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DISPOSITIF D'ETANCHEITE ENTRE ORGANES MOBILES ET FIXES DE TURBOMACHINES, NOTAMMENT DE POMPES CENTRIFUGES ET DE COMPRESSEURS CENTRIFUGES.
L'invention concerne un dispositif d'étanchéité entre les organes mobiles et fixes de turbomachines, en particulier de pompes centrifuges et de compresseurs centrifuges.
Pour réaliser des rendements favorables dans de telles machines, il est nécessaire que les pertes dans les Interstices des dispositifs d'étanchéité, où se manifestent des différences de pression,,, soient réduites au mi- nimumo Dans les dispositifs d'étanchéité cylindriques courants,
ceci est généralement réalisé en réduisant au possible les diamètres et les sections des interstices. Or. ces sections ne peuvent pas être réduites dans une grande mesures notamment dans le cas de fluides chauds étant donné le fléchissement ou la déformation - dont le sens et la valeur ne sont pas toujours prévisibles de l'arbre et/ou de l'enveloppe et qui sont dus au poids des parties tournantes et de la répartition inégale de la température dans l'intérieur de 1-'enveloppe.
Le décalage relatif des axes dans le cas d'un fléchissement ou d' une déformation d'organes rotatifs ou fixes.. a pour effet que les périphéries des colliers des labyrinthes frottent sur les fonds des gorges de ceux-ci, d'où augmentation de la section de l'interstice en raison de l'usure. Cet élargissement des sections des interstices réduit déjà le rendement peu de temps après la mise en service. Ceci aboutit dans certains cas au grippage du rotor., comme cela se remarque en particulier dans les machines travaillant sous la charge maximum et fonctionnant avec des agents moteurs à haute température.
L'invention vise à établir un dispositif d'étanchéité entre les organes rotatifs et fixes de turbomachines,, en particulier de pompes centrifuges et de compresseurs centrifuges. dispositif qui. n'étant pas influencé par une flexion de 1-'arbre ou une déformation de 1-'enveloppe. empêche le frottement et l'usure et rend impossible le grippage du rotor.
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Selon l'invention, ce problème est résolu par le fait qu'un des organes présente une surface d'étanchéité annulaire orientée perpendiculairement à l'axe,tandis que l'autre organe présente une bague d'étanchéité mobile axialement en vue de former un point étanche avec cette surface d'étanchéité annulaire, cette surface et cette bague.pouvant exécuter des déplacements radiaux relatifs dans les limites de tolérance pour la flexion de l'arbre ou pour les déformations de l'enveloppe. La surface d'étanchéité annulaire et la bague d'étanchéité peuvent être solidaires, l'un ou l'autre.,'de 1' organe tournant ou de l'organe fixe., suivant le cas, comme il sera exposé ciaprès, en se reportant à l'exemple d'exécution représenté.
Avantageusement,, le côté formant joint de la bague d'étanchéité à déplacement axial est limitrophe d'une zone à pression de régime inférieure, tandis que son côté opposé est limitrophe d'une zone à pression de régime su- périeure., de sorte que cette bague est pressée contre la surface d'étanchéité annulaire par les différences de pressions qui se manifestent en cours d'exploitation.
Afin d'assurer une étanchéité dès le début du fonctionnement et de faire agir les différences de pression., qui se manifestent pendant la marge de régime, sur les surfaces affectées à cette fin, la bague d'étanchéité est de préférence soumise à l'action d'une force supplémentaire indépendante du régime et agissant dans le sens de la formation du joint étanche. On peut se servir dans ce but de la pesanteur par exemple lorsqu'il s'agit d'un arbre vertical.Il est cependant préférable d'une manière générale de faire usage de forces élastiques; notamment, d'employer trois ressorts de pression ou plus, de préférence hélicoïdaux.
Les machines dont l'arbre est constamment soumis à une poussée axiale agissant dans le sens de la formation d'un joint étanche, permettent une application particulièrement judicieuse de l'objet de l'invention. Dans ce cas le guidage annulaire et la bague d'étanchéité penvent présenter des épaulements appelés à agir conjointement et qui limitent le rodage de la surface d'étanchéité annulaire. On a donc supposé ici que la bague d'étanchéité présentant, lors de la mise en service, une extension axiale plus grande qu'à l'état rodé.
