Vorrichtung zum abgedichteten Überführen einer unter Druck stehenden Flüssigkeit von einem stationären Teil zu einem sich drehenden Teil oder umgekehrt Die Erfindung bezieht sich auf eine Vorrichtung zum abgedichteten Überführen einer unter Druck stehenden Flüssigkeit von einem stationären Teil zu einem sich dre henden Teil, wie einer Welle, oder umgekehrt, wobei der sich drehende Teil innerhalb eines Gehäuses gelagert ist, das mindestens eine Ringkammer aufweist, die an ihrer inneren Seite durch einen Teil der Umfangsfläche des sich drehenden Teils begrenzt ist, in welcher ein radialer Kanal desselben mündet, während in der Aussenseite dieser Ringkammer ein sich gleichfalls radial erstrecken der Kanal mündet,
der sich weiter wenigstens teilweise durch das stationäre Gehäuse hindurch erstreckt und der mit dem anderen radialen Kanal über diese Ring kammer verbunden ist, und wobei zu beiden Seiten der Ringkammer Gleitlager für den sich drehenden Teil an geordnet sind.
Vorrichtungen der vorgenannten Art sind bekannt. Sie finden hauptsächlich Verwendung für Schiffsschrau ben mit hydraulisch steuerbaren Schaufeln, bei welchen Öl unter sehr hohem Druck von einer nicht mit der Welle der Schraube drehenden Pumpe zu Kanälen in nerhalb der Welle zu überführen ist. Die Kanäle erstrek- ken sich axial durch die Welle der Schraube und stehen je in Verbindung mit einem sich radial zu der Umfangs fläche der Welle hin erstreckenden Kanal. Im Regelfall sind zwei solche radiale Kanäle vorgesehen, von welchen jeder mit einer Überführungsvorrichtung der vorgenann ten Art zusammenwirkt.
Im Rahmen der nachfolgenden Beschreibung wird ausschliesslich Bezug genommen auf eine Schiffsschraube mit steuerbaren Schaufeln, wobei zur Vereinfachung nur eine der Vorrichtungen der ein gangs genannten Art, von welchen für solche Schiffs schrauben im Regelfall zwei zur Verwendung kommen, näher beschrieben wird. In diesem Zusammenhang sei der Hinweis vorgenommen, dass für Vorrichtungen der im Rahmen der vorliegenden Erfindung angesprochenen Art auch andere Anwendungsbereiche denkbar sind.
Infolge des sehr hohen Druckes der zu überführen den Flüssigkeit und infolge des sehr grossen Durchmes- sers der Welle von Schiffsschrauben sehr grosser Schiffe kann es nicht verhindert werden, dass ein Teil der Flüs sigkeit durch die Gleitlager hindurchgedrückt wird und in die Abführkanäle für diese Leckflüssigkeit kommt. An den Enden des im Regelfall rohrförmigen Gehäuses sind Dichtungen angeordnet, welche mit der drehenden Welle zusammenwirken.
In der vorbekannten Vorrich tung resultiert nun der Druck der zugeführten Flüssig keit und der zwischen der Welle und den Gleitlagern zu entweichen versuchenden Leckflüssigkeit in einer Erhö hung des Durchmessers des rohrförmigen Gehäuses, wo durch das Lagerspiel so gross wird, dass eine nicht mehr zuzugestehende Leckage der Flüssigkeit auftritt. Für die Steuerung der Schaufeln der Schiffsschraube steht also dann nur eine Teilmenge der unter Druck stehenden Flüssigkeit zur Verfügung, was wiederum zur Folge hat, dass die Pumpenkapazität zu überhöhen ist, um erfor derlich werdende Steuerungen vornehmen zu können.
Unter Berücksichtigung der vorstehenden Ausfüh rungen bezweckt die Erfindung, eine Leckage der unter Druck stehenden Flüssigkeit so weit wie möglich zu ver meiden.
