CN1625651A - 在液压机的两个相对运动部件之间的密封 - Google Patents

Abstract

本发明涉及一种布置在液压机的相对运动部件如叶轮与壳体之间的密封，所述部件几乎是密封的，但结构仍然很简单，其特征是，一个密封件支承在两个静液轴承上。

Description

在液压机的两个相对运动部件之间的密封

技术领域

本发明涉及用于密封在液压机的两个相对运动部件之间的缝隙的装置，它有至少一个密封件，该密封件借助至少各一个静液轴承相对这两个运动部件支承着，每个静液轴承包括彼此相对的支承面并且至少一个支承面有至少一个支承件如槽、沟等，可以通过至少一条供应管路给该支承件供应液压轴承介质。此外，本发明公开了这样的密封的操作方法和运行方法。

背景技术

由于在液压机的叶轮外径区域内的工作状态很不利并且在此主要对叶轮直径达几米的大型设备来说，目前都无法在叶轮与壳体之间建立起可靠的密封，除了由间隙损耗造成的效率损失外，这也可以导致其它严重问题。这主要在于，在叶轮外径区域内出现非常高的圆周速度，叶轮和壳体受到强烈振动，并且叶轮因为高压而还经历了轴向位移。这些工作状况至今阻碍了建立起几乎紧密的或在理想状态下完全不泄漏的密封。目前所用的密封如迷宫密封严格地讲不是密封，而只是减少间隙水流的装置。其它的密封如已知的冰环密封又非常复杂且不可靠。

在轴向的叶轮侧间隙里，即在内盖板与壳体之间空间内，由于间隙水流的原因，所以出现有时非常高的压力，它基本上等于上水压力并使叶轮轴向位移，结果产生了轴承的高轴向负荷和叶轮的较大的轴向位移。在壳体与内、外盖板之间产生的两个叶轮侧间隙内产生间隙水流，结果一定量的介质没有流过叶轮，从而造成效率降低和功率损耗。此外，在两个叶轮侧间隙内产生高速旋转的水盘，它因为所产生的摩擦而阻碍轴旋转，因而产生制动作用，这又使效率进一步降低。为此，需要在叶轮与壳体之间设置实际上几乎完全紧密的密封。

例如，WO 02/23038A1公开了这种密封，它公开了基本上两类密封，该密封包括特殊浮动安装在两个静液轴承上的密封环。

在第一类密封中，密封环被安装成可相对壳体和叶轮旋转并通过从涡轮机通向密封环的柔性管路给静液轴承供应轴承介质。由于存在上述运行情况，所以该柔性管路通常是薄弱环节，就是说，它必须足够坚固地构成，并且必须相应缩短维护时间以便通过定期维护来防止由柔性管路磨损而导致的断裂，这会导致密封失效和相当大的破坏。此外，这种有多个柔性管路的密封环的安装比较复杂。为此，该密封设计被厂商和使用者所抛弃。

第二类密封涉及以自由旋转的“浮动”方式相对叶轮和壳体安装的密封环，它通过在涡轮机壳体内的孔和在密封环自身内的连通孔来接受静液轴承用的轴承介质。WO 02/23038特别示出了这种密封环的两个变型方案。

在(根据WO 02/23038的图3的)第一变型方案中，设置一系列供应管路，这些通入支承面的供应管路的通口与在密封环内的连通孔开口相对。实际上，此环显示出令人不满意的功能适用性。因为如果密封环径向固定支承在壳体上，则难以使密封环径向升高，即通过供应管路压入的所有轴承介质通过连通孔被输向第二轴承并导致在轴向上的严重升高。就是说，密封环将摩擦壳体，这导致损害，结果可能出现故障。而在环以一定径向游隙安装的情况下，虽然环在运行期间内定心并沿径向和轴向升高，但它因为缺乏力平衡而无法处于优选位置，它将不稳定并且不太能径向调节。这是因为如果试图通过改变体积流量来改变径向位置，则只会改变轴向位置，因为所改变的体积流量又通过连通孔直接传给轴向轴承。因此，实际上较少应用这种密封环。

在(根据WO 02/23038的图4、5的)第二变型方案中，目前设有至少两排供应管路，它们彼此间隔一定距离，通过它们，彼此无关地将轴承介质输送给静液轴承。在这种情况下，只有这两条供应管路中一条管路的通口与在密封环内的连通孔开口相对。