La différence, qui peut être de quelques centièmes ou de quelques dixièmes de millimètre., n'est pas critique et un mécanisage particulièrement précis des surfaces en contact ne s'impose pas:. Après la mise en service., l'arbre se déplace progressivement dans le sens de la poussée axiale. Il en résulte une pression de frottement entre la bague d'étanchéité et la surface d'étanchéité annulaire. qui conduit, en un temps relativement court, à l'usure de la partie saillante de la bague d'étanchéité. Cette usure est limitée par les épaulements précités.
Par conséquent, une fois l'usure terminée, il n'existe plus de contact métallique entre les surfaces en regard animées d'un mouvement relatif, celles-ci n'étant alors séparées que par une pellicule extrêmement fine du fluide traversant la machine, généralement inférieure à un centième de millimètre. Il n'y aura donc pratiquement plus de pertes par frottement à cet endroit. Dans le cas où, pour une raison quelconque, l'arbre subirait ultérieurement un nouveau déplacement dans le sens de la poussée axiale, il en résulterait simplement l'enlèvement d'une nouvelle tranche très mince de la bague d'étanchéité. Ceci ne diminue nullement la qualité du dispositif d'étanchéité, de sorte que la machine conserve un bon rendement.
La conception particulière du dispositif d'étanchéité selon l' invention permet de déterminer avec précision la quantité d'eau d'équilibrage passant par l'interstice. Comme les surfaces d'étanchéité ne sont plus évidées ou usées à fond.. l'eau d'équilibrage ne pourra plus parvenir jusqu'au disque d'équilibrage en passant entre les surfaces d'étanchéité.
Par conséquent. on prévoit dans la surface d'étanchéité annulaire ou dans le guidage de la bague d'étanchéité un ou plusieurs forages calibrés pour le passage de l'eau d'équilibrage. Dans ce cas, la quantité d'eau d'équili-
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ge pour laquelle la machine a été calculée demeure constante
Les dessins annexes représentent schématiquement quelques exemples
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d'exécution de l'objet de 19înventlon.
La fige 1 est une coupe axiale d'un ensemble comportant plusieurs dispositifs d9étanchéité établis de différentes manières et montés dans une pompe centrifuge.
Les figo 2 et 3 représentent des détails construits de différentes manières.
La fig. 4 représente un dispositif d'étanchéité applicable à une turbine par exemple,, cette figure montrant diverses variantes possibles.
Selon la figo 1. les roues mobiles 2 et 3. ainsi que les manchons d9écartement cu espaceurs 4 et 5 et le disque d'équilibrage 6. sont
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clavetés sur l'arbre 1 d9un rotor Sur l.9espaceur 4 est emmanchée à chaud une bague de guidage 7. tandis que 1gespaceur 5 est établi en une pièce avec un collier 8 formant bague d98tanchéito De méme,, des bagues à épaulement 9 et 10 sont emmanchées à chaud sur la face externe des roues 2 et 3. L'enveloppe fixe 11. visible seulement en partie? comporte une ouïe 12. un appareil distributeur 13 à canal d'inversion 14. ainsi qu'un second appareil
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distributeur 16 relié à joint étanche,, par llentremîse d9un flasque d'en- veloppe 17 à la partie inférieure de l'enveloppe 11.
L'étanchéité entre l' ouïe 12 et la paroi extérieure de la roue 2 est assurée par une bague 20 à déplacement axial dont la surface en bout radiale lisse est en contact avec la surface en boue radiale lissée qui lui fait face. de Inouïe. La pression engendrée par la roue 2 se propage à travers l'interstice entre cette roue 2 et le distributeur 13 et parvient dans la chambre 21 et de 1a,
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dans l'expace intérieur 22 du corps de 12oui:e 12. De là9 la pression agit à travers l'interstice 24. ou à travers des forages non représentés,, dans l'espace annulaire 25 situé au-dessous de la bague d'étanchéité 20 à mouvement axial.