Diese Aufgabe wird dadurch gelöst, dass bei einer Vorrichtung der eingangs genannten Art erfindungsge- mäss eine Ausgleichseinrichtung vorgesehen wird, auf welche die unter Druck stehende Flüssigkeit während ihrer Überführung einwirkt, um nach aussen gerichtete Kräfte auszugleichen, die in den Gleitlagern durch die unter Druck stehende Flüssigkeit in radialer Richtung hervorgerufen werden Mit dieser Massnahme kann verhindert werden, dass das Lagerspiel als Folge der durch die Gleitlager hin- durchfliessenden Flüssigkeit in einem unerwünschten Ausmasse grösser wird.
Es kann zwar nicht verhindert werden, dass eine gewisse Leckage auftritt, eine solche muss aber ohnehin vorhanden sein, um die Gleitlager zu schmieren und zu kühlen, zu welchem Zwecke auch das Lagerspiel nicht zu klein bemessen sein darf, weil an derseits sonst die Temperatur der Gleitlager zu hoch werden würde.
In einer bevorzugten Ausführungsform der erfin- dungsgemässen Vorrichtung besteht die Ausgleichsein richtung aus einem die Aussenfläche des stationären Ge häuses abgedichtet umfassenden Körper, in welchen ein sich wenigstens teilweise radial erstreckender und im wesentlichen mit dem radialen Kanal des Gehäuses fluchtender Kanal vorhanden ist, und aus einer Ring kammer an der Aussenseite des Gehäuses, welche der Ringkammer nach der Innenseite dieses Gehäuses ge genüberliegt und über welche die Kanäle in dem bei rohrförmigem Gehäuse rohrförmig ausgebildeten Körper untereinander verbunden sind.
Die an der Aussenseite des Gehäuses liegende Ringkammer weist zweckmässig eine solche axiale Länge nach zwei Richtungen auf, dass sie sich wenigstens teilweise über die Länge der Gleit- Lager erstreckt. Diese zweite Ringkammer braucht sich also nicht unbedingt über die ganze Länge der Gleit lager zu erstrecken, weil in diesem Zusammenhang da von ausggeangen werden kann, dass der zur Beaufschla- gung der Innenseite des Gehäuses kommende Flüssig keitsdruck nicht konstant über die volle Länge jedes Gleitlagers ist.
Dieser Flüssigkeitsdruck besitzt gegen das Ende des Gleitlagers in der Nähe des radialen Ka nals in der Welle einen Maximalwert, während er am anderen Ende einen Minimalwert besitzt, so dass die nach aussen gerichtete, resultierende Kraft, in einem Längsschnitt gesehen, kleiner ist als das Produkt aus Flüssigkeitsdruck und Länge der Gleitlager. Anderseits herrscht in der gesamten zweiten Ringkammer der ma ximale Flüssigkeitsdruck vor, so dass die resultierende, nach innen gerichtete Kraft gleich dem Produkt aus Flüssigkeitsdruck und Länge dieser zweiten Ringkam mer ist. Die zweite Ringkammer muss nun weiterhin eine grössere Länge aufweisen als die erste Ringkammer, weil sonst ein ausreichender Ausgleich nicht erhalten werden könnte.
Diese grössere Länge ist also die eigent liche Ursache dafür, dass das Lagerspiel bei der Über führung von Flüssigkeit unter Druck verringert wird.
Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nach folgend anhand der Zeichnung näher beschrieben. Es zeigen: Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine erste Ausfüh rungsform der erfindungsgemässen Vorrichtung, Fig. 2 einen Längsschnitt durch eine zweite Ausfüh rungsform der erfindungsgemässen Vorrichtung und Fig. 3 einen Längsschnitt durch eine dritte Ausfüh rungsform derselben.