在该变型方案中，环的优点是，可以尽量单独驱动和调节径向和轴向的轴承并能到达一个稳定的运行位置，而缺点是，为了稳定和为了控制这两个轴承，需要两排必须彼此独立地供应和控制的供应管路，即需要至少两套一方面有相当高的功率的供给泵，其中包括相关的控制机构或附加液压件如节流阀、过滤器等，所以有效密封的功率增大被所需的泵功率或通过节流损失而部分或甚至完全耗尽了。此外，制造这样的密封在加工技术方面很费事，因为需要两倍数量的孔和管路。

发明内容

因而，本发明的目的是消除上述缺点并且提供开头提及类型的有效可靠密封，该密封需要很少资源并且能简单实现和工作并有很长的使用寿命。

通过本发明来如此实现该目的，在离第一静液轴承的第一支承件有一定距离地设有第一静液轴承的至少另一个第二支承件，第二支承件可以通过液压流动阻力同所述第一支承件连接，用于该轴承的供应管路只在所述第一支承件的区域内通入该支承面里。

这种密封件减少了供应管路的所需数量，因此，降低了制造成本及所需供给单元和元件的数量。

尽管只设置一个供应管路，但该密封件成功地借助液压阻力被稳定地调到理想的轴向和径向轴承间隙，由此产生稳定的运行位置。两个轴承间隙可通过体积流量来改变并且此时相互间处于基本固定的关系，即密封件只用一条供应管路就完全能在两个方向上来控制。由于密封件在轴向和径向上基本被同时均匀地升高，所以能确保密封件不是只在一个方向上被升高，这显著提高了运行可靠性。

关于本发明密封的运行方法，如此实现该目的，即只在调节出预定轴承间隙后才接通液压机。结果，在机器高速运转时，有效防止了摩擦或混合摩擦状态和密封件的相关磨损、损害或甚至是破坏。因此，显著延长了密封件的使用寿命。

但在密封投入使用时即在第一次启用过程里，有利地使密封件可控地进入混合摩擦状态，从而轴承图形可以被研磨到静液轴承的支承面中。因此，补偿了密封件或支承面的一定的制造公差并且能改善密封的运行和使用寿命。当然，在研磨出轴承图形后，密封件被升高至预定的轴承间隙并正常运行。

由于密封件通常用比壳体或叶轮的相关支承面更软的金属制成或相反，所以能非常简单且可控地实现轴承图形。

如果这两个静液轴承依靠液压连通机构彼此相连，则能非常简单地制造和运行密封件。因此，足以使唯一的静液轴承接受轴承介质，由此也自动供给第二静液轴承。

这样出现导致密封件在两个方向上安全升高的非常有利的压力分布，即与该轴承总宽度相关的第一静液轴承的支承件的宽度小于与第二静液轴承的总宽度相关的第二静液轴承支承件的宽度。对密封件的可靠运行和获得足够稳定很有利的是，供应管路通入其中的静液轴承的两个支承件之间的距离小于在此基本由密封件的几何尺寸而定的最大距离。通过遵守该几何形状规定条件，可以获得极为有效的且运行可靠的密封件。

特别简单的密封件就是呈密封环形式。这样的环可以非常简单且有利地制造。

如果密封件浮动支承在静液轴承上，则由于在液压机所有工作点上排除了在密封面与密封件之间的固体摩擦，从而显著延长了密封件的使用寿命。

本发明的密封被有利地用于液压机且尤其是涡轮机的叶轮和壳体的密封，借助该密封，可以有效密封住叶轮侧间隙，并且在适当布置的情况下，如在叶轮外周区域内，除轴承介质以外，没有装满液压机的工作介质。结果，防止了上述负面效应。

将该密封用于涡轮机且尤其是弗兰西斯式水轮机或抽水水轮机或泵，这是特别有利的。

支承件可以简单经济地成环槽形式，它在外周上或许局部断开，此外，它可以非常简单地制造。同样在设计和制造方面简单的是孔，它们作为在密封件中的液压连通机构和在液压机壳体内的供应管路。

通过在静液轴承的支承面内布置一个第三支承件或更多个支承件，可以进一步改善密封件和密封本身的性能。附加支承件产生了更宽的压力分布，这种压力分布更好地存在并容易通过该压力分布来调整密封件上的扭矩平衡。

