kann, aber daran gehindert wird, sich zu drehen. Der Dichtungsring besitzt eine vorteilhaft aus Lagermaterial bestehende Dichtungs fläche, welche in Berührung mit einem Wellenbund gehalten wird.
Das gewöhnlich aus Metall beste hende Lagermaterial weist eine zweckmässig ringför mige Nut auf, in welche Dichtungsflüssigkeit unter einem Druck geleitet wird, welcher grösser als der Druck des Gases ist, dessen Entweichen verhindert werden soll.
Eine diesem Wellendichtungstyp innewohnende Eigenschaft besteht darin, dass eine gewisse Mini malkraft in Axialrichtung auf den Dichtungsring ausgeübt werden muss, um die Reibungskräfte zu überwinden, welche dazu neigen, die freie Axial Bewegung des Dichtungsringes im Gehäuse zu hem men. Falls ungenügend Kraft angewandt wird, kann die Dichtungsfläche des Dichtungsringes den Kon takt mit dem Wellenbund verlieren, woraus sich ein Versagen der Abdichtung ergibt.
Es ist üblich, die erforderliche Kraft durch eine Kombination von Feder- und öldruck auszuüben, welcher sich noch durch den Druck des Gases dessen Entweichen verhindert werden soll, erhöht, wobei der Anteil an der Gesamt kraft, der jeweils von den drei Komponenten geleistet wird, durch die Wahl passender Federn und durch die Flächen bestimmt wird, über welche der Gasdruck und der öldruck wirksam sind.
Die vorliegende Erfindung bezweckt die Schaf fung einer verbesserten Wellenabdichtung vom Druck bundtyp, wie oben beschrieben, bei welcher die an der Dichtungsfläche vorhandene Belastung reguliert werden kann, und welche daher dazu benutzt werden kann, um Gase über einen viel grösseren Bereich von Drücken abzudichten, als dies mit der üblichen An ordnung dieses Dichtungstyps möglich ist.
Die erfindungsgemässe Wellenabdichtung besitzt einen Dichtungsring mit einem flanschartigen Vor sprung, der sich in eine Ausnehmung des Dichtungs gehäuses hineinerstreckt und dadurch zwei getrennte Kammern bildet, je eine auf jeder Seite des Vor sprunges, damit jeder dieser Kammern ein Druck mittel zuführbar ist, derart, dass die Grösse der Kraft, welche den Dichtungsring in Berührung mit dem Wel lenbund bringt, durch Verändern der Druckdiffe renz zwischen den jeweils in den genannten beiden Kammern vorhandenen Druckmitteldrücken regu liert werden kann.
Zweckmässig wird das für Dichtungszwecke die nende Öl der Kammer zugeführt, die am nächsten bei der Abschlussstelle liegt, aus welcher ein Entwei chen verhindert werden soll, während der in der an dern Kammer herrschende Öldruck geändert wird, um dadurch den gegen den Wellenbund gerichteten End- druck und somit die in der Dichtungsfläche des Dichtungsringes vorhandene Belastung zu regulieren.
In der Zeichnung ist eine beispielsweise Ausfüh rungsform des Erfindungsgegenstandes dargestellt. Es zeigt: Fig. 1 die übliche Ausführungsform einer Wellen abdichtung und Fig. 2 einen Vertikalschnitt einer erfindungs gemässen Wellenabdichtung vom Druckbundtyp.
Bei der in Fig. 1 gezeigten, bekannten Anord nung ist jeweils an der gegen das Gehäuse gerich teten Seite der Wellenlager<I>b</I> ein Bund<I>a</I> vorgesehen, welcher einen Teil der massiven Welle bildet. Ein Dichtungsring c mit einer aus Lagermetall bestehenden Dichtungsfläche d wird mit jener Fläche des Wellen bundes a, welche der Abschlussseite zugewandt ist, durch federbelastete Plunger e unter Mitwirkung von Öldruck in Berührung gehalten, wobei der Druck des eingeschlossenen Gases auf die innere Stirnfläche des Dichtungsringes wirkt.