Par conséquente lorsque la pompe'est en marches la surface inférieure de la bague d'étanchéité 20 est soumise à la pression engendrée par'l'étage en question de sorte que la bague d'étanchéité est pressée contre la surface en bout de Inouïe 12. L'usure qui en résulte est limitée
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par le fait qu'un épaulement 26 de la bague 20 ssappuie contre la bague à épaulement 9.Afin que la position du dispositif d'étanchéité qui correspond à la marche de régime. puisse se maintenir même en l'absence d'une pression de régime on prévoit des ressorts de pression 27. disposés en tri-
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angle ou en carré par exemple.
On prévoit en outre des broches d'entra1ne- ment 28.
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Le système d"étanch,t entre la roue 3 et la bague intérieure fixe de 1?enveloppe en contact avec cette roue est établi d'une manière
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analogue Par contre, le système entre l'espaceur tournant 4 et le canal d'inversion fixe 1/ diffère légèrement de celui qui vient d'étre exposé.
Sur le canal d9inversion 14 est fixé - par vissage par exemple - un anneau plan 30. contre lequel s'applique la bague d9étanchéité à mouvement axial 31. Ici également,, on a veillé à ce que la pression élevée qui se manifes-
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te au point i3.nlex3.onn puisse agir sous la bague d'étanchéité 31e pour presser celle-ci contre 1?anneau 30.
On remarque' en outre sur la face intérleuree en 32, des épaulements destinés à limiter l9usureo
Alors que dans l'exemple d'exécution décrit en dernier lieu la bague d'étanchéité tournée tandis que la surface d 9 étanchéité qui coopère avec elle est fixée on a adopté la disposition inverse dans le système
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qui assure l'étanchéité vis-a'-vis du disque d'équilibrage 6.
L'enveloppe 11 est munie d'une bague 40, dans laquelle se visse une autre bague ±la Celle-ci supportée à l'aide de ressorts et de broches d'
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entraînement, la bague d'étanchéité 42 à déplacement axial. Cette dernière est appliquée contre le collier $-façonné au tour sur l'espaceur 5. On remarque que toutes les surfaces d'étanchéité sont radiales, ce qui autorise dans une grande mesure les déplacements radiaux dus aux flexions de l'arbre ou aux déformations de l'enveloppe.
Là où il s'agit d'admettre des flexions plus ..importantes que celles qui ont été supposées dans cet exemple, une-construction adéquate peut être établie sans difficulté.
Le collier 8 de l'espaceur 5 est muni de forages calibrés 43 qui, d'une part, communiquant avec le dernier étage par les espaces annulaires 44. 45 et par l'interstice entre le distributeur 16 et la roue 3-et, d'autre part. débouchent dans 19espace situé devant le disque d'équilibrage 6.
Par conséquent les dimensions de ces forages déterminent la quantité du fluide agissant sur le disque d'équilibrage, cela d'une manière définitive et indépendamment de l'usure.
La fig. 2 montre d'une façon plus détaillée le système d'étanchéité de la roue 2. décrit plus haut. la surface complémentaire de la bague d' étanchéité étant omise. La pression, qui vient agir sur la surface externe de la bague à épaulement de la manière décrite plus haut., pénètre dans le canal annulaire 51 par un ou plusieurs forages 50. La surface interne de la bague d'étanchéité 20 à déplacement axial s'applique à joint étanche mais à mouvement relatif contre la face externe de la roue 2, tandis qu'on prévoit, à l'extérieur de la bague 20. un espace annulaire 52 ou une série de forages, qui permettent une propagation de la pression dans l'espace 25.
Les extrémités des ressorts 27 sont engagées respectivement dans les forages 53 et 54, qui guident ces ressorts.De l'autre côté du dessin, on voit, dans le plan de coupe, une des broches d'entraînement 28, laquelle est insérée dans un forage 55 de la bague d'étanchéité 20 et pénètre à jeu dans un forage 56 prévu dans la partie extérieure de la roue 2. Ces broches servent au guidage, ainsi qu'à assurer l'entraînement et peuvent d'autre part limiter le déplacement de la bague vers l'arrière en heurtant le fond de forage 56. On retrouve dans la fig. 2 les épaulements, pressés l'un contre l'autre, des pièces 9 et 20.