该密封件被有利地设计成中央的支承件比其它支承件宽。通过与该静液轴承宽度相关地特别选择多个支承件中的两个支承件的外边缘之间的距离，得到了更有利的几何形状规定条件，该宽度小于与另一静液轴承宽度相关的另一静液轴承的支承件的宽度。在密封件的预定几何尺寸如密封环的高度和宽度、支承件且尤其是槽、沟等的布置和宽度给定的情况下，也有利的是，第一静液轴承的第一、第二支承件之间的距离被选择成小于预定的最大距离。

静液轴承非常有利地接受轴承介质的不变体积流量。因此，密封件能够自动起作用并可控地改变外界条件如介质温度变化和密封件相关长度的改变、壳体或叶轮的振动、制造公差、密封环倾斜等，因为除几何尺寸外，体积流量主要就是形成压力分布的原因。因此，密封件自我调节，即自动补偿外界干扰。

通过至少一个泵，可以确保静液轴承的简单供应。作为泵的可行替换方式，可以采用通常有高静水压力的上水；至少一个例如成流量调节阀形式的节流阀应设置在供应管路通口之前，以便能够预定出基本不变的一定体积流量。

如果依靠密封件的适当几何形状来尽量减小由密封环造成的功率损耗，则密封件或密封可以极为有利地低损耗运行。因此，该密封具有最低的功率损耗，结果，由于通过密封防止了间隙水流的形成而能够显著提高涡轮机的总效率。

如果在至少其中一个支承面内附加设置至少一个静液支承件如润滑腔，则可以一方面显著提高静液轴承的轴承作用。就是说，出来传统的静液轴承作用外，还增加一个可以在现行速度下构成总轴承作用中的相当大的一部分的静液轴承作用。

如果供给静液轴承的体积流量中断，则应最好关闭液压机，以防止可能对密封或密封件造成的损害。如果在发生中断时如依靠风包来确保为静液轴承紧急供应至少一定时间并最好直至液压机停止，则提高了运行可靠性。这种紧急供给能避免可能对密封环造成的损害。

在液压机已经高速运转后，关闭多个供给源，这能进一步提高效率。此时当然要保证剩余的供给足以使密封件在所有工作状态下保持浮动状态，而不出现混合摩擦阶段。

当通过改变所输入的体积流量来补偿密封件形状的自然变化如密封件在介质里的胀起，则可以很简单地保证基本不变的轴承间隙。

附图说明

下面，通过表示非限定性的实施例的图1-图4来详细描述本发明，其中：

图1是典型的弗兰西斯式水轮机的横截面图

图2是在叶轮和带有本发明密封件的壳体之间的密封区的局部图，

图3表示密封件的另一特殊实施例，

图4表示密封件的几何形状情况。

具体实施方式

在真正描述之前，以下定义并详细说明一些术语。

通常，采用术语“支承件”如槽和支承面，在本申请力，它们分别表示环形或圆柱形的结构。此时，支承件或支承面可以有任意的宽度和深度或高度并且在圆周方向上可以是连续的或在一个或几点上是局部断开的。当然，支承件可以有任何横断面形状，例如成三角形沟状，并且不一定成槽状。

静液轴承总是由一些彼此相对的支承面组成，其中，在至少一个支承面上设有至少一个支承件如够槽、沟等。如果在圆周上设置许多支承件，则因为一个支承件如上所述地是局部断开的，所以也必然提到布置在圆周上的多个静液轴承。但为了简单起见，在这种情况下，在本申请中也只永远提到一个静液轴承。在本申请中，液压连通机构或连通孔表示至少一个有至少两个开口端的空腔，介质可以从一端经任何路径流过该空腔而达到另一端。

如果提到供应管路则要注意，在圆周方向上可以布置多条这种相同或类似的供应管路，即一连串的供应管路。这当然也适用于连通孔。但为了不使描述变得复杂，通常只提到一条供应管路或一个连通孔，适当时，这自然有时也包括一系列的供应管路或连通孔。

为简单起见，只结合一台涡轮机且尤其是弗兰西斯式水轮机来描述本发明的密封，但该密封自然也可以用在所有其它的有相对运动部件如在机器壳体内运行的叶轮的液压机如泵、抽水水轮机。

图1示出一涡轮机1，在此是弗兰西斯式水轮机，它具有运行在涡轮机壳体12内的叶轮2。叶轮2有多个由内盖板11和外盖板10限定的涡轮叶片3。叶轮2借助轮毂盖9和或许另一个固定机构如螺栓或螺钉并且不能相对轴8转动地被固定在该轴8的一端上。轴8借助未示出的轴承可旋转地支承着并且该轴以已知方式驱动如一台也未示出的发电机以便发电，这发电机最好安置在轴8的另一端上。

