CH640322A5 - Dichtungseinrichtung. - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine Dichtungseinrichtung an einer Welle gemäss dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Die Dichtungseinrichtung kann eine Zentrifugal-Flüssigkeits-sperre mit druckabhängigen Lastmitteln bilden und insbesondere Stirnflächendichtungen mit Druckausgleich für vertikale Pumpen in Hochdruck- und Hochtemperaturbereichen betreffen.

Eine dynamische Wellendichtung einer Pumpe besteht grundsätzlich aus einem stationären Glied, das mit einem rotierenden Glied zusammenwirkt, um Flüssigkeitsverluste längs eines rotierenden Schaftes zu steuern oder zu verhindern. Es sind verschiedene dynamische Dichtungen bekannt, die beispielsweise Stirn-kontaktflächen, gesteuerten Leckverlust, Labyrinth, viskose und zentrifugale Dichtungen aufweisen. Die Merkmale, die die verschiedenen Dichtungen kennzeichnen, können einzeln oder in Kombination verwendet sein. Bei einer statischen Dichtung besteht im Gegensatz hiezu keine Relativbewegung zwischen der Dichtung und der gegenüberliegenden zu dichtenden Oberfläche.

Dynamische Dichtungen sind allgemeinhin weiter als Stirnflächendichtungen ausgebildet, deren Elemente mit der Berührungsfläche senkrecht zur Längsachse des Wellenschaftes ausgerichtet sind. Die stationären und die rotierenden Glieder sind durch einen dünnen hydrodynamischen Flüssigkeitsfilm zwischen den Gliedern getrennt, wodurch eine geringe Reibung und eine Vergrösserung der Lebensdauer der Dichtung sichergestellt wird. Der dünne Flüssigkeitsfilm zwischen den Dichtungsflächen schmiert nicht nur diese Oberflächen, sondern bildet auch eine Kraft, die die Oberflächen in gegenseitigem Kontakt hält. Es ist üblich, eines der Dichtungsglieder fest zu montieren und das andere schwimmend zu montieren, um beispielsweise axiale und Winkelbewegungen zu gestatten. Axiale Kräfte, mechanisch und

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hydraulisch aufgedrückt, halten die Stirnflächen in engem Abstand, so dass die Filmdicke zwischen den Dichtungsflächen üblicherweise kleiner als 0,13 mm und meistens geringer ist als 0,025 mm und im allgemeinen Werte zwischen 0,500 |im und 2,500 um aufweist. Da es Spalt- und Druckdifferenzen gibt, kommt es zu Leckverlusten. Diese sind anfänglich wegen des extrem geringen Spieles jedoch unbedeutend.

Da die Werte der Filmdicke so gering sind, ist die Ebenheit der Dichtungsflächen von extremer Wichtigkeit zur Minimalisierung der Abnutzung. Aus diesem Grunde werden die Dichtungsflächen einer Präzisionsläppung unterworfen, bis sie innerhalb eines Helium-Lichtbandes flach sind, z.B. etwa bei 0,3 |x, um Rauhigkeiten zu eliminieren. Leckverlust bei einer Stirnflächendichtung ist eine Funktion der axialen Kräfte, die auf die Dichtungsglieder einwirken. In einer Stirnflächendichtung können diese Kräfte einen axial schwimmenden, nicht rotierenden Ring gegen eine fixierte laufende Oberfläche pressen oder einen axial schwimmenden, rotierenden Ring gegen eine feste stationäre Gegenfläche.

Der axiale Leckweg zwischen dem schwimmenden Glied und dem Schaft wird im allgemeinen durch eine zweite statische Dichtung, etwa einem O-Ring, geschlossen, der Primärbewegungen der ersten Dichtung ohne axialen Leckverlust erlaubt. Stirnflächendichtungen sind zufriedenstellend, solange Reibung und Abnützung nicht übermässig sind. Da jedoch Geschwindigkeit und Druck zunehmen, werden Reibungskontakte weniger erträglich und das Aufrechterhalten eines Flüssigkeitsfilmes zwischen den Dichtungsflächen immer zwingender. Um die Flächeneinheitslast an den beteiligten Flächen zu begrenzen, werden Hochdruckdichtungen meist hydraulisch entlastet. Der Ausgleich beruht auf einer geometrischen Anordnung der Dichtungseinheit, um die Last zwischen den rotierenden und den feststehenden Flächen zu erniedrigen. Durch Veränderung des Durchmessers jedes Dichtungsgliedes zwischen den Dichtungsflächen können bestimmte Einheitsdrücke erreicht werden. Typischerweise übersteigt die Schliesskraft am schwimmenden Gied kaum die durch den Druck zwischen den Dichtungsflächen geschaffene Öffnungskraft, um eine minimale Flächeneinheitslast zwischen den Dichtungsflächen zu erzeugen, wodurch die Lebensdauer der Dichtung gefördert wird. Um in Hochdruckanwendungen den Angriff auf die Dichtung zu vermindern und Leckverlusten vorzubeugen, wurden Mehrfach-Flächenkontakt-dichtungen längs des Schaftes axial in Abständen angeordnet und die einander benachbarten Dichtungen mittels druckreduzierender Mittel überbrückt, um einen verminderten Wirkdruck über den Dichtungsflächen zu erhalten.

