Turbinenaggregat für eine Turbinentief bohreinrichtung Die Erfindung bezieht sich auf ein Turbinen aggregat für eine Turbinentiefbohreinrichtung mit einem Gehäuse, einem Stator, einem Läufer und einem Untersetzungsgetriebe. Bei derartigen Bohr einrichtungen ist ein drehbarer Bohrer oder Meissel sowie eine hydraulische Turbine vorgesehen, die sich während des Betriebes in nächster Nähe des Bohr meissels am Boden der niederzubringenden Bohrung befindet und mit dem Bohrmeissel verbunden ist, um ihn anzutreiben. Die Turbine wird durch einen ihrem Eimass unter Druck zugeführten Flüssigkeitsstrom betätigt.
Zu diesem Zweck kann man mit einer Spül schlammumwälzung arbeiten, wie man sie bei den gebräuchlichen Bohrverfahren anwendet. Hierbei ist die Turbine zweckmässig mit dem unteren Ende des Bohrgestänges verbunden, und der Spülschlamm strömt durch das Bohrgestänge hindurch nach unten, durchströmt das Turbinenaggregat und den Bohrer, woraufhin er durch in dem Bohrer vorgesehene Öff nungen in das Bohrloch hinein austritt, um ausser halb des Bohrgestänges wieder zur Erdoberfläche zurückzuströmen.
Das erfindungsgemässe Turbinenaggregat erlaubt es, dass die Turbine mit einer höheren Drehzahl arbeiten kann als der Bohrer. Bei bekannten Aggre gaten kann man Bohrerdrehzahlen, die erheblich oberhalb 500 Umdrehungen in der Minute liegen, nicht zulassen, wenn man eine ausreichende Lebens dauer des Bohrers erreichen will. Es ergeben sich jedoch wesentliche Vorteile, z. B. eine erhebliche Herabsetzung der benötigten Zahl von Turbinenstu fen, wenn man für die Turbine eine höhere Drehzahl (z. B. 5000 bis 10000 Umdrehungen in der Minute) vorsieht und den Bohrmeissel über ein Untersetzungs- getriebe antreibt.
Es sind bereits verschiedene Turbinenbohreinrich- tungen mit Untersetzungsgetrieben vorgeschlagen wor- den, doch haben sich diese Einrichtungen, soweit bekannt, aus den verschiedensten Gründen in der Praxis nicht bewährt.
Die Erfindung ermöglicht es, für eine Turbinen tiefbohreinrichtung ein brauchbares Turbinenaggregat zu schaffen, das ein Untersetzungsgetriebe umfasst, über welches das Bohrwerkzeug angetrieben werden kann.
Die Erfindung ermöglicht ferner eine verhältnis mässig gedrängt aufgebaute und robuste Tiefbohrein- richtung zu schaffen.
Das erfindungsgemässe Turbinenaggregat ist da durch gekennzeichnet, dass das Gehäuse, der Stator und der Läufer relativ zueinander drehbar und durch das Untersetzungsgetriebe miteinander gekuppelt sind.
Man kann das Turbinenaggregat an einem Ende mit einem Bohrgestänge oder dergleichen und am entgegengesetzten Ende mit einem Bohrmeissel derart verbinden, dass das Untersetzungsgetriebe zwischen dem Gehäuse, dem Läufer und dem Stator so an geordnet ist, dass die Drehzahl des Bohrmeissels wäh rend des Betriebes des Bohrsystems kleiner ist als die Drehzahl des Läufers gegenüber dem Stator.
Es sei bemerkt, dass der Ausdruck Stator hier das das Läuferschaufelsystem ergänzende Turbinen schaufelsystem bezeichnet, obwohl der Stator in manchen Fällen während des Betriebes ebenfalls um laufen kann. Dort, wo in der nachfolgenden Beschrei bung die Ausdrücke Stator und Läufer in bezug auf eine gegenläufige Turbine verwendet werden, be zeichnen sie das äussere bzw. das innere Schaufel system.
Es ist zweckmässig, das äussere Gehäuse mit einem Bohrgestänge und den Stator bzw. den Leitschaufel teil mit einem Bohrmeissel zu verbinden. Das Unter setzungsgetriebe ist vorteilhaft zwischen dem erwähn- ten einen Ende des Aggregats einerseits und dem Läufer und dem Stator anderseits angeordnet.
Da der Stator oder Leitschaufelteil gegenüber dem Ge häuse drehbar ist, läuft er infolge der Turbinen- reaktionskräfte in einer zur Drehrichtung des Läufers entgegengesetzten Drehrichtung um, und er wird ausserdem durch den Läufer über das Untersetzungs- getriebe angetrieben.
Bei dieser Ausbildung des Turbinenaggregats er geben sich im Vergleich zu einer einfacheren allerdings nicht im Bereich der Erfindung liegenden Anordnung, bei welcher der Stator mit dem Gehäuse fest verbunden ist, während das nachstehend als Bohrerwelle bezeichnete Bauteil, mit dem derBohrmei- ssel verbunden ist, durch den Läufer über ein zwi schen ihm und der Bohrwelle angeordnetes Unter setzungsgetriebe angetrieben wird, erhebliche Vor teile.
Ein Vorteil der erfindungsgemässen Anordnung besteht darin, dass die Leistungsbelastung des Unter setzungsgetriebes um denjenigen Leistungsanteil ver mindert werden kann, der unmittelbar durch die auf den Stator aufgebrachte Drehmomentreaktion erzeugt wird.
Ferner ist es bei sämtlichen Bohreinrichtungen erforderlich, auf den Bohrmeissel eine axiale Druck kraft zu übertragen; diese Druck- oder Schubkraft bezeichnet man allgemein als das Bohrergewicht. Bei der vorstehend erwähnten einfacheren Anordnung muss diese Schubkraft - abgesehen von resultieren den hydraulischen Kräften, die am Bohrer angreifen können, z.
B. infolge des Druckabfalls längs der Dü senöffnungen - durch ein Hauptdrucklager übertra gen werden, das am Gehäuse angebracht ist und die Bohrerwelle trägt. Benutzt man dagegen die erfin dungsgemässe Anordnung, so benötigt man zwar immer noch ein ähnliches Drucklager, doch ermässigt sich die durch dieses Lager zu übertragende Schub kraft um den auf hydraulischem Wege auf die Boh- rerwelle übertragenen Anteil, und zwar hauptsächlich infolge der Tatsache, dass die Turbine selbst prak tisch als Kolben wirkt,
auf dem ein Druck lastet, der gleich dem Druckabfall längs der Turbine ist. Dieser Druck wirkt sowohl auf den Stator als auch auf den Läufer, und die hydraulische Schubkraft- übertragung steigert sich, wenn der Läuferschub durch ein mit dem Stator fest verbundenes Druck lager auf den Stator übertragen wird.
Ferner ist es bei der erfindungsgemässen Anordnung möglich, das Hauptdrucklager so anzuordnen, dass es den Stator und den Läufer umgibt, so dass sich die Länge des Aggregats nicht um die Länge des Drucklagers ver grössert.
Auf diese Weise erhält man ein Aggregat von viel kürzerer Baulänge, und diese Tatsache stellt einen wichtigen Faktor vom Standpunkt der leichten Herstellung und Bedienung dar; ausserdem kann man das Aggregat so konstruieren, dass die unerwünschten Wirkungen einer exzentrischen Belastung eines Bohr meissels, wie sie während des Betriebes eintreten kann, wenn der Meissel z. B. mit der Oberfläche einer geneigten harten Formation in Berührung kommt, vermieden werden.
Das Untersetzungsgetriebe ist vorzugsweise als Planetenraduntersetzungsgetriebe ausgebildet und kann zwei Stufen umfassen. Das Antriebsglied dieses Getriebes wird von dem Turbinenläufer angetrieben, das angetriebene Glied treibt den Stator bzw. die mit ihm starr verbundene Bohrerwelle an, und die feststehenden Bauteile sind mit dem Gehäuse starr verbunden.
Das Getriebe ist vorzugsweise in ein ein ziges Gehäuse eingeschlossen, das während des Be triebes mit Schmierstoff gefüllt ist und das einen biegsamen Balg oder eine Rohrmembran oder der gleichen umfasst, durch die die Strömungsmitteldrücke innerhalb und ausserhalb des Gehäuses im wesent lich ausgeglichen werden, so dass das Eindringen von Spülschlamm durch die Lagerabdichtungen des Gehäuses während des Betriebes verhindert oder möglichst weitgehend unmöglich gemacht wird.
Um eine ausreichende Kühlung des Unterset zungsgetriebes zu gewährleisten, kann dieses mit einem Wärmeaustauscher versehen sein, über den die im Untersetzungsgetriebe erzeugte Wärme auf das die Turbine während des Betriebes durchströmende Strömungsmittel übertragen werden kann. Wenn das Getriebe Zahnräder umfasst, kann die Anordnung derart sein, dass das Schmiermittel für das Getriebe während des Betriebes mit Hilfe der Zahnräder durch den Wärmeaustauscher hindurchgepumpt wird, um das Schmiermittel durch eine thermische Berührung mit dem Strömungsmittel zu kühlen, bevor es wieder zum Getriebe zurückgeleitet wird.
Die einzelnen Bestandteile des Turbinenaggregats können zweckmässigerweise jeweils gesonderte Unter aggregate bilden, wobei der Aufbau des Aggregats derart ist, dass sich die Unteraggregate mittels weniger Handgriffe zusammenbauen oder voneinander tren nen lassen. Hierdurch lassen sich Betriebsunterbre chungen zu Wartungszwecken auf ein Mindestmass verkürzen, denn man kann jedes dieser Unter- bzw. Teilaggregate schnell gegen ein Ersatzaggregat aus tauschen, während das ausgebaute Teilaggregat unter sucht und/oder instandgesetzt wird.
Dies gilt vor allem für das Untersetzungsgetriebe, doch bei einem weiter unten beschriebenen Ausführungsbeispiel der Erfindung ist die Turbine selbst als Teilaggregat ausgebildet und lässt sich ohne Schwierigkeit aus dem das äussere Gehäuse, die Bohrerwelle und die zuge hörigen Lager umfassenden Gesamtaggregat heraus ziehen.
Die Erfindung wird im folgenden an Hand sche matischer Zeichnungen, die zwei Ausführungsbei spiele darstellen, näher erläutert.
Fig. 1 ist ein Längsschnitt, der die allgemeine Anordnung der Teile des erfindungsgemässen Aggre gats zeigt und ihr Zusammenwirken während des Betriebes erkennen lässt.
Fig.2 ist ein Längsschnitt durch das Unterset- zungsgetriebe.
Fig. 3 zeigt einen Längsschnitt durch die eigent liche Turbine. Fig.4 ist eine perspektivische Darstellung der zusammengebauten Stator- bzw. Leitschaufelkränze der Turbine.
Fig. 5, die sich aus den Teildarstellungen 5A und 5B zusammensetzt, zeigt im Längsschnitt ein Teil aggregat, welches das äussere Gehäuse des Turbinen aggregats, die Bohrerwelle und die zugehörigen Lager umfasst.
Fig. 6 zeigt in Umrisslinien die verschiedenen Teil aggregate des Turbinenaggregats, die in Fig. 2, 3 und 5 dargestellt sind, nach dem Zusammenbau.
Fig. 7 zeigt im Längsschnitt den allgemeinen Auf bau einer abgeänderten Ausbildungsform des Unter setzungsgetriebes.
Die schematische Darstellung in Fig. 1 lässt ledig lich die allgemeine Anordnung des Turbinenaggre gats erkennen, das während des Betriebes in einem senkrechten Bohrloch angeordnet ist. Die bei 1 all gemein angedeutete Turbine umfasst ein nachstehend als Läufer bezeichnetes Laufschaufelsystem 2 und ein diesem zugeordnetes, nachstehend als Stator bezeichnetes Schaufelsystem 3. Der Läufer 2 ist auf einer Läuferwelle 4 angeordnet, während der Stator 3 mit der Innenseite der Bohrerwelle 5 verkeilt ist.
Die Läuferwelle 4 und die Bohrer welle 5 sind durch ein zweistufiges Planetenrad- untersetzungsgetriebe 6, dessen Gehäuse in das äussere Gehäuse 7 eingebaut ist, miteinander gekup pelt. An seinem oberen Ende ist das Gehäuse 7 mit einem Innengewinde 8 versehen, damit man das Aggregat mit dem unteren Ende eines hier nicht dar gestellten Bohrgestänges verbinden kann, und das untere Ende des Turbinenaggregats besitzt ein Au ssengewinde 9 zum Verbinden des Aggregats mit einem Bohrer oder Meissel (nicht dargestellt).