在大多数情况下，大多是水的液态介质的从上水如高位蓄水源起流入是通过未示出的但早已为人所知的螺旋壳体中进行的。在螺旋壳体与叶轮2之间存在一个导向装置4，该导向装置包括许多导向叶片5，它们此这里依靠一个调整装置6而能旋转。可调整的导向叶片5用于通过改变流过涡轮机1的体积流量以及改变叶轮入口涡旋来调节涡轮机1功率。另外，一些支承叶片也通过已知方式布置在螺旋壳体与导向叶片5之间。

如图1所示，水的排出通过紧接在涡轮机1上的且通向未示出的下水的吸管13来实现。由此产生了从螺旋壳体起经导向装置4和叶轮2达到吸管13的、由箭头表示的主水流F。除主水流F以外，在传统密封14中，还通过在涡轮机壳体12和外盖板10或内盖板11之间的叶轮侧间隙形成间隙水流。依靠管路7并通过节流阀排出径向的叶轮侧间隙的间隙水并将其排入吸管13。另外，如图1所示，泄流孔通常设置在内盖板内，通过泄流孔将径向的叶轮侧间隙连接至主水流F。通过进一步如下所述的本发明密封，阻止间隙水流，因而，可以没有间隙损失地充分利用流过叶轮2的全部水流及其流动能量。此外，因为在这种密封的情况下在叶轮侧间隙内不再形成旋转的水盘，而是空气占据着该空间(除轴承用水外)，所以，减小甚至最大程度地减小了在叶轮侧间隙内的摩擦。此外，由此显著减小了作用于轴8和轴承上的轴向推力。

现在，图2以细节图表示在涡轮机壳体12与内盖板11之间的涡轮机1叶轮2的本发明密封的实施例，该密封借助成密封环状的密封件12来实现。在这里，涡轮机壳体12有一个其上布置有一个径向支承面24的凸肩。同样，一个轴向支承面23布置在内盖板11上。这些支承面23、24可以是随后如经焊接、螺纹连接等安置于所需位置上的独立部件，或者，它们当然也可以被机加工到相应的部件里，如在内盖板11上的平面磨削部分。

此时，取向“轴向”和“径向”是指静液轴承的作用方向并且主要用来简单地区分开这两个静液轴承21、22。

在涡轮机壳体12和内盖板11上的径向支承面24和轴向支承面23分别对应于一个在密封环20上的径向支承面24和轴向支承面23，它们分别在轴向和径向上形成静液轴承21、22的一部分。

在根据图2的实施例中，通过涡轮机壳体12并借助供应管路28将轴承介质如水供应给径向的静液轴承22。在此，供应管路28由孔构成，它们通过其它管路间接或直接与未示出的供应源如泵和/或水源连接，或许借助辅助机构如过滤器、旋流器等。当然，在圆周上可以分布多个供应管路28，在此拟定了对充分供应有利的布置形式如三个供应管路28分别错开120°角。当然，任何其它布置形式也是可行的。

径向轴承22有两个槽形的支承件25、26，一个槽25在供应管路28的开口区域内布置在密封环20内，第二槽26与第一槽25间隔开地也布置在密封环20内。第二槽26通过一个或多个连通孔29被接在一个布置于密封环20内的且属于轴向轴承21的槽27。径向轴承22的这两个槽25、26这样布置，即供应管路28在密封环20的任何工作位置上既不完全通入第二槽26里，也不部分通入第二槽里。

此时尤其要注意，支承件即槽25、26和27也能同样布置在涡轮机壳体12或叶轮2的轴向或径向支承面23、24内，如在这里是布置在内盖板11内。也可以将轴承件设置在密封件和涡轮机壳体12内或在叶轮2的任何位置上。

因此，由唯一的供应管路28或一系列供应管路28给静液轴承21、22供应轴承介质。在这里，轴承介质被输入径向轴承22并通过连通孔29流入轴向轴承21。为确保轴向轴承21的充分供给，在密封环20的圆周上设置多个连通孔29，如根据圆周长度每3厘米-8厘米设置一个孔。轴向轴承21的槽27也可以同样地设计，因而在密封环20的外径区和内径区内各设有一个较窄的槽，该较窄的槽分别通过一个连通孔29与径向轴承21连接接受供应。

