JP7224630B2

JP7224630B2 - dry gas seal

Info

Publication number: JP7224630B2
Application number: JP2019035286A
Authority: JP
Inventors: 成行落合; 雄太大家
Original assignee: Tokai University Educational Systems
Current assignee: Tokai University Educational Systems
Priority date: 2019-02-28
Filing date: 2019-02-28
Publication date: 2023-02-20
Anticipated expiration: 2039-02-28
Also published as: JP2020139564A

Description

本発明は、ドライガスシールに関する。 The present invention relates to dry gas seals.

ドライガスシールは、ガスタービン、コンプレッサーなどの機械に使用されており、高速で回転する軸の隙間から漏れ出る空気や機械に封入されているドライガスを非接触で抑制するメカニカルシールの一種である。図９は、従来のドライガスシールの概略図である。ドライガスシール５１は、シール面５２Ａに動圧溝（グルーブ）５３が形成された回転環５２がターボ機械等の回転軸５５と一体に回転し、当該回転環５２と、ばね５６を介してハウジング５７に支持され、シール面５４Ａが回転環５２のシール面５２Ａに対向するように配置された固定環５４とを備えている。回転環５２が回転すると、動圧溝５３によりシール面５２Ａ，５４Ａ同士の間に圧力が発生してばね５６の付勢力に抗して固定環５４が浮上し、シール面５２Ａ，５４Ａ同士の間に薄い気体膜が形成される。これにより、回転軸５５の表面に沿った高圧側から低圧側への気体漏れが阻止される。なお、動圧溝５３は、回転環５２に形成されずに、固定環５４に形成されることもある。この場合も、同じ原理で動作する。 Dry gas seals are used in machines such as gas turbines and compressors, and are a type of mechanical seal that suppresses dry gas enclosed in machines and air leaking from gaps in shafts rotating at high speed without contact. . FIG. 9 is a schematic diagram of a conventional dry gas seal. In the dry gas seal 51, a rotary ring 52 having a dynamic pressure groove 53 formed on a sealing surface 52A rotates integrally with a rotary shaft 55 such as a turbomachine, and the rotary ring 52 and a spring 56 are interposed between the rotary ring 52 and the housing. 57 and a fixed ring 54 arranged such that the seal surface 54A faces the seal surface 52A of the rotary ring 52; When the rotary ring 52 rotates, pressure is generated between the seal surfaces 52A and 54A by the dynamic pressure grooves 53, and the stationary ring 54 rises against the urging force of the spring 56, thereby creating a pressure between the seal surfaces 52A and 54A. A thin gas film is formed on the This prevents gas leakage along the surface of the rotating shaft 55 from the high pressure side to the low pressure side. Note that the hydrodynamic grooves 53 may be formed in the stationary ring 54 instead of being formed in the rotary ring 52 . Again, it works on the same principle.

動圧溝５３の形状には様々な種類があり、代表的なものとして図１０に示すスパイラル溝５８がある。スパイラル溝５８は、溝が回転環５２の外周から内周に向かうにしたがい一方の回転方向に変位するスパイラル形状を呈している。スパイラル溝５８は内周に向かうにしたがい先細りとなる形状をしている。そのため、一方の回転方向に回転した場合には先端で高い圧力が発生し、機体漏れの高い抑制効果をもつ。しかし、ターボ機械の中には、回転軸が停止時などに逆回転するものがあり、スパイラル溝５８に代表される一方の回転方向用の溝では、回転環５２が逆回転、つまり他方向に回転した際に固定環５４の浮上力が失われ、シール面５２Ａ，５４Ａ同士が接触して焼付きに至るおそれがある。 There are various types of shapes of the hydrodynamic grooves 53, and a representative one is a spiral groove 58 shown in FIG. The spiral groove 58 has a spiral shape that displaces in one direction of rotation as the groove moves from the outer circumference to the inner circumference of the rotary ring 52 . The spiral groove 58 has a shape that tapers toward the inner periphery. Therefore, when it rotates in one direction of rotation, high pressure is generated at the tip, which has a high effect of suppressing airframe leakage. However, in some turbomachinery, the rotating shaft rotates in the opposite direction when it is stopped. When rotating, the stationary ring 54 loses its levitation force, and the seal surfaces 52A and 54A may come into contact with each other, leading to seizure.