Fig. 1 zeigt im Längsschnitt ein Gehäuse zur Zufüh rung von Öl unter Druck, welches mit der Vorrichtung versehen ist. Die Bezugsziffer 1 bezeichnet die Welle einer Schiffsschraube, in welcher ein axialer Kanal 2 vorgesehen ist, der zu der Steuervorrichtung der steuer baren Schaufeln der Schraube führt und an einen radia len Kanal 3 angeschlossen ist. Es sind noch weitere Ka näle vorhanden, die jedoch in der Zeichnung nicht dar gestellt sind. Das rohrförmige Gehäuse ist mit 4 be zeichnet, es ist mit vier Gleitlagern 5 und zwei Dichtun gen 6 ausgerüstet, von welchen nur zwei Gleitlager 5 und eine Dichtung 6 in der Zeichnung gezeigt sind.
Zwi schen den Gleitlagern 5 ist in dem Gehäuse 4 eine Aus- nehmung in der Form einer Ringkammer 7, dem radia len Kanal 3 gegenüberliegend, ausgeformt. In derselben Radialebene, in welcher der Kanal 3 liegt, erstreckt sich ein radialer Kanal 8 durch das Gehäuse 4 hindurch, die ser mündet in der Ringkammer 7. Über das andere Ende des Kanals 8 ist ein zylindrischer Ring 9 geschoben, der mittels O-Ringen 10 abgedichtet mit dem Gehäuse 4 verbunden ist. Durch diesen Ring 9 hindurch erstreckt sich ein radialer Kanal 11, welcher mit dem Kanal 8 fluchtet.
An der Aussenseite des Kanals 11 ist die zu einer nicht dargestellten Flüssigkeitspumpe, wie einer Ölpumpe, führende, gleichfalls nicht dargestellte Druck leitung angeschlossen. Das innere Ende des Kanals 11 mündet in einer zweiten Ringkammer 12, die als eine Ausnehmung in der äusseren Umfangsfläche des Ge häuses 4 angeordnet ist. Diese Ringkammer 12 besitzt eine grössere Länge als die Ringkammer 7 und erstreckt sich über eine Teillänge der Gleitlager 5. Das an den La gern 5 an beiden Seiten der Ringkammer 7 vorbeiströ- mende Öl kann über Leckageleitungen 13 und 14 abge leitet werden.
Wenn Öl unter Druck durch die nicht dargestellte Druckleitung von der Ölpumpe zugeführt wird, dann strömt die grössere Menge dieses Öls durch den Kanal 11, die zweite Ringkammer 12, den Kanal 8, die erste Ringkammer 7 und den Kanal 3 zu dem Kanal 2 hin und von diesem zu der nicht dargestellten Steuervorrich tung der Schiffsschraube. Eine kleinere Ölmenge bis maximal 15 % strömt durch die Gleitlager 5 zu den Leitungen 13 und 14 hin. Der Druck dieses Leckageöls versucht das Lagerspiel zu vergrössern und weiterhin das rohrförmige Gehäuse 4 radial auszudehnen. Dieser Ausdehnung wirkt jedoch der in der Ringkammer 12 vorherrschende, radial nach innen wirkende Öldruck entgegen.
Die nach aussen gerichteten Drücke sind nicht gleich über die Gesamtlänge der beiden Gleitlager 5, sie wechseln vielmehr von einem Maximalwert zu einem Minimalwert. Der Maximaldruck herrscht am Ende je des Gleitlagers 5 nahe der Ringkammer 7 vor, während der Minimaldruck am anderen Ende vorherrscht. Die nach aussen gerichtete, resultierende Kraft in der Achse des Kanals 8, in einem Längsschnitt gesehen, ist also kleiner als das Produkt aus Öldruck und Gesamtlänge der beiden Gleitlager. In der Ringkammer 12 herrscht überall der volle Öldruck vor, so dass die resultierende, nach innen gerichtete Kraft gleich dem Produkt aus die sem Druck und der Länge der Ringkammer 12 ist.