Unter Druck stehendes Öl wird einer Ölkammer f zugeführt, von wo aus das Öl durch mehrere Kanäle g zu einer ringförmigen Nut h geleitet wird, die sich in der Dichtungsfläche <I>d</I> des Dichtungsringes c befindet. Die Ringnut<I>h</I> teilt die Dichtungsfläche d in zwei Teile dl und d2. Der sich von der Ringnut h radial nach auswärts erstrek- kende Teil dl ist durch mehrere radiale Nuten k in eine Anzahl von Abschnitten oder Auflageblöcken geteilt, um eine passende Schmierung der Teile vorzu sehen. Der von der Ringnut h radial einwärtsgerich- tete Teil<I>d.,</I> bietet dem Bund<I>a</I> eine kontinuierliche Fläche dar.
Der grösste Teil des der Dichtung zugeführten Öls fliesst durch die in der äussern Fläche dl vorhan denen radialen Nuten k radial nach aussen zu der von der Gehäusewand am weitesten entfernten Seite der Abdichtung.
Eine kleine Ölmenge fliesst radial einwärts und gelangt an der kontinuierlichen Fläche dz vorbei zur innern Seite der Abdichtung.
Der Dichtungsring c ist in einem Dichtungs gehäuse l angeordnet, welches entweder mit einem Lagergestell oder mit der nicht gezeigten Gehäuse- endwand starr verbunden ist. Der Dichtungsring c ist axial frei beweglich im Dichtungsgehäuse l an geordnet, wird aber durch einen Stift m, welcher den Dichtungsring festhält, indem er in einen Schlitz h am Aussenumfang des Dichtungsringes eingreift, daran gehindert, sich mit der Welle zu drehen.
Kunstgummidichtungen o und p, beispielsweise O- oder U-förmige Ringe oder Ringe von anderer zweckmässiger Form, sind vorgesehen, um zwischen dem Dichtungsring c und dem Dichtungsgehäuse l eine Öldichtung zu bilden. Wenn das gasdichte Ge häuse, in welchem der Dichtungsring c eingebaut ist, mit einem Gasdruck arbeitet, welcher dem Atmo sphärendruck entspricht oder nur etwas darüber liegt, dann wird eine sehr geringe Kraft durch das Gas ausgeübt, und es hat sich gewöhnlich als notwendig erwiesen, die Dichtung so auszubilden, dass eine ge wisse zusätzliche Kraft durch Öldruck ausgeübt wird, um die der axialen Bewegung entgegenwirkenden Rei bungskräfte zu überwinden und somit eine zufiie- denstellende Arbeitsweise zu erzielen.
Bei zunehmen dem Druck des Gases muss auch der Öldruck in der zwischen dem Dichtungsring c und dem Gehäuse aus gebildeten Kammer f entsprechend erhöht werden, und die Gesamtwirkung dieser Kräfte hat eine Er höhung der Belastung an der Dichtungsfläche d des Dichtungsringes c zur Folge, wodurch dem Gasdruck, der abgedichtet werden kann, eine Grenze gesetzt wird.
Bezugnehmend auf die in Fig. 2 dargestellte An ordnung ist ein mit einer massiven Welle ein Ganzes bildender Wellenbund a1 jeweils an der gegen das Gehäuse gerichteten Seite des Lagers b1 vorgesehen. Ein Dichtungsring cl mit einer Dichtungsfläche d. wird durch federbelastete Plunger ei und durch auf die innere Stirnfläche dieses Ringes wirkenden Öl- und Gasdruck in Berührung mit der der Abschlussseite am nächsten liegenden Fläche des Wellenbundes a1 ge halten.
Der Dichtungsring cl ist frei beweglich in axialer Richtung in einem Dichtungsgehäuse f l untergebracht, wird aber durch .einen an dem Dichtungsgehäuse f 1 angebrachten Stift g1 daran gehindert, sich mit der Welle zu drehen, indem dieser Stift in einen Schlitz hl im Dichtungsring cl eingreift.