ドライガスシールは、回転環５２の双方向の回転に対応する動圧溝５３として、任意の径線Ｄ１を挟んで線対称形状を呈したものがある。線対称形状の代表的なドライガスシールとして、図１１に示すようにＴ字形状を呈したいわゆるＴ溝５９を形成したものが挙げられる。これによれば、溝形状が径線Ｄ１を挟んで線対称であることから、回転環５２の一方の回転方向、他方の回転方向の双方において同等の圧力がシール面間に発生し、逆回転時のシール面同士の接触の問題を回避できる（特許文献１参照）。 In the dry gas seal, the dynamic pressure groove 53 corresponding to the bidirectional rotation of the rotary ring 52 has a line-symmetrical shape with an arbitrary radial line D1 interposed therebetween. As a representative dry gas seal having an axisymmetric shape, there is a so-called T-groove 59 having a T-shape as shown in FIG. According to this, since the groove shape is axisymmetrical with respect to the radial line D1, the same pressure is generated between the seal surfaces in both one and the other rotation directions of the rotary ring 52, and the reverse rotation occurs. It is possible to avoid the problem of contact between the sealing surfaces at the time of contact (see Patent Document 1).

特公平７－６９０１９号公報Japanese Patent Publication No. 7-69019

しかしながら、径線を挟んで線対称形状を呈する動圧溝では、スパイラル溝に比して、気体漏れのシール効果が低下しやすいという問題がある。
また、前記特許文献１には、シール面に形成される溝として、動圧発生グルーブと、動圧発生グルーブの内周側に設けられた環状の静圧発生グルーブとが記載されている。静圧発生グルーブは、径方向に延びる流体導入溝を介して回転環の外周面に連通しており、外周側の高圧の気体を静圧発生グルーブまで引き込むことで、内周寄りにおいて所定の圧力を発生させ、シール面同士の接触の回避を狙ったものと思われる。しかしながら、静圧発生グルーブは流体導入溝で外周面と連通していることから、静圧発生グルーブでの圧力勾配が大きくなりやすく、静圧発生グルーブから内周側への漏れが増加しやすい。
本発明は、ターボ機械等の高速回転する軸の隙間からの気体の漏れを非接触で抑制でき、ターボ機械等の正逆回転に対応したドライガスシールを提供することを課題とする。 However, the dynamic pressure grooves having a line-symmetrical shape with respect to the radial line have a problem that the sealing effect against gas leakage tends to be lowered as compared with the spiral grooves.
In addition, Patent Document 1 describes a dynamic pressure generating groove and an annular static pressure generating groove provided on the inner peripheral side of the dynamic pressure generating groove as grooves formed on the seal surface. The static pressure generating groove communicates with the outer peripheral surface of the rotary ring through a fluid introduction groove extending in the radial direction. This seems to be aimed at avoiding contact between seal surfaces. However, since the static pressure generating groove communicates with the outer peripheral surface through the fluid introduction groove, the pressure gradient in the static pressure generating groove tends to increase, and leakage from the static pressure generating groove to the inner peripheral side tends to increase.
SUMMARY OF THE INVENTION An object of the present invention is to provide a dry gas seal capable of suppressing gas leakage from a gap of a shaft rotating at high speed in a turbomachine, etc., in a non-contact manner, and corresponding to forward and reverse rotation of the turbomachine, etc.

前記課題を解決するため、本発明は、シール対象機械の回転軸と一体で回転する回転環と、前記シール対象機械の固定部に取り付けられる固定環とを備え、前記回転環と前記固定環との間で圧力を発生させるドライガスシールであって、前記回転環および前記固定環の少なくとも一方のシール面に、径線に沿って内周側に一定幅で伸びる外溝部と、前記外溝部の内周側から周方向の両側に延びる内溝部とを備え、周方向に複数設けられた動圧溝と、前記動圧溝から離隔して前記動圧溝よりも内周側で周方向に形成された内側環状溝と、を備えている。 In order to solve the above problems, the present invention comprises a rotary ring that rotates integrally with a rotary shaft of a machine to be sealed, and a fixed ring that is attached to a fixed portion of the machine to be sealed, wherein the rotary ring and the fixed ring are combined. A dry gas seal that generates pressure between the outer groove portion extending in a constant width along the radial line to the seal surface of at least one of the rotating ring and the stationary ring; Inner groove portions extending on both sides in the circumferential direction from the inner peripheral side, a plurality of dynamic pressure grooves provided in the circumferential direction, and a plurality of dynamic pressure grooves formed in the circumferential direction on the inner peripheral side of the dynamic pressure grooves apart from the dynamic pressure grooves. and an inner annular groove.

