Dichtung zwischen einem rotierenden und einem stillstehenden Teil
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Dichtung zwischen einem rotierenden und einem stillstehenden Teil. Mit dieser Dichtung kann der Durchtritt einer Flüssigkeit verhindert werden. Die Dichtung soll besonders bei Wasserturbinen und -pumpen angewandt werden können.
Bekannt sind Flüssigkeitsdichtungen mit einem auf dem rotierenden Teil festsitzenden und in einer feststehenden Ringkammer angeordneten Scheibe. Die Ringkammer ist mit Sperrflüssigkeit gefüllt, die sich in der gleichen Richtung dreht wie die Scheibe. Die Sperrflüssigkeit strömt der Ringkammer unter Druck über tangential am Kammerumfang einmündende Kanäle zu.
Durch die Rotation des Flüssigkeitsringes treten Fliehkräfte auf, die die Durchdringung des flüssigen bzw.
gasförmigen Mediums durch die Dichtung verhindern (siehe beispielsweise die sowjetische Patentschrift Nr. 6473 Klasse 14c, 20/02 von 1926).
Kennzeichnend für derartige Dichtungen ist ein relativ hoher Kraftverbrauch, der von der Reibung zwischen der rotierenden Flüssigkeit und den Innenflächen der Ringkammer, die relativ gross sind, verursacht wird. Andererseits ist der durch Fliehkräfte entstehende innere Flüssigkeitsdruck relativ gering. Aus diesem Grunde sind die Flüssigkeitsdichtungen bei relativ hohen Gas- bzw. Flüssigkeitsdrücken am abzudichtenden Spalt zwar betriebsfähig, erfordern aber einen äusserst hohen Energieaufwand zur Erzeugung des notwendigen Innendruckes in der rotierenden Sperrflüssigkeit. Mitunter machen sich auch besondere Massnahmen gegen Verschleiss der Ringkammerwandungen und der Scheibe erforderlich.
Der letztere Umstand ist besonders wichtig, wenn die rotierende Sperrflüssigkeit nicht ausreichend gereinigt wird und schwebende Festteilchen enthält.
Es ist das Ziel der Erfindung, die obenerwähnten Schwierigkeiten zu beseitigen.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Dichtung zwischen einem rotierenden und einem stillstehenden Teil zu schaffen, mit einer auf dem rotierenden Teil festsitzenden Laufscheibe, die in der Nähe einer feststehenden Wand liegt, und mit tangential zum Laufscheibenrand verlaufenden und gegenüber diesem liegenden Kanälen in der feststehenden Wand, wobei der Abstand wischen der feststehenden Wand und der Laufscheibe am Scheibenrand klein ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäss dadurch gelöst, dass die feststehende Wand und die Laufscheibe mit ihren Randteilen einen Ringkanal bilden, der sich von der Drehachse aus nach aussen erweitert.
Diese Kanalerweiterung trägt dazu bei, dass die kinetische Energie der durch diesen Kanal aus der Dichtung austretenden Flüssigkeit in Druck umgesetzt wird. Dadurch wird der Kraftverbrauch der Dichtung kleiner. Daneben werden auch die Reibungsverluste beträchtlich geringer, da die Dichtung nur eine Wand an Stelle der ganzen Kammer, wie dies bei bekannten Flüssigkeitsdichtungen dieser Art der Fall ist, enthält.
Bei einer ersten Ausführungsform der Dichtung ist die feststehende Wand gleichzeitig auch der Boden einer Ringkammer, die sich auf der zur rotierenden Scheibe gegenüberliegenden Seite der Wand befindet und den die Scheibe tragenden rotierenden Teil umgibt. Diese Ringkammer besitzt am Umfang Austrittskanäle und wird mit dem Raum zwischen rotierender Scheibe und feststehender Wand möglichst näher zur Drehachse des rotierenden Teils durch eine Öffnung verbunden.