Dichtungsmittel in Form von biegsamen Dichtungsringen k1, h und ml, die als O- oder U-förmige Ringe oder als Ringe von anderem passendem Profil ausgebildet sind, dienen zur Schaffung von öldichten Abdichtungen zwischen dem Dichtungsring cl und dem Dichtungsgehäuse<B>f l.</B> Diese Dichtungsmittel sind so angeordnet, dass zwei getrennte Ölkammern n1 und o1 gebildet werden, die sich jeweils zu beiden Seiten eines flanschartigen Vor sprunges p1 des Dichtungsringes cl befinden.
Unter Druck stehendes Öl wird der innern Öl- kammer n1 und der äussern Ölkammer o1 zugeführt. Das aus der innern Ölkammer n1 fliessende Öl gelangt über mehrere Kanäle q1 zu einer Ringnut r1, die in der Dichtungsfläche d3 des Dichtungsringes cl vor gesehen ist, um die sich relativ zueinander bewegen den Flächen zu schmieren und um die erforderliche Abdichtung herzustellen.
Das in der äussern Öl- kammer o1 vorhandene Öl wird für Dichtungs- oder Schmierungszwecke nicht benötigt, sondern wirkt nur dem Druck entgegen, welcher durch das in der Innenkammer n1 vorhandene Öl auf den Vor sprung cl des Dichtungsringes p1 ausgeübt wird.
Durch passende Wahl der Durchmesser am Dichtungsring cl für die Dichtungsringe k1, h und ml sowie durch passendes Einstellen der Druckdifferenzen zwischen den Öldrücken in den innern und äussern Ölkammern n1 und o1 kann die auf die Dichtungsfläche d3 des Dichtungsringes cl ausgeübte Belastung über einen weiten Bereich geändert werden.
Durch passendes Regulieren des Öldruckes in der äussern Ölkammer o1 mittels eines Druckregulier- organs können die durch den Gasdruck und den Öldruck in der innern Ölkammer n1 ausgeübten Kräfte vollständig oder teilweise ausgeglichen werden. Die auf die Dichtungsfläche des Dichtungsringes ange wandte Belastung kann daher über einen weiten Gasdruckbereich eingestellt werden.
Wenn ein gasdichter Abschluss, welcher eine Ab dichtung gemäss Fig. 2 besitzt, mit Gas von Atmo sphärendruck oder etwas darüber liegendem Druck in Betrieb ist, so kann die Gesamtwirkung der durch die federnden Plunger in Richtung des Wellenbundes, durch den Gasdruck auf die innere Stirnfläche des Ringes und durch den Dichtungsöldruck in der innern Ölkammer n1 ausgeübten Drücke dazu benutzt wer den, um die Reibungsdrücke zu überwinden, welche der Axialbewegung des Dichtungsringes im Gehäuse entgegenwirken. Die auf die Dichtungsfläche aus geübte Belastung ist gering, und ein entgegenwir kender Druck braucht nicht angewandt zu werden.
In diesem Fall wird daher kein Öl der äussern Öl- kammer o1 zugeführt. Bei zunehmendem Gasdruck im Gehäuse muss auch der Druck des abdichtenden Öls in der innern Ölkammer n1 proportional erhöht werden. Die Zunahme in den Drücken dieser beiden Grössen erhöht den Druck, welcher an der innern Fläche des Dichtungsringes gegen den Wellenbund ausgeübt wird und vergrössert somit die an der Dich tungsfläche des Dichtungsringes vorhandene Belastung.
Indem der äussern Ölkammer o1 <B>Öl</B> unter passendem Druck zugeführt wird, können die durch die Gas- druckzunahme verursachten zusätzlichen Kräfte in Richtung auf den Wellenbund ausgeglichen werden, und die auf die Dichtungsfläche ausgeübte Be lastung kann über einen weiten Bereich von Gasdrük- ken konstant gehalten werden.
Der in der Kammer o1 herrschende Öldruck kann von Hand oder automatisch reguliert werden.
Shaft seal This invention relates to a seal for a shaft which rotates in a gas-tight housing, the seal being intended to prevent the escape of gas in the longitudinal direction of the shaft at those points where the shaft protrudes from the housing.