本発明によれば、ターボ機械等、シール対象機械の高速回転する軸の隙間からの気体の漏れを非接触で抑制できる。つまり、本発明の内側環状溝は、動圧溝から離隔して円周方向に形成されているので、回転環の外周面に対して閉じており、外周面と連通していないため、気体が外周面から内側環状溝に直接流れ込むことが抑制され、内側環状溝に過度の高い圧力は生じない。したがって、内周側の圧力勾配が過度に大きくなって内周側への漏れが大きくなることがない。また、動圧溝は、径線に沿って内周側に一定幅で伸びる外溝部と、外溝部の内周側から周方向の両側に延びる内溝部とを備えているため、双方向の回転に対して同様の効果が得られる。したがって、ターボ機械等の高速回転する軸の正逆回転のどちらにも対応することができる。 Advantageous Effects of Invention According to the present invention, leakage of gas from gaps between shafts of a machine to be sealed, such as a turbomachine, which rotates at high speed, can be suppressed in a non-contact manner. In other words, since the inner annular groove of the present invention is formed in the circumferential direction apart from the dynamic pressure groove, it is closed with respect to the outer peripheral surface of the rotary ring and does not communicate with the outer peripheral surface, so that the gas is released. Direct flow into the inner annular groove from the outer peripheral surface is suppressed, and excessively high pressure is not generated in the inner annular groove. Therefore, the pressure gradient on the inner peripheral side does not become excessively large and the leakage to the inner peripheral side does not increase. In addition, since the dynamic pressure generating groove has an outer groove portion that extends along the radial line toward the inner circumference with a constant width, and an inner groove portion that extends from the inner circumference side of the outer groove portion to both sides in the circumferential direction, it is possible to rotate in both directions. A similar effect is obtained for Therefore, it is possible to cope with both forward and reverse rotation of a shaft that rotates at high speed, such as turbomachinery.

本発明によれば、簡単な構成でターボ機械等の高速回転する軸の隙間からの気体の漏れを非接触で抑制でき、ターボ機械等の正逆回転に対応したドライガスシールを提供できる。 Advantageous Effects of Invention According to the present invention, it is possible to provide a dry gas seal capable of suppressing gas leakage from a gap of a shaft rotating at high speed in a turbomachine or the like in a non-contact manner with a simple structure and corresponding to forward and reverse rotation of the turbomachine or the like.

本発明の第１実施形態に係る回転環の正面図である。It is a front view of a rotary ring concerning a 1st embodiment of the present invention. 図１におけるII－II断面図である。FIG. 2 is a cross-sectional view taken along the line II-II in FIG. 1; ドライガスシールの漏れ量を測定する測定装置である。This is a measuring device that measures the amount of leakage from a dry gas seal. 第１実施形態におけるロータと試験シールとの隙間の空気膜厚さと漏れ量の関係を示すグラフである。4 is a graph showing the relationship between the air film thickness of the gap between the rotor and the test seal and the leak rate in the first embodiment. 第１実施形態におけるシール面間の風速分布図である。FIG. 4 is a wind speed distribution diagram between sealing surfaces in the first embodiment. 本発明の第２実施形態に係る回転環の正面図である。It is a front view of a rotary ring concerning a 2nd embodiment of the present invention. 第２実施形態におけるロータと試験シールとの隙間の空気膜厚さと漏れ量の関係を示すグラフである。10 is a graph showing the relationship between the air film thickness of the gap between the rotor and the test seal and the leakage amount in the second embodiment. スパイラル溝におけるロータと試験シールとの隙間の空気膜厚さと漏れ量の関係を示すグラフである。4 is a graph showing the relationship between the air film thickness of the gap between the rotor and the test seal in the spiral groove and the amount of leakage. ドライガスシールの概略図である。1 is a schematic diagram of a dry gas seal; FIG. スパイラル溝を有する回転環の正面図である。FIG. 4 is a front view of a rotary ring having spiral grooves; Ｔ溝を有する回転環の正面図である。It is a front view of a rotary ring having a T-groove.