Während des Betriebs wird dabei durch die beschriebene Ringkammer die rotierende Flüssigkeit in der Menge abgeleitet, die die Betriebsfähigkeit der Dichtung noch nicht beeinträchtigt den Energieverbrauch zum Herauspressen der Sperrflüssigkeit durch den sich nach aussen erweiternden Ringkanal herabsetzen lässt.
Die Verbindung der beschriebenen Kammer mit dem Raum zwischen der feststehenden Wand und rotierenden Scheibe in der Nähe der Drehachse des rotierenden Teiles trägt dazu bei, dass die rotierende Flüssigkeit bei relativ geringem Druck abgesaugt wird, da der Druck in einem rotierenden Flüssigkeitsring bekanntlich mit dem Abstand zur Drehachse abnimmt.
Beim Absaugen der Sperrflüssigkeit treten also weder allzu hohe Reibungsverluste noch beachtliche Drosselung auf. Die Anordnung der Austrittsöffnungen am Kammerumfang, also in einem grossen Abstand von der Drehachse der Flüssigkeit, erleichtert die Herausschleuderung der Flüssigkeit durch diese Kanäle unter der Fliehkraftwirkung, der die rotierende Flüssigkeit ausgesetzt wird.
Es ist vorteilhaft, wenn die Austrittskanäle am Kammerumfang tangential liegen, da hierdurch die Strömungsverhältnisse für die austretende Flüssigkeit besser werden.
Soll die Dichtung bei einer Wasserturbine verwendet werden, so sollte die Scheibe auf der Turbinenwelle möglichst nahe beim Turbinenlaufrad liegen, während dann die feststehende Wand am Lagergehäuse der Turbine ihren Platz findet. Dadurch wird die Durchdringung des Wassers vom Laufrad zum Lager verhindert und die Entfernung des eventuell auf den Turbinendekkel gelangenden Leckwassers ermöglicht.
Der wichtigste Vorteil der Dichtung besteht darin, dass ihr Kraftverbrauch um das zweifache niedriger ist als bei bekannten Dichtungen dieser Art.
Nachstehend sind zwei Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes mit Bezugnahme auf beigefügte Zeichnungen in Anwendung auf eine Wasserturbine ausführlich beschrieben. Es zeigt
Fig. 1 einen Teil der mit einer Dichtung ausgestatteten Wasserturbine in schematischer Darstellung (Längsschnitt),
Fig. 2 den Schnitt II-II nach Fig. 1,
Fig. 3 eine andere Ausführungsform der erfindungsgemässen Dichtung für eine Wasserturbine in schematischer Längsschnittdarstellung,
Fig. 4 den Schnitt IV-IV nach Fig. 3.
Die in Fig. 1 dargestellte Flüssigkeitsdichtung hat die Aufgabe, den Spalt zwischen der Welle 1 der Was serturbine 2 und dem Wellenlager 3 abzudichten. Sie enthält zunächst eine auf der Turbinenwelle 1 in der Nähe des Lagers 3 sitzende Scheibe 4, die sich zusammen mit Welle 1 dreht. Gegenüber der Laufscheibe 4 ist am Lager 3 eine feststehende Wand in Gestalt einer weiteren Scheibe 5 angebracht. Diese Scheibe besitzt einen zur Laufscheibe 4 weisenden Ringbund am Umfang. Er ist also derjenige Teil der Scheibe 5, der sich im kleinsten Abstand von der Laufscheibe 4 befindet.
Der Ringbund 6 bildet zusammen mit dem abgeschrägten Laufscheibenrand einen sich von der Drehachse aus nach aussen erweiternden Ringkanal 7. Im Ringbund 6 sind weiter tangential gegenüber dem Laufscheibenrand auslaufende Kanäle 8 (Fig. 2) vorhanden, die über Rohre 9 (Fig. 1,2) mit Oberstau des Kraftwerkes (in der Zeichnung nicht gezeigt) verbunden wer den. Auf den Laufradscheiben 10, 11 der Turbine und den damit benachbarten feststehenden Gehäusescheiben sind ringförmige Vorsprünge vorgesehen, die Labyrinthdichtungen 13 und 14 bilden. Die Wellendrehrichtung ist in Fig. 2 mit Pfeil angedeutet.