In vielen Anwendungsbereichen besteht das Bestreben, die in einer Anlage beispielsweise für den Transport und/oder die Umwandlung von Energie dienende, gegen aussen dicht abgeschlossene Arbeitsflüssigkeit auch zur Bildung des Schmierfilms zu verwenden und so mögliche Verschmutzungsprobleme zu umgehen und insbesondere im Anwendungsbereich der Kernspaltung die Zerstörung der Standardschmiermittel infolge der Strahlung zu vermeiden.

Stirnflächendichtungen werden in Kernenergieanlagen zur Dichtung grosser vertikaler Reaktor-Kühlpumpen verwendet. Vertikalpumpen haben eine vertikal angeordnete Wellenachse. Reaktor-Kühlpumpen treiben das Wasser im allgemeinen durch den Reaktor, den Dampfgenerator und die angeschlossenen Rohrleitungen, indem sie den erforderlichen Schub entwickeln, um Reibungsverluste zu überwinden und die Wärme vom Kernreaktor zum Dampfgenerator zu befördern. In Druckwasserreaktor-Anlagen kann ein Druckerzeuger aufgestellt sein und einen Systemdruck von über 160 kg/cm2 aufrecht erhalten. Der hohe Druck wird benötigt, um in Hochtemperaturanlagen, die durch Temperaturen über 250° C gekennzeichnet sind, das Sieden zu verhindern. Die Reaktor-Kühlpumpe muss demnach im Stande sein, unter diesen Bedingungen zu arbeiten.

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Die Einsatzfähigkeit von Kernreaktoren ist infolge der oftmaligen Notwendigkeit, Reparaturen an den Reaktor-Kühlpumpendichtungen durchzuführen. Beim Betrieb von Reaktor-Kühl-pumpen können etwa folgende Probleme mit Dichtungen und damit zusammenhängenden, übermässigen Leckverlusten auftreten: Durch thermische Ermüdung verursachte Rissbildung an den rotierenden Dichtungsorganen. Übermässige Abnützung der Sekundärdichtungen, Wellenmanschettenverschleiss oder -abnützung. Ungleichmässige Abnützung der stationären Dichtungsorgane. Empfindlichkeit gegen Temperaturänderungen. Hängenbleiben der Sekundärdichtungen. Oftmaliges Überholen. Empfindlichkeit gegen Pumpenwellenbewegung.

Viele der gegenwärtig in Betrieb stehenden Reaktor-Kühlpumpen sind so gebaut, dass sich die Dichtungen nicht in der Nähe eines Lagers befinden. Diese Bauart scheint einzig nur in grossen Pumpen vom Vertikaltyp, die in Kernreaktoranlagen verwendet wird, vorherrschend zu sein. Infolge der Drei-Lageranordnung, wie sie sich derzeit in den meisten Reaktor-Kühlpum-pen-Motor-Kombinationen findet, sind die seitlichen Versetzungen viel grösser als sie im traditionellen Maschinenbau gefunden werden. Darüber hinaus sind die Dichtungen nahe dem Punkt der grössten Schaftverlagerung angeordnet. Es ist ebenso bekannt, dass sich die Pumpenwelle infolge Änderungen im Axialschub der Pumpe auf und ab bewegt. Wenn eine laufende Kühlpumpe z.B. gebremst wird, wird der normale Abwärtsschub des Laufrades unterbrochen, und eine vermehrte resultierende Aufwärtskraft wird infolge des hohen Druckes im Reaktorkühlsystem ausgeübt. Bei niederem Systemdruck verursacht das Gewicht der Welle einen abwärts gerichteten Schub. Die gesamte axiale Wellenbewegung wurde gemessen und gefunden, dass sie zwischen achtzig Tausendstel und hundertzwanzig Tausendstel des Wellenradius schwankt, abhängig von der verwendeten Motortype und den Bedingungen im Reaktor-Kühlsystem. Nur angenähert zehn Tausendstel des Wellenhalbmessers sind auf den Schub durch das Lagerspiel des Motors zurückzuführen, der Rest ist dem Motorgehäuse, Abweichungen der Lagerhalte-rung und thermischer Ausdehnung zuzuschreiben.

Bei gleichmässigem Dauerbetrieb wurden dynamische seitliche Versetzungen der Welle in einem Bereich von fünf bis zweiundzwanzig Tausendstel des Wellenhalbmessers festgestellt. Abhängig von der Herstellung und Richttoleranzen ändern sich die Wellenversetzungen von Pumpe zu Pumpe. Darüber hinaus wird es aufgrund der radialen Belastung durch das Laufrad immer eine Neigung zum seitlichen Versetzen der Welle geben. Wellenvibration und Auslauf tragen ebenso zur Versetzung der Welle bei, wenngleich diese Erscheinungen den allgemein stationären Kräften, die dem radialen Schub zuzuschreiben sind, entgegenwirken können.

Es scheint daher, obwohl die Dichtungstechnologie weit fortgeschritten ist, dass die Effekte im Arbeitsbereich und Lageranordnungen in Kühlpumpen für Kernreaktoren zusammen eine weniger als zufriedenstellende Dichtungsleistung ergeben. Bis jetzt wurde eine optimale Entwicklung bei Dichtungen durch mangelnde Verbindung kürzlich erkannter Erscheinungen betreffend die Leistungsfähigkeit von Dichtungen mit denen, die bereits offensichtlich waren, behindert.