Such seals are used in encapsulated dynamoelectric machines, such as, for example, in alternators, which have a stator housing which surrounds a rotor whose drive shaft is connected to a drive machine located outside the housing. It is common practice to cool such machines by circulating a gas, such as hydrogen, within the housing. In such applications, the seal has the task of preventing the escape of hydrogen along the rotor shaft at the points where the shaft is passed through the housing end walls.
Other possible uses of such seals are found in ventilators or blowers which are used for circulating gases in closed arrangements who need to prevent the escape of gas from the arrangement in places where rotating waves from the arrangement stick out.
A shaft seal which is useful for the purposes outlined above and which forms the subject of this invention is represented by the compression flange type of seal with a liquid film, that is to say by a type of seal which has a sealing ring surrounding the shaft and is accommodated in a housing which this ring can move axially freely but is prevented from rotating. The sealing ring has a sealing surface which is advantageously made of bearing material and which is held in contact with a shaft collar.
The existing bearing material usually made of metal has an expedient ringför shaped groove into which sealing liquid is passed under a pressure which is greater than the pressure of the gas whose escape is to be prevented.
An inherent property of this type of shaft seal is that a certain minimum axial force must be exerted on the sealing ring in order to overcome the frictional forces which tend to inhibit the free axial movement of the sealing ring in the housing. If insufficient force is applied, the sealing surface of the sealing ring can lose contact with the shaft collar, resulting in failure of the seal.
It is customary to exert the required force through a combination of spring and oil pressure, which is increased by the pressure of the gas whose escape is to be increased, whereby the proportion of the total force that is provided by the three components, is determined by the selection of suitable springs and the areas over which the gas pressure and the oil pressure are effective.
The present invention seeks to provide an improved shaft seal of the compression type as described above, in which the load present on the sealing surface can be regulated and which can therefore be used to seal gases over a much wider range of pressures than this is possible with the usual arrangement of this type of seal.
The shaft seal according to the invention has a sealing ring with a flange-like projection, which extends into a recess of the seal housing and thereby forms two separate chambers, one on each side of the projection, so that a pressure medium can be supplied to each of these chambers, such that the magnitude of the force which brings the sealing ring into contact with the Wel lenbund can be regulated by changing the pressure difference between the pressure medium pressures in each of the two chambers mentioned.
The oil that is used for sealing purposes is expediently fed to the chamber which is closest to the termination point from which escape is to be prevented, while the oil pressure prevailing in the other chamber is changed in order to thereby reduce the end point directed against the shaft collar. to regulate the pressure and thus the load present in the sealing surface of the sealing ring.
In the drawing, an example Ausfüh approximately form of the subject invention is shown. 1 shows the usual embodiment of a shaft seal and FIG. 2 shows a vertical section of a shaft seal according to the invention of the compression collar type.
In the known arrangement shown in FIG. 1, a collar <I> a </I> is provided on the side of the shaft bearing facing the housing, which forms part of the solid shaft . A sealing ring c with a sealing surface d made of bearing metal is held in contact with that surface of the shaft collar a, which faces the end side, by spring-loaded plungers e with the help of oil pressure, with the pressure of the enclosed gas acting on the inner face of the sealing ring .
Oil under pressure is fed to an oil chamber f, from where the oil is directed through a plurality of channels g to an annular groove h which is located in the sealing surface <I> d </I> of the sealing ring c. The annular groove <I> h </I> divides the sealing surface d into two parts dl and d2. The part dl which extends radially outward from the annular groove h is divided into a number of sections or support blocks by several radial grooves k in order to provide suitable lubrication of the parts. The part <I> d., </I> which is directed radially inward from the annular groove h provides a continuous surface for the collar <I> a </I>.
Most of the oil supplied to the seal flows through the radial grooves k present in the outer surface dl radially outward to the side of the seal furthest away from the housing wall.
A small amount of oil flows radially inwards and passes the continuous surface dz to the inside of the seal.
The sealing ring c is arranged in a sealing housing 1 which is rigidly connected either to a storage frame or to the housing end wall, not shown. The sealing ring c is axially free to move in the seal housing l, but is prevented from rotating with the shaft by a pin m which holds the sealing ring in place by engaging a slot h on the outer circumference of the sealing ring.