Zum Betreiben der Turbine dient eine Bohrflüssigkeit, die durch das Bohrgestänge hindurch nach unten gepumpt wird und das Aggregat längs der gestrichel ten Pfeile 10 durchströmt. Es sei bemerkt, dass in Fig. 1 die Einzelheiten verschiedener Dichtungen und anderer Bestandteile fortgelassen sind, dass der Strö- mungsmittelstrom jedoch tatsächlich gezwungen ist, sich längs der eingezeichneten Bahn zu bewegen.
Die die Turbine passierende Bohrflüssigkeit bewirkt eine Drehbewegung des Läufers 2 und der Läufer welle 4 in Richtung des Pfeils 11, während der Stator 3 in der durch den Pfeil 12 angedeuteten ent gegengesetzten Richtung umläuft. Da der Stator 3 mit der Innenseite der Bohrwelle 5 verkeilt ist, gibt der Pfeil 12 auch die Drehrichtung der Bohrerwelle an.
Die Läuferwelle 4 treibt das Sonnenrad 13 der ersten Stufe des Untersetzungsgetriebes 6 an; die Drehrichtung des Sonnenrades ist ebenso wie die jenige der übrigen Bauteile des Untersetzungsgetrie- bes 6 in Fig. 1 jeweils durch in die betreffenden Bau teile eingezeichnete Pfeile angegeben.
Die Planeten ritzel 14 der ersten Getriebestufe sind in einem an dem Gehäuse 15 des Getriebes befestigten Käfig drehbar gelagert, und das Gehäuse 15 ist seinerseits mit dem Gehäuse 7 fest verbunden, so dass der Pla- netenritzelkäfig der ersten Stufe des Untersetzungs- getriebes gegenüber dem Gehäuse 7 feststeht. Infolge dessen wird das Innenzahnrad 16 der ersten Stufe in einer zur Drehrichtung des Sonnenrades 13 ent gegengesetzten Drehrichtung angetrieben.
Das Innen zahnrad 16 ist mit dem Sonnenrad 17 der zweiten Stufe verbunden, deren Innenzahnrad 18 an dem Gehäuse 15 befestigt ist und somit gegenüber dem Gehäuse 7 feststeht. Der Planetenritzelkäfig 19 der zweiten Stufe des Getriebes 6 ist mit der Bohrer welle 5 verbunden, so dass sich letztere in der glei chen Richtung dreht wie das Sonnenrad 17.
Wenn Bohrflüssigkeit durch die Vorrichtung hindurchge- pumpt wird, wird somit die Bohrerwelle 5 in Drehung versetzt, wobei das Drehmoment zum Teil unmittel bar von der Turbinendrehmomentreaktion auf den Stator 3 und zum Teil mittelbar von dem Antrieb des Läufers 2 über das Getriebe 6 stammt.
An der Bohrerwelle 5 ist ein das untere Ende der Läuferwelle 4 unterstützendes Drucklager 20 der Bauart Kingsbury vorgesehen, das auf die Bohrer welle 5 die nach unten gerichtete Schubkraft über trägt, die auf die Läuferwelle 4 durch den auf den Läufer 3 und die Läuferwelle 4 wirkenden resultie renden hydraulischen Druck aufgebracht wird.
Weitere Drucklager 21 und 22 sind zwischen der Bohrerwelle 5 und dem Gehäuse 7 vorgesehen. Das Lager 21 überträgt die nach unten gerichtete Schubkraft von dem Gehäuse 7 auf die Bohrerwelle 5 und somit auch auf den Bohrer, doch während des Betriebes unter Bohrbedingungen ist diese Schubkraft nicht gleich dem gesamten Bohrergewicht, denn ein Teil des letzteren wird infolge des auf die Turbine 1 und die Bohrerwelle 5 wirkenden resultierenden hy draulischen Drucks auf die Bohrerwelle 5 aufgebracht.
Unter Bohrbedingungen kann die auf dem Lager 21 ruhende Last einen verhältnismässig kleinen Teil des Bohrergewichts ausmachen, der beispielsweise unter dem weiter unten für dieses besondere Turbinen aggregat angegebenen Konstruktionsbedingungen etwa ein Drittel des Gesamtbohrergewichtes und unter be stimmten Umständen erheblich weniger ausmacht.
Das Lager 22 ist vorgesehen, um die Lage der Bohrerwelle 5 gegenüber dem Gehäuse vollständig zu bestimmen, und es dient dazu, eine nach oben gerichtete Zugkraft von dem Gehäuse 7 auf die Boh- rerwelle 5 zu übertragen, wie es z. B. erforderlich ist, wenn der Bohrer nicht mit dem Boden eines Bohr lochs in Berührung steht, oder wenn das Bohrge stänge nach oben gezogen wird, um ein Bohrmeissel zu lockern, der steckengeblieben ist.
Ein Vorteil des Aufbaus des Aggregats nach Fig. 1 besteht darin, dass nur ein Teil der erzeugten Leistung über das Untersetzungsgetriebe auf den Bohrer übertragen wird, denn der Stator 3 ist un mittelbar mit der Bohrerwelle 5 gekuppelt; ein weite rer Teil der Leistung wird durch die Drehmoment reaktion auf den Stator 3 erzeugt. Tatsächlich beträgt die bei dem beschriebenen Aggregat durch das Unter- setzungsgetriebe 6 übertragene Leistung etwa 90 der Gesamtleistung, und dieser Prozentsatz kann in man chen Fällen sogar noch niedriger liegen.
Ein weiterer Vorteil besteht darin, dass die Drucklager 21 und 22 um die Turbinenbeschaufelung herum angeordnet sind und daher nicht zu einer grösseren Länge des Aggregats führen; das Aggregat besitzt daher eine er heblich geringere Länge als ein ähnliches Aggregat, bei dem der Stator stillsteht, während der Läufer den Bohrmeissel über ein zwischen dem Läufer und dem Bohrmeissel angeordnetes Untersetzungsgetriebe an treibt. In diesem Falle muss man das Drucklager unterhalb des Getriebes anordnen, wodurch sich die Länge des Aggregats vergrössert.
Ferner ist die Baulänge des Aggregats kleiner als bei einem A-@regat, das eine mehrstufige Turbine und einen unmittelbaren Antrieb vom Läufer zum Bohrmeissel umfasst. Weiterhin ist es bei der beschrie benen Vorrichtung möglich, das Getriebe als Teil aggregat auszubilden, so dass man es leicht als Gan zes aus- und einbauen kann. Die Läuferwelle 4 und die Bohrerwelle 5 liegen gleichachsig am gleichen Ende des Gehäuses 15.
Das andere Ende des Ge häuses umschliesst eine Druckausgleichseinrichtung, die reichlich bemessen ist, um den Druck des Schmierstoffs innerhalb des Getriebes im wesent lichen auf gleicher Höhe mit dem Druck der Bohr flüssigkeit an der Aussenseite zu halten, und um hier durch ein Eindringen von Bohrflüssigkeit in das Ge triebe 6 zu verhindern.
Das hier beschriebene Turbinenaggregat ist so konstruiert, dass es bei einer Bohrmeisseldrehzahl von 500 Umdrehungen in der Minute und bei einer Was- serzirkulationsgeschwindigkeit von etwa 2,3 m-/min eine Leistung von rund 100 PS entwickelt und mit einem Bohrergewicht in der Grössenordnung von etwa 18 000 kg arbeitet. Fig. 2 bis 6 zeigen weitere Einzel heiten der Konstruktion.
Fig. 2, 3 und 5 zeigen drei Abschnitte des Aggregats, die sich zu einem Gesamt aggregat zusammenbauen lassen. Der Aussendurch messer des nachstehend beschriebenen Aggregats be trägt etwa 19,7 cm, während die Länge zwischen den Schultern etwa 120 cm beträgt.
Es sei jedoch bemerkt, dass diese Konstruktionsdaten mehr oder weniger willkürlich gewählt sind und dass man die Einzelheiten der Konstruktion entsprechend variieren muss, um sie gegebenen Bedingungen anzupassen. In diesem Zusammenhang sei darauf hingewiesen, dass sich die Konstruktionsdaten weitgehend nach der Qualität der verfügbaren Bohrmeissel richten. Da zu erwarten ist, dass die Güte der Bohrer ständig ver bessert wird, um beispielsweise höhere Bohrerdrehzah- len zuzulassen, könnte es erforderlich werden, die Konstruktionsdaten erheblichen Änderungen zu un terziehen.
Es könnte beispielsweise erforderlich wer den, nur ein einstufiges Untersetzungsgetriebe vor zusehen und/oder eine Turbine zu benutzen, die an ders ausgebildet ist als die bei der hier beschriebenen Vorrichtung verwendete.
Obwohl das ganze Aggregat ziemlich verwickelt aufgebaut ist, lässt es sich verhältnismässig einfach zu sammenbauen, denn das Getriebe 6 (Einzelheiten siehe Fig. 2), die Turbine 1 (Einzelheiten siehe Fig. 3) und das Teilaggregat 23 (Einzelheiten siehe Fig. 5), wel ches das Gehäuse 7, die Bohrerwelle 5 und die Lager 21 und 22 umfasst, stellen jeweils bauliche Einheiten dar. Es lässt sich somit auch leicht in die drei Teil aggregate zerlegen, um Wartungsarbeiten vorzuneh men oder Teilaggregate auszutauschen.
Fig. 6 lässt in Umrisslinien die drei zusammenge bauten Teilaggregate erkennen.
Bei dem Untersetzungsgetriebe 6, das in Fig. 2 in einem die Längsachse enthaltenden Schnitt in Einzel heiten dargestellt ist, handelt es sich um ein zwei stufiges Planetengetriebe von im wesentlichen be kannter Ausführung, das eine Herabsetzung der Drehzahl im Verhältnis 10,55 : 1 ermöglicht. Fig.2 zeigt dieses Getriebe in derjenigen Stellung, die es einnimmt, wenn das Turbinenaggregat innerhalb eines senkrechten Bohrlochs betrieben wird. Das Getriebe ist als selbständige Einheit ausgebildet, die sich zu Wartungs- und Austauschzwecken leicht in das Ge häuse 7 des Turbinenaggregats einbauen bzw. aus ihm ausbauen lässt.
Das Getriebe 6 besitzt ein Ge häuse 15 mit acht axialen Rippen 42 und 43, die an der Aussenseite des Gehäuses in Abständen ver teilt sind; in Fig.2 sind nur einige dieser Rippen sichtbar. Ferner umfasst das Gehäuse einen gewölbten Deckel 40. Die Rippen 42 und 43 tragen Vorsprünge 44 bzw. 45 und passen entsprechend der an Hand von Fig. 5 und 6 gegebenen Beschreibung in Keil nuten, die in das Gehäuse 7 des Turbinenaggregats mit Hilfe von Räumwerkzeugen eingeschnitten sind.
Das Gehäuse 15 ist gegen radiale Bewegungen inner halb des Gehäuses 7 nur in der Nähe seiner Enden durch die Vorsprünge 44 und 45 gesichert, so dass es keinen Biegemomenten ausgesetzt ist, die durch den Bohrmeissel infolge exzentrischer Belastung auf gebracht werden könnten. Zur Aufnahme von Dreh momenten ist das Gehäuse 15 jedoch über die ge- samte Länge der Rippen 42 und 43 abgestützt.
In dem gewölbten Deckel 40 sind einige Öffnun gen 41 vorgesehen, um den Bohrschlamm in das Innere des Deckels und in einen Raum gelangen zu lassen, der die Aussenseite eines Druckausgleichsbal- ges 46 aus Polytetrafluoräthylen umgibt, welcher wie unten beschrieben - vorgesehen ist, um die Strö- mungsmitteldrücke innerhalb und ausserhalb des die Zahnräder aufnehmenden Hohlraums im wesentlichen auszugleichen und so das Eindringen von Bohrflüssib keit in das in dem Hohlraum vorhandene Schmier mittel möglichst weitgehend auszuschalten.
In das obere Ende des Balges 46 ist ein Entlüftungsventil 47 eingebaut, damit die Luft ausgetrieben werden kann, wenn der die Zahnräder enthaltende Raum mit dem Schmiermittel gefüllt wird. Die Basis des Balges bzw. der Rohrmembran 46 ist zwischen dem Flanschring 48 und dem Flansch 50 eingespannt; der Flanschring 48 ist mit dem Flansch 50 durch zwölf Schrauben 49 verbunden, von denen in Fig.2 nur eine sichtbar ist.
Der Tragflansch 50 für den Balg wird in dem Gehäuse 15 durch vier Flanschstifte 51 festgehalten, von denen man in Fig. 2 nur einen er kennt. in eine Nut am Umfang des Flansches 50 ist ein Dichtungsring 52 von kreisrundem Querschnitt eingesetzt, um das Durchtreten von Flüssigkeit zwi schen der Innenfläche des Gehäuses 15 und der Aussenfläche des Flansches 50 zu verhindern.