Eine aus der Schweizerischen Patentschrift 509 528 bekannte Dichtungseinrichtung weist ein Gehäuse und eine dieses durchdringende, vertikale Pumpenrotorwelle auf. Im Gehäuse ist ein metallischer Dichtungsring axial verschiebbar, aber unverdreh-bar im Gehäuse gehalten. Der genannte Dichtungsring ist dabei aussen auf einem zylindrischen Abschnitt eines Gehäuses verschiebbar geführt und bei einer Dichtungsstelle gegen den zylindrischen Abschnitt abgedichtet. Unterhalb des Dichtungsringes ist ein ringförmiger, drehfest und unverschiebbar auf der Welle sitzender Dichtungsläufer angeordnet. Der Dichtungsring und der Dichtungsläufer weisen radiale, ringförmige, einander zugewandte Dichtflächen auf, wobei diejenige des Dichtungsläufers

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breiter ist als diejenige des Dichtungsringes und sich radial weiter nach aussen erstreckt. Der Dichtungsring und der Dichtungsläufer haben jedoch ungefähr die gleichen Aussendurchmesser. Der Dichtungsring hat bei der Dichtungsstelle, d.h. bei der Zylinderfläche , bei der er axial verschiebbar geführt ist, einen Ausgleichsdurchmesser, der etwas grösser ist als der Aussendurchmesser seiner ringförmigen radialen Dichtfläche .Der Dichtungsring wird durch Druckfedern gegen den Dichtungsläufer gedrückt. Der die Umfangsfläche des Dichtungsringes umgebende Innenraum des Gehäuses ist mit dem Druckraum der Pumnpe verbunden. Beim Betrieb greift daher die unter Druck stehende Flüssigkeit der Pumpe am Dichtungsläufer an. Wenn mit grossem Flüssigkeitsdruck gearbeitet wird, kann der Dichtungsring durch die an ihm angreifenden Druckkräfte vom Dichtungsläufer weggedrückt werden, was einen beträchtlichen Nacheil darstellt.

Die Erfindung hat sich nun die Aufgabe gestellt, diesen Nachteil zu beheben.

Es wurde ferner erkannt, dass nicht ausgewogene hydraulische Momente und Belastungen durch Sekundärdichtungen und zyklische Bewegungen, wie nachstehend ausführlich beschrieben wird, rasche Abnützungen der Dichtungsflächen und Unstabili-täten der axial beweglichen Glieder, als auch eine rasche Abtragung der sekundären Dichtungen ergeben.

Die Erscheinungen sind mit der vorstehend beschriebenen Lageranordnung verbunden.

Andere schnell erkennbare Erscheinungen haben dazu beigetragen, die Bemühungen um eine zufriedenstellende Dichtungsausführung im Zusammenhang mit dem Ungleichgewicht des hydraulischen Moments und der zyklischen Bewegung der Sekundärdichtung zu vereiteln. Diese bekannten Erscheinungen umfassen Dichtungsring-Umlenkungsmomente infolge thermischer, hydraulischer oder mechanischer Belastungen, Taumeln der Dichtung aufgrund eines Kippens der Welle oder einem Nachgeben des Dichtungsgehäuses, und der Unfähigkeit des schwimmenden Gliedes zum dynamischen Spurhalten seiner ineinander eingreifenden Dichtungsglieder während axialer Verlagerung der Welle.

Demnach besteht der Bedarf an einer Dichtung, die für Kühlpumpen in Reaktoren geeignet ist, die nicht beeinträchtigt wird durch ein hydaulisches Umlenkungsmoment, und ansonsten ihre Dichtungsfunktion zufriedenstellend erfüllt.

Gemäss der Erfindung wird dieses Ziel durch eine Dichtungseinrichtung erreicht, die durch die Merkmale des Anspruchs 1 gekennzeichnet ist.

Gemäss einer Ausführungsform der Erfindung kann das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan durch einen im Gehäuse gehaltenen Dichtungsring und das andere Dichtungsorgan durch einen rotierenden Dichtungsläufer gebildet sein.

Zum besseren Verständnis der Erfindung, ihrer Arbeitsweise und der besonderen, durch ihre Verwendung erzielten Vorteile wird auf die Zeichnungen und die folgende Beschreibung bezug genommen, in denen ein bevorzugtes Ausführungsbeispiel der Erfindung beschrieben und dargestellt ist, wobei auch noch Varianten erwähnt sind.