Synthetic rubber seals o and p, for example O- or U-shaped rings or rings of other suitable shape, are provided in order to form an oil seal between the sealing ring c and the sealing housing l. If the gas-tight housing in which the sealing ring c is installed operates with a gas pressure which corresponds to the atmospheric pressure or is only slightly higher, then a very small force is exerted by the gas and it has usually proven necessary to design the seal in such a way that a certain additional force is exerted by oil pressure in order to overcome the frictional forces counteracting the axial movement and thus to achieve a satisfactory working method.
When the pressure of the gas increases, the oil pressure in the chamber f formed between the sealing ring c and the housing must be increased accordingly, and the overall effect of these forces has an increase in the load on the sealing surface d of the sealing ring c Gas pressure that can be sealed.
Referring to the arrangement shown in Fig. 2, a shaft collar a1 forming a whole with a solid shaft is provided on the side of the bearing b1 facing towards the housing. A sealing ring cl with a sealing surface d. is kept in contact with the surface of the shaft collar a1 which is closest to the end side by means of spring-loaded plungers and the oil and gas pressure acting on the inner face of this ring.
The sealing ring cl is housed freely movable in the axial direction in a sealing housing f l, but is prevented by a pin g1 attached to the sealing housing f 1 from rotating with the shaft by engaging this pin in a slot hl in the sealing ring cl.
Sealing means in the form of flexible sealing rings k1, h and ml, which are designed as O- or U-shaped rings or as rings of another suitable profile, are used to create oil-tight seals between the sealing ring cl and the sealing housing <B> f l. These sealing means are arranged in such a way that two separate oil chambers n1 and o1 are formed, which are each located on either side of a flange-like projection p1 of the sealing ring cl.
Oil under pressure is fed to the inner oil chamber n1 and the outer oil chamber o1. The oil flowing from the inner oil chamber n1 passes through several channels q1 to an annular groove r1, which is seen in the sealing surface d3 of the sealing ring cl in order to lubricate the surfaces moving relative to each other and to produce the required seal.
The oil present in the outer oil chamber o1 is not required for sealing or lubrication purposes, but only counteracts the pressure which is exerted on the projection cl of the sealing ring p1 by the oil present in the inner chamber n1.
The load exerted on the sealing surface d3 of the sealing ring cl can be changed over a wide range by suitable selection of the diameters on the sealing ring cl for the sealing rings k1, h and ml and by appropriately setting the pressure differences between the oil pressures in the inner and outer oil chambers n1 and o1 will.
By appropriately regulating the oil pressure in the outer oil chamber o1 by means of a pressure regulating organ, the forces exerted by the gas pressure and the oil pressure in the inner oil chamber n1 can be fully or partially compensated for. The load applied to the sealing surface of the sealing ring can therefore be adjusted over a wide gas pressure range.
If a gas-tight closure, which has a seal according to FIG. 2, with gas from atmospheric pressure or something above pressure is in operation, the overall effect of the resilient plunger in the direction of the shaft collar, through the gas pressure on the inner face of the ring and the pressures exerted by the seal oil pressure in the inner oil chamber n1 are used to overcome the frictional pressures that counteract the axial movement of the seal ring in the housing. The load exerted on the sealing surface is small and counteracting pressure need not be applied.
In this case, therefore, no oil is supplied to the outer oil chamber o1. With increasing gas pressure in the housing, the pressure of the sealing oil in the inner oil chamber n1 must also be increased proportionally. The increase in the pressures of these two variables increases the pressure which is exerted on the inner surface of the sealing ring against the shaft collar and thus increases the load present on the sealing surface of the sealing ring.
By supplying oil to the outer oil chamber o1 under suitable pressure, the additional forces in the direction of the shaft collar caused by the increase in gas pressure can be compensated and the load exerted on the sealing surface can be spread over a wide range be kept constant by gas pressures.
The oil pressure prevailing in the chamber o1 can be regulated manually or automatically.