Die Zusammendrückung des Balges 46 durch die Bohr flüssigkeit steigert den Schmiermitteldruck innerhalb des das Getriebe enthaltenden Hohlraums, so dass der Druckunterschied längs des Dichtungsrings 52 gegen über der Bohrflüssigkeit vernachlässigbar klein ist. In dem Flansch 50 ist eine normalerweise mittels eines Stopfens 53 verschlossene Öffnung vorgesehen, da mit man das Getriebegehäuse mit Schmierstoff füllen bzw. den Schmierstoffvorrat ergänzen kann. Der Stopfen 53 trägt einen Dichtungsring 54 von kreis rundem Querschnitt.
Eine Welle 55, bei der es sich um die Antriebs welle der ersten Stufe des Untersetzungsgetriebes 6 handelt, trägt auf ihrem oberen Ende ein Sonnenrad 13, das durch einen Ring 56 in seiner Lage gehalten wird. Das Sonnenrad 13 kämmt mit drei Planeten ritzeln 14, von denen in Fig. 2 nur eines zu erkennen ist. Diese Ritzel sind auf Bolzen 57 drehbar gelagert; zwischen den Lagerbolzen 57 und den Ritzeln 14 sind Lagerbuchsen 58, die vorzugsweise aus Wolfram karbid bestehen, angeordnet. Die Ritzellagerbolzen 57 sind an einem Planetenritzelkäfig 59 befestigt, der seinerseits mit dem Gehäuse 15 verkeilt ist.
Halte ringe 60, die in in dem Ritzelkäfig 59 vorgesehene Nuten hineinfedern, verhindern eine axiale Verlage rung der Ritzellagerbolzen 57. Ein Innenzahnkranz 16 kämmt mit den Planetenritzeln 14 und wird durch letztere angetrieben; dieser Innenzahnkranz besteht aus einem Stück mit einem zylindrischen Bauteil 61, das praktisch sowohl die angetriebene Welle der er sten Stufe als auch die antreibende Welle der zweiten Stufe darstellt und die Welle 55 koaxial umgibt. Innerhalb des Bauteils 61 sind Lagerbuchsen 62 und 63 vorgesehen, um ein Fressen für den Fall zu ver hüten, dass infolge einer Abnutzung der Zahnräder eine Berührung mit der Welle 55 eintritt.
Das Son nenrad 17 der zweiten Getriebestufe ist auf das untere Ende der Hohlwelle 61 aufgesetzt und kämmt mit vier Planetenritzeln 39, von denen in Fig. 2 nur zwei sichtbar sind. Diese Planetenritzel 39 werden in dem Käfig 19 durch Planetenradlagerbolzen 64 sowie durch ebenfalls vorzugsweise aus Wolfram- karbid bestehende Lagerbuchsen 65 gehalten; wie bei der ersten Stufe sind auch hier Sicherungsringe 66 für die Lagerbolzen vorgesehen. Die Planeten- rit7el 39 kämmen mit dem feststehenden Innenzahn kranz 18, der mit dem Gehäuse 15 verkeilt ist.
Der Ritzelkäfig 19 ist innerhalb des Gehäuses 15 durch ein oberes Lager 67 und ein unteres Lager 68 ab gestützt, und die Welle 55 ist in dem Käfig 19 mit tels einer Lagerbuchse 69 drehbar gelagert.
Das obere Lager 67 für den Planetenritzelkäfig ist in einen Lagertrag- und -abstandsring 70 einge baut, der seinerseits mit dem Gehäuse 15 verkeilt ist; um das Lager 67 in seiner Lage zu halten, ist in den Abstandsring 70 eine Klemmschraube 71 ein gesetzt.
Der Abstandsring 70 wird zwischen den obe ren Enden der Keilnuten in dem Gehäuse 15 und dem oberen Ende des Innenzahnkranzes 18 festge halten, und ein weiterer Abstandsring 72 befindet sich zwischen dem Innenzahnkranz 18 und dem unteren Lager 68 für den Planetenritzelkäfig, das sich an einer in dem Gehäuse 15 vorgesehenen Schulter ab stützt. Damit man dem die Zahnräder enthaltenden Hohlraum Schmierstoff zuführen kann, sind an meh reren Stellen zwischen den Planetenradlagerbolzen 64 normalerweise durch die Stopfen 73 verschlossene Öffnungen vorgesehen, die sich durch den Käfig 19 hindurch nach oben erstrecken.
Die Stopfen 73 tra gen Dichtungsringe 74 von kreisrundem Querschnitt.
Der Ritzelkäfig 19 trägt eine zylindrische Ver längerung 75, die als angetriebene Welle des Unter setzungsgetriebes 6 wirkt. Ein Dichtungsaggregat, das aus einem magnetischen Dichtungs- und Verschleiss ring 76, einem Dichtungsring 77 von kreisrundem Querschnitt und einem magnetischen Abdichtungs teil 78 besteht, das seinerseits einen Dichtungsring 78a von kreisrundem Querschnitt und eine Klemm schraube 78b trägt, ist vorgesehen,
um das Eindrin gen von Bohrflüssigkeit zwischen dem Käfig 19 und der Antriebswelle 55 hindurch in den die Zahnräder enthaltenden Hohlraum zu verhindern. In ähnlicher Weise ist ein Dichtungsaggregat, das aus einem Ab dichtungsteil 79, einem Abdichtungs- und Verschleiss ring 80, einem Haltering 81, der in eine Nut in der Verlängerung 75 hineinfedert, sowie einem Dich tungsring 82 von kreisrundem Querschnitt besteht, zwischen der Verlängerung 75 und dem Gehäuse 15 vorgesehen.
Das Abdichtungsteil 79 ist in dem Dich tungshaltering 83 befestigt, der seinerseits in dem Ge häuse 15 durch Klemmschrauben 84 in seiner Lage gehalten wird. Das obere Ende dieses Halterings drückt gegen das untere Lager 68 des Planetenritzel- käfigs und hält es in seiner Lage. In eine Nut in der Aussenfläche des Rings 83 ist ein Dichtungsring 85 von kreisrundem Querschnitt eingelegt, um eine Ab dichtung zwischen der Aussenfläche des Rings und der Innenfläche des Gehäuses 15 zu bewirken.
Keines dieser Dichtungsaggregate, die vorgesehen sind, um das Eindringen von Bohrflüssigkeit in den Getrieberaum an dessen unterem Ende zu verhindern, hat einem Druckunterschied standzuhalten, der gleich dem vollen hydrostatischen Druck der Bohrflüssigkeit ist, denn der Druckausgleichsbalg 46 ist auf seiner Aussenseite dem Druck der Bohrflüssigkeit ausgesetzt, die von dort aus durch die axialen Kanäle längs der Aussenseite des Gehäuses 15 weiterströmt und infolgedessen das Schmiermittel innerhalb des Ge trieberaums unter einem Druck hält,
der praktisch sogar höher ist als der Druck der Bohrflüssigkeit an der Aussenseite der Dichtungsaggregate, da inner halb der Bohrflüssigkeit beim Durchströmen der Ka- näle am Umfang des Gehäuses 15 ein geringer Druck- abfall stattfindet. Aus diesem Grunde würde eher der Schmierstoff das Bestreben zeigen, längs der Abdich tungen aus dem Getrieberaum auszutreten, als dass Bohrflüssigkeit in den Hohlraum eintritt.
Sowohl die Antriebswelle 55 als auch die Ver längerung 75 des Ritzelkäfigs 19 sind mit Keilver zahnungen 86 bzw. 87 versehen, damit man die Läuferwelle 4 und die Bohrerwelle 5 gemäss Fig. 6 mit der antreibenden Welle 55 bzw. mit der an getriebenen Welle 75 des Untersetzungsgetriebes 6 derart kuppeln kann, dass die Teile durch eine ein fache axiale Bewegung leicht voneinander gelöst wer den können.
Wenn man die Keilbahnen an der Läu ferwelle 4 und der Bohrerwelle 5 ballig ausbildet, d. h. wenn man den Aussenkanten der Keilbahnen eine geringe Krümmung in Längsrichtung gibt, kann man einen kleinen axialen Fluchtungsfehler zulassen, so dass beispielsweise von einer exzentrischen Bohrer belastung herrührende Biegemomente nicht von der Läuferwelle 4 oder der Bohrerwelle 5 auf das Unter setzungsgetriebe 6 übertragen werden.
Die patronenförmige Turbine 1, die im wesent lichen aus dem Läufer 2 und dem Stator 3 besteht, ist in Fig. 3, die ebenso wie Fig. 2 einen Schnitt längs einer die Längsachse enthaltenden Ebene darstellt und im gleichen Massstab gehalten ist wie Fig.2, in Einzelheiten dargestellt.
Um die Länge von Fig. 3 zu verringern, ist jedoch der Tragring 108 unterbro chen bzw. verkürzt dargestellt; die Länge dieses Trag rings ist derart, dass das Gewinde 128 (Fig. 6) das aus Fig. <I>5B</I> ersichtliche Gewinde 29 aufnehmen kann. Mit der Läuferwelle 4 sind mittels zweier Längs keile 101, von denen in Fig. 3 nur einer sichtbar ist, sieben Läuferschaufelkränze 100 verkeilt. Axiale Be wegungen der Schaufelkränze oder -ringe 100 werden durch die Haltemutter 102 verhindert, die mit einer Klemmschraube 103 versehen ist und die Ringe 100 an eine am oberen Ende der Läuferwelle 4 vorge sehene Schulter andrückt.
Die Laufschaufeln sind an den Ringen 100 in der üblichen Weise befestigt. Einzelheiten über die Schaufelform usw. werden wei ter unten angegeben.
Die auf die Läuferwelle 4 wirkende axiale Schub kraft wird auf die Bohrerwelle 5 durch ein Läufer drucklager 20 übertragen, das als Lager der Bauart Kingsbury ausgebildet und am unteren Ende der Läu ferwelle 4 vorgesehen ist. Dieses Lager wird durch Rippen oder Stege 109 unterstützt, die an dem Trag- ring 108 befestigt sind, der seinerseits - wie auch aus Fig. 6 ersichtlich - an seinem unteren Ende durch das Aussengewinde 128 mit der Bohrerwelle 5 verbunden ist.
Bei dem Lager 20 ist ein Lagerklotz 104 mit der Läuferwelle 4 durch einen Keil 105 ver bunden. Die Unterseite des Klotzes 104 greift an den Lagerstücken 106 an, von denen in Fig. 3 nur eines sichtbar ist, und die durch das Lagergehäuse 107 unterstützt werden, das von den Rippen 109 getra gen wird, mittels deren es an dem Tragring 108 be- festig t ist. Das untere Ende des Lagergehäuses 107 ist mittels eines Lagerdeckels 111 verschlossen, der in den Lagerkörper 20 eingeschraubt ist.
In dem Raum zwischen dem Lagerklotz 104 und dem Lager gehäuse 107 ist ein Dichtungsaggregat vorgesehen, um zu verhindern, dass Bohrflüssigkeit in den Innen raum 110 des Lagers eindringt; dieses Dichtungs aggregat besteht aus einem Verschleissring 112, einem Dichtungsring 113 von kreisrundem Querschnitt, einem im Querschnitt keilförmigen Ring 115 aus dem unter der Bezeichnung Teflon erhältlichen Mate rial, einem Ring 114 aus Kohle bzw. Graphit und einer Anzahl von Federn 116a, die in ein durch eine Klemmschraube 116b festgehaltenes Dichtungsteil 116 eingesetzt sind. Ein federnder Ring<B>117</B> hält den Verschleissring 112 entgegen dem Druck der Federn 116a in seiner Lage.
Der Hohlraum 110 ist an seinem unteren Ende durch einen Faltenbalg bzw. eine Rohrmembran 118 verschlossen, die an dem Lagergehäuse 107 mittels eines ringförmigen Bau teils 119 befestigt ist; letzteres trägt einen Dichtungs ring 120 von kreisrundem Querschnitt, um zu ver hindern, dass Bohrflüssigkeit längs des Rings 119 in den Hohlraum 110 eindringt.