当然，供应管路28也能在轴向轴承21内有通口，槽25、26和27的布局也能在密封环的对角线上相应地成镜像。

为了能够描述密封环20的功能，在图2中还示出了在轴向和径向轴承21、22里出现的压力分布。轴承介质如上所述地以不变的体积流量Q通过供应管路28被输入轴向轴承21。轴承介质的体积流量Q在径向轴承22内被分成两股。一股向下流动并最终以压力p₀通入轴向叶轮侧间隙。体积流量Q中的较大一股向上流动到第二槽26并通过连通孔29流入径向轴承21且部分以在叶轮入口处的压力p₁通入轴承空间31。

体积流量Q造成所示的压力分布，其最大压力p₃在供应管路28通入其中的槽25内，它使密封环20径向升高。在这方面，径向升高当然意味着密封环20变宽，这种变宽受到上水压力p₁的抑制并且根据弹性原理也受到回复弹力的抑制。因此，最大压力p₃必须高到足以使密封环20变宽到预期的轴承间隙如通常为50μm-100μm。在第二槽26内，由于几何形状的原因，形成了同时也通过连通孔29作用于轴向轴承21的较低压力p₂。压力p₂必须高到足以使密封环20轴向升高的程度，这可以如此实现，即很不对称地且非常靠近地不止径向轴承22的两个槽25、26，如图2所示。

如果槽25、26离得太远，则槽25、26之间的压降变得太高并不会达到所需的升高压力p₂。即，用于图2例子的压力p₂由密封环20的轴向轴承的几何形状即主要由相应的轴承22的槽的宽度和位置、密封环20的外尺寸和或许有的凹槽30来限定。如果要进一步增大体积流量Q，则压力p₂仍然基本保持不变，而密封环20只会进一步轴向升高。

通过将基础的液压原理用于密封环20的任何几何形状和槽25、26、27的预期布置，可以得到在两个槽25、26之间的最大距离f_max，它只取决于几何形状并且必须遵守该距离，以使密封环20在两个方向上升高。最大距离f_max的确定对本领域技术人员而言是一项标准任务。图4(在此涉及图2的几何形状)表示这样确定的最大距离f_max的曲线。在这个例子中，密封环20的外尺寸和轴向静液轴承21的几何尺寸及径向静液轴承22的几何尺寸保持不变，只改变密封环20顶边距第二槽26的距离d，结果以曲线方式示于图4中。在这里，图中所用参量涉及径向轴承21的宽度B_r并因此变成无量纲。图4所示的点此时表示根据图2的几何形状的距离f。可以清楚看到，密封环处于稳定范围内。

当然，如果其它几何参数变了，则当然可以获得其它形式的曲线或面积，例如在两个参数有变化时。当然，也可以为密封环20的其它构造规定同样的关系，如图3所示。

就是说，密封环20实际上无摩擦地浮动支承在两个滑动薄膜上。在工作中，密封环20因为自由支承而以约为叶轮2圆周速度一半的速度同步旋转。这样出现了动态稳定性增强，因为极限圆周速度或振动极限由此降低。此外，摩擦损耗也由此变小。

由于静液轴承的高稳定性，密封环20能够补偿叶轮2和/或涡轮机壳体12的振动及叶轮2的轴向位移，而不损失密封效果且不会接触叶轮2和/或涡轮机壳体12。结果，密封环20实际上未磨损，由此一来，密封环20的使用寿命非常长。由于密封环20可以被制成非常细而几乎没有重量的环，所以，进一步增强了这种作用。

与涡轮机1尺寸相比，密封环20可被构造成非常小，如果外径有几米，则几厘米如5cm或8cm的边缘长度就够了，并且它可以由任何材料如钢、轴承青铜、塑料(如PE)制成。此外，支承面23、24也可以覆有适当的层如特氟隆、轴承青铜等，以进一步加强密封性。通常，密封环20由比液压机壳体12或叶轮2软的金属制成。这样，它一方面通常较轻，另一方面，在极端的情况下，密封环20而不是叶轮2或壳体12受损甚至毁坏。

由于密封环20能被构造成横断面非常小，但能作用非常高的压力，所以存在着密封环20卷起的危险。为了能弥补出现的卷起，密封环20应被构造成无力矩，即密封环20在工作中应没有合成运动。如可以简单设计的那样，这能通过这样设计密封环20来完成，即在密封环20侧的当时压力分布上水压力p₁和出现在静液轴承21、22内的压力分布的合力位于一条作用线上。为了实现上述情况，除密封环20的整体形状外，还可以使用如槽25、26、27的尺寸、轴承间隙宽度、外部尺寸等，在其它情况下也包括凹槽30。

