CN1160509C - 轴流涡轮机的密封装置 - Google Patents

Abstract

多个扇形体环绕一轴流涡轮机的一转子的轴布置而构成一密封圈，扇形体的外部安装在一喷嘴隔板内圈中的一安放凹槽中。平板形弹簧沿径向向内紧压扇形体，弧形板簧沿径向向外紧压扇形体。平板形弹簧和弧形板簧的压力被确定以补偿由扇形体的各自重量导致的作用在扇形体上的压力差别。平板形弹簧和弧形板簧防止扇形体不规则运动、确保扇形体的径向平稳运动并防止装在扇形体上的密封翅片与轴流涡轮机的转子的轴之间接触。

Description

轴流涡轮机的密封装置

技术领域

本发明涉及减少工作流体从一级轴流涡轮机的转子与一装在固定部件的喷嘴隔板的内圈上的密封圈之间的间隙泄漏的密封装置。

背景技术

蒸汽涡轮机或燃气涡轮机之类轴流涡轮机一般有固定喷嘴和一转子。喷嘴接受来自高压上游侧的蒸汽之类工作流体并使工作流体在低压下游侧膨胀，从而把热能转换成机械能。机械能使转子高速转动而生成转动能，转动能驱动一发电机发电。

在该轴流涡轮机中，当工作流体流经该级通道和绕过喷嘴以及动叶之间的通道时，工作流体从转动部件与固定部件之间的间隙泄漏，这将降低该轴流涡轮机的效率。由于工作流体从转子与喷嘴隔板内圈的内圆周面之间的间隙泄漏造成的泄漏损耗是涡轮机效率降低的原因之一。为了减少泄漏损耗，喷嘴隔板内圈中固定地装有其上有密封翅片的一密封圈。该密封圈减小了间隙，从而减少工作流体从该间隙的泄漏。尽管最好是尽可能地减小该间隙以减少泄漏，但如该间隙过小，密封翅片会与转子接触而造成涡轮机轴激烈振动。因此为防止转子与密封翅片接触形成了一个相对大的间隙。涡轮机起动时、涡轮机上负荷变化时以及涡轮机停机时，涡轮机轴容易激烈振动。因此，转子与密封翅片发生接触、密封翅片边缘被磨损、该间隙变大，从而泄漏损耗变大、涡轮机效率下降。

图6示出公开在美国专利US4436311中的现有技术的第一实例的轴流涡轮机的密封装置。一级轴流涡轮机包括：一喷嘴隔板30，该喷嘴隔板包括一个固定在一个壳体1上的外圈2和一内圈3；由一叶栅形成的多个喷嘴4；可转动地支撑在壳体1的中心区的一转子5；与转子5同轴的一叶轮6以及装在叶轮6上的动叶7。喷嘴隔板30内圈3的内表面上有一凹槽8，由多个扇形体9a构成的一密封圈9装在该凹槽8中。密封圈9内表面上有密封翅片10，从而转子5与密封翅片10之间形成尽可能小的一间隙a。在该级轴流涡轮机中，转子5与密封翅片10之间的间隙a很小而只容许工作流体b从间隙a发生少量泄漏。由于间隙a很小，因此转子5与密封翅片10发生接触而磨损密封翅片10的边缘，从而间隙a变大、工作流体的泄漏变大、该级效率降低。转子5与密封翅片10之间的接触造成转子5激烈振动，从而使得该轴流涡轮机无法稳定运行。因此图7和8所示相关现有技术第二和第三实例的密封装置分别用来防止轴流涡轮机效率降低以及由密封翅片磨损造成的转子激烈振动。

从图7可见，一涡轮机中的密封装置在密封圈9的多个扇形体9a的外表面上装有波纹管11，该波纹管11与喷嘴隔板30内圈3中的压力孔12连通。该轴流涡轮机起动时、该轴流涡轮机上的负荷变动时以及该轴流涡轮机停机时转子5与密封翅片10之间的间隙a变大。当该涡轮机在额定负荷下运行时，高压流体经压力孔12流入波纹管11中以便沿径向向内移动密封圈9的多个扇形体9a，从而减小间隙a。

从图8A和8B可见，一涡轮机中的该密封装置有一个由多个扇形体9a构成的密封圈9。密封圈9的扇形体9a的端面上有与相应端面垂直延伸的孔13，一弹簧14插入在密封圈9的扇形体9a的相邻两端的孔13中。