Die Rohrmembran 118 wirkt als Druckausgleichseinrichtung, um den Strömungsmitteldruck in dem Hohlraum 110 im we sentlichen auf gleicher Höhe mit dem Druck der ausserhalb zirkulierenden Bohrflüssigkeit zu halten, welch letztere über den axialen Kanal in dem Kap penteil 111 Zutritt zu der Aussenseite der Rohr membran 118 hat. Zum Füllen bzw. Nachfüllen des Hohlraums 110 mit Schmiermittel dient der Kanal 121, der normalerweise durch einen mit einem Dich tungsring 123 von kreisrundem Querschnitt ver- sehenen Stopfen 122 verschlossen ist. Ein Radial lager 124 stützt die Läuferwelle 4 innerhalb des Lagergehäuses 107 in radialer Richtung ab.
Das obere Ende der Läuferwelle 4 trägt eine Keilverzahnung 125, damit man die Läuferwelle mit der Antriebswelle 55 des Untersetzungsgetriebes kup peln kann; die Keilbahnen 125 sind in der bereits angedeuteten Weise ballig ausgebildet.
Der Stator 3 setzt sich aus acht die Stator- bzw. Leitschaufeln tragenden Ringen 126 zusammen. In Fig.4 sind die zusammengebauten Statorringe 126 - teilweise aufgeschnitten - perspektivisch darge stellt, wobei die Statorschaufeln fortgelassen sind, um die Darstellung deutlicher zu halten. Die Ringe 126 sind jeweils am einen Ende an der Aussenseite und am anderen Ende auf der Innenseite abgestuft, so dass man sie gemäss Fig. 4 teilweise ineinanderschie- ben kann.
Die Ringe besitzen zwei einander diametral gegenüberliegende Keilnuten 130, in die zwei Nasen keile 127 federnd eingesetzt sind, um die Ringe mit einander zu verspannen. Diese Keile 127 stehen gegenüber den Aussenflächen der Ringe 126 nach aussen vor und dienen ausserdem dazu, den Stator mit der Bohrerwelle 5 zu verkeilen, was an Hand von Fig. 6 noch erläutert wird.
Am rechten Ende von Fig. 4, das dem unteren Ende von Fig. 3 ent spricht, erstrecken sich die Keile 127 ein kleines Stück über den letzten Ring 126 hinaus, und diese vorspringenden Teile weisen Kerben bzw. Nuten<I>127a</I> auf, die gegebenenfalls das Entfernen der Keile er leichtern. In Fig. 3 erkennt man, dass die unteren Enden der Keile 127 mit dem Abstandsring 129 in Berührung stehen, dessen unteres Ende an dem Trag ring 108 anliegt.
Das Gewinde<B>128</B> an dem Tragring <B>108</B> lässt sich in ein entsprechendes Gewinde 29 der Bohrerwelle 5 (siehe Fig. 6) einschrauben, und zum Festhalten des Tragrings dient ein federnder Halte ring. Er verspannt die Statorringe 126, den Abstands ring 129 und den Tragring 108 mit der innenliegen den Schulter der Bohrerwelle 5 (siehe Fig. 6). Gemäss Fig. 3 ist die Lage des Stators 3 gegenüber dem Läu fer 2 nicht vollständig bestimmt, und wenn die Tur bine 1 vor dem Zusammenbau bzw.
Einbau und während desselben als gesondertes Aggregat behan delt werden soll, kann es zweckmässig sein, den Sta- tor 3 dadurch in die richtige Lage zu bringen, dass man geschmolzenes Wachs in die Zwischenräume der Schaufeln eingiesst und das Wachs erstarren lässt. Dieses Wachs lässt sich erforderlichenfalls leicht ent fernen. Um eine Beschädigung der Statorschaufeln der ersten Stufe beim Zusammenbau oder während des Transports usw. zu verhindern, ist ein Schutz ring 132 vorgesehen.
Fig. 5 zeigt das Lageraggregat 23 (Fig. 1 und 6) in einem die Längsachse enthaltenden Schnitt. Diese Figur besteht aus den beiden Teilen 5A und 5B, die im folgenden gemeinsam als Fig. 5 bezeichnet sind;
das untere Ende von Fig. 5A schliesst sich an das obere Ende von Fig. 5B an. Fig. 5 ist im glei chen Massstabe gezeichnet wie Fig. 2 und 3, und der an der in Fig. 5A eingezeichneten Bruchstelle fort gelassene Abschnitt besitzt eine solche Länge, dass die Gesamtlänge des vollständigen Turbinenaggregats zwischen seinen Schultern 120 cm beträgt.
Das Aggregat 23 besteht aus zwei Hauptteilen, nämlich der Bohrerwelle 5 und dem Gehäuse 7. Dieses Aggregat ist in Fig. 5 in derjenigen Lage dar gestellt, die es bei einem Turbinenaggregat einnimmt, welches in einem senkrechten Bohrloch arbeitet. Das obere Ende des Gehäuses 7 trägt ein Innengewinde 150, damit man das Gehäuse in der üblichen Weise mit dem unteren Ende eines Bohrgestänges, eines Bohrkragens oder einer Stösseleinrichtung verbinden kann. Das untere Ende der Bohrerwelle 5 ist mit einem Aussengewinde 151 versehen, das es ermög licht, die Welle mit einem Werkzeuganschlussstück 152 zu verbinden.
Ferner umfasst das Aggregat 23 Axial- bzw. Drucklager 21 und 22 sowie ein Radiallager 153; diese in der üblichen Weise ausgebildeten Lager sind in dem Raum zwischen dem Gehäuse 7 und der Bohrerwelle 5 angeordnet. Die Lager 21, 22 und 153 sind gegen axiale Bewegungen durch eine Haltemut ter 157 gesichert, die in ein Innengewinde des Ge häuses 7 eingeschraubt ist.
Um zu verhindern, dass Bohrschlamm in den die Lager 21, 22 und 153 enthaltenden Hohlraum 154 eindringt, sind Dichtungsaggregate 155 und 156 vor gesehen, die ebenso ausgebildet sind wie die Abdich tungen des das Drucklager 20 für die Läuferwelle 4 enthaltenden Hohlraums.
Oberhalb des Dichtungsaggregats 155 befindet sich ein weiterer Hohlraum 158 zwischen dem strom linienförmigen Führungsstück 159, dem Gehäuse 7 und der Bohrerwelle 5. Das stromlinienförmige Füh- rungs- oder Einsatzstück 159, dessen gekrümmte Oberseite einen Teil der Innenfläche der Kanäle für die Bohrflüssigkeit bildet (Fig. 1), ist mit dem Ge häuse 7 durch Klemmschrauben 171 verbunden.
Zwischen der Innenfläche des Einsatzstücks 159 und der Oberfläche der Bohrerwelle 5 verbleibt ein enger radialer Spalt, so dass während des Betriebes Bohr flüssigkeit in den Hohlraum 158 eintreten kann. Dieser Hohlraum enthält eine Druckausgleichsein- richtung für den Lagerraum 154 in Gestalt von zwei ringförmigen Balgen 160 und 161, die an ihren obe ren Enden durch eine Abdichtungsplatte 162 mit einander verbunden und an einem ringförmigen Bau teil 163 befestigt sind.
Diese Einrichtung ist an ihrer Aussenseite dem hydrostatischen Druck der Bohr flüssigkeit ausgesetzt, bevor diese durch die Turbine 1 hindurchströmt, und sie hat die Aufgabe, den Druck des Schmierstoffs innerhalb des Lagerraums 154 auf einen im wesentlichen ebenso grossen Wert zu steigern, um das Durchtreten von Flüssigkeit längs der Dichtungsaggregate 155 und 156 möglichst weit gehend auszuschalten. Allerdings stellt sich an dem Dichtungsaggregat 156 ein Druckunterschied ein, der dem Druckabfall in der Turbine 1 entspricht.
Ein Dichtungsring 164 von kreisrundem Quer schnitt liegt in einer Nut an der Aussenseite des Rings <B>163,</B> um eine Abdichtung zwischen der Aussenfläche des Rings und der Innenfläche des Gehäuses 7 zu bewirken; ein weiterer Dichtungsring 165 von kreis rundem Querschnitt ist zwischen dem Tragring 163 und einem Verschleissring 166 vorgesehen. Durch einen Abstandsring 188 wird der Ring 163 gegen eine innerhalb des Gehäuses 7 ausgebildete Schulter gedrückt und in einem Abstand von dem stromlinien förmigen Einsatzstück 159 gehalten.
Dem Hohlraum 154 kann man erforderlichenfalls ein Schmiermittel durch den Kanal 167 hindurch zuführen, der nor malerweise durch einen Stopfen 168 verschlossen ist, der einen Dichtungsring 169 von kreisrundem Quer schnitt trägt und in der Öffnung des Kanals 167 durch einen federnden Ring 170 festgehalten wird.
Ein weiteres Dichtungsaggregat, das aus einem inneren Tragring 172, einem Packungs- oder Füll ring 173, einer Anzahl von Dichtungsmanschetten 174, einem Füllring 175, einem Dichtungsgehäuse 176 und einem äusseren Tragring 177 besteht, ist unterhalb des Dichtungsaggregats <B>156</B> angeordnet, um den Spalt zwischen dem unteren Ende des Ge häuses 7 und der Bohrerwelle 5 abzudichten.
Öff nungen bzw. Kanäle 184 in der Bohrerwelle 5 und entsprechende Kanäle 184a (Fig.3) in dem Trag ring 108 der Turbine 1 ermöglichen es, dass Bohr- flüssigkeit von dem Auslassraum der Turbine aus in den Hohlraum<B>183</B> ausserhalb des Dichtungsaggregats 156 eintritt. Der Druckabfall längs des Aggregats 156 ist dann nur gleich dem Druckabfall längs der Turbine 1, während der Druckabfall längs dem er wähnten weiteren Dichtungsaggregat gleich dem Druckabfall zwischen dem Turbinenauslassraum und dem Bohrloch ausserhalb des Gehäuses 7 ist.
Das Gehäuse 176 des zusätzlichen Dichtungsaggregats ist in axialer Richtung durch einen federnden Haltering 178 festgelegt. In einer Nut an der Aussenseite des Dichtungsgehäuses 176 ist ein Dichtungsring<B>179</B> von kreisrundem Querschnitt vorgesehen, um eine Ab dichtung zwischen der Aussenfläche des Gehäu ses 176 und der Innenfläche des Gehäuses 7 zu bewirken.
Der äussere Dichtungstragring 177, der durch den Sprengring 178 stets unverlierbar festge halten wird, wird während des Betriebes mit dem Werkzeuganschlussstück 152 durch eine Klemm schraube 180 verbunden, die durch einen Sprengring 181 gegen eine Lockerung gesichert ist. Ein weiterer Dichtungsring 182 von kreisrundem Querschnitt liegt in einer Nut des Werkzeuganschlussstücks 152.
Das Lageraggregat 23 weist ferner verschiedene Merkmale auf, welche den Zusammenbau des Tur binenaggregats und seinen Betrieb betreffen. Hierzu gehören die Keilbahnen 185 am oberen Ende der Bohrerwelle 5, die in eine entsprechende Keilver zahnung in der Verlängerung 75 (Fig. 2) der ange triebenen Welle des Getriebes 6 (Fig. 6) passen. Ebenso wie die Keilbahnen<B>125</B> (Fig. 3) der Läufer welle 4 sind die Kanten der Keilbahnen 185 in Längs richtung leicht gewölbt oder ballig ausgebildet, so dass bei exzentrischer Belastung ein Fluchtungsfehler zwi schen den Achsen zulässig ist.
Ausserdem sind das obere Ende der Bohrerwelle 5 durchsetzende Kanäle 190 vorgesehen, damit die Bohrflüssigkeit aus dem Raum an der Aussenseite des Gehäuses 15 des Ge triebes 6 zum Einlass der Turbine 1 strömen kann (Fig. 6).
Ein am unteren Ende der Bohrerwelle 5 vorgesehenes Innengewinde 29 dient zur Aufnahme des Aussengewindes 128 der Turbine 1; ferner ist eine Nut 192 vorgesehen, die einen Sprengring auf- nimmt. Am unteren Ende des Werkzeug anschluss- stücks 152 wird ein Sieb<B>186</B> durch einen Spreng- ring 187 in seiner Lage gehalten;
dieses Sieb verhin dert, dass im Falle des Zurückströmens von Bohr flüssigkeit grobe Feststoffe in die Turbine gelangen. An der Innenseite des Gehäuses 7 sind Keilbahnen 191 zur Aufnahme der Rippen 42 und 43 des Ge häuses 15 des Getriebes 6 ausgebildet.
Nachstehend wird der Zusammenbau der ver schiedenen Teilaggregate an Hand von Fig. 6 erläu tert, die einen Längsschnitt durch das gesamte Tur binenaggregat wiedergibt; Fig. 6 ist jedoch nicht im gleichen Massstabe gezeichnet wie Fig. 2, 3 und 7.