Das Oberwasser strömt unter einem seinen Pegel stand entsprechenden Überdruck den Kanälen 8 zu und gelangt über diese in den Raum zwischen den Scheiben 4 und 5. Darin bildet sich ein rotierender Flüssigkeitsring, in dem der Druck durch Fliehkraftwirkung von der Drehachse zum Umfang zunimmt. Der erhöhte Druck im rotierenden Flüssigkeitsring verhindert die Durchdringung des meist sehr trüben Wassers aus dem Bereich des Laufrades an das Lager 3 und den Turbinendeckel 15.
Der erhöhte Druck am Umfang des rotierenden Flüssigkeitsringes bewirkt weiter, dass das Sperrwasser durch den Ringkanal 7 nach aussen austritt, wobei die Ringkanalenveiterung dazu beiträgt, dass die kinetische Energie der aus der Dichtung strömenden Flüssigkeit teilweise in Druck umgesetzt wird. Dadurch verringert sich der Kraftverbrauch der Dichtung.
Es ist zweckmässig, den Wasserdurchsatz durch den Ringkanal 7 so klein wie möglich zu halten, um die Energieverluste durch Ausströmung der Sperrflüssigkeit aus dem Ringkanal in den wassergefüllten Raum, in dem etwa der Druck der ausströmenden Flüssigkeit herrscht, herabzusetzen.
Das durch Kanäle 8 zufliessende überschüssige Oberwasser wird dann auf eine andere Weise abgeleitet.
Zu diesem Zweck wird bei einer anderen Ausfüh rungsform der Flüssigkeitsdichtung eine Ringkammer 16 (Fig. 3) unten im Lagergehäuse rings um die Turbinenwelle 1 herum vorgesehen. Der untere Boden 5a dieser Ringkammer hat die gleiche Aufgabe wie die feststehende Scheibe 5 bei der Dichtung nach Fig. 1, 2. Er besitzt ebenfalls Kanäle 8 für Wasserzuleitung in den Raum zwischen der Wand 5a und der Laubscheibe 4 und Herbeiführung des rotierenden Flüssigkeitsringes darin. Daneben ist im Kammerboden 5a eine Öffnung 17 vorhanden, die den erwähnten Raum mit der Ringkammer 16 verbindet. Die Kammer 16 besitzt ihrerseits Austrittskanäle 18 (Fig. 3, 4) am Umfang (in Fig. 1 ist nur einer davon gezeigt).
Diese Kanäle münden in die Ringkammer 16 tangential ein. Daran sind Ableitrohre 19 (in der Zeichnung ist nur eines davon gezeigt) angeschlossen. Es ist einleuchtend, dass der verhältnismässig grosse Abstand der Austrittskanäle 18 von der Drehachse des Flüssigkeitsringes die Wasserentfernung aus der Kammer 16 über Rohre 19 durch Fliehkraftwirkung erleichtert.
Auf diese Weise lässt sich der grösste Teil des über Kanäle 8 in den Raum zwischen dem Kammerboden 5a und der Laufscheibe 4 zufliessenden Wassers ableiten. Die Drehrichtung der Turbinewelle 1 ist in Fig. 4 mit Pfeil angedeutet.
Gelangt das Wasser aus irgendwelchen Gründen auf den Turbinendeckel 15, so fliesst es durch den Spalt zwischen Lager 3 und Turbinenwelle 1 in die Ringkammer 16 ab. Im oberen Kammerboden 20 ist eine Öffnung 21 (Fig. 3) zum Absaugen des Wassers aus dem Lagerspalt vorgesehen.
Die Wasserzuleitung vom Turbinendeckel 15 an die Öffnung 21 kann auch über Kanäle22 im Turbi nendeckel und weiter über den Spalt zwischen dem
Lager 3 und der Kammer 16 erfolgen.
Aus der Ringkammer 16 wird das Wasser wie er wähnt durch Auslasskanäle 18 und Ableitrohre 19 ent fernt.
Die Dichtung funktioniert auch zuverlässig beim
Stillstehen der Turbinenwelle 1.