La fig. 3 montre une variante de l'exemple du système d'étanchéité vis-à-vis de l'ouïe 29.La bague d'étanchéité 60 à déplacement axial représenté ici est maintenue par des vis 61 et est guidée dans le même sens que les broches d'entraînement 28. D'autre part, la tête 62 de la vis 61 agit. comme butée vis-à-vis du fond 63 du forage 64 de la bague, tout en rempla- çant les épaulements qui agissent l'un sur l'autre en 26, Fig. 2. Ici également, on prévoit des ressorts de pression.
Finalement, la fig. 4 montre une coupe à plus grande échelle d' une variante des surfaces de contact d'une bague d'étanchéité 70 à déplacement axial et d'une surface d9étanchéité d'extension radiale 71. l'axe de rotation étant supposé se situer à gauche. Les deux surfaces présentent des nervures annulaires 72. 73. 74. 75 à la manière d'un joint à labyrinthe, les distances radiales - c'est-à-dire les différences des rayons - étant telles que l'on obtient des intervalles 76. 77 et 78, qui permettent un écart radial en cas de flexion de l'arbre ou de déformation de l'enveloppe.
Afin de faciliter et d'accélérer le rodage jusqu'à la valeur requise, on peut prévoir dans les nervures annulaires des gorges annulaires de section triangulaire (79), rectangulaire (80) ou semi-circulaire (81). De tels systèmes d'étanchéité à labyrinthe, qui produisent les mêmes effets que les systèmes plan des fig. 1. 2 et 3. conviennent notamment aux turbines.
Les gorges 79. 80, 81 de la fig. 4 peuvent au besoin être prévues également sur les surfaces actives des bagues 20. 31. 42 et 60.
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SEALING DEVICE BETWEEN MOBILE AND FIXED COMPONENTS OF TURBOMACHINES, IN PARTICULAR CENTRIFUGAL PUMPS AND CENTRIFUGAL COMPRESSORS.
The invention relates to a sealing device between the moving and stationary parts of turbomachines, in particular of centrifugal pumps and centrifugal compressors.
In order to achieve favorable yields in such machines, it is necessary that the losses in the interstices of the sealing devices, where pressure differences occur,, are reduced to a minimum. In current cylindrical sealing devices,
this is generally achieved by reducing the diameters and sections of the interstices as much as possible. However, these sections cannot be reduced to a great extent, especially in the case of hot fluids given the sagging or deformation - the direction and value of which are not always predictable of the shaft and / or of the casing and which are due to the weight of the rotating parts and the uneven temperature distribution within the interior of the casing.
The relative offset of the axes in the case of a deflection or a deformation of rotating or fixed members .. has the effect that the peripheries of the collars of the labyrinths rub against the bottoms of the grooves thereof, hence increase of the gap section due to wear. This widening of the sections of the interstices already reduces the efficiency shortly after commissioning. This results in certain cases in the seizure of the rotor, as it is noticed in particular in the machines working under the maximum load and operating with driving agents at high temperature.
The invention aims to establish a sealing device between the rotary and fixed members of turbomachines, in particular of centrifugal pumps and centrifugal compressors. device which. not being influenced by bending of 1-'shaft or deformation of 1-'shell. prevents friction and wear and makes it impossible to seize the rotor.
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According to the invention, this problem is solved by the fact that one of the members has an annular sealing surface oriented perpendicular to the axis, while the other member has a sealing ring that can move axially in order to form a sealed point with this annular sealing surface, this surface and this ring able to perform relative radial displacements within the tolerance limits for the bending of the shaft or for the deformations of the casing. The annular sealing surface and the sealing ring may be integral with either one of the rotating member or of the fixed member, as the case may be, as will be explained below, in referring to the example of execution shown.
Advantageously, the seal-forming side of the axially displaced sealing ring borders a zone with a lower operating pressure, while its opposite side borders a zone with a higher operating pressure, so that this ring is pressed against the annular sealing surface by the pressure differences which appear during operation.