图8A示出该轴流涡轮机的转速提高到正常转速、该轴流涡轮机在中等负荷与额定负荷之间一负荷下运行时的状态。由于密封圈9的上游侧压力与下游侧压力不同，因此密封圈9上游侧的上游压力Fa作用在密封圈9的外圆周面上，一小于上游压力Fa的下游压力Fb作用在其上有密封翅片10的密封圈9的内圆周面上。因此该压力差沿径向向内移动密封圈9的扇形体9a而使间隙a最小。

当该轴流涡轮机停机时，弹簧14如图8B中箭头c所示把密封圈9的相邻扇形体9a互相推离，从而沿径向向外移动密封圈9的扇形体9a以加大如图8A所示转子5与密封翅片10之间的间隙a。由于构成密封圈9下半部分的扇形体9a受其自重会向下移动，因此用支重弹簧15支撑密封圈9的这些扇形体9a。

在图7所示密封装置中，涡轮机的频繁起动和停机或涡轮机上的负荷频繁变化在波纹管中造成的反复应力容易造成波纹管11破裂。因此波纹管11必须有很高强度，但高强度波纹管11增大了该密封装置的尺寸。

在图8A和8B所示密封装置中，当密封圈9的扇形体9a在涡轮机在低负荷下运行而涡轮机上的负荷增大和减小过程中沿径向向内移动时，由于密封圈9的扇形体9a没有固定地被夹持，因此密封圈9的扇形体9a的运动不规则，因此弹簧14受到不必要的反复负荷和高温蠕变负荷。因此，该轴流涡轮机无法在低负荷下长期运行。由于密封圈9的扇形体9a受其自重会向下移动，因此构成密封圈9的下半部分的扇形体9a用支重弹簧15支撑。由于密封圈9的扇形体9a沿径向向内移动时弹簧15垂直向上推密封圈9的这些扇形体9a，因此密封圈9的各扇形体9a不同时移动而容易发生不规则移动。现有相关技术中的这些问题必须解决。

发明内容

因此，本发明的一个目的是为一个包括一转子和其上有密封翅片的一密封圈的轴流涡轮机提供一种非常可靠的密封装置，该密封装置能防止由转子与密封翅片之间的接触而造成的转子激烈振动、能减少工作流体的泄漏以及即使该轴流涡轮机长期在低负荷下运行也能正常工作。

按照本发明的一个方面，提供一种防止一轴流涡轮机中的工作流体泄漏的密封装置，该轴流涡轮机包括一个具有一轴的转子和一个其内圈环绕该转子的轴的喷嘴隔板，所述密封装置包括：

一个由多个扇形体构成的环绕转子轴的密封圈，每一扇形体具有一个用于安装在内圈的安放凹槽中的部分，以使每一扇形体可相对转子的轴沿径向移动；

沿径向向内紧压密封圈的扇形体的第一加压装置；以及

沿径向向外紧压密封圈的扇形体的第二加压装置；

其中，转子有一水平轴线；

第一加压装置包括一插入在安放凹槽的底面与密封圈的扇形体的外表面之间的板簧；

紧压构成密封圈上半部分的扇形体和构成密封圈下半部分的扇形体的板簧的各自压力被调节以补偿由密封圈的扇形体的各自重量导致的作用在密封圈的扇形体上的压力差别；以及

密封圈上半部分的板簧和密封圈下半部分的板簧的长度L、宽度W或厚度T彼此不同，以便使密封圈上半部分的板簧和密封圈下半部分的板簧分别具有不同的弹簧常数。

由于密封圈的扇形体被第一和第二加压装置相对转子的径向向内和径向向外紧压，因此密封圈的扇形体不会不规则移动或振动，并且即使在密封圈的扇形体的径向内外表面上的压力差随轴流涡轮机上的负荷变动而变动时也能在径向上相对转子平稳移动。

第一和第二加压装置的各自压力最好分别被调节以便：当轴流涡轮机在额定负荷下运行时密封圈的扇形体的内外表面之间的压力差相对转子沿径向向内移动密封圈的扇形体，而当该轴流涡轮机在低负荷下运行时密封圈的扇形体的内外表面之间的压力差相对转子沿径向向外移动密封圈的扇形体。