当然，密封环20可以具有任何所需的横断面，如L形横断面，从制造观点出发，优选方形或矩形横断面。

图3表示本发明密封环20的另一例子。密封环20在径向轴承22内有三个槽25、26，在中央槽25的区域内，供应管路28如图2所示地有通口，通过该供应管路28来供应轴承介质的体积流量Q。这两个布置在中央槽25两侧的槽26分别通过连通孔29连接至轴向静液轴承23的两个槽27上。在这个例子里，设有两个槽27，这展示出与连续的槽27相同的作用，如图2所示。即，在左槽外径与右槽27内径之间的距离可被视为轴向的静液轴承23的槽宽度。

在此，径向轴承22的两个外槽26里的每一个通过一系列的连通孔29与轴向轴承23的每个槽27连接，连通孔布置在密封环20的一横断面内。但可以想到断开连接并将它们布置在密封环的不同横断面内。例如，在一个横断面内，上面的槽26被接在右槽27上，在下个横断面内，下槽26被接在左槽27上，在再下个横断面内，可以又布置一系列连通孔29，如图3所示。此时，如果必要，当然任何一种组合形式都是可行的。

如果考虑此密封环20的压力分布，则可以看到，与根据图2的实施例相比，在轴向静液轴承21内的压力分布在几何形状状况范围里基本保持不变，而在径向静液轴承22内的压力分布变化相当大。由第三槽26引起的压力分布变宽并有较低的压力峰值，就是说，密封环20可以以较低的供给压力工作。

当然，可以基本上随意不止径向静液轴承的这三个槽25、26。例如，两个外槽26一样宽并且对称布置在中央槽25的周围或相对密封环20本身来布置。另一方面，三个槽25、26的布置也能完全不对称地完成。

也可以想到设置多于三个的槽，结果，在某些情况下能获得更平的压力分布。

在图2、3所示实施例中，供应管路28一直通向径向静液轴承22并经连通孔29供给轴向静液轴承21。必要时，当然也可以完全相反地设计这种布置。

另外，目前一直假定支承面23、24是平的。但当然也可以想到支承面23、24是不平的，例如被磨削成呈凹面或呈阶梯面，在这里，本发明密封的基本原理没变。在支承面23、24不平的情况下，只是压力分布会略微改变，但这对本领域技术人员来说可以清楚看到。

密封环20的工作造成一定的功率损失，例如由于一台或多台供应泵的所需功率，由于在轴承间隙内的液压摩擦，由于下水损耗，就是说，不能经过叶轮2的轴承介质应尽量少。功率损失的一部分当然可以通过使轴承介质的一部分流入主水流F并在叶轮2中转换成能量来重新获得。但仍然希望尽量减小密封环20的功率损耗。为此，调整密封环20的几何形状即槽25、26、27和支承面23、24的宽度、高度、位置和尺寸、供应管路28和连通孔29的尺寸和位置等，以使所产生的功率损失最小。例如，这可以通过借助密封环的数学物理模型的数学计算如数值计算来完成，其中解决了一个相应表述的优化问题。使用常规的计算机和适当的软件，可以解决优化问题。当然，在计算中也可包括液压机的几何形状和/或运行特征如计算点、功率和压力等。

为加强轴承作用和稳定性，支承面23、24中的一个或多个也可以具有早已公开的流体动力学的润滑腔。

原则上，许多供应管路28可以一起通向一个大的收集管路，由一个轴承介质源如泵给收集管路供应轴承介质。当然，可以随意根据需要来选择轴承介质源和收集管路的数量。

有一个密封环20的本发明密封当然可以设置在任何适当位置上，而不局限于根据图2、3的实施例。例如，密封环20也可设置在叶轮2或内盖板11的端面与涡轮机壳体12之间。同样可以想到将密封设置在外盖板10与涡轮机壳体12之间的适当位置上。

另外，图2、3中的槽25、26、27和连通孔29和供应管路28的布置形式只是例子。就是说，在本发明范围内可以根据需要来选择布置形式。例如通过连通孔29接在另一静液轴承21的槽27上的槽26也可以同样布置在凹槽30附近，即在图2里在槽25的下方。整个布局也可以在密封环的对角线上成镜像。当然，本申请包括所有可能的及可想到的变型方案。