はじめに本発明の概要について説明し、次に具体的形状について第１実施形態および第２実施形態の順に説明する。なお、本実施形態では、回転環が動圧溝と内側環状溝を備えたドライガスシールとして説明する。ここでは詳細を省略するが、当然のごとく、固定環が動圧溝と内側環状溝を備えても、同様の効果を得ることができる。図１、図２において、本発明のドライガスシール１は、ターボ機械等のシール対象機械の回転軸と一体に回転する回転環２と、この回転環２との間でシール機能をなす固定環とを備えている。回転軸、固定環としては例えば図９に示したガスタービン等のターボ機械の回転軸５５、固定環５４である。回転環２が回転すると、そのシール面２Ａと図９の固定環５４のシール面５４Ａとの間で圧力が発生してばね５６の付勢力に抗して固定環５４が浮上し、回転環２のシール面２Ａ，５４Ａ同士の間に薄い気体膜が形成される。これにより、回転軸５５の表面に沿った高圧側から低圧側への気体漏れが阻止される。 First, an overview of the present invention will be described, and then specific shapes will be described in order of a first embodiment and a second embodiment. In this embodiment, a dry gas seal having a rotary ring with dynamic pressure grooves and an inner annular groove will be described. Although the details are omitted here, the same effect can be obtained even if the fixed ring has the dynamic pressure groove and the inner annular groove. 1 and 2, the dry gas seal 1 of the present invention comprises a rotary ring 2 that rotates integrally with the rotary shaft of a machine to be sealed, such as turbomachinery, and a stationary ring that performs a sealing function between the rotary ring 2 and the rotary ring 2. and The rotary shaft and fixed ring are, for example, the rotary shaft 55 and fixed ring 54 of a turbo machine such as a gas turbine shown in FIG. When the rotary ring 2 rotates, pressure is generated between its seal surface 2A and the seal surface 54A of the stationary ring 54 in FIG. A thin gas film is formed between the sealing surfaces 2A and 54A. This prevents gas leakage along the surface of the rotating shaft 55 from the high pressure side to the low pressure side.

回転環２は、回転軸の外周面に外嵌して一体に取り付けられ、軸線Ｏ１を中心とする断面略矩形状の環状部材である。回転環２の一側面は固定環のシール面と対向するシール面２Ａを構成する。シール面２Ａには、回転環２の外周面２Ｂに連通し、内周面２Ｃに対し閉じており、径線Ｄ１に沿って内周側に一定幅で伸びる外溝部１２と、外溝部１２の内周側から周方向の両側に延びる内溝部１３とを備え、周方向に複数設けられた動圧溝３と、回転環２の外周面２Ｂおよび内周面２Ｃに対し閉じており、動圧溝３から離隔して動圧溝３よりも内周側で周方向に形成された内側環状溝４と、を備えている。なお、動圧溝３の数は、複数あることが好ましいが、最低２つの動圧溝３があると同様の効果を得ることができる。より安定した動圧を発生させるには、最低３つの動圧溝３を備えていると良い。 The rotary ring 2 is an annular member that is integrally attached to the outer peripheral surface of the rotary shaft and has a substantially rectangular cross section centered on the axis O1. One side surface of the rotating ring 2 constitutes a sealing surface 2A facing the sealing surface of the stationary ring. The sealing surface 2A includes an outer groove portion 12 that communicates with the outer peripheral surface 2B of the rotary ring 2, is closed with respect to the inner peripheral surface 2C, and extends along the radial line D1 toward the inner peripheral side with a constant width. Inner groove portions 13 extending from the inner peripheral side to both sides in the circumferential direction are provided, and the dynamic pressure grooves 3 provided in the circumferential direction are closed to the outer peripheral surface 2B and the inner peripheral surface 2C of the rotary ring 2. and an inner annular groove 4 which is spaced apart from the groove 3 and formed in the circumferential direction on the inner peripheral side of the dynamic pressure groove 3 . Although it is preferable to have a plurality of grooves for hydrodynamic bearing 3, the same effect can be obtained if there are at least two grooves for hydrodynamic bearing 3. FIG. In order to generate more stable dynamic pressure, it is preferable to have at least three dynamic pressure grooves 3 .