Das Getriebe 6 bildet eine konstruktive Einheit und lässt sich von oben in das Gehäuse 7 des Aggregats 23 einschieben, nachdem man das Werkzeuganschluss- stück 200 entfernt hat, das gemäss Fig. 6 in das Innengewinde 150 am oberen Ende des Gehäuses 7 eingeschraubt ist.
Beim Einschieben des Getriebe aggregats 6 von oben gleiten die Rippen 42 und 43 in die Keilnuten 191 in dem Gehäuse 7, bis ein ge teilter Tragring 201, der federnd in den Raum hinter den Vorsprüngen 44 der Rippen 42 passt, an einer Schulter 202 an der Innenseite des Gehäuses 7 an stösst. Vor dem Festziehen des Werkzeuganschluss-. Stücks 200 wird ein konischer Ring 203 eingesetzt, durch den das Getriebeaggregat 6 endgültig festge spannt wird.
Wenn das Getriebe 6 richtig eingebaut ist, greift die Keilverzahnung 185 der Bohrerwelle in die Keilverzahnung 87 (Fig. 2) in der Verlängerung 75 (Fig. 2) des Ritzelkäfigs 19 ein, wobei man die Bohrerwelle 5 vom unteren Ende aus derart dreht, dass sich die Keilverzahnungen ineinanderschieben lassen.
Die Turbine 1, bei welcher der Stator 3 gegen über dem Läufer 2 durch erstarrtes Wachs festge halten wird, wird in die Bohrerwelle 5 vom unteren Ende aus eingeführt, nachdem man das Werkzeug anschlussstück 152 abgenommen hat. Die Nasenkeile 127 des Stators 3 gleiten in die Keilnuten 189 der Bohrerwelle 5 hinein, und schliesslich muss die Keil verzahnung 125 am oberen Ende der Läuferwelle mit der Innenkeilverzahnung 86 der Welle 55 des Ge triebes 6 in Eingriff gebracht werden, wozu man die Turbine 1 gegenüber dem Gehäuse 7 vorsichtig ver dreht.
Schliesslich wird die Turbine 1 endgültig be festigt, indem man das Gewinde 128 in das Gewinde 29 einschraubt und in die Nut 192 einen Sprengring einsetzt. Abschliessend wird gemäss Fig. 5 das Werk zeuganschlussstück 152 aufgeschraubt, nachdem man den Dichtungsring 182 eingebaut hat, und man be festigt den Dichtungstragring 177 in seiner Lage, in dem man die Klemmschraube 180 festzieht und diese mit Hilfe des Sprengrings 181 sichert.
Aus Fig.6 ist ersichtlich, dass die Bohrflüssig keit nach ihrem Austreten aus den Kanälen zwischen dem Gehäuse 7 und dem Gehäuse 15 den Raum zwi schen der gekrümmten Endfläche 204 des Dichtungs- halterings 83 (Fig. 2) des Getriebes 6 und der ge genüberliegenden Fläche 205 des oberen Endes des stromlinienförmigen Einsatzstücks 159 (Fig.5) des Lageraggregats 23 durchströmt, um schliesslich durch die Kanäle 190 in der Bohrerwelle zum Einlass der Turbine zu gelangen.
Um eine ausreichende Kühlung des Unterset zungsgetriebes des erfindungsgemässen Turbinenaggre gats zu gewährleisten, kann man einen Wärmeaus- tauscher vorsehen, durch den die in dem Unterset zungsgetriebe entwickelte Wärme auf das die Turbine durchströmende Strömungsmittel übertragen wird. Bei dem an Hand von Fig. 1 bis 6 beschriebenen Tur binenaggregat kann man somit einen Wärmeaustau- scher vorsehen, durch den hindurch das Schmier mittel für das Getriebe zirkuliert, und in welchem das Schmiermittel durch thermische Berührung mit der Bohrflüssigkeit gekühlt wird.
Ein Ausführungsbeispiel für ein Aggregat, das ein Getriebe und einen Wärmeaustauscher umfasst, ist in Fig.7 im Längsschnitt dargestellt. Das Ge triebe ist im wesentlichen ebenso ausgebildet wie das in Fig. 1 und 2 gezeigte, weshalb die entsprechenden Bauteile in Fig. 7 jeweils mit den gleichen Bezugs ziffern bezeichnet sind.
Fig. 7 lässt erkennen, dass der Wärmeaustauscher 210 aus einem zylindrischen äusseren Mantel 211 und einem gleichachsig angeordneten, zylindrischen inne ren Mantel 212 besteht, innerhalb dessen sich ein zentraler Kanal 216 erstreckt. In dem Raum zwischen den Mänteln 211 und 212 ist ein schraubenlinien- förmig gewundener Metallstreifen 213 derart be festigt, dass ein schraubenlinienförmiger Kanal 219 gebildet wird.
Der äussere Mantel 211 passt mit Gleit- sitz in eine axiale Bohrung im oberen Ende 214 des Gehäuses 15 für das Getriebe 6 und kann sich somit gegenüber dem Gehäuse 15 axial bewegen. Der Spalt zwischen dem unteren Ende des Mantels 211 und dem Gehäuse 15 ist durch einen ausziehbaren Falten balg 215 überbrückt.
Dieser Faltenbalg hält das Schmiermittel zurück, das während des Betriebes aus dem oberen Ende der Kanäle 218 austritt, um in den Kanal 219 des Wärmeaustauschers 210 einzuströmen, und gleichzeitig arbeiten der äussere Mantel 211 und der Faltenbalg 215 wie eine Druckausgleichseinrich- tung zusammen, um im wesentlichen einen Druck ausgleich zwischen dem Druck des Schmiermittels innerhalb des Wärmeaustauschers 210 und des Ge häuses 15 einerseits und dem Druck der Bohrflüs sigkeit in dem Kanal 10 anderseits herbeizuführen und so die Gefahr zu vermindern, dass Bohrflüssig keit durch die verschiedenen Dichtungen hindurch tritt.
Die Kanäle 218 stehen mit den mit Schmier stoff gefüllten Hohlräumen innerhalb des Gehäuses 15 in Verbindung, und das untere Ende des zen tralen Kanals 216 ist über die Kanäle 217 an die gleichen Hohlräume angeschlossen.
Während des Betriebes des Turbinenaggregats wird das Schmiermittel durch die Pumpwirkung der Zahnräder durch den Wärmeaustauscher 210 hin durch umgewälzt. An sämtlichen Eingriffsstellen der Zahnräder wird das Schmiermittel in die sich von einander entfernenden Zahnlücken hineingezogen bzw. angesaugt und aus dem Raum zwischen den sich aufeinander zu bewegenden Zähnen herausgedrückt; bei einem Sonnenrad, vier Planetenritzeln und einem Zahnkranz sind somit acht Stellen vorhanden, an denen eine Ansaugwirkung auftritt, sowie acht Stel len, an denen auf das Schmiermittel ein Druck auf gebracht wird.
Es bestehen zahlreiche Möglichkeiten, um das so geförderte Schmiermittel je nach dem ge wünschten Zirkulationsvolumen weiterzuleiten. Bei der Konstruktion nach Fig. 7 ist angenommen, dass allein die zweite Stufe des Getriebes 6 die erforder liche Schmierstoffumwälzung übernehmen kann, wo bei das aus dem Wärmeaustauscher 210 abgesaugte Schmiermittel über die Kanäle 217 angesaugt und über die Kanäle 218 zu dem Wärmeaustauscher zu- rückgefördert wird.
Man kann die Druckerhöhungs- stellen zwischen dem Sonnenrad 17 und den Pla- netenritzeln sowie zwischen letzteren und dem Zahn kranz 18 durch in dem Käfig 19 vorgesehene, hier jedoch nicht dargestellte Kanäle parallel schalten. In ähnlicher Weise kann man die Ansaugstellen par allel schalten. Wenn auf diese Weise eine zu grosse Schmierstoffmenge umgewälzt wird, kann es er wünscht sein, einen Teil dieser Menge kurzzuschlie- ssen, z.
B. mit Hilfe von Kanälen in dem Käfig 19, welche die Druckerzeugungsstellen am Umfang des Sonnenrades 17 mit den Ansaugstellen am Umfang des Zahnkranzes 18 verbinden. Es kann ferner er wünscht sein, dafür zu sorgen, dass ein Teil des ge pumpten Schmiermittels durch Nuten in den Plane- tenritzellagerbolzen strömt, damit ein ständiger Aus tausch des Öls in diesen Lagern gewährleistet ist. Nötigenfalls kann man auch die Ritzel der ersten Ge triebestufe in ähnlicher Weise als Pumpen verwen den.
Gemäss Fig. 7 strömt das Schmiermittel durch die Kanäle 218 in den schraubenlinienförmigen Kanal 219 ein und kommt somit in Berührung mit der Innenfläche des äusseren Mantels 211. Die durch den Kanal 10 zu der Turbine 1 strömende Bohrflüssig keit überspült die Aussenfläche des Mantels 211, und diese Bohrflüssigkeit befindet sich normalerweise auf einer niedrigeren Temperatur als der Schmierstoff in dem Kanal 219, so dass der Schmierstoff über den Mantel 211 Wärme an die Bohrflüssigkeit abgibt.
Der in dem Wärmeaustauscher 210 abgekühlte Schmier stoff strömt durch den zentralen Kanal 216 und die Kanäle 217 zu dem Getriebe 6 zurück. Bei dieser Zirkulation des Schmierstoffs wird die in dem Ge triebe 6 erzeugte Wärme auf die Bohrflüssigkeit über tragen, und somit wird eine übermässige Erwärmung des Getriebes 6 vermieden.
Es sei bemerkt, dass man hinsichtlich der kon struktiven Einzelheiten der beschriebenen Turbinen aggregate zahlreiche Änderungen vornehmen kann. Es ist z. B. möglich, ein Drucklager für die Läufer welle 4 in dem Untersetzungsgetriebe 6 anzuordnen. In diesem Falle kann die Läuferwelle 4 ihren Axial- schub über einen langen Bolzen, der in ein kleines Loch, das sich durch den Läufer 4 hindurch er streckt, eingeschraubt ist, auf die Welle 55 über tragen.
Die Schubkraft des Läufers kann dann über einen Ring, der zwischen dem Planetenritzelkäfig 19 und der Bohrerwelle 5 angeordnet ist, wieder zurück zu der Bohrerwelle 5 übertragen werden, und man kann nunmehr das Drucklager 20 durch ein einfaches Gleitlager ersetzen.
Ferner kann man die Schmierstoffräume in dem Untersetzungsgetriebe 6 sowie in den Drucklagern 21 und 22 z. B. mittels eines oder mehrerer Kanäle in dem Gehäuse 7 miteinander verbinden, wobei man Mittel vorsieht, um das Eindringen von Bohrflüssig- keit in diese Hohlräume zu verhindern, wenn das Untersetzungsgetriebe 6 ausgebaut wird. In diesem Falle kann man die Faltenbälge 160 und 161 und ebenfalls das Dichtungsaggregat 156 und die Löcher 184 fortlassen.
Die Abdichtung erfolgt dann durch die Dichtungsmanschetten 174, die als in beiden Richtungen wirkende Dichtung angeordnet sein müs sen, so dass keine Bohrflüssigkeit in die Lagerhohl räume eintreten kann, wenn das Bohrwerkzeug in ein Bohrloch abgesenkt wird.
Darüber hinaus ist es möglich, die Faltenbälge der verschiedenen Druckausgleichseinrichtungen, z. B. den Faltenbalg 46, durch biegsame Beutel zu erset zen, die in Schutzgehäusen angeordnet sind. Hier durch würde es erleichtert, dem Aggregat jedesmal dann, wenn es aus dem Bohrloch herausgezogen wird, Schmierstoff zuzuführen; für diesen Zweck müsste man an geeigneten Stellen durch Stopfen verschlos sene Einfüllöffnungen vorsehen.
Es sei bemerkt, dass es sich bei den Angaben über die verschiedenen Abmessungen und Betriebs bedingungen des beschriebenen Turbinenaggregats lediglich um ein Ausführungsbeispiel handelt, und dass man je nach den Anforderungen des Einzelfalls Abänderungen vornehmen kann.
Turbine unit for a turbine deep drilling device The invention relates to a turbine unit for a turbine deep drilling device with a housing, a stator, a rotor and a reduction gear. In such drilling devices a rotatable drill or chisel and a hydraulic turbine is provided, which is located during operation in close proximity to the drilling chisel at the bottom of the bore to be drilled and is connected to the drill bit to drive it. The turbine is actuated by a flow of liquid that is fed to its dimensions under pressure.
For this purpose, you can work with a flushing mud circulation, as used in conventional drilling methods. Here, the turbine is conveniently connected to the lower end of the drill string, and the drilling fluid flows through the drill string down, flows through the turbine unit and the drill, whereupon it exits through openings provided in the drill into the borehole to outside half of the To flow back to the surface of the earth.