In order to ensure a seal from the start of operation and to make the pressure differences, which occur during the rev range, act on the surfaces assigned for this purpose, the sealing ring is preferably subjected to the pressure. action of an additional force independent of the speed and acting in the direction of the formation of the tight seal. Gravity can be used for this purpose, for example in the case of a vertical shaft. However, it is generally preferable to use elastic forces; in particular, to employ three or more pressure springs, preferably helical.
The machines whose shaft is constantly subjected to an axial thrust acting in the direction of the formation of a tight seal, allow a particularly judicious application of the object of the invention. In this case, the annular guide and the sealing ring can have shoulders which are called upon to act together and which limit the lapping of the annular sealing surface. It has therefore been assumed here that the sealing ring exhibits, during commissioning, a greater axial extension than in the run-in state.
The difference, which can be a few hundredths or a few tenths of a millimeter., Is not critical and particularly precise mechanization of the surfaces in contact is not necessary. After commissioning, the shaft gradually moves in the direction of axial thrust. This results in frictional pressure between the sealing ring and the annular sealing surface. which leads, in a relatively short time, to the wear of the protruding part of the sealing ring. This wear is limited by the aforementioned shoulders.
Consequently, once the wear has ended, there is no longer any metallic contact between the facing surfaces animated by a relative movement, the latter then only being separated by an extremely thin film of the fluid passing through the machine, generally less than a hundredth of a millimeter. There will therefore be practically no more friction losses at this location. In the event that, for some reason, the shaft subsequently undergoes a further displacement in the direction of the axial thrust, this will simply result in the removal of a new, very thin slice of the sealing ring. This does not in any way reduce the quality of the sealing device, so that the machine maintains good efficiency.
The particular design of the sealing device according to the invention makes it possible to determine with precision the quantity of balancing water passing through the interstice. As the sealing surfaces are no longer hollowed out or completely worn out .. the balancing water will no longer be able to reach the balancing disc by passing between the sealing surfaces.
Therefore. one or more calibrated holes are provided in the annular sealing surface or in the guide of the sealing ring for the passage of the balancing water. In this case, the amount of equilibrium water
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ge for which the machine was calculated remains constant
The accompanying drawings schematically represent some examples
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execution of the object of 19înventlon.
Fig 1 is an axial section of an assembly comprising several sealing devices established in different ways and mounted in a centrifugal pump.
Figures 2 and 3 represent details constructed in different ways.
Fig. 4 shows a sealing device applicable to a turbine, for example, this figure showing various possible variants.
According to fig. 1. the movable wheels 2 and 3. as well as the spacer sleeves 4 and 5 and the balancing disc 6. are
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keyed on the shaft 1 of a rotor On the spacer 4 is hot-fitted a guide ring 7. while the spacer 5 is established in one piece with a collar 8 forming a seal ring. Similarly, shoulder rings 9 and 10 are hot-pressed onto the outer face of wheels 2 and 3. The fixed casing 11. only partially visible? comprises an opening 12. a distribution device 13 with an inversion channel 14. and a second device
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distributor 16 connected with a leaktight seal, by means of a casing flange 17 at the lower part of casing 11.
The seal between the opening 12 and the outer wall of the wheel 2 is ensured by an axially displaced ring 20, the smooth radial end surface of which is in contact with the smooth radial mud surface which faces it. by Inouïe. The pressure generated by the wheel 2 propagates through the gap between this wheel 2 and the distributor 13 and reaches the chamber 21 and 1a,
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in the internal space 22 of the body of 12 yes: e 12. From there the pressure acts through the interstice 24. or through boreholes not shown ,, in the annular space 25 located below the ring of seal 20 with axial movement.
Consequently when the pump is in operation the lower surface of the sealing ring 20 is subjected to the pressure generated by the stage in question so that the sealing ring is pressed against the end surface of the inlet 12. . The resulting wear is limited
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by the fact that a shoulder 26 of the ring 20 rests against the shoulder ring 9. So that the position of the sealing device which corresponds to the speed operation. can be maintained even in the absence of operating pressure, pressure springs 27 are provided.