動圧溝３は、径線Ｄ１に沿って一定幅で伸びる外溝部１２と、外溝部１２の内周側から周方向の両側に延びる内溝部１３とを備えていることから、回転環２の正回転、逆回転の双方において同等の圧力がシール面間に発生する。特に、動圧溝３を径線Ｄ１を挟んで線対称形状とすれば、より同等の圧力がシール面間に発生する。これにより、例えば回転軸が停止した後に逆回転する場合であっても、シール面同士の接触の問題を回避できる。一方で、このような形状の動圧溝３は、スパイラル形状のものに比して、溝から回転環２の内周面２Ｃ側への気体漏れが生じやすい。内側環状溝４は、この動圧溝３から内周側に漏れる気体を引き込んで滞留させることにより、動圧溝３から漏れる気体の勢いを弱め、漏れ量を低減する機能を担う。 The dynamic pressure generating groove 3 includes the outer groove portion 12 extending with a constant width along the radial line D1 and the inner groove portion 13 extending from the inner peripheral side of the outer groove portion 12 to both sides in the circumferential direction. Equivalent pressure is generated between the seal faces in both forward and reverse rotation. In particular, if the hydrodynamic grooves 3 are formed in a line symmetrical shape with respect to the radial line D1, a more equal pressure is generated between the seal surfaces. As a result, the problem of contact between the seal surfaces can be avoided even when the rotary shaft is rotated in reverse after being stopped, for example. On the other hand, the dynamic pressure groove 3 having such a shape is more likely to cause gas leakage from the groove to the inner peripheral surface 2C side of the rotary ring 2 than the spiral groove. The inner annular groove 4 draws in and retains the gas leaking from the dynamic pressure groove 3 to the inner peripheral side, thereby weakening the momentum of the gas leaking from the dynamic pressure groove 3 and reducing the amount of leakage.

「第１実施形態」
第１実施形態の動圧溝３は、Ｔ字形状を呈したＴ溝１１を周方向に複数有している。Ｔ溝１１は、外周面２Ｂに連通し径線Ｄ１に沿って内周側に一定幅で延びる外溝部１２と、外溝部１２の内周側から周方向の両側に対称に一定幅で延びる内溝部１３と、を備えている。内溝部１３は、図１では軸線Ｏ１の周方向に沿った円弧形状を呈しているが、直線形状としてもよい。Ｔ溝１１は、シール面２Ａに周方向に等間隔で複数形成されている。 "First Embodiment"
The hydrodynamic groove 3 of the first embodiment has a plurality of T-shaped T-grooves 11 in the circumferential direction. The T groove 11 includes an outer groove portion 12 that communicates with the outer peripheral surface 2B and extends along the radial line D1 toward the inner peripheral side with a constant width, and an inner groove portion 12 that extends symmetrically from the inner peripheral side of the outer groove portion 12 to both sides in the circumferential direction with a constant width. A groove portion 13 is provided. Although the inner groove portion 13 has an arc shape along the circumferential direction of the axis O1 in FIG. 1, it may have a linear shape. A plurality of T-grooves 11 are formed in the sealing surface 2A at equal intervals in the circumferential direction.

Ｔ溝１１の溝深さは、通常、数μｍ～数十μｍ程度である。より具体的には、５～２０μｍ程度である。内溝部１３の周方向の幅Ｗ２は、外溝部１２の周方向の幅Ｗ１よりも大きければよく、例えば２倍程度である。Ｔ溝１１の径方向の幅Ｌ２は、例えば、回転環２の径方向の幅Ｌ１のおよそ半分程度である。また、Ｔ溝１１の数は適宜に設定される。 The groove depth of the T-groove 11 is usually several μm to several tens of μm. More specifically, it is about 5 to 20 μm. The circumferential width W2 of the inner groove portion 13 may be larger than the circumferential width W1 of the outer groove portion 12, for example, about twice. The radial width L2 of the T-groove 11 is, for example, approximately half the radial width L1 of the rotary ring 2 . Also, the number of T-grooves 11 is appropriately set.