Aus diesem Tatbestand resultiert die Feststellung, dass zum Erreichen eines ausreichenden Ausgleiches die Länge der Kammer 12 grösser sein muss als die Länge der Kammer 7, jedoch kleiner als der Gesamtabstand zwi schen den Enden der Gleitlager, die in bezug aufeinan der sich in verschiedenen Richtungen erstrecken. Durch eine geeignete Wahl der Länge der Ringkammer 12 kann also selbst für einen übermässigen Ausgleich vor gesorgt werden, was zur Folge hat, dass der Druck des zugeführten Öls eine radiale Zusammendrückung des Gehäuses hervorruft.
In der in Fig. 2 dargestellten zweiten Ausführungs form der erfindungsgemässen Vorrichtung sind für gleiche Teile gleiche Bezugsziffern gewählt. In Unter scheidung zu der vorbeschriebenen Ausführungsform ist hier die zweite Ringkammer in dem Gehäuse 4 selbst ausgeformt und mit der Bezugsziffer 15 bezeichnet. Diese Kammer 15 grösserer Länge geht in die Kammer 7 über, wobei Lippen 4a und 4b die Kammer 15 teil weise von der Welle 1 abtrennen.
Der einen Ausgleich bewirkende Öldruck wirkt nunmehr auf diese Lippen 4a und 4b ein, wodurch die nach aussen gerichtete Kraft auf diese Lippen als ein Ergebnis des Druckes des Leck öls ausgeglichen wird. Die Länge der Kammer 15 ent spricht im wesentlichen der Länge der Kammer 12 in Fig. 1. In der in Fig. 3 dargestellten Ausführungsform fin det ein Ring 16 für den Ausgleich Verwendung, der innerhalb des Gehäuses 4 angeordnet ist und die Gleit lager 5 lagert. Dieser Ring 16 ist durch O-Ringe 17 ge genüber dem Gehäuse 4 abgedichtet, er ist in einer Aus- nehmung 18 der Innenwand des Gehäuses 4 angeordnet, wodurch um den Ring 16 herum die zweite Ringkammer 19 geformt wird.
In dieser Ausführungsform wirkt der dem Ausgleich dienende Öldruck über diese Kammer 19 auf die äussere Umfangsfläche des Ringes 16 und gleicht damit dessen radiale Ausdehnung aus. Die Länge der Kammer 19 entspricht auch hier wiederum der Länge der Kammer 15 bzw. der Kammer 12 in den Ausführungsformen nach den Fig. 2 bzw. 1.
Unter den dargestellten Ausführungsformen wird der Ausführungsform gemäss Fig. 1 der Vorzug zu geben sein. Die beschriebene Vorrichtung eignet sich insbeson dere für solche Anwendungsbereiche, wo mit sehr ho hen Öldrücken gearbeitet wird und wo die Wellendurch messer sehr gross sind, wie dies insbesondere bei sehr grossen Tankern der Fall ist. Abschliessend sei darauf hingewiesen, dass bei niedrigen Öldrücken und Wellen kleinen Durchmessers eine Ausdehnung des Gehäuses kaum feststellbar ist und deshalb für solche Fälle ein solcher Ausgleich nicht vorzusehen ist.
Apparatus for the sealed transfer of a pressurized liquid from a stationary part to a rotating part or vice versa. The invention relates to an apparatus for the sealed transfer of a pressurized liquid from a stationary part to a rotating part, such as a shaft, or vice versa, wherein the rotating part is mounted within a housing which has at least one annular chamber which is delimited on its inner side by part of the circumferential surface of the rotating part, in which a radial channel of the same opens out, while in the outside of this Annular chamber, which also extends radially, opens into the channel,
which further extends at least partially through the stationary housing and which is connected to the other radial channel via this annular chamber, and sliding bearings for the rotating part are arranged on both sides of the annular chamber.
Devices of the aforementioned type are known. They are mainly used for marine screws ben with hydraulically controllable blades, in which oil is to be transferred under very high pressure from a pump that does not rotate with the shaft of the screw to channels inside the shaft. The channels extend axially through the shaft of the screw and are each connected to a channel extending radially towards the circumferential surface of the shaft. As a rule, two such radial channels are provided, each of which cooperates with a transfer device of the aforementioned type.