The turbine unit according to the invention allows the turbine to work at a higher speed than the drill. In known aggregates you can drill speeds that are significantly above 500 revolutions per minute, not allow if you want to achieve a sufficient life of the drill. However, there are significant advantages, e.g. B. a significant reduction in the number of turbine stages required if a higher speed (e.g. 5000 to 10000 revolutions per minute) is provided for the turbine and the drill bit is driven via a reduction gear.
Various turbine drilling devices with reduction gears have already been proposed, but these devices, as far as they are known, have not proven themselves in practice for a wide variety of reasons.
The invention makes it possible to create a usable turbine unit for a turbine deep drilling device which comprises a reduction gear via which the drilling tool can be driven.
The invention also makes it possible to create a robust deep drilling device with a relatively compact structure.
The turbine unit according to the invention is characterized in that the housing, the stator and the rotor are rotatable relative to one another and are coupled to one another by the reduction gear.
You can connect the turbine unit at one end with a drill string or the like and at the opposite end with a drill bit in such a way that the reduction gear between the housing, the rotor and the stator is arranged so that the speed of the drill bit during the operation of the drilling system is less than the speed of the rotor compared to the stator.
It should be noted that the term stator here denotes the turbine blade system complementing the rotor blade system, although in some cases the stator can also rotate during operation. Where in the following description the terms stator and rotor are used in relation to a counter-rotating turbine, they denote the outer or inner blade system.
It is useful to connect the outer housing with a drill rod and the stator or the guide vane part with a drill bit. The reduction gear is advantageously arranged between the mentioned one end of the assembly on the one hand and the rotor and the stator on the other.
Since the stator or guide vane part is rotatable with respect to the housing, it rotates in a direction of rotation opposite to the direction of rotation of the rotor as a result of the turbine reaction forces, and it is also driven by the rotor via the reduction gear.
With this design of the turbine unit, compared to a simpler arrangement, however, which does not lie within the scope of the invention, in which the stator is firmly connected to the housing, while the component referred to below as the drill shaft to which the drill bit is connected the runner is driven via a reduction gear arranged between him and the drilling shaft, considerable parts before.
One advantage of the arrangement according to the invention is that the power load on the reduction gearing can be reduced by that portion of power that is generated directly by the torque reaction applied to the stator.
Furthermore, it is necessary for all drilling devices to transmit an axial pressure force to the drill bit; this pushing or pushing force is commonly referred to as the bit weight. In the case of the simpler arrangement mentioned above, this thrust force must - apart from the hydraulic forces that can act on the drill, e.g.
B. as a result of the pressure drop along the Dü senöffnungen - be transmitted through a main thrust bearing that is attached to the housing and carries the drill shaft. If, on the other hand, the arrangement according to the invention is used, a similar thrust bearing is still required, but the thrust force to be transmitted through this bearing is reduced by the proportion transmitted hydraulically to the drill shaft, mainly due to the fact that the turbine itself acts practically as a piston,
on which there is a pressure that is equal to the pressure drop across the turbine. This pressure acts on both the stator and the rotor, and the hydraulic thrust transmission increases when the rotor thrust is transmitted to the stator through a pressure bearing firmly connected to the stator.
Furthermore, with the arrangement according to the invention it is possible to arrange the main thrust bearing in such a way that it surrounds the stator and the rotor, so that the length of the unit does not increase by the length of the thrust bearing.
In this way an aggregate of much shorter overall length is obtained, and this fact is an important factor from the standpoint of ease of manufacture and operation; In addition, the unit can be designed so that the undesirable effects of an eccentric load on a drilling chisel, as can occur during operation when the chisel z. B. comes into contact with the surface of an inclined hard formation can be avoided.
The reduction gear is preferably designed as a planetary gear reduction gear and can comprise two stages. The drive member of this gear is driven by the turbine runner, the driven member drives the stator or the drill shaft rigidly connected to it, and the stationary components are rigidly connected to the housing.
The transmission is preferably enclosed in a single housing which is filled with lubricant during operation and which comprises a flexible bellows or a tubular membrane or the like, through which the fluid pressures inside and outside the housing are essentially equalized so that the penetration of drilling fluid through the bearing seals of the housing is prevented or made impossible as far as possible during operation.
In order to ensure adequate cooling of the reduction gear, it can be provided with a heat exchanger via which the heat generated in the reduction gear can be transferred to the fluid flowing through the turbine during operation. If the transmission comprises gears, the arrangement can be such that the lubricant for the transmission is pumped through the heat exchanger during operation with the aid of the gears in order to cool the lubricant by thermal contact with the fluid before it is returned to the transmission becomes.
The individual components of the turbine unit can expediently each form separate sub-units, the structure of the unit being such that the sub-units can be assembled or separated from one another in a few simple steps. This allows operational interruptions for maintenance purposes to be reduced to a minimum, because each of these sub-assemblies or sub-assemblies can be quickly exchanged for a replacement assembly while the removed sub-assembly is being examined and / or repaired.
This applies above all to the reduction gear, but in an embodiment of the invention described below, the turbine itself is designed as a sub-unit and can be pulled out of the overall unit comprising the outer housing, the drill shaft and the associated bearings without difficulty.
The invention is explained in more detail below with reference to hand cal matic drawings that represent two Ausführungsbei games.
Fig. 1 is a longitudinal section showing the general arrangement of the parts of the inventive aggregate and their interaction during operation can be seen.
2 is a longitudinal section through the reduction gear.
Fig. 3 shows a longitudinal section through the actual turbine. Fig. 4 is a perspective view of the assembled stator and vane rings of the turbine.
Fig. 5, which is composed of the partial representations 5A and 5B, shows a partial unit in longitudinal section, which unit comprises the outer housing of the turbine, the drill shaft and the associated bearings.
Fig. 6 shows in outline the various sub-units of the turbine assembly, which are shown in Fig. 2, 3 and 5, after assembly.
Fig. 7 shows in longitudinal section the general construction of a modified embodiment of the reduction gear.
The schematic representation in Fig. 1 reveals the general arrangement of the turbine unit, which is arranged in a vertical borehole during operation. The turbine indicated in general at 1 comprises a rotor blade system 2, hereinafter referred to as a rotor, and a blade system 3 associated therewith, hereinafter referred to as a stator. The rotor 2 is arranged on a rotor shaft 4, while the stator 3 is wedged with the inside of the drill shaft 5.
The rotor shaft 4 and the drill shaft 5 are coupled to one another by a two-stage planetary gear reduction gear 6, the housing of which is built into the outer housing 7. At its upper end, the housing 7 is provided with an internal thread 8 so that the unit can be connected to the lower end of a drill rod not shown here, and the lower end of the turbine unit has an external thread 9 for connecting the unit with a drill or Chisel (not shown).
A drilling fluid is used to operate the turbine, which is pumped down through the drill rod and flows through the unit along the arrows 10 dashed. It should be noted that in FIG. 1 the details of various seals and other components have been omitted, but that the fluid flow is actually forced to move along the trajectory shown.
The drilling fluid passing through the turbine causes a rotary movement of the rotor 2 and the rotor shaft 4 in the direction of arrow 11, while the stator 3 rotates in the opposite direction indicated by arrow 12. Since the stator 3 is keyed to the inside of the drilling shaft 5, the arrow 12 also indicates the direction of rotation of the drilling shaft.
The rotor shaft 4 drives the sun gear 13 of the first stage of the reduction gear 6; the direction of rotation of the sun gear, like that of the other components of the reduction gear 6, is indicated in FIG. 1 by arrows drawn in the relevant construction.
The planetary pinions 14 of the first gear stage are rotatably mounted in a cage attached to the housing 15 of the transmission, and the housing 15 is in turn firmly connected to the housing 7, so that the planetary pinion cage of the first stage of the reduction gear opposite the housing 7 is certain. As a result, the internal gear 16 of the first stage is driven in a direction of rotation opposite to the direction of rotation of the sun gear 13.
The internal gear 16 is connected to the sun gear 17 of the second stage, the internal gear 18 of which is attached to the housing 15 and is thus fixed with respect to the housing 7. The planetary pinion cage 19 of the second stage of the gear 6 is connected to the drill shaft 5, so that the latter rotates in the same direction as the sun gear 17.
When drilling fluid is pumped through the device, the drill shaft 5 is set in rotation, the torque partly coming directly from the turbine torque reaction on the stator 3 and partly indirectly from the drive of the rotor 2 via the gear 6.
On the drill shaft 5 a lower end of the rotor shaft 4 supporting thrust bearing 20 of the Kingsbury type is provided, which carries the downward thrust force on the drill shaft 5, which acts on the rotor shaft 4 through the rotor 3 and the rotor shaft 4 resulting hydraulic pressure is applied.
Further thrust bearings 21 and 22 are provided between the drill shaft 5 and the housing 7. The bearing 21 transmits the downward thrust from the housing 7 to the drill shaft 5 and thus also to the drill, but during operation under drilling conditions this thrust is not equal to the entire weight of the drill, because part of the latter is due to the turbine 1 and the drill shaft 5 acting resulting hy draulic pressure applied to the drill shaft 5.
Under drilling conditions, the load resting on the bearing 21 can make up a relatively small part of the drill weight, which, for example, under the construction conditions specified below for this particular turbine unit, makes up about a third of the total drill weight and, under certain circumstances, considerably less.
The bearing 22 is provided to completely determine the position of the drill shaft 5 with respect to the housing, and it serves to transmit an upward tensile force from the housing 7 to the drill shaft 5, as is the case, for example, in FIG. B. is required when the drill is not in contact with the bottom of a drill hole, or when the Bohrge rod is pulled up to loosen a drill bit that is stuck.
One advantage of the structure of the unit according to FIG. 1 is that only part of the power generated is transmitted to the drill via the reduction gear, because the stator 3 is coupled indirectly to the drill shaft 5; A further part of the power is generated by the torque reaction on the stator 3. In fact, the power transmitted through the reduction gear 6 in the case of the unit described is approximately 90% of the total power, and this percentage can be even lower in some cases.
Another advantage is that the thrust bearings 21 and 22 are arranged around the turbine blading and therefore do not result in a greater length of the unit; the unit therefore has a considerably shorter length than a similar unit in which the stator is stationary while the rotor drives the drill bit via a reduction gear arranged between the rotor and the drill bit. In this case, the thrust bearing has to be arranged below the gearbox, which increases the length of the unit.
Furthermore, the overall length of the unit is smaller than that of an A- @ regat, which comprises a multi-stage turbine and a direct drive from the rotor to the drill bit. Furthermore, it is possible with the device described enclosed to train the transmission as part of the unit, so that it can easily be removed and installed as a whole. The rotor shaft 4 and the drill shaft 5 are coaxial at the same end of the housing 15.
The other end of the Ge housing encloses a pressure compensation device, which is amply sized to keep the pressure of the lubricant within the transmission in wesent union at the same level with the pressure of the drilling fluid on the outside, and here by a penetration of drilling fluid in the Ge gear 6 to prevent.
The turbine unit described here is designed in such a way that it develops an output of around 100 hp at a drill bit speed of 500 revolutions per minute and a water circulation speed of around 2.3 m- / min and with a drill weight in the order of magnitude 18,000 kg works. Fig. 2 to 6 show further details of the construction.
Fig. 2, 3 and 5 show three sections of the unit, which can be assembled into a total unit. The outside diameter of the unit described below be about 19.7 cm, while the length between the shoulders is about 120 cm.
It should be noted, however, that these design data are chosen more or less arbitrarily and that one must vary the details of the design accordingly in order to adapt them to given conditions. In this context, it should be noted that the design data largely depends on the quality of the available drill bits. Since it is to be expected that the quality of the drill will be continuously improved, for example to allow higher drill speeds, it could become necessary to subject the design data to considerable changes.
For example, it might be necessary to only see a single-stage reduction gear and / or to use a turbine that is designed differently than that used in the device described here.
Although the whole unit is constructed quite complex, it is relatively easy to assemble, because the transmission 6 (for details see FIG. 2), the turbine 1 (for details see FIG. 3) and the sub-unit 23 (for details see FIG. 5) , which includes the housing 7, the drill shaft 5 and the bearings 21 and 22, each represent structural units. It can therefore also easily be disassembled into the three sub-units in order to undertake maintenance work or replace sub-units.
Fig. 6 shows the three assembled sub-units in outline.
In the reduction gear 6, which is shown in Fig. 2 in a section containing the longitudinal axis in individual units, it is a two-stage planetary gear of essentially known design, which allows a reduction in speed in the ratio 10.55: 1 . Fig.2 shows this gear in the position it assumes when the turbine unit is operated within a vertical borehole. The transmission is designed as an independent unit that can easily be installed in the housing 7 of the turbine unit for maintenance and replacement purposes or removed from it.