由于密封圈的扇形体在轴流涡轮机在额定负荷下运行时向转子移动，而在轴流涡轮机在低负荷下运行时移离转子，因此在轴流涡轮机在额定负荷下运行时喷嘴隔板内圈与转子之间的间隙可满意地被密封，而在轴流涡轮机在低负荷下运行时可避免由密封圈与转子的接触造成的振动。

第一加压装置最好包括一个插入在安放凹槽的底面与密封圈的扇形体的外表面之间的板簧。

最好是，密封圈的扇形体的端面上有一个在工作流体流动方向的上游侧与工作流体流动方向的下游侧之间延伸的穿槽，安放凹槽有一边缘，第二加压装置包括一抵靠在该穿槽和该边缘上的弧形板簧。

最好是，该弧形板簧在密封圈的相邻扇形体的穿槽之间延伸。

最好是，密封圈的扇形体的中部有一个在工作流体流动方向的上游侧与工作流体流动方向的下游侧之间延伸的穿孔，安放凹槽有一边缘，第二加压装置包括一插入该穿孔中并抵靠在该穿孔和该边缘上的弧形板簧。

最好是，转子有一水平轴线，第一和第二加压装置的各自压力被调节以补偿由密封圈的扇形体的各自重量导致的作用在密封圈的扇形体上的压力差别。

最好是，转子有一水平轴线，只有构成密封圈下半部分的扇形体受到第一加压装置的压紧，从而补偿由密封圈的扇形体的各自重量导致的作用在密封圈的扇形体上的压力差别。

最好是，转子有一水平轴线，紧压构成密封圈上半部分的扇形体和构成密封圈下半部分的扇形体的板簧的各自压力被调节以补偿由密封圈的扇形体的各自重量导致的作用在密封圈的扇形体上的压力差别。

最好是，第二加压装置包括一个通常呈平板形、在其温度上升时渐渐弯曲的部件，该平板形部件置于扇形体端面上的一个凹槽中以在工作流体流动方向的上游侧与工作流体流动方向的下游侧之间延伸或插入在密封圈的扇形体的中部的一个穿孔中以在工作流体流动方向的上游侧与工作流体流动方向的下游侧之间延伸，在轴流涡轮机在低负荷下运行时该平板形部件随着其温度升高而弯曲，从而相对转子沿径向向外移动密封圈的扇形体。

最好是，该平板形部件由一对性质不同的平板形弹性部件构成。

最好是，该平板形部件由一用可膨胀材料制成的部件和一用形状记忆合金制成的部件构成。

最好是，密封圈的扇形体有一外表面，安放凹槽有一内表面，密封圈的扇形体的外表面与安放凹槽的内表面之间的最大径向间隙等于密封圈的扇形体在轴流涡轮机上负荷增加或减小时沿径向移动的径向距离。