Die Wasserzuführung an die Kanäle 8 kann selbstverständlicherweise auch mit Hilfe einer an sich bekannten Pumpe erfolgen.
Seal between a rotating and a stationary part
The present invention relates to a seal between a rotating and a stationary part. With this seal, the passage of a liquid can be prevented. The seal is said to be able to be used especially in water turbines and pumps.
Liquid seals are known with a disk that is fixed on the rotating part and arranged in a fixed annular chamber. The annular chamber is filled with barrier fluid that rotates in the same direction as the disc. The sealing liquid flows under pressure to the annular chamber via channels opening tangentially on the chamber circumference.
As a result of the rotation of the liquid ring, centrifugal forces occur, which prevent the penetration of the liquid resp.
Prevent gaseous medium through the seal (see, for example, Soviet patent specification No. 6473 Class 14c, 20/02 of 1926).
Characteristic of such seals is a relatively high power consumption, which is caused by the friction between the rotating liquid and the inner surfaces of the annular chamber, which are relatively large. On the other hand, the internal fluid pressure created by centrifugal forces is relatively low. For this reason, the liquid seals are operational at relatively high gas or liquid pressures at the gap to be sealed, but require an extremely high expenditure of energy to generate the necessary internal pressure in the rotating barrier liquid. Sometimes special measures against wear of the annular chamber walls and the disk are necessary.
The latter fact is particularly important when the rotating barrier fluid is inadequately cleaned and contains suspended solids.
The aim of the invention is to overcome the above mentioned difficulties.
The invention is based on the object of creating a seal between a rotating and a stationary part, with a running disk which is fixedly seated on the rotating part and is located in the vicinity of a stationary wall, and with channels in the disk running tangentially to the edge of the running disk and lying opposite it fixed wall, the distance between the fixed wall and the running disc at the disc edge is small.
According to the invention, this object is achieved in that the stationary wall and the running disk form with their edge parts an annular channel which widens outward from the axis of rotation.
This channel widening contributes to the fact that the kinetic energy of the liquid emerging from the seal through this channel is converted into pressure. This reduces the power consumption of the seal. In addition, the friction losses are also considerably lower since the seal contains only one wall instead of the entire chamber, as is the case with known liquid seals of this type.
In a first embodiment of the seal, the stationary wall is at the same time also the bottom of an annular chamber which is located on the side of the wall opposite to the rotating disk and which surrounds the rotating part carrying the disk. This annular chamber has outlet channels on the circumference and is connected to the space between the rotating disk and the fixed wall as close as possible to the axis of rotation of the rotating part through an opening.
During operation, the rotating liquid is diverted through the described annular chamber in an amount that does not yet impair the operability of the seal. The energy consumption for pressing out the barrier liquid through the annular channel widening outwards can be reduced.
The connection of the chamber described with the space between the stationary wall and the rotating disk in the vicinity of the axis of rotation of the rotating part contributes to the fact that the rotating liquid is sucked off at a relatively low pressure, since the pressure in a rotating liquid ring is known to increase with the distance to Axis of rotation decreases.
When sucking off the barrier fluid, neither excessive friction losses nor considerable throttling occur. The arrangement of the outlet openings on the chamber circumference, that is to say at a large distance from the axis of rotation of the liquid, makes it easier for the liquid to be thrown out through these channels under the effect of centrifugal force to which the rotating liquid is exposed.
It is advantageous if the outlet channels are tangential to the chamber circumference, since this improves the flow conditions for the exiting liquid.
If the seal is to be used in a water turbine, the disk on the turbine shaft should be as close as possible to the turbine runner, while the stationary wall then finds its place on the turbine bearing housing. This prevents the water from penetrating from the impeller to the bearing and enables the removal of any leakage water that might get onto the turbine cover.
The main advantage of the seal is that its power consumption is two times lower than that of known seals of this type.