In den angeschlossenen Zeichnungen, die einen Teil dieser Beschreibung bilden, und in denen dieselben Bezugszeichen für gleiche oder entsprechende Teile bestimmt sind, zeigt:

Fig. 1A in graphischer Darstellung die Dichtungsflächen-Druckverteilung bei parallelen Dichtungsflächen;

Fig. 1B die Dichtungsflächen-Druckverteilung für Dichtflächen, die in der radialen Richtung gegen die Wellenachse hin divergieren;

Fig. IC die Dichtflächen-Druckverteilung für Dichtflächen, die in radialer Richtung zur Wellenachse hin konvergieren;

Fig. 2A einen axialen Schnitt einer vorbekannten Dichtungseinrichtung mit einem Teil der Welle;

Fig. 2B einen schematischen Grundriss der kraftmässig entgegengesetzt wirkenden Offen- und Schliessbereiche der in der Fig. 2A dargestellten Dichtungseinrichtung;

Fig. 3A einen Schnitt durch die gleiche vorbekannte Dichtungseinrichtung wie Fig. 2A, wobei aber die Welle nach links versetzt ist;

Fig. 3B einen schematischen Grundriss der bezüglich einander exzentrischen, kraftmässig entgegengesetzt wirkenden, Offen-und Schliessbereiche für die Dichtungseinrichtung gemäss der Fig. 3A;

Fig. 4 eine schematische Darstellung der resultierenden, hydraulischen und die Dichtungsflächen belastenden Kraft in einer vorbekannten Dichtungseinrichtung, wenn das hydraulische Moment nicht ausbalanciert ist;

Fig. 5 einen axialen Schnitt einer erfindungsgemässen Dichtungseinrichtung ;

Fig. 6 einen schematisierten, axialen Schnitt einer erfindungsgemässen Wellendichtungseinrichtung;

Fig. 6B einen der Fig. 6A zugeordneten, schematisierten Grundriss mit den entgegengesetzt wirkenden Offen- und Schliessbereichen;

Fig. 7A einen schematisierten, axialen Schnitt der Einrichtung nach Fig. 6A, wobei aber die Welle nach links versetzt ist, und

Fig. 7B einen der Fig. 7A zugeordneten Grundriss zur Veranschaulichung der Aufrechterhaltung der einander entgegenwirkenden hydraulischen Öffnungs- und Schliessbereiche.

Ein hydraulisches Ungleichgewicht, wie hier beschrieben und definiert, scheint bisher in der Fachwelt keine Berücksichtigung gefunden zu haben.

Ein hydraulisches Ungleichgewicht ist in erster Linie auf seitliche Versetzung der Welle zurückzuführen. Die übliche Praxis beim konstruktiven Aufbau von schwimmenden Hochdruck-Dichtungsflächen beschränkt sich darauf, die Bereiche der Dichtungsorgane so einzurichten, dass sie die hydraulischen Kräfte, die bestrebt sind, die Dichtungsflächen zusammenzu-quetschen, auszugleichen.

Das hydraulische Gleichgewichtsverhältnis (b) ist definiert als Verhältnis zweier Flächen, z.B. aus dem reinen oder netto Schliessbereich (Ac), der schematisch dargestellt ist in den Fig. 2, 3,6 und 7, welcher Bereich durch den Ausgleichs-Durchmesser (C) und den äusseren Durchmesser ( A) der Dichtungsfläche begrenzt wird, und dem netto Öffnungsbereich (A0), welcher Bereich begrenzt wird vom äusseren Durchmesser (A) und dem inneren Durchmesser (B) der Dichtungsfläche.

Unter Gleichgewichtsbedingungen sind die Offen- und Schliessbereiche konzentrisch (Fig. 2), die hydraulischen Kräfte sind gleichmässig auf die Offen- und Schliessbereiche verteilt, und die Summe der hydraulischen Schliesskräfte an der Dichtung ist grösser als die Summe der hydraulischen Öffnungskräfte, so dass die Dichtungsflächen nicht voneinander weggedrückt werden. Daraus folgt, dass die reine oder netto Schliesskraft (unter Vernachlässigung der Reibungskräfte des statischen Dichtungselements und der Federkräfte, wenn vorhanden) oder die reine hydraulische Kraft gleich jener hydraulischen Kraft (PF) ist, die in der flüssigen Zwischenschicht durch den Zwischenschichtdruck über den Offenbereich ausgeübt wird und die aus der Formel

PF = UL • A0,

in der UL die Einheitslast ist, berechnet werden kann. Die Einheitslast ist eine Funktion (1) des differentiellen Druckes und der Verteilung über der Dichtungsfläche und (2) und dem Gleichgewichtsverhältnis und kann durch die Formel

UL = (P,-P2) (b-K)

ausgedrückt werden, in der P( und P2 die entsprechenden Drücke auf den Hoch- und Niederdruckseiten der Dichtung sind, und K

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ein Faktor ist, der die Veränderung des Zwischenschichtdruckes über die Breite der Dichtungsfläche erfasst und von der Parallelität der Flächen abhängt. Wenn die Dichtungsflächen parallel sind und eine lineare Druckverteilung oder-abfall quer über die Dichtungsflächen vorhanden ist, beträgt der K-Faktor etwa 0,5. Das Gleichgewichtsverhältnis b muss grösser als 0,5 sein, um sicherzustellen, dass die Dichtungsflächen sich nicht lösen.

Wenn die Dichtungsflächen nicht parallel sind und konvergieren oder divergieren (in Richtung zur Mitte der Wellenachse), dann resultieren Filmprofile und der Wert des K-Faktors ist entsprechend grösser oder kleiner als 0,5. Die Fig. 1 A, 1B und IC zeigen die Veränderung des Zwischenschichtdruckes von der Seite des Hochdruckes (Pi) zur Seite des Niederdruckes (P2) der Dichtung, entsprechend einem K-Faktor von etwa 0,5 (Dichtungsflächen parallel), ist weniger als 0,5 (Film divergierend) und grösser als 0,5 (Film konvergierend).