最好是，密封圈的扇形体与其接触的喷嘴隔板内圈的表面涂有防腐蚀涂层或经表面硬化处理。

附图说明

从结合附图的下述说明中可清楚看出本发明的上述和其他目的、特征和优点，其中：

图1A为防止一轴流涡轮机中工作流体泄漏的本发明第一实施例的密封装置的剖面图；

图1B为轴流涡轮机中使用的一密封圈的局部主视图；

图1C为密封圈的一扇形体的立体图；

图2A和2B为图1A所示密封装置的剖面图，用来说明构成密封圈的扇形体的径向移动；

图2C为用来说明构成密封圈的扇形体的径向移动的示意图；

图3A为图1A所示密封装置的主视图；

图3B为图1A所示密封装置中的一平板簧的立体图；

图3C为图1A所示密封装置中的一弧形板簧的立体图；

图4A为防止一轴流涡轮机中工作流体泄漏的本发明第二实施例的密封装置的剖面图；

图4B为轴流涡轮机中的一密封圈的局部主视图；

图4C为密封圈的一扇形体的立体图；

图5A和5B为本发明第三实施例的密封装置的剖面图；

图5C为用来说明构成一密封圈的扇形体的径向移动的示意图；

图6为防止一轴流涡轮机中工作流体泄漏的现有相关技术第一实例的密封装置的剖面图；

图7为防止一轴流涡轮机中工作流体泄漏的现有相关技术第二实例的密封装置的剖面图；

图8A和8B分别为防止一轴流涡轮机中工作流体泄漏的现有相关技术第三实例的密封装置的剖面图和主视图。

具体实施方式

下面说明本发明第一实施例的密封装置。其中与现有技术相同的部件用相同标号表示并可省略其描述。从图1A可见，一喷嘴隔板30的一内圈3的内圆周面上有一安放凹槽8，一密封圈9的多个扇形体9a沿圆周分布，其外壁置于安放凹槽8中。密封翅片10固定安装在扇形体9a正对轴流涡轮机的转子5的内表面上。转子5的圆周面与密封翅片10之间形成一间隙a。工作流体如箭头b所示从间隙a泄漏。密封圈9的每一扇形体9a上有一轴向穿槽16，一弧形板簧17插入在该轴向穿槽16中。弧形板簧17的两端分别抵靠在安放凹槽8的上游边缘18和下游边缘19上以沿径向向外紧压扇形体9a。弧形板簧17接触喷嘴隔板30内圈3的安放凹槽8的上游边缘18、轴向穿槽16的外圆周面和安放凹槽8的下游边缘19。弧形板簧17沿径向向外凸起以便与凹槽16的外圆周面接触，从而使密封圈9的扇形体9a沿径向向外偏置。平板簧20放置在密封圈9的扇形体9a的外圆周面与安放凹槽8的底面之间，从而使密封圈9的扇形体9a沿径向向内即向转子5的轴5a偏置。如图1B所示，轴向穿槽16形成在密封圈9的相邻扇形体9a外部的相对端21a和21b上以便在扇形体9a的上游侧与下游侧之间延伸。如图1A所示，弧形板簧17插入在轴向穿槽16中。

如图2A所示，在轴流涡轮机停机或在低负荷下运行时间隙a的尺寸a1较大。此时，作用在扇形体9a外圆周面上的压力与作用在扇形体9a内圆周面上的压力之间的压力差Fr很小，弧形板簧17的压力Fp大于平板簧20的压力Fs，因此密封圈9的扇形体9a沿径向向外移动。

如图2B所示，在轴流涡轮机在额定负荷下运行时间隙a的尺寸a2较小。此时，作用在扇形体9a外圆周面上的压力与作用在扇形体9a内圆周面上的压力之间的压力差Fr很大，压力差Fr和平板簧的压力Fs之和超过弧形板簧17的压力Fp，因此密封圈9的扇形体9a沿径向向内移动。如图2A所示，在轴流涡轮机停机或在低负荷下运行时弧形板簧17呈现为具有较大高度H1的弧形，因此密封圈9的扇形体9a在轴向穿槽16的外圆周面上被紧压。如图2B所示，在轴流涡轮机在额定负荷下运行时，弧形板簧17被作用在扇形体9a上的压力差Fr压缩成具有小高度H2的形状。当轴流涡轮机上的负荷增加或减小时，间隙a的大小被确定，以便扇形体9a能径向移动距离k(＝a1-a2)。这一大小的间隙a防止工作流体泄漏和由转子5的轴5a与密封圈9的扇形体9a的密封翅片10接触造成的转子5的振动。

图2C示出间隙a的大小的变动。转子5的振动在起动或低负荷运行时增大，因此间隙a的大小增大到a1，防止由转子5与密封翅片10之间的接触造成转子5的轴5a的振动和密封翅片10的磨损。当轴流涡轮机在中等负荷或额定负荷下稳定运行时，密封翅片10几乎不被转子5的轴5a磨损。因此，间隙a的大小减小到a2，防止工作流体泄漏，从而提高轴流涡轮机的效率。当轴流涡轮机在中等负荷下运行时，密封圈9的扇形体9a沿径向向内移动而间隙a减小，密封圈9的扇形体9a容易不规则地运动。第一实施例可解决这一问题，因为其两端支撑在安放凹槽8的外边缘18和内边缘19上的弧形板簧17对扇形体9a施加径向向外压力，而平板簧20对扇形体9a施加径向向内压力，从而防止密封圈9的扇形体9a发生不稳定振动。