The transmission 6 has a Ge housing 15 with eight axial ribs 42 and 43, which are divided ver on the outside of the housing at intervals; only some of these ribs are visible in FIG. The housing further comprises a domed cover 40. The ribs 42 and 43 carry projections 44 and 45, respectively, and fit in wedge grooves in accordance with the description given with reference to FIGS. 5 and 6, which grooves cut into the housing 7 of the turbine unit with the aid of broaching tools are.
The housing 15 is secured against radial movements within the housing 7 only in the vicinity of its ends by the projections 44 and 45, so that it is not exposed to any bending moments that could be brought on by the drill bit as a result of eccentric loading. However, the housing 15 is supported over the entire length of the ribs 42 and 43 in order to absorb rotational torques.
In the domed cover 40 some openings 41 are provided to allow the drilling mud to get into the interior of the cover and into a space which surrounds the outside of a pressure compensation bellows 46 made of polytetrafluoroethylene, which, as described below, is provided around the To essentially equalize fluid pressures inside and outside the cavity receiving the gearwheels and thus as far as possible to eliminate the penetration of drilling fluid into the lubricant present in the cavity.
A vent valve 47 is built into the upper end of the bellows 46 so that the air can be expelled when the space containing the gears is filled with the lubricant. The base of the bellows or the tubular membrane 46 is clamped between the flange ring 48 and the flange 50; the flange ring 48 is connected to the flange 50 by twelve screws 49, only one of which is visible in FIG.
The support flange 50 for the bellows is held in the housing 15 by four flange pins 51, of which only one is known in FIG. In a groove on the circumference of the flange 50, a sealing ring 52 of circular cross-section is inserted to prevent the passage of liquid between the inner surface of the housing 15 and the outer surface of the flange 50.
The compression of the bellows 46 by the drilling fluid increases the lubricant pressure within the cavity containing the transmission, so that the pressure difference along the sealing ring 52 compared to the drilling fluid is negligibly small. In the flange 50 there is provided an opening which is normally closed by means of a plug 53, since the gear housing can be filled with lubricant or the lubricant supply can be supplemented with it. The plug 53 carries a sealing ring 54 of circular cross-section.
A shaft 55, which is the drive shaft of the first stage of the reduction gear 6, carries on its upper end a sun gear 13 which is held by a ring 56 in its position. The sun gear 13 meshes with three planetary pinions 14, only one of which can be seen in FIG. 2. These pinions are rotatably mounted on bolts 57; Bearing bushings 58, which are preferably made of tungsten carbide, are arranged between the bearing bolts 57 and the pinions 14. The pinion bearing pins 57 are fastened to a planet pinion cage 59, which in turn is wedged to the housing 15.
Retaining rings 60, which spring into grooves provided in the pinion cage 59, prevent axial displacement of the pinion bearing pins 57. An internal ring gear 16 meshes with the planet pinions 14 and is driven by the latter; this internal ring gear consists of one piece with a cylindrical member 61, which practically represents both the driven shaft of the first stage and the driving shaft of the second stage and the shaft 55 surrounds coaxially. Bearing bushings 62 and 63 are provided within component 61 in order to prevent seizure in the event that contact with shaft 55 occurs as a result of wear of the gears.
The Son nenrad 17 of the second gear stage is placed on the lower end of the hollow shaft 61 and meshes with four planetary pinions 39, of which only two are visible in Fig. 2. These planetary pinions 39 are held in the cage 19 by planetary wheel bearing bolts 64 and also by bearing bushings 65, which are also preferably made of tungsten carbide; As in the first stage, circlips 66 are provided for the bearing bolts. The planetary rit7el 39 mesh with the fixed internal gear rim 18 which is keyed to the housing 15.
The pinion cage 19 is supported within the housing 15 by an upper bearing 67 and a lower bearing 68, and the shaft 55 is rotatably mounted in the cage 19 with means of a bearing bush 69.
The upper bearing 67 for the planetary pinion cage is built into a bearing support and spacer ring 70, which in turn is keyed to the housing 15; to keep the bearing 67 in place, a clamping screw 71 is set in the spacer ring 70.
The spacer ring 70 is held between the obe Ren ends of the splines in the housing 15 and the upper end of the internal gear ring 18, and another spacer ring 72 is located between the internal gear ring 18 and the lower bearing 68 for the planetary pinion cage, which is located on an in the housing 15 provided shoulder supports. So that the cavity containing the gears can be supplied with lubricant, openings are normally provided at several points between the planetary gear bearing pins 64 which are closed by the plug 73 and extend upward through the cage 19.
The plugs 73 wear sealing rings 74 of circular cross-section.
The pinion cage 19 carries a cylindrical extension 75 Ver, which acts as the driven shaft of the reduction gear 6 under. A sealing unit, which consists of a magnetic sealing and wear ring 76, a sealing ring 77 of circular cross-section and a magnetic sealing part 78, which in turn carries a sealing ring 78a of circular cross-section and a clamping screw 78b is provided,
in order to prevent the penetration of drilling fluid between the cage 19 and the drive shaft 55 into the cavity containing the gears. In a similar way, a sealing unit, which consists of a sealing part 79, a sealing and wear ring 80, a retaining ring 81 that springs into a groove in the extension 75, and a sealing ring 82 of circular cross-section, is between the extension 75 and the housing 15 is provided.
The sealing part 79 is fixed in the device retaining ring 83 you, which in turn is held in the Ge housing 15 by clamping screws 84 in its position. The upper end of this retaining ring presses against the lower bearing 68 of the planetary pinion cage and holds it in place. A sealing ring 85 of circular cross-section is inserted into a groove in the outer surface of the ring 83 in order to effect a seal between the outer surface of the ring and the inner surface of the housing 15.
None of these sealing units, which are provided to prevent the penetration of drilling fluid into the gear housing at its lower end, has to withstand a pressure difference which is equal to the full hydrostatic pressure of the drilling fluid, because the pressure equalizing bellows 46 is on its outside the pressure of the drilling fluid exposed, which continues to flow from there through the axial channels along the outside of the housing 15 and consequently keeps the lubricant inside the gear compartment under pressure,
which is practically even higher than the pressure of the drilling fluid on the outside of the sealing units, since there is a slight pressure drop within the drilling fluid when it flows through the channels on the circumference of the housing 15. For this reason, the lubricant would tend to emerge from the gearbox along the seals rather than drilling fluid entering the cavity.
Both the drive shaft 55 and the extension 75 of the pinion cage 19 are provided with Keilver serrations 86 and 87, so that the rotor shaft 4 and the drill shaft 5 according to FIG. 6 with the driving shaft 55 or with the driven shaft 75 of the Reduction gear 6 can couple in such a way that the parts can easily be separated from one another by a simple axial movement.
If you form the keyways on the Läu ferwelle 4 and the drill shaft 5 spherical, d. H. if you give the outer edges of the wedge tracks a slight curvature in the longitudinal direction, you can allow a small axial misalignment so that, for example, bending moments resulting from an eccentric drill load are not transferred from the rotor shaft 4 or the drill shaft 5 to the reduction gear 6.
The cartridge-shaped turbine 1, which consists essentially of the rotor 2 and the stator 3, is shown in FIG. 3, which, like FIG. 2, shows a section along a plane containing the longitudinal axis and is kept to the same scale as FIG , shown in detail.
In order to reduce the length of FIG. 3, however, the support ring 108 is shown interrupted or shortened; the length of this support ring is such that the thread 128 (FIG. 6) can accommodate the thread 29 shown in FIG. 5B. With the rotor shaft 4, seven rotor blade rings 100 are wedged by means of two longitudinal wedges 101, only one of which is visible in FIG. 3. Axial movements of the blade rings or rings 100 are prevented by the retaining nut 102, which is provided with a clamping screw 103 and the rings 100 presses against a shoulder provided at the upper end of the rotor shaft 4.
The blades are attached to the rings 100 in the usual manner. Details of the blade shape, etc. are given below.
The axial thrust acting on the rotor shaft 4 is transmitted to the drill shaft 5 by a rotor thrust bearing 20, which is designed as a Kingsbury type bearing and is provided at the lower end of the Läu ferwelle 4. This bearing is supported by ribs or webs 109 which are attached to the support ring 108, which in turn - as can also be seen from FIG. 6 - is connected at its lower end to the drill shaft 5 by the external thread 128.
In the case of the bearing 20, a bearing block 104 is connected to the rotor shaft 4 by a wedge 105. The underside of the block 104 engages the bearing pieces 106, only one of which is visible in FIG. 3, and which are supported by the bearing housing 107, which is supported by the ribs 109, by means of which it is attached to the support ring 108. is firm. The lower end of the bearing housing 107 is closed by means of a bearing cover 111 which is screwed into the bearing body 20.
In the space between the bearing block 104 and the bearing housing 107, a sealing unit is provided to prevent drilling fluid from penetrating into the inner space 110 of the bearing; This sealing unit consists of a wear ring 112, a sealing ring 113 of circular cross-section, a wedge-shaped ring 115 made of the material available under the name Teflon, a ring 114 made of carbon or graphite and a number of springs 116a, which are in a sealing part 116 held by a clamping screw 116b are inserted. A resilient ring 117 holds the wear ring 112 in its position against the pressure of the springs 116a.
The cavity 110 is closed at its lower end by a bellows or a tubular membrane 118 which is attached to the bearing housing 107 by means of an annular construction part 119; the latter carries a sealing ring 120 of circular cross-section to prevent drilling fluid from penetrating along the ring 119 into the cavity 110.
The tubular membrane 118 acts as a pressure equalizing device to keep the fluid pressure in the cavity 110 essentially at the same level as the pressure of the drilling fluid circulating outside, which the latter has access to the outside of the tubular membrane 118 via the axial channel in the cap part 111 . For filling or refilling the cavity 110 with lubricant, the channel 121 is used, which is normally closed by a stopper 122 provided with a sealing ring 123 of circular cross section. A radial bearing 124 supports the rotor shaft 4 within the bearing housing 107 in the radial direction.
The upper end of the rotor shaft 4 carries a spline 125 so that the rotor shaft can be coupled to the drive shaft 55 of the reduction gear; the wedge tracks 125 are convex in the manner already indicated.
The stator 3 is composed of eight rings 126 carrying the stator or guide vanes. In Figure 4, the assembled stator rings 126 - partially cut open - provides perspective Darge, the stator blades are omitted to keep the illustration clearer. The rings 126 are each stepped on the outside at one end and on the inside at the other end, so that they can be partially pushed into one another as shown in FIG.
The rings have two diametrically opposed keyways 130, in the two nose wedges 127 are resiliently inserted to clamp the rings with one another. These wedges 127 project outwardly with respect to the outer surfaces of the rings 126 and also serve to wedge the stator with the drill shaft 5, which will be explained with reference to FIG.
At the right end of FIG. 4, which corresponds to the lower end of FIG. 3, the wedges 127 extend a little beyond the last ring 126, and these projecting parts have notches or grooves <I> 127a </ I >, which may make it easier to remove the wedges. In Fig. 3 it can be seen that the lower ends of the wedges 127 are in contact with the spacer ring 129, the lower end of which rests against the support ring 108.
The thread <B> 128 </B> on the support ring <B> 108 </B> can be screwed into a corresponding thread 29 of the drill shaft 5 (see FIG. 6), and a resilient retaining ring is used to hold the support ring in place. He clamps the stator rings 126, the spacer ring 129 and the support ring 108 with the inner shoulder of the drill shaft 5 (see Fig. 6). According to Fig. 3, the position of the stator 3 relative to the Läu fer 2 is not completely determined, and if the tur bine 1 before assembly or
Installation and while it is to be treated as a separate unit, it can be useful to bring the stator 3 into the correct position by pouring molten wax into the spaces between the blades and allowing the wax to solidify. This wax can easily be removed if necessary. To prevent damage to the first stage stator blades during assembly or transportation, etc., a protective ring 132 is provided.
Fig. 5 shows the storage unit 23 (Fig. 1 and 6) in a section containing the longitudinal axis. This figure consists of the two parts 5A and 5B, which are jointly referred to below as FIG. 5;
the lower end of FIG. 5A adjoins the upper end of FIG. 5B. Fig. 5 is drawn to the same scale as Fig. 2 and 3, and the portion left out at the broken point shown in Fig. 5A has a length such that the total length of the complete turbine assembly between its shoulders is 120 cm.