In the context of the following description, reference is made exclusively to a propeller with controllable blades, for simplicity only one of the devices of the type mentioned, of which two are usually used for such propellers, is described in more detail. In this context, it should be noted that other areas of application are also conceivable for devices of the type addressed in the context of the present invention.
Due to the very high pressure of the liquid to be transferred and due to the very large diameter of the shaft of the propellers of very large ships, it cannot be prevented that part of the liquid is pressed through the slide bearings and gets into the drainage channels for this leakage liquid . Seals that interact with the rotating shaft are arranged at the ends of the usually tubular housing.
In the previously known device, the pressure of the supplied liquid and the leakage liquid trying to escape between the shaft and the plain bearings results in an increase in the diameter of the tubular housing, where the bearing play becomes so large that leakage is no longer to be conceded Fluid occurs. Only a subset of the pressurized liquid is then available for controlling the blades of the propeller, which in turn means that the pump capacity is too high to be able to carry out the necessary controls.
Taking into account the foregoing Ausfüh ments, the invention aims to avoid leakage of the pressurized liquid as much as possible.
This object is achieved in that in a device of the type mentioned, according to the invention, a compensation device is provided on which the pressurized liquid acts during its transfer in order to compensate for outwardly directed forces that are in the slide bearings due to the pressurized Liquid can be produced in the radial direction. This measure can prevent the bearing play from increasing to an undesirable extent as a result of the liquid flowing through the slide bearings.
Although it cannot be prevented that a certain leakage occurs, it must be present anyway in order to lubricate and cool the plain bearings, for which purpose the bearing play must not be too small, because otherwise the temperature of the Bearings would become too high.
In a preferred embodiment of the device according to the invention, the compensating device consists of a body encompassing the outer surface of the stationary housing in a sealed manner, in which there is an at least partially radially extending channel that is essentially aligned with the radial channel of the housing, and of one Ring chamber on the outside of the housing, which is opposite the ring chamber to the inside of this housing ge and through which the channels in the tubular body in the tubular housing are connected to one another.
The annular chamber located on the outside of the housing expediently has such an axial length in two directions that it extends at least partially over the length of the sliding bearing. This second annular chamber does not necessarily have to extend over the entire length of the sliding bearing, because in this context it can be assumed that the liquid pressure applied to the inside of the housing is not constant over the full length of each sliding bearing .
This fluid pressure has a maximum value towards the end of the sliding bearing near the radial channel in the shaft, while it has a minimum value at the other end, so that the outwardly directed, resulting force, seen in a longitudinal section, is smaller than the product from the fluid pressure and length of the plain bearing. On the other hand, the maximum liquid pressure prevails in the entire second annular chamber, so that the resulting, inwardly directed force is equal to the product of the liquid pressure and the length of this second annular chamber. The second annular chamber must now continue to have a greater length than the first annular chamber, because otherwise adequate compensation could not be obtained.
This greater length is the actual reason why the bearing play is reduced when liquid is transferred under pressure.
Embodiments of the invention are described in more detail according to the following with reference to the drawing. 1 shows a longitudinal section through a first embodiment of the device according to the invention, FIG. 2 shows a longitudinal section through a second embodiment of the device according to the invention, and FIG. 3 shows a longitudinal section through a third embodiment of the same.
Fig. 1 shows in longitudinal section a housing for the supply tion of oil under pressure, which is provided with the device. Reference number 1 denotes the shaft of a ship's propeller, in which an axial channel 2 is provided, which leads to the control device of the controllable blades of the screw and is connected to a radia len channel 3. There are more channels available, but they are not shown in the drawing. The tubular housing is marked with 4 be, it is equipped with four sliding bearings 5 and two Dichtun gene 6, of which only two sliding bearings 5 and a seal 6 are shown in the drawing.