如图2A和2B所示，在轴流涡轮机运行时，工作流体的压力使密封圈9的扇形体9a的内端面压靠喷嘴隔板30内圈3的安放凹槽8的上游侧和下游侧上的边缘18和19。如扇形体9a的内端面受腐蚀或磨损变粗糙，扇形体9a与内圈3之间的摩擦力就会改变，从而作用在扇形体9a上、相对转子5沿径向移动扇形体9a的力的平衡就会改变。在第一实施例中，喷嘴隔板30的内圈3和密封圈9的扇形体9a的各个接触面都涂有防腐蚀涂层或经表面硬化处理，以确保密封圈9的扇形体9a平稳移动并防止扇形体9a的摩擦特性随时间而改变。当密封圈9的扇形体9a的表面经过这样的表面处理后，在轴流涡轮机上的负荷增加和减小过程中可合适地控制密封翅片10与转子5的轴5a之间的间隙的大小。因此可防止工作流体的泄漏和由密封翅片10与转子5的轴5a之间的接触造成转子5的轴5a的振动。

图3A为图1A所示密封装置的主视图，图3B为使扇形体9a沿径向向内偏置的平板簧20的立体图，图3C为使扇形体9a沿径向向外偏置的弧形板簧17的立体图。如图3A所示，密封圈9分成多个扇形体9a，通常为4-12个扇形体9a。每一扇形体9a受到一垂直向下力Fj即其自重的作用。因此，构成密封圈9的上半部分的扇形体9a倾向于向转子5垂直移动，而构成密封圈9的下半部分的那些扇形体倾向于垂直移离转子5。因此，紧压密封圈9上半部分扇形体9a的上部平板簧20的压力Fs必须与紧压密封圈9下半部分扇形体9a的下部平板簧的压力Fs不同才能使密封圈9的所有扇形体9a同时沿径向向内移动而减小间隙a。因此，上部和下部平板簧20的长度L、宽度W或厚度T彼此不同，以便使上部和下部平板簧20分别具有不同的弹簧常数。在密封圈9上半部分扇形体9a上施加压力的上部平板簧20的长度L、宽度W或厚度T比在密封圈9下半部分扇形体9a上施加压力的下部平板簧20的小，以平衡沿径向向内作用在密封圈9上半部分扇形体9a上的力与沿径向向内作用在密封圈9下半部分扇形体9a上的力。同样，沿径向向外紧压密封圈9上半部分扇形体9a的上部弧形板簧17的长度L、宽度W或厚度T也与沿径向向外紧压密封圈9下半部分扇形体9a的下部弧形板簧17的长度L、宽度W或厚度T不同，从而使上下弧形板簧17具有不同的弹簧常数。

尽管在第一实施例中上部平板簧20的长度L、宽度W或厚度T比下部平板簧20的小，但也可省略上部平板簧20而只使用下部平板簧20。

因此，在第一实施例的密封装置中，密封圈9的所有扇形体9a由各扇形体9a内外圆周面之间的压力差导致大体上同时开始沿径向向内移动，扇形体9a在轴流涡轮机在中等负荷下运行时不会不规则运动。结果，可避免由转子5激烈振动造成的问题并防止由密封翅片10的磨损造成的工作流体泄漏。

下面说明本发明第二实施例的密封装置。该实施例用轴向穿孔代替第一实施例的轴向穿槽。从图4A可见，一喷嘴隔板30的一内圈3的内圆周面上有一安放凹槽8，一密封圈9的多个扇形体9a沿圆周分布，其外壁插入在凹槽8中。密封翅片10固定安装在密封圈9的扇形体9a的内壁正对轴流涡轮机的转子5的内表面上。转子5的圆周面与密封翅片10之间形成一间隙a。工作流体如箭头b所示从间隙a泄漏。如图4B所示，密封圈9的每一扇形体9a的外壁23上有多个在工作流体流动方向的上游侧与下游侧之间延伸的、沿圆周布置的轴向穿孔22。弧形板簧17插入在每个轴向穿孔22中，其两端分别抵靠安放凹槽8的上游边缘18和下游边缘19，其中部与穿孔22的径向外表面接触。弧形板簧17对密封圈9的扇形体9a施加径向向外压力。弧形板簧17插入在轴向穿孔22中。平板簧20放置在密封圈9的扇形体9a的外圆周面与安放凹槽8的底面之间，从而使密封圈9的扇形体9a沿径向向内即向转子5的轴5a偏置。插入在轴向穿孔22中的弧形板簧17的作用与第一实施例中所使用的弧形板簧17的作用相同。弧形板簧17在轴流涡轮机刚刚起动后和在低负荷下运行作时增加间隙a的大小。因此，转子5不会激烈振动，并可防止密封翅片10的磨损。轴流涡轮机在中等负荷与额定负荷之间一负荷下运行时，间隙a的大小减小，从而防止工作流体泄漏。由于装有第二实施例的密封装置的轴流涡轮机在中等负荷下运行时密封圈9的扇形体9a沿径向向内平稳移动，因此可防止由转子5的激烈振动所造成的问题，并可防止由密封翅片10的磨损造成的工作流体泄漏量的增加。