Wenn jedoch die Mittenrichtigkeit der Bereiche verloren geht, z.B. während einer seitlichen Wellenversetzung, ist das rein hydraulische Kraftprofil nicht gleichmässig über den Schliessbe-reich verteilt und das schwimmende Dichtungsglied wird einem hydraulischen Moment unterworfen. Die Verkantung des schwimmenden Gliedes verursacht seinerseits auf der rechten Seite ein divergierendes und auf der linken Seite ein konvergierendes Filmprofil. Der Verlust von Mittenrichtigkeit beim Dichtungsglied tritt erfahrungsgemäss auf bei Kühlpumpen für Kernreaktoren als Folge der atypischen seitlichen Versetzung der Welle als Folge des Motorpumpen-Lagerspieles. Die Fig. 2 und 3 stellen schematisch eine bekannte Dichtung dar und den Effekt des hydraulischen Ungleichgewichts. In Fig. 2 deckt sich die Mittellinie des nicht rotierenden Dichtungsgliedes 1 mit der Mittellinie des rotierenden Dichtungsgliedes 12, so dass der Offenbereich (A0) und der Schliessbereich (Ac) verhältnismässig konzentrisch sind, wie aus der zugehörigen Ansicht (Fig. 2B) hervorgeht. Die reine hydraulische Schliesskraft (Fc) ist gleichmässig über den ringförmigen Schliessbereich Ac verteilt, und sie ist hydraulisch ausgeglichen durch den Filmdruck in der Zwischenschicht 13 des Dichtungsgliedes, der sich aus der Anwendung einer (nicht gezeichneten) hydraulischen Kraft PF über dem Bereich A0 ergibt. Wenn jedoch die Welle 14 nach links versetzt wird, wie in Fig. 3 gezeigt, verlieren der Offenbereich (A0) und der Schliessbereich ( Ac) in bezug aufeinander die Mittenrichtigkeit, wie dies am besten in der zugeordneten schematischen Ansicht dieser Bereiche in Fig. 3B zu sehen ist. Infolgedessen wird die reine hydraulische Schliesskraftverteilung rechts (FCr) grösser sein als die linke (FCl) , was aus dem Ungleichgewicht der hydraulischen Momente resultiert. Das Verkanten des schwimmenden Gliedes verursacht seinerseits in der Zwischenschicht das hydraulische Kräfteprofil, wie in Fig. 4 gezeigt, relativ zum Dichtungsglied 12, rechts (PFR) zu divergieren und links (PFL) zu konvergieren (wegen der besseren Übersichtlichkeit ist darin das Dichtungsglied 11 weggelassen worden). Wenn die Welle weit genug versetzt wird, wird die Öffnungskraft, ausgeübt durch den Druck (PFl) auf der linken Seite der Flüssigkeitszwischenschicht den rein hydraulischen Schliessungsdruck (FCl) auf der linken Seite übersteigen und die Dichtung wird gezwungen, sich zu öffnen. Der Betrag der tolerierbaren Wellenverlagerung hängt ab vom Grad der ungleichmässigen Abnützung an den präzi-sionsgeläppten Dichtungsflächen und ergibt sich aus einer ungleichmässigen Flächenbelastung.

Ein hydraulisches Ungleichgewicht kann sich weiterhin als Ergebnis des Auflaufens der Dichtungsränder übereinander entwickeln und in manchen Dichtungsflächenanordnungen, die es dem Schliessbereich erlauben, in bezug auf den Offenbereich ausserhalb der Mittenrichtigkeit zu sein .Dies kann ausserge-wöhnlich hohe Einheitsbelastungen auf einer Seite der Dichtung ergeben und auf der anderen keine oder eine Öffnungslast.

In Kühlpumpen für Kernreaktoren ist die Hauptursache für ein Ungleichgewicht des hydraulischen Moments eine seitliche

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Verlagerung der Welle. Wie früher bereits bemerkt, sind aufgrund der Lageranordnung die Dichtungen bei Reaktor-Kühlpumpen im allgemeinen nahe dem Punkt der grössten Auslenkung angeordnet, die hier viel grösser sind als im üblichen Maschinenbau. Ebenso auf die Verlagerung der Welle einwirkend und unter gewissen Umständen eine Milderung des Effektes des hydraulischen Ungleichgewichtes bewirkend sind Exzentrizitäten der verschiedenen Teile aufgrund von Fabrikationstoleranzen, nicht fluchtender Zusammenbau, Verlagerung infolge radialen Schubes und Wellenvibrationen.

Eine radiale Belastung der Sekundärdichtung und zyklische Bewegung werden durch das hydraulische Ungleichgewicht erzeugt. Wenn die Primärdichtung ein konzentrisches Druckprofil aufweist, werden auch Verwindungskräfte aufgrund der Dichtungsreibung über den gesamten kontaktierenden Bereich der Sekundärdichtung verteilt. Wenn die Welle jedoch verlagert ist, verursachen aufgrund des hydraulischen Ungleichgewichts auftretende Drehmomente eine radiale Belastung der Sekundärdichtung, was zu grösseren Verwindungskräften an jenen Punkten führt, wo die Last sich konzentriert. Da die radiale Belastung stationär ist, wird die Sekundärdichtung in Dichtungsanordnungen, wo sie mit der Welle rotiert, einer zyklischen Kompression und Dekompression unterworfen. Dies erklärt die bei den bekannten Dichtungen auftretende ausserordentliche Abnützung der Sekundärdichtung, was zufriedenstellend durch die Beseitigung des Ungleichgewichtes des hydraulischen Moments gelöst wird.