Between the slide bearings 5, a recess in the form of an annular chamber 7, opposite the radial channel 3, is formed in the housing 4. In the same radial plane in which the channel 3 is located, a radial channel 8 extends through the housing 4, the water opens into the annular chamber 7. Over the other end of the channel 8, a cylindrical ring 9 is pushed, which by means of O-rings 10 is connected to the housing 4 in a sealed manner. A radial channel 11, which is aligned with the channel 8, extends through this ring 9.
On the outside of the channel 11 is connected to a liquid pump, not shown, such as an oil pump, leading, also not shown pressure line. The inner end of the channel 11 opens into a second annular chamber 12 which is arranged as a recess in the outer circumferential surface of the housing 4. This annular chamber 12 has a greater length than the annular chamber 7 and extends over part of the length of the plain bearings 5. The oil flowing past the bearings 5 on both sides of the annular chamber 7 can be diverted via leakage lines 13 and 14.
If oil is supplied under pressure through the pressure line, not shown, from the oil pump, then the greater amount of this oil flows through the channel 11, the second annular chamber 12, the channel 8, the first annular chamber 7 and the channel 3 to the channel 2 and back from this to the not shown Steuervorrich device of the propeller. A smaller amount of oil up to a maximum of 15% flows through the plain bearings 5 to the lines 13 and 14. The pressure of this leakage oil tries to increase the bearing play and continue to expand the tubular housing 4 radially. However, this expansion is counteracted by the oil pressure which is predominant in the annular chamber 12 and acts radially inward.
The outwardly directed pressures are not the same over the total length of the two plain bearings 5, rather they change from a maximum value to a minimum value. The maximum pressure prevails at the end of each slide bearing 5 near the annular chamber 7, while the minimum pressure prevails at the other end. The outwardly directed, resulting force in the axis of the channel 8, seen in a longitudinal section, is therefore smaller than the product of the oil pressure and the total length of the two plain bearings. The full oil pressure prevails everywhere in the annular chamber 12, so that the resulting inward force is equal to the product of this pressure and the length of the annular chamber 12.
This fact results in the determination that in order to achieve sufficient compensation, the length of the chamber 12 must be greater than the length of the chamber 7, but smaller than the total distance between the ends of the plain bearings that extend in different directions with respect to one another . A suitable choice of the length of the annular chamber 12 can therefore even provide for excessive compensation, with the result that the pressure of the supplied oil causes a radial compression of the housing.
In the second embodiment of the device according to the invention shown in FIG. 2, the same reference numbers are chosen for the same parts. In contrast to the embodiment described above, here the second annular chamber is formed in the housing 4 itself and denoted by the reference number 15. This chamber 15 of greater length merges into the chamber 7, lips 4a and 4b partially separating the chamber 15 from the shaft 1.
The equalizing oil pressure now acts on these lips 4a and 4b, thereby equalizing the outward force on these lips as a result of the pressure of the leakage oil. The length of the chamber 15 corresponds essentially to the length of the chamber 12 in Fig. 1. In the embodiment shown in Fig. 3 fin det a ring 16 for the compensation use, which is arranged within the housing 4 and the slide bearing 5 stores . This ring 16 is sealed against the housing 4 by O-rings 17; it is arranged in a recess 18 in the inner wall of the housing 4, whereby the second annular chamber 19 is formed around the ring 16.
In this embodiment, the compensating oil pressure acts via this chamber 19 on the outer circumferential surface of the ring 16 and thus compensates for its radial expansion. The length of the chamber 19 here again corresponds to the length of the chamber 15 or the chamber 12 in the embodiments according to FIGS. 2 and 1, respectively.
Among the illustrated embodiments, the embodiment according to FIG. 1 will be preferred. The device described is particularly suitable for those areas of application where work is carried out with very high oil pressures and where the shaft diameters are very large, as is the case in particular with very large tankers. Finally, it should be pointed out that with low oil pressures and shafts with small diameters, expansion of the housing can hardly be determined and therefore such a compensation is not necessary for such cases.