下面说明用于一轴流涡轮机的本发明第三实施例的密封装置。图5A为轴流涡轮机在停止冷机或在额定负荷下运行并且间隙a的尺寸较小的状态下密封装置的剖面图；图5B为轴流涡轮机在空载暖机运行或低负荷下运行并且间隙a的尺寸较大的状态下密封装置的剖面图。第三实施例的密封装置使用由性质不同的两个平板构成的板形弹性部件24代替图1-3所示第一实施例所使用的弧形板簧17。每一弹性部件24由一用膨胀材料制成的第一板形部件24a和一用形状记忆合金制成的第二板形部件24b组合而形成。

当轴流涡轮机停止冷机时，弹性部件24的第一板形部件24a和第二板形部件24b都如图5A所示呈平直形。因此密封圈9的扇形体9a相对转子5沿径向向内受压，间隙a为较小尺寸a2。当轴流涡轮机空载暖机运行和在额定负荷下运行时，弹性部件24的温度升高，弹性部件24的第一板形部件24a按照第二板形部件24b的记忆形状(原始形状)膨胀。因此，弹性部件24弯曲成沿径向向外凸起的形状位于在喷嘴隔板30内圈3的安放凹槽8的上游边缘18和下游边缘19上，以沿径向向外移动密封圈9的扇形体9a，从而间隙a的大小如图5B所示增加到a1。当轴流涡轮机在额定负荷下运行时，每个扇形体9a内外圆周之间的压力差Fr超过第二板形部件24b的阻止其初始形状变形的力，从而弹性部件24被压成图5A所示平板形。因此密封圈9的每个扇形体9a沿径向向内移动，间隙a的尺寸减小到a2。

图5C示出在使用由性质不同的两个平板形部件组成的弹性部件24时间隙a的大小变化。当轴流涡轮机停止冷机时、或当轴流涡轮机拆卸或装配时，弹性部件24是冷却的，间隙a较小。由于涡轮机壳体的热变形和类似情况、或在轴流涡轮机暖机运行、轴流涡轮机的运行速度提高或下降或轴流涡轮机在低负荷下运行时转子5的不平衡转动，密封翅片10容易与转子5接触。但是，密封圈9的扇形体9a周围温度的提高使得弹性部件24弯曲成沿径向向外凸起的形状，间隙a增大，从而可防止由密封翅片10与转子5的轴5a之间的接触造成的转子5的轴5a的振动。当轴流涡轮机在额定负荷下运行时，由于弹性部件24的第二板形部件24a被每个扇形体9a内外圆周面之间的压力差压成平直形，因此间隙a减小。在轴流涡轮机在低负荷下运行从而密封翅片10与转子5的轴5a之间容易发生接触时，使用弹性部件24可将间隙a增大到尺寸a1，从而可防止由密封翅片10与转子5的轴5a之间的接触造成的转子5的轴5a的振动。轴流涡轮机在额定负荷下运行时的间隙a的大小可以与轴流涡轮机在停止冷机或拆卸或装配时的间隙a相同。因此，轴流涡轮机在额定负荷下运行时的间隙a的大小可根据轴流涡轮机停机后打开其壳体所测量到的间隙a的尺寸为基础进行控制。结果，可防止工作流体的泄漏以及由密封翅片10与转子5的轴5a之间的接触造成的转子5的轴5a的振动。

从以上描述显然可见，按照本发明，在一级轴流涡轮机在额定负荷下运行时可减小该轴流涡轮机的转子与其固定喷嘴隔板内圈上的密封圈的密封翅片之间的间隙，从而防止工作流体泄漏并提高该轴流涡轮机的效率。由于密封翅片与转子的轴之间的间隙在该轴流涡轮机在低负荷下不稳定运行时可增大，因此可防止由转子的轴与密封圈的密封翅片之间的接触造成的转子的轴的振动。

尽管以上通过优选实施例一定程度上详细地说明了本发明，但显然本发明可作出种种改变和变动。因此应该看到，在本发明范围和精神内可用与上述实施例不同的实施例实施本发明。

Claims (10)