上述密封是非常紧密的密封。流入的总水流过叶轮并且可以被转变成旋转能量。此时，间隙水流损耗只被减小到所出现的轴承介质，即损耗非常少，并能通过将间隙水流引入主水流F来部分重新获得。

在所有工作阶段内，应尽量避免密封环20与支承面23、24接触或避免在静液轴承21、22内出现混合摩擦状态，因为这可能非常容易损害甚至毁坏密封环20。因此，当起动涡轮机1时，密封环20应已被升高，即应已达到预期的轴承间隙。这可以通过先启动静液轴承21、22的供给并随后启动涡轮机1来简单实现。

如果发生静液轴承21、22供给失效的情况，则例如可以采取紧急供给措施，如使用风包，以避免损坏液压机的密封环20，否则，将需要复杂的维护工作。

但在密封环20的第一次启动时，可能需要在静液轴承21、22内建立可控的混合摩擦状态，以便支承面23、24中磨削出轴承图形，借此能弥补一定的制造公差。由于轴承间隙位于几百μm范围内或更低，此时当然要适当加以注意。

为简单起见，在以上描述中作为轴承介质描述了水。当然，主要对泵来说，轴承介质当然也可以是任何其它的适用介质如油。

为清楚起见，在整篇申请中，槽、沟等一直被描述成支承件。但完全能想到不这样明确地限定一个或多个支承件。即使在无槽光滑面之间，任何间隙流当然有一定的流动阻力，所以静液轴承甚至没有明显的支承件而只以平面来工作。此外，表面粗糙度还进一步影响了流动阻力；例如，支承面23、24可以被不同地磨削以形成“支承件”。

Claims (34)

1、一种用于密封液压机的两个相对运动部件之间缝隙的装置，该装置有至少一个密封件，所述密封件借助至少各一个静液轴承相对这两个运动部件支承，每个静液轴承包括彼此相对的支承面并且至少一个支承面有至少一个支承件如槽、沟等，可以通过至少一条供应管路给所述支承件供应液压轴承介质，其特征在于，在离第一静液轴承的第一支承件有一定距离地设有第一静液轴承的至少另一个第二支承件，第二支承件可以通过液压流动阻力同所述第一支承件连接，用于该轴承的供应管路只在所述第一支承件的区域内通入该支承面里。

2、如权利要求1所述的装置，其特征在于，第一静液轴承的第二支承件依靠液压连接同第二静液轴承的支承面的一个支承件连接。

3、如权利要求2所述的装置，其特征在于，第一静液轴承的第一支承件没有直接与第二静液轴承液压连接。

4、如权利要求1-3之一所述的装置，其特征在于，第一静液轴承的第二支承件没有直接配属有一条供应管路的通口。

5、如权利要求1-4之一所述的方法，其特征在于，与第一静液轴承宽度相关的第一静液轴承的第二支承件的宽度小于与第二静液轴承宽度相关的第二静液轴承的该支承件的宽度。

6、如权利要求1-5之一所述的装置，其特征在于，该密封件成密封环形式。

7、如权利要求1-6之一所述的装置，其特征在于，该密封件浮动支承安置在这些静液轴承上。

8、如权利要求1-7之一所述的装置，其特征在于，所述液压机的活动部件是该液压机且尤其是涡轮机的叶轮或壳体。

9、如权利要求1-8之一所述的装置，其特征在于，该液压机是涡轮机，尤其是弗兰西斯式水轮机或抽水水轮机。

10、如权利要求1-9之一所述的装置，其特征在于，该液压机是泵。

11、如权利要求1-10之一所述的装置，其特征在于，该支承件被构造成在周面上或许局部断开环槽的形状。

12、如权利要求2-11之一所述的装置，其特征在于，在该密封件内的液压连接至少在局部被构造成孔的形式。

13、如权利要求1-12之一所述的装置，其特征在于，该供应管路至少部分被构造成在液压机壳体内的孔的形式。

14、如权利要求1-13之一所述的装置，其特征在于，在该密封件的几何尺寸如密封环的高度和宽度以及该支承件且尤其是槽、沟等的布置和宽度预定的情况下，第一静液轴承的第一与第二支承件之间的距离小于预定的最大距离。