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angle or square for example.
In addition, drive pins 28 are provided.
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The sealing system, t between the impeller 3 and the fixed inner ring of the casing in contact with this impeller is established in a manner.
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analog On the other hand, the system between the rotating spacer 4 and the fixed reversing channel 1 / differs slightly from that which has just been described.
On the inversion channel 14 is fixed - by screwing for example - a flat ring 30. against which the axially moving sealing ring 31 is applied. Here again, care has been taken to ensure that the high pressure which manifests itself.
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te at i3.nlex3.onn can act under the seal ring 31e to press the latter against the ring 30.
We also note 'on the intérleuree face at 32, shoulders intended to limit l9usureo
While in the embodiment described lastly the sealing ring rotated while the sealing surface which cooperates with it is fixed, the reverse arrangement has been adopted in the system.
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which ensures the seal vis-a-vis the balancing disc 6.
The casing 11 is provided with a ring 40, into which is screwed another ring ± the This one supported by means of springs and pins of
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drive, the sealing ring 42 with axial displacement. The latter is applied against the collar $ -formed by turning on the spacer 5. It is noted that all the sealing surfaces are radial, which largely allows radial displacements due to bending of the shaft or to deformations. of the envelope.
Where it is a question of admitting more inflections than those which have been assumed in this example, an adequate construction can be established without difficulty.
The collar 8 of the spacer 5 is provided with calibrated bores 43 which, on the one hand, communicating with the last stage by the annular spaces 44. 45 and by the gap between the distributor 16 and the wheel 3-and, d 'somewhere else. open into a space in front of the balancing disc 6.
Consequently the dimensions of these boreholes determine the quantity of the fluid acting on the balancing disc, this in a definitive manner and independently of the wear.
Fig. 2 shows in more detail the sealing system of the wheel 2. described above. the complementary surface of the sealing ring being omitted. The pressure, which acts on the outer surface of the shoulder ring in the manner described above, enters the annular channel 51 through one or more boreholes 50. The inner surface of the axially displaced seal ring 20 s 'applies with a tight seal but with relative movement against the external face of the wheel 2, while there is provided, on the outside of the ring 20. an annular space 52 or a series of boreholes, which allow a propagation of the pressure in space 25.
The ends of the springs 27 are respectively engaged in the holes 53 and 54, which guide these springs. On the other side of the drawing, one sees, in the section plane, one of the driving pins 28, which is inserted in a bore 55 of the sealing ring 20 and penetrates clearance into a bore 56 provided in the outer part of the wheel 2. These pins are used for guiding, as well as for driving and can also limit the movement of the ring towards the rear, hitting the bottom of the borehole 56. It is found in FIG. 2 the shoulders, pressed against each other, of parts 9 and 20.
Fig. 3 shows a variant of the example of the hearing seal 29. The axially displaced seal ring 60 shown here is held by screws 61 and is guided in the same direction as the drive pins 28. On the other hand, the head 62 of the screw 61 acts. as a stop against the bottom 63 of the bore 64 of the ring, while replacing the shoulders which act on each other at 26, FIG. 2. Here, too, pressure springs are provided.
Finally, fig. 4 shows a sectional view on a larger scale of a variation of the contact surfaces of an axially displaced seal ring 70 and of a radially extending sealing surface 71. the axis of rotation being assumed to be to the left. . Both surfaces have annular ribs 72, 73, 74, 75 in the manner of a labyrinth seal, the radial distances - that is, the differences in radii - being such that gaps 76 are obtained. 77 and 78, which allow a radial deviation in the event of bending of the shaft or deformation of the casing.
In order to facilitate and accelerate the lapping up to the required value, annular grooves of triangular (79), rectangular (80) or semi-circular (81) section can be provided in the annular ribs. Such labyrinth sealing systems, which produce the same effects as the plan systems of FIGS. 1. 2 and 3. are particularly suitable for turbines.
The grooves 79, 80, 81 of FIG. 4 can also be provided on the active surfaces of the rings 20, 31, 42 and 60, if necessary.