The unit 23 consists of two main parts, namely the drill shaft 5 and the housing 7. This unit is shown in Fig. 5 in the position that it occupies in a turbine unit which works in a vertical borehole. The upper end of the housing 7 has an internal thread 150 so that the housing can be connected in the usual manner to the lower end of a drill rod, a drill collar or a ram device. The lower end of the drill shaft 5 is provided with an external thread 151, which makes it possible to connect the shaft to a tool connector 152.
The unit 23 also includes axial or thrust bearings 21 and 22 and a radial bearing 153; these bearings, designed in the usual way, are arranged in the space between the housing 7 and the drill shaft 5. The bearings 21, 22 and 153 are secured against axial movements by a Haltemut ter 157 which is screwed into an internal thread of the housing 7 Ge.
In order to prevent drilling mud from penetrating into the cavity 154 containing the bearings 21, 22 and 153, sealing units 155 and 156 are provided, which are designed in the same way as the seals of the cavity containing the thrust bearing 20 for the rotor shaft 4.
Above the sealing unit 155 there is another cavity 158 between the streamlined guide piece 159, the housing 7 and the drill shaft 5. The streamlined guide or insert piece 159, the curved upper side of which forms part of the inner surface of the channels for the drilling fluid (Fig . 1), is connected to the housing 7 by clamping screws 171.
A narrow radial gap remains between the inner surface of the insert 159 and the surface of the drill shaft 5, so that drilling fluid can enter the cavity 158 during operation. This cavity contains a pressure equalization device for the storage space 154 in the form of two annular bellows 160 and 161, which are connected to one another at their upper ends by a sealing plate 162 and are attached to an annular construction part 163.
This device is exposed to the hydrostatic pressure of the drilling fluid on its outside before it flows through the turbine 1, and it has the task of increasing the pressure of the lubricant within the storage space 154 to a substantially equally large value to allow the passage of Eliminate liquid along the sealing units 155 and 156 as far as possible. However, a pressure difference arises at the sealing unit 156 which corresponds to the pressure drop in the turbine 1.
A sealing ring 164 of circular cross-section lies in a groove on the outside of the ring 163, in order to effect a seal between the outer surface of the ring and the inner surface of the housing 7; Another sealing ring 165 with a circular cross-section is provided between the support ring 163 and a wear ring 166. The ring 163 is pressed by a spacer ring 188 against a shoulder formed inside the housing 7 and is held at a distance from the streamlined insert 159.
The cavity 154 can, if necessary, feed a lubricant through the channel 167, which is normally closed by a plug 168 which carries a sealing ring 169 of circular cross-section and is held in the opening of the channel 167 by a resilient ring 170.
Another sealing assembly, which consists of an inner support ring 172, a packing or filling ring 173, a number of sealing collars 174, a filling ring 175, a seal housing 176 and an outer support ring 177, is below the sealing assembly 156 > Arranged to seal the gap between the lower end of the housing 7 and the drill shaft 5.
Openings or channels 184 in the drill shaft 5 and corresponding channels 184a (FIG. 3) in the support ring 108 of the turbine 1 make it possible for drilling fluid to flow from the outlet space of the turbine into the cavity <B> 183 </ B > Enters outside the sealing unit 156. The pressure drop along the unit 156 is then only equal to the pressure drop along the turbine 1, while the pressure drop along the further sealing unit mentioned is equal to the pressure drop between the turbine outlet space and the borehole outside the housing 7.
The housing 176 of the additional sealing unit is fixed in the axial direction by a resilient retaining ring 178. A sealing ring 179 with a circular cross section is provided in a groove on the outside of the seal housing 176 in order to effect a seal between the outer surface of the housing 176 and the inner surface of the housing 7.
The outer seal support ring 177, which is always held captive by the snap ring 178 Festge, is connected during operation to the tool connector 152 by a clamping screw 180, which is secured by a snap ring 181 against loosening. Another sealing ring 182 of circular cross section lies in a groove of the tool connection piece 152.
The storage unit 23 also has various features that relate to the assembly of the turbine unit and its operation. These include the wedge tracks 185 at the upper end of the drill shaft 5, which fit into a corresponding Keilver toothing in the extension 75 (Fig. 2) of the driven shaft of the transmission 6 (Fig. 6). Just like the wedge tracks 125 (Fig. 3) of the rotor shaft 4, the edges of the wedge tracks 185 are slightly arched or convex in the longitudinal direction, so that an alignment error between the axes is permissible with eccentric loading.
In addition, the upper end of the drill shaft 5 penetrating channels 190 are provided so that the drilling fluid can flow from the space on the outside of the housing 15 of the gear 6 to the inlet of the turbine 1 (Fig. 6).
An internal thread 29 provided at the lower end of the drill shaft 5 serves to accommodate the external thread 128 of the turbine 1; Furthermore, a groove 192 is provided which receives a snap ring. At the lower end of the tool connection piece 152, a sieve <B> 186 </B> is held in position by a snap ring 187;
this screen prevents coarse solids from entering the turbine in the event of drilling fluid flowing back. On the inside of the housing 7, wedge tracks 191 for receiving the ribs 42 and 43 of the housing 15 of the transmission 6 are formed.
The assembly of the various sub-assemblies ver is tert erläu with reference to FIG. 6, which reproduces a longitudinal section through the entire tur binenaggregat; However, FIG. 6 is not drawn to the same scale as FIGS. 2, 3 and 7.
The gear 6 forms a structural unit and can be pushed into the housing 7 of the unit 23 from above after the tool connection piece 200, which according to FIG. 6 is screwed into the internal thread 150 at the upper end of the housing 7, has been removed.
When inserting the transmission unit 6 from above, the ribs 42 and 43 slide into the keyways 191 in the housing 7 until a ge split support ring 201, which fits resiliently into the space behind the projections 44 of the ribs 42, on a shoulder 202 on the Inside of the housing 7 abuts. Before tightening the tool connector. Piece 200 a conical ring 203 is used, through which the transmission unit 6 is finally clamped Festge.
When the gear 6 is properly installed, the spline 185 of the drill shaft engages in the spline 87 (Fig. 2) in the extension 75 (Fig. 2) of the pinion cage 19, the drill shaft 5 being rotated from the lower end in such a way that the splines can be pushed into one another.
The turbine 1, in which the stator 3 is held against the rotor 2 by solidified wax Festge, is inserted into the drill shaft 5 from the lower end after the tool connector 152 has been removed. The nose wedges 127 of the stator 3 slide into the keyways 189 of the drill shaft 5, and finally the spline 125 at the upper end of the rotor shaft must be brought into engagement with the internal spline 86 of the shaft 55 of the transmission 6, for which the turbine 1 is opposite the housing 7 carefully rotates ver.
Finally, the turbine 1 is finally strengthened by screwing the thread 128 into the thread 29 and inserting a snap ring into the groove 192. Finally, as shown in FIG. 5, the work tool connector 152 is screwed on after the sealing ring 182 has been installed, and the sealing support ring 177 is fastened in its position by tightening the clamping screw 180 and securing it with the aid of the snap ring 181.
From Fig. 6 it can be seen that the drilling fluid speed after exiting the channels between the housing 7 and the housing 15, the space between the curved end surface 204 of the seal holder ring 83 (Fig. 2) of the gearbox 6 and the opposite ge Surface 205 of the upper end of the streamlined insert 159 (FIG. 5) of the bearing assembly 23 flows through to finally reach the inlet of the turbine through the channels 190 in the drill shaft.
In order to ensure sufficient cooling of the reduction gear of the turbine unit according to the invention, a heat exchanger can be provided through which the heat developed in the reduction gear is transferred to the fluid flowing through the turbine. In the turbine unit described with reference to FIGS. 1 to 6, a heat exchanger can thus be provided through which the lubricant for the transmission circulates and in which the lubricant is cooled by thermal contact with the drilling fluid.
An exemplary embodiment for an assembly comprising a transmission and a heat exchanger is shown in longitudinal section in FIG. The Ge gear is essentially the same as that shown in Fig. 1 and 2, which is why the corresponding components in Fig. 7 are each denoted by the same reference numerals.
7 shows that the heat exchanger 210 consists of a cylindrical outer jacket 211 and a coaxially arranged, cylindrical inner jacket 212, within which a central channel 216 extends. In the space between the jackets 211 and 212, a helically wound metal strip 213 is fastened in such a way that a helical channel 219 is formed.
The outer casing 211 fits with a sliding fit into an axial bore in the upper end 214 of the housing 15 for the gear 6 and can thus move axially with respect to the housing 15. The gap between the lower end of the shell 211 and the housing 15 is bridged by an extendable bellows 215 folds.
This bellows holds back the lubricant that emerges from the upper end of the channels 218 during operation to flow into the channel 219 of the heat exchanger 210, and at the same time the outer jacket 211 and the bellows 215 work together like a pressure equalization device to essential to bring about a pressure equalization between the pressure of the lubricant within the heat exchanger 210 and the Ge housing 15 on the one hand and the pressure of the Bohrflüs fluid in the channel 10 on the other hand and thus reduce the risk that drilling fluid speed passes through the various seals.
The channels 218 are connected to the lubricant-filled cavities within the housing 15, and the lower end of the central channel 216 is connected via the channels 217 to the same cavities.
During the operation of the turbine unit, the lubricant is circulated through the heat exchanger 210 by the pumping action of the gear wheels. At all points of engagement of the gears, the lubricant is drawn or sucked into the tooth gaps that are spaced apart from one another and is pressed out of the space between the teeth moving towards one another; in the case of a sun gear, four planetary pinions and a ring gear, there are thus eight points at which a suction effect occurs, and eight points at which pressure is applied to the lubricant.
There are numerous possibilities to forward the lubricant thus conveyed depending on the ge desired circulation volume. In the construction according to FIG. 7 it is assumed that only the second stage of the transmission 6 can take over the required lubricant circulation, where the lubricant sucked out of the heat exchanger 210 is sucked in through the channels 217 and conveyed back to the heat exchanger through the channels 218 becomes.
The pressure increase points between the sun gear 17 and the planetary pinions and between the latter and the ring gear 18 can be connected in parallel through channels provided in the cage 19, but not shown here. The suction points can be switched in parallel in a similar way. If too large a quantity of lubricant is circulated in this way, he may wish to short-circuit part of this quantity, e.g.
B. with the help of channels in the cage 19, which connect the pressure generation points on the circumference of the sun gear 17 with the suction points on the circumference of the ring gear 18. Furthermore, he may wish to ensure that part of the pumped lubricant flows through grooves in the planetary pinion bearing pin so that a constant exchange of the oil in these bearings is guaranteed. If necessary, you can also use the pinion of the first gear stage in a similar manner as pumps.
According to FIG. 7, the lubricant flows through the channels 218 into the helical channel 219 and thus comes into contact with the inner surface of the outer shell 211. The drilling fluid flowing through the channel 10 to the turbine 1 washes over the outer surface of the shell 211, and this drilling fluid is normally at a lower temperature than the lubricant in the channel 219, so that the lubricant gives off heat to the drilling fluid via the jacket 211.
The lubricant cooled in the heat exchanger 210 flows back to the transmission 6 through the central duct 216 and the ducts 217. During this circulation of the lubricant, the heat generated in the gear 6 is transferred to the drilling fluid, and thus excessive heating of the gear 6 is avoided.
It should be noted that you can make numerous changes in terms of the constructive details of the turbine units described. It is Z. B. possible to arrange a thrust bearing for the rotor shaft 4 in the reduction gear 6. In this case, the rotor shaft 4 can carry its axial thrust to the shaft 55 via a long bolt which is screwed into a small hole that extends through the rotor 4.
The thrust of the rotor can then be transmitted back to the drill shaft 5 via a ring which is arranged between the planetary pinion cage 19 and the drill shaft 5, and the thrust bearing 20 can now be replaced by a simple slide bearing.
Furthermore, the lubricant spaces in the reduction gear 6 and in the thrust bearings 21 and 22 z. B. connect to one another by means of one or more channels in the housing 7, means being provided to prevent the penetration of drilling fluid into these cavities when the reduction gear 6 is removed. In this case, the bellows 160 and 161 and also the sealing unit 156 and the holes 184 can be omitted.
The seal is then made by the sealing sleeves 174, which must be arranged as a seal acting in both directions, so that no drilling fluid can enter the storage cavities when the drilling tool is lowered into a borehole.
In addition, it is possible to use the bellows of the various pressure compensation devices, e.g. B. the bellows 46, zen to erset by flexible bags, which are arranged in protective housings. This would make it easier to supply the unit with lubricant every time it is pulled out of the borehole; for this purpose one would have to provide filling openings closed by plugs at suitable places.
It should be noted that the information about the various dimensions and operating conditions of the turbine unit described is only an exemplary embodiment, and that changes can be made depending on the requirements of the individual case.