内側環状溝４は、内周面２ＣとＴ溝１１との間で軸線Ｏ１回りに連続して一定幅で無端環状に形成されている。内側環状溝４は、外周面２Ｂと非連通、すなわち外周面２Ｂに対して閉じている。また、内側環状溝４は、動圧溝３、内周面２Ｃに対しても離隔して閉じている。 The inner annular groove 4 is formed continuously around the axis O1 between the inner peripheral surface 2C and the T-groove 11 in an endless annular shape with a constant width. The inner annular groove 4 does not communicate with the outer peripheral surface 2B, that is, it is closed with respect to the outer peripheral surface 2B. The inner annular groove 4 is also separated from the dynamic pressure groove 3 and the inner peripheral surface 2C and closed.

内側環状溝４の溝深さは、例えば、数μｍ～数十μｍ程度とすることが好ましい。より具体的には、５～２０μｍ程度とすることが好ましい。Ｔ溝１１と内周面２Ｃとの間の径方向の幅をＬ３、内側環状溝４の径方向の幅をＬ４とすると、「Ｌ４≦Ｌ３／２」、つまりＬ４はＬ３の半分以下にすることが好ましい。より好ましくは、Ｌ４はＬ３の１／３以下にすることが好ましい。また、内側環状溝４は、Ｔ溝１１側よりも内周面２Ｃ側に近い位置で設けることが好ましい。 The groove depth of the inner annular groove 4 is preferably, for example, about several μm to several tens of μm. More specifically, it is preferably about 5 to 20 μm. Assuming that the radial width between the T groove 11 and the inner peripheral surface 2C is L3, and the radial width of the inner annular groove 4 is L4, "L4≦L3/2", that is, L4 is set to be less than half of L3. is preferred. More preferably, L4 is 1/3 or less of L3. Moreover, the inner annular groove 4 is preferably provided at a position closer to the inner peripheral surface 2C side than to the T groove 11 side.

図３に、本発明の効果を検証するための測定装置を示す。測定装置３１は、ビルトインモータによって鉛直軸回りに回転する円盤状のロータ３２と、ロータ３２の上部に配置されるステータ３３と、ロータ３２および試験シール３４（すなわち回転環２）周りを密閉するチャンバー３５と、静圧軸受３６と、マイクロメータ３７とを備えている。外部からの振動の影響を避けるため、測定装置３１は、空気ばね式除振台３８上に設置されている。 FIG. 3 shows a measuring device for verifying the effects of the present invention. The measuring device 31 consists of a disk-shaped rotor 32 rotated about a vertical axis by a built-in motor, a stator 33 arranged on top of the rotor 32, and a chamber sealing around the rotor 32 and the test seal 34 (that is, the rotary ring 2). 35 , a hydrostatic bearing 36 and a micrometer 37 . The measuring device 31 is placed on an air spring type vibration isolation table 38 to avoid the influence of external vibrations.

ロータ３２は、例えば１５００～４５０００ｒｐｍの範囲で回転可能である。ステータ３３は、試験シール３４を保持する部材である。ステータ３３は、縦向きに配置された筒胴部３３Ａと、筒胴部３３Ａの下端に設けられたアタッチメント部３３Ｂとを備える。試験シール３４は、そのシール面がロータ３２の上面と対向するように、すなわちシール面を下向きとしてアタッチメント部３３Ｂの下部に装着される。ステータ３３はその筒胴部３３Ａが、チャンバー３５の上部に設置した静圧軸受３６によりラジアル方向に支持されている。静圧軸受３６は例えば空気軸受である。マイクロメータ３７は、ステータ３３を昇降させることにより、ロータ３２と試験シール３４との隙間、すなわち空気膜厚さを調整する。マイクロメータ３７は１μｍ毎の調整が可能である。なお、空気膜厚さは、渦電流式変位計で測定し、渦電流式変位計を温度補正するために熱電対を用いて温度測定した。渦電流式変位計および熱電対は、アタッチメント部３３Ｂの下部に装着されて試験シール３４の内径空間に配置されている。 The rotor 32 is rotatable, for example, in the range of 1500-45000 rpm. The stator 33 is a member that holds the test seal 34 . The stator 33 includes a cylindrical body portion 33A arranged vertically and an attachment portion 33B provided at the lower end of the cylindrical body portion 33A. The test seal 34 is attached to the lower portion of the attachment portion 33B so that its seal surface faces the upper surface of the rotor 32, that is, with the seal surface facing downward. The stator 33 is radially supported by a static pressure bearing 36 installed in the upper part of the chamber 35 at its barrel portion 33A. The static pressure bearing 36 is, for example, an air bearing. The micrometer 37 adjusts the gap between the rotor 32 and the test seal 34, that is, the air film thickness, by moving the stator 33 up and down. The micrometer 37 can be adjusted by 1 μm. The air film thickness was measured with an eddy current displacement gauge, and the temperature was measured using a thermocouple for temperature correction of the eddy current displacement gauge. An eddy current displacement gauge and a thermocouple are attached to the lower portion of the attachment portion 33B and arranged in the inner diameter space of the test seal 34 .