Gemäss der Erfindung und bezugnehmend auf Fig. 5 erstreckt sich der Länge nach eine Welle 20 durch ein Gehäuse 21. Eine Wellenmanschette 22 ist konzentrisch angeordnet und ist flüssigkeitsdicht längs eines Teiles der Welle mit dieser verkeilt. Eine dynamische, schwimmende Dichtungsanordnung, als Ganzes mit 23 bezeichnet, mit einem nicht rotierenden, axial schwimmenden Dichtungsring 24 und einem rotierenden Dichtungsläufer ist zwischen der Wellenmanschette 22 und dem Gehäuse 21 angeordnet und bildet eine Hochdruckkammer 26.

Der Dichtungsläufer 25, der an der Wellenmaschine 22 befestigt ist und mit ihm rotiert, hat eine obere, ringförmige Dichtungsfläche 30, die senkrecht in bezug auf die Achse der Welle 20 angeordnet ist.

Der Dichtungsring 24 umfasst ein Dichtungsglied 31 und eine Druckdichtungsscheibe 32, die als Träger für das Dichtungsglied 32 dient. Das Dichtungsglied 31 hat eine untere Dichtungsfläche oder Dichtungsnase 33, die quer in bezug auf die Wellenachse angeordnet ist und in der Längsrichtung gegenüber der Fläche 30 des Dichtungsläufers liegt.

Eine im allgemeinen ringförmige Dichtungskappe 34 ist mit dem Gehäuse 21 verbunden. Der Dichtungsring 24 ist an der Dichtungskappe 34 mittels eines oder mehrerer Federelemente 35 befestigt. Eine Anti-Rotationseinrichtung 36, befestigt an der Dichtungsdruckscheibe 32, greift in einen in der Längsrichtung angeordneten Schlitz 37 ein, der in der Kappe 34 ausgebildet ist. Obwohl diese Zapfenverbindung es dem Dichtungsring 24 nicht erlaubt zu rotieren, ist zwischen dem Schlitz 37 und dem Anti-Rotationsgerät 36 ein ausreichendes Spiel vorgesehen, das Längs- und Winkelbewegungen des Ringes 24 sowohl in bezug auf die Stopfbüchse 34 als auch in bezug auf den Dichtungsläufer 25 erlaubt. Eine Sekundärdichtung 40 dichtet einen möglichen Leckpfad zwischen Dichtungsring und Stopfbüchse.

Eine zweite, ähnliche Dichtungsanordnung, als Ganzes mit 41 bezeichnet, ist von der vorstehend beschriebenen Dichtungsanordnung 23 räumlich in der Längsrichtung getrennt, angeordnet. Eine Niederdruckkammer 42 trennt die Dichtungsanordnung 23 und 41. Verbindungen 50 und 51 bzw. Führungen zur Hochdruckkammer 26 und der Niederdruckkammer 42 können zur Druckregelung in diesen Kammern über hydraulische Verbindungen mit äusseren Druckquellen (nicht dargestellt) benützt werden.

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Wie es am besten in Fig. 5 und schematisch in Fig. 6 gezeigt ist, ist der Dichtungsring 24 in einer Anordnung zusammengebaut, die alle Flächen umfasst, die durch hydraulische Ausgleichskräfte angegriffen werden, z.B. zur Bestimmung des hydraulischen Gleichgewichtsverhältnisses (b). Der Dichtungsläufer 25 ist so konstruiert, dass die radiale Ausdehnung der ringförmigen Dichtungsfläche 30 bedeutend hinausgeht über die Querdistanz, die die Dichtungsfläche 30 aufgrund der maximalen seitlichen Verlagerung der Welle und der Dichtung, in bezug auf die Nase 33 der Dichtung, erwartungsgemäss überstreichen würde. Da der Dichtungsring 24 axial frei schwimmen kann und nicht an der Büchse 34 starr befestigt ist, wird sein Zusammenwirken mit dem Dichtungsläufer 25 im wesentlichen nicht durch thermische oder Druckverformungen der Büchse 34 gestört.

Den Fig. 6 und 7 ist zu entnehmen, dass das Ungleichgewicht des hydraulischen Moments, hervorgerufen durch Wellenverla-gerung, beseitigt ist. Fig. 6 zeigt schematisch eine Dichtung gemäss der Erfindung, bei der die Mittellinien der rotierenden und nichtrotierenden Glieder konzentrisch sind, so dass die Öffnungs- und Schliessbereiche (Ac) bzw. (Ac) konzentrisch sind, wie dies am besten der zugeordneten Fig. 6B zu entnehmen ist. In Fig. 7 ist die Welle nach links versetzt. Der Öffnungsbereich (A0) und der Schliessbereich (Ac) verbleiben konzentrisch, da sowohl der Öffnungs- als auch der Schliessbereich (wegen des Gleichgewichtsverhältnisses) nur mehr durch die Oberfläche des schwimmenden Gliedes definiert sind. Das rotiernde Glied 25 ist mit einem ausreichenden diametralen Querschnitt oder Weite bemessen, so dass die Dichtungsfläche des schwimmenden Gliedes 24 in bezug auf die Ränder des rotierenden Gliedes 25 bei maximaler Wellenversetzung nicht mehr über diese hinauslaufen kann.