Two exemplary embodiments of the subject matter of the invention are described in detail below with reference to the accompanying drawings in application to a water turbine. It shows
1 shows a part of the water turbine equipped with a seal in a schematic representation (longitudinal section),
Fig. 2 the section II-II according to Fig. 1,
3 shows another embodiment of the seal according to the invention for a water turbine in a schematic longitudinal section,
FIG. 4 the section IV-IV according to FIG. 3.
The liquid seal shown in Fig. 1 has the task of sealing the gap between the shaft 1 of the What serturbine 2 and the shaft bearing 3. It initially contains a disk 4 which is seated on the turbine shaft 1 in the vicinity of the bearing 3 and rotates together with the shaft 1. A stationary wall in the form of a further disk 5 is attached to the bearing 3 opposite the running disk 4. This disc has an annular collar facing the running disc 4 on the circumference. It is therefore that part of the disk 5 that is at the smallest distance from the running disk 4.
The annular collar 6, together with the beveled running disk edge, forms an annular channel 7 that widens outwards from the axis of rotation. In the annular collar 6, there are also channels 8 (Fig. 2) which run tangentially with respect to the running disk edge and which are connected via tubes 9 (Fig. 1,2 ) connected to the upper dam of the power plant (not shown in the drawing). Annular projections, which form labyrinth seals 13 and 14, are provided on the impeller disks 10, 11 of the turbine and the stationary housing disks adjacent to them. The direction of rotation of the shaft is indicated by an arrow in FIG.
The upper water flows under an overpressure corresponding to its level to the channels 8 and passes through them into the space between the disks 4 and 5. A rotating liquid ring forms therein, in which the pressure increases from the axis of rotation to the circumference due to the effect of centrifugal force. The increased pressure in the rotating liquid ring prevents the usually very cloudy water from the area of the impeller from penetrating the bearing 3 and the turbine cover 15.
The increased pressure on the circumference of the rotating liquid ring also causes the sealing water to exit through the annular channel 7, the widening of the annular channel contributing to the fact that the kinetic energy of the liquid flowing out of the seal is partially converted into pressure. This reduces the power consumption of the seal.
It is useful to keep the water throughput through the annular channel 7 as small as possible in order to reduce the energy losses due to the sealing liquid flowing out of the annular channel into the water-filled space in which the pressure of the flowing liquid prevails.
The excess headwater flowing in through channels 8 is then drained off in a different way.
For this purpose, in another embodiment of the liquid seal, an annular chamber 16 (FIG. 3) is provided around the turbine shaft 1 at the bottom in the bearing housing. The lower bottom 5a of this annular chamber has the same task as the fixed disk 5 in the seal according to FIGS. 1, 2. It also has channels 8 for water supply into the space between the wall 5a and the leaf disk 4 and bringing about the rotating liquid ring therein. In addition, there is an opening 17 in the chamber bottom 5a which connects the space mentioned with the annular chamber 16. The chamber 16 in turn has outlet channels 18 (FIGS. 3, 4) on the circumference (only one of them is shown in FIG. 1).
These channels open tangentially into the annular chamber 16. Drainage pipes 19 (only one of them is shown in the drawing) are connected to this. It is evident that the relatively large distance of the outlet channels 18 from the axis of rotation of the liquid ring facilitates the removal of water from the chamber 16 via pipes 19 by centrifugal force.
In this way, most of the water flowing in via channels 8 into the space between the chamber floor 5a and the running disk 4 can be diverted. The direction of rotation of the turbine shaft 1 is indicated by an arrow in FIG. 4.
If the water gets onto the turbine cover 15 for any reason, it flows through the gap between the bearing 3 and the turbine shaft 1 into the annular chamber 16. In the upper chamber floor 20 there is an opening 21 (FIG. 3) for sucking the water out of the bearing gap.
The water supply from the turbine cover 15 to the opening 21 can also nendeckel via channels22 in the turbine and further via the gap between the
Storage 3 and the chamber 16 take place.
From the annular chamber 16, the water is removed as he mentioned through outlet channels 18 and discharge pipes 19 ent.
The seal also works reliably when
The turbine shaft is at a standstill 1.
The water supply to the channels 8 can of course also take place with the aid of a pump known per se.