1、一种防止一轴流涡轮机中的工作流体泄漏的密封装置，该轴流涡轮机包括一个具有一轴的转子和一个其内圈环绕该转子的轴的喷嘴隔板，所述密封装置包括：

一个由多个扇形体构成的环绕转子轴的密封圈，每一扇形体具有一个用于安装在内圈的安放凹槽中的部分，以使每一扇形体可相对转子的轴沿径向移动；

沿径向向内紧压密封圈的扇形体的第一加压装置；以及

沿径向向外紧压密封圈的扇形体的第二加压装置；

其中，转子有一水平轴线；

第一加压装置包括一插入在安放凹槽的底面与密封圈的扇形体的外表面之间的板簧；

紧压构成密封圈上半部分的扇形体和构成密封圈下半部分的扇形体的板簧的各自压力被调节以补偿由密封圈的扇形体的各自重量导致的作用在密封圈的扇形体上的压力差别；以及

密封圈上半部分的板簧和密封圈下半部分的板簧的长度L、宽度W或厚度T彼此不同，以便使密封圈上半部分的板簧和密封圈下半部分的板簧分别具有不同的弹簧常数。

2、按权利要求1所述的密封装置，其特征在于，第一和第二加压装置的各自压力被调节以便：在轴流涡轮机在额定负荷下运行时密封圈的扇形体的径向外内表面之间的压力差相对转子沿径向向内移动密封圈的扇形体，而在该轴流涡轮机在低负荷下运行时密封圈的扇形体的径向外内表面之间的压力差相对转子沿径向向外移动密封圈的扇形体。

3、按权利要求1所述的密封装置，其特征在于，密封圈的扇形体的端面上有一个在工作流体流动方向的上游侧与工作流体流动方向的下游侧之间延伸的穿槽，安放凹槽有一边缘，第二加压装置包括一抵靠在该穿槽和该边缘上的弧形板簧。

4、按权利要求3所述的密封装置，其特征在于，弧形板簧在密封圈的相邻扇形体的穿槽之间延伸。

5、按权利要求1所述的密封装置，其特征在于，密封圈的扇形体的中部有一个在工作流体流动方向的上游侧与工作流体流动方向的下游侧之间延伸的穿孔，安放凹槽有一边缘，第二加压装置包括一插入该穿孔中并抵靠在该穿孔和该边缘上的弧形板簧。

6、按权利要求1所述的密封装置，其特征在于：

第二加压装置的各自压力被调节以补偿由密封圈的扇形体的各自重量导致的作用在密封圈的扇形体上的压力差别；

第二加压装置包括一弧形板簧；

紧压构成密封圈上半部分的扇形体的上部弧形板簧和构成密封圈下半部分的扇形体的下部弧形板簧的长度L、宽度W或厚度T彼此不同，以便使上部弧形板簧和下部弧形板簧分别具有不同的弹簧常数。

7、按权利要求1所述的密封装置，其特征在于：

只有构成密封圈下半部分的扇形体受到第一加压装置的压紧，从而补偿由密封圈的扇形体的各自重量导致的作用在密封圈的扇形体上的压力差别；

密封圈上半部分的上部平板簧的长度L、宽度W或厚度T比下部平板簧的小。

8、按权利要求1所述的密封装置，其特征在于，第二加压装置包括一个通常呈平板形、在其温度上升时渐渐弯曲的部件，该平板形部件置于扇形体端面上的一个穿槽中以便在工作流体流动方向的上游侧与工作流体流动方向的下游侧之间延伸或插入在密封圈的扇形体的中部的一个穿孔中以便在工作流体流动方向的上游侧与工作流体流动方向的下游侧之间延伸，在轴流涡轮机在低负荷下运行时该平板形部件随着其温度升高而弯曲，从而相对转子沿径向向外移动密封圈的扇形体。

9、按权利要求1所述的密封装置，其特征在于，密封圈的扇形体有一外表面，安放凹槽有一内表面，密封圈的扇形体的外表面与安放凹槽的内表面之间的最大径向间隙等于密封圈的扇形体在轴流涡轮机上的负荷增加或减小时沿径向移动的径向距离。

10、按权利要求1所述的密封装置，其特征在于，密封圈的扇形体与其接触的喷嘴隔板内圈的相应表面涂有防腐蚀涂层或经表面硬化处理，以确保密封圈的扇形体平稳移动。

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