Es ist für den Fachmann offensichtlich, dass die erfindungsge-mässe Dichtungseinrichtung modifiziert werden kann. Beispielsweise muss die Dichtungseinrichtung oder -anordnung nicht, wie gezeigt (Fig. 5), in Verbindung mit ähnlichen Dichtungen in einer Tandemanordnung oder mit äusseren Druckquellen, die den Druck in der Hoch- und Niederdruckkammer regeln, verwendet werden.

Der dem Dichtungsläufer 25 entsprechende Dichtungsläufer könnte auch drehfest, aber axial schwimmend, d. h. verschiebbar, auf einer Manschette der Welle angeordnet und gehalten sein. Dafür könnte dann der dem Dichtungsring 24 entsprechende Dichtungsring starr, d.h. axial unverschiebbar am Gehäuse befestigt sein, wobei dieser Dichtungsring eine quer zur Wellenachse verlaufende, d. h. radiale Dichtfläche aufweist. Der

Dichtungsläufer ist geometrisch derart ausgebildet und seine Begrenzungsflächen sind für die sich in der Hochdruckkammer befindende Hochdruckflüssigkeit derart zugänglich, dass die sich beim Betrieb in der der Pumpe zugewandten und mit deren Innenraum verbundenen Hochdruckkammer befindende, unter Druck stehende Flüssigkeit in der axialen Projektion eine erste, radial zur Wellenachse verlaufende Ringfläche mit einer netto Schliesskraft beaufschlagt, die den Läufer gegen die Dichtfläche des Dichtungsringes drückt. Diese erste Ringfläche wird innen durch einen Ausgleichs-Durchmesser C und aussen durch einen äussern Durchmesser A begrenzt. Der Dichtungsläufer weist auf der dem Dichtungsring zugewandten und der ersten Ringfläche abgewandten Seite eine abgestufte, im wesentlichen quer zur Wellenachse, d. h. radial verlaufende Stirnfläche auf. Diese weist eine ringförmige, radiale Dichtfläche auf, die durch die Radialfläche eines ringförmigen Vorsprungs gebildet ist, der in axialer Richtung gegen den Dichtungsring vorspringt. Diese dem Dichtungsring zugewandte, ringförmige Dichtfläche wird durch einen Innendurchmesser B und einem Aussendurchmesser A begrenzt. Wenn die Hochdruckkammer beim Betrieb unter Druck steht, greift die Druckflüssigkeit in der axialen Projektion an einer zweiten, radial zur Wellenachse verlaufenden Ringfläche am Dichtungsläufer an und beaufschlagt diesen mit Öffnungskräften, die den Dichtungsläufer in axialer Richtung von der Dichtfläche des Dichtungsringes wegdrücken. Diese zweite Ringfläche wird innen durch den äussern Durchmesser der ringförmigen Dichtfläche des Dichtungsläufers und aussen durch einen grösseren, äusseren Durchmesser begrenzt. Dabei ist der Aussendurchmesser A der Dichtfläche des Dichtungsläufers grösser als der Ausgleichs-Durchmesser C, so dass die beim Betrieb durch die Druckflüssigkeit in der ersten Ringfläche am Dichtungsläufer angreifende, axiale, netto Schliesskraft die Dichtfläche des Dichtungsläufers gegen die Dichtfläche des Dichtungsringes drückt. Diese Schliesskraft wird im wesentlichen durch Druckkräfte im Flüssigkeitsfilm kompensiert, der zwischen der ringförmigen Dichtfläche des Dichtungsläufers und dem Dichtungsring entsteht. Die ringförmige Dichtfläche des Dichtungsringes hat dabei eine Breite, die grösser ist als diejenige der ringförmigen Dichtfläche des Dichtungsläufers und erstreckt sich, wenn sich die Welle in ihrer Mittellage befindet, innen und aussen über die ringförmige Dichtfläche des Dichtungsläufers hinaus. Dadurch wird erreicht, dass die Dichtfläche des Dichtungsläufers auch bei maximaler, seitlicher Auslenkung der Welle vollständig der Dichtfläche des Dichtungsringes gegenübersteht. Im übrigen kann die Dichtungseinrichtung ähnlich ausgebildet sein, wie die in der Fig. 5 dargestellte Dichtungseinrichtung.