15、如权利要求1-14之一所述的装置，其特征在于，三个或更多彼此间隔的支承件设置在第一静液轴承的支承面内，所述至少一个供应管路通入中央的支承件，并且第一静液轴承的其余的支承件中的至少两个通过至少各一个液压连通机构与第二静液轴承的至少一个支承件相连。

16、如权利要求15所述的装置，其特征在于，该中央的支承件被设计成比第一静液轴承的其余支承件宽。

17、如权利要求15或16所述的装置，其特征在于，第一静液轴承有多个支承件如三个支承件，第二静液轴承有一个支承件，与该静液轴承宽度相关的支承件中的两个靠外支承件的外边缘之间的距离小于与第二静液轴承宽度相关的第二静液轴承的支承件的宽度。

18、如权利要求1-17之一所述的装置，其特征在于，这些静液轴承可以通过该供应管路接受轴承介质的基本不变的体积流量。

19、如权利要求1-18之一所述的装置，其特征在于，所述供应管路或一系列供应管路与至少一个泵相连。

20、如权利要求1-19之一所述的装置，其特征在于，所述供应管路或一系列供应管路与一个具有密封的液压机的上水连接。

21、如权利要求19或20所述的装置，其特征在于，至少一个节流阀设置在该供应管路或系列供应管路通入该静液轴承的通口之前。

22、如权利要求21所述的装置，其特征在于，所述节流阀成流量调节阀的形式。

23、如权利要求1-22之一所述的装置，其特征在于，该密封件的几何形状如支承件和支承面的宽度、高度、位置和尺寸、供应管路和液压连通机构的尺寸等可以这样预定，即该密封的功率损耗基本上为最小值。

24、如权利要求1-23之一所述的装置，其特征在于，至少一个流体动力学支承件且最好是一个润滑腔设置在至少其中一个支承面内。

25、一种操作用于液压机的两个相对运动部件之间缝隙的密封的方法，该密封有至少一个密封件，该密封件依靠至少各一个静液轴承相对这两个运动部件支承，其特征在于，在接通液压机之前，一个供给源给至少一个第一静液轴承供应轴承介质的体积流量且最好是基本不变的体积流量，其中，与所述静液轴承的密封面相关地，该密封件被升高并且基本稳定地出现预定的轴承间隙，然后接通该液压机。

26、如权利要求25所述的方法，其特征在于，如果供给静液轴承的体积流量中断，则关闭该液压机。

27、如权利要求25或26所述的方法，其特征在于，如果液压轴承的供给中断，则一个紧急供给源如风包池或紧急供应容器供应该静液轴承至少达一段时间。

28、如权利要求25-27之一所述的方法，其特征在于，在该液压机已经高速运转后，例如通过关闭多个供给源使该体积流量基本上减小到最小值。

29、如权利要求25-28之一所述的方法，其特征在于，通过改变所输入的体积流量来补偿例如由温度影响、离心力作用、在介质中的密封件胀起等造成的密封件几何形状的自然变化，从而轴承间隙基本上保持不变

30、一种运行用于液压机的两个相对运动部件之间缝隙的密封的方法，该密封有至少一个密封件，该密封件依靠至少各一个静液轴承相对这两个运动部件支承，其特征在于，在接通液压机之前，给至少一个静液轴承输入基本不变的体积流量，从而该密封件相对所述静液轴承的密封面升高并且出现预定的轴承间隙，然后接通所述液压机，该体积流量可控制地减小到该密封件的支承面和该液压机上的相关支承面转到一个摩擦状态且最好是混合摩擦状态并且开始摩擦，从而将一个轴承图形研磨到该支承面里。

31、如权利要求30所述的方法，其特征在于，在轴承图形研磨之后和/或之中，增大该体积流量，从而基本调节出用于运行的预定轴承间隙。

32、一种设计用于液压机的两个相对运动部件之间缝隙的密封的方法，该密封有至少一个密封件，该密封件依靠至少各一个静液轴承相对这两个运动部件支承着，其特征在于，设定该密封的功率损耗，并且该密封的几何形状如密封件的支承面和支承件的宽度、高度、位置和尺寸、该供应管路和液压连通机构的尺寸等结合该密封的数学物理模型来计算，在计算时要考虑液压机的预定的功率损耗和/或几何形状和/或运行特性。

33、如权利要求32所述的方法，其特征在于，与能耗相关地优化几何形状，就是说，该密封的功率损耗基本最低。

34、如权利要求32或33所述的方法，其特征在于，在计算机中完成该计算。

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