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1. Dichtungseinrichtung an einer seitlich ablenkbaren Welle, insbesondere für eine eine vertikale Rotorwelle aufweisende Pumpe einer Kühleinrichtung eines Kernreaktors, mit einem Gehäuse (21), einer mindestens teilweise durch dieses begrenzten Druckkammer (26), wobei die Welle (20) das Gehäuse (21) mindestens teilweise durchdringt und mit zwei im Gehäuse (21) angeordneten, ringförmigen Dichtungsorganen (24,25), von denen das eine (24) gegenüber dem Gehäuse (21) höchstens begrenzt drehbar und das andere (25) drehfest auf der Welle (20) gehalten ist und die einander zugewandte, radiale, ringförmige Dichtflächen (30,33) aufweisen, wobei eines (24) der beiden Dichtungsorgane (24,25) axial schwimmend gehalten ist und seine Dichtfläche (33) durch einen Aussendurchmesser (A)

sowie einen Innendurchmesser (B) begrenzt ist, wobei diese Dichtfläche (33) eine radial gemessene Breite aufweist, die kleiner ist als diejenige der Dichtfläche (30) des anderen Dichtungsorgans (25) und derart dimensioniert ist, dass sie auch bei maxmaler Auslenkung der Welle (20) in axialer Projektion vollständig von der Dichtfläche (30) des anderen Dichtungsorgans (25) bedeckt ist, wobei das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan (24) derart ausgebildet und abgedichtet ist, dass ein sich beim Betrieb in der Druckkammer (26) befindendes Strömungsmittel in der axialen Projektion über eine Ringfläche (Ac) eine axiale Kraft auf das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan (24) ausübt, und wobei die genannte Ringfläche (Ac) einerseits durch den Aussendurchmesser ( A) der Dichtfläche (33) des axial schwimmend gehaltenen Dichtungsorgans und andererseits durch einen Ausgleichs-Durchmesser (C) begrenzt ist, dadurch gekennzeichnet, dass der Aussendurchmesser (A) der Dichtfläche (33) des axial schwimmenden Dichtungsorganes (24) grösser ist als der Ausgleichs-Durchmesser (C), so dass die beim Betrieb durch das Strömungsmittel im genannten Ringflächenbezirk (Ac) auf das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan (24) ausgeübte Kraft eine Schliesskraft ist, die die ringförmige Dichtfläche (33) des axial schwimmend gehaltenen Dichtungsorgans (24) gegen die ringförmige Dichtfläche (30) des anderen Dichtungsorgans (25) drückt.

2. Dichtungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan durch einen im Gehäuse (21) verschiebbar geführten und gegenüber diesem höchstens begrenzt drehbaren Dichtungsring (24) und das andere Dichtungsorgan durch einen drehfest und axial un verschiebbar auf der Welle (20) angeordneten Dichtungsläufer (25) gebildet ist.

3. Dichtungseinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan durch einen verschiebbar, aber drehfest auf der Welle angeordneten Dichtungsläufer und das andere Dichtungsorgan durch einen gegenüber dem Gehäuse höchstens begrenzt drehbar in diesem gehaltenen Dichtungsring gebildet ist.

4. Dichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass sich das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan (24) in radialer Richtung über den Aussendurchmesser (A) der ringförmigen Dichtfläche (33) hinaus erstreckt und dass das axial schwimmende Dichtungsorgan (24) auf seiner dem anderen Dichtungsorgan (25) zugewandten Stirnseite eine axial gegen die ringförmige Dichtfläche (30) des anderen Dichtungsorgans vorstehende Stufe aufweist, deren radiale Begrenzungsfläche die Dichtfläche (33) des axial schwimmenden

* Dichtungsorganes (24) bildet.

5. Dichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan (24) bei einer Dichtungsstelle (40), bei der es den Ausgleichs-Durchmesser (C) aufweist, gegen einen Teil (34) abgedichtet ist, bezüglich dessen es axial schwimmend geführt ist.

6. Dichtungseinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtungsstelle (40) und die ringförmigen Dichtflächen (30,33) derart angeordnet sind, dass das beim Betrieb in der Druckkammer (26) vorhandene Strömungsmittel in einen Bereich des axial schwimmend gehaltenen Dichtungsorganes (24) an diesem angreifen kann, der sich vom äusseren Rand der ringförmigen Dichtfläche (33) des genannten Dichtungsorganes (24) über mindestens einen Teil von dessen äusseren Um-fangsfläche zur Dichtungsstelle (40) erstreckt.

7. Dichtungseinrichtung nach Anspruch 5 oder 6, dadurch gekennzeichnet, dass zusätzlich zur Druckkammer (26) eine mindestens teilweise durch das Gehäuse (21) begrenzte Niederdruckkammer (42) vorhanden ist und dass die beiden Kammern (26,42) einerseits durch die einander zugewandten, ringförmigen Dichtflächen (30,33) und andererseits durch die Dichtungsstelle (40) mit dem Ausgleichs-Durchmesser (C) voneinander getrennt sind.

8. Dichtungseinrichtung nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass Mittel (50,51) vorhanden sind, um für das Strömungsmittel Verbindungen zwischen mindestens einer externen Druckquelle und der Druck- sowie der Niederdruckkammer (26, 42) zu erstellen.

9. Dichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen den ringförmigen Dichtungsflächen (30,33) ein Spalt vorhanden ist, der beim Betrieb zur Aufnahme eines Strömungsmittelfilms bestimmt ist, so dass die vom letzteren auf das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan (24) ausgeübten Druckkraft beim Betrieb die Schliesskraft im wesentlichen kompensiert.

10. Dichtungseinrichtung nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass das axial schwimmend gehaltene Dichtungsorgan (24) bezüglich des anderen Dichtungsorgans (25) kippbar ist.