測定方法は、コンプレッサー３９から高圧のエアをチャンバー３５内に供給して、ロータ３２を回転させ、エアをロータ３２と試験シール３４との隙間に外周側から内周側に通過させる。通過したエアは、試験シール３４の内周側から、ステータ３３のアタッチメント部３３Ｂの通過部と筒胴部３３Ａ内を通って流量計４０に取り込まれ、試験シール３４の漏れ量として計測される。なお、コンプレッサー３９のエアの一部は静圧軸受３６に供給される。 The measuring method is to supply high-pressure air from the compressor 39 into the chamber 35 to rotate the rotor 32 and pass the air through the gap between the rotor 32 and the test seal 34 from the outer peripheral side to the inner peripheral side. The air that has passed from the inner peripheral side of the test seal 34 passes through the passing portion of the attachment portion 33B of the stator 33 and the cylindrical body portion 33A, is taken into the flow meter 40, and is measured as the leakage amount of the test seal 34. Part of the air from the compressor 39 is supplied to the static pressure bearing 36 .

図４に、Ｔ溝１１におけるロータ３２と試験シール３４との隙間の空気膜厚さと漏れ量の関係を測定した試験結果を示す。図４は、縦軸が漏れ量Ｑ、横軸が空気膜厚さｈｃのグラフであり、Ｔ溝１１のみ設けた場合を点線、Ｔ溝１１と内側環状溝４とを設けた場合を実線で示している。「Ｔ溝１１のみ」の場合と、「Ｔ溝１１と内側環状溝４の両方」の場合とは、いずれも空気膜厚さｈｃが大きいほど漏れ量Ｑが大きくなっている。そして、いずれの空気膜厚さｈｃにおいても、「Ｔ溝１１と内側環状溝４の両方」の方が「Ｔ溝１１のみ」よりも漏れ量Ｑが小さいことが判る。例えば、空気膜厚さｈｃが１８μｍであるとき、「Ｔ溝１１のみ」、「Ｔ溝１１と内側環状溝４の両方」の各漏れ量Ｑは約１７．５Ｌ／ｍｉｎ、約１１Ｌ／ｍｉｎであり、「Ｔ溝１１と内側環状溝４の両方」の方が「Ｔ溝１１のみ」よりも気体漏れを約３割程度抑制できていることが判る。 FIG. 4 shows test results obtained by measuring the relationship between the air film thickness in the gap between the rotor 32 and the test seal 34 in the T-groove 11 and the amount of leakage. FIG. 4 is a graph showing the leakage amount Q on the vertical axis and the air film thickness hc on the horizontal axis. showing. In both cases of "only the T groove 11" and "both of the T groove 11 and the inner annular groove 4", the leakage amount Q increases as the air film thickness hc increases. It can be seen that the leak amount Q is smaller in both the T groove 11 and the inner annular groove 4 than in the T groove 11 only at any air film thickness hc. For example, when the air film thickness hc is 18 μm, the leakage amounts Q of “only the T groove 11” and “both the T groove 11 and the inner annular groove 4” are about 17.5 L/min and about 11 L/min. It can be seen that "both the T groove 11 and the inner annular groove 4" can suppress gas leakage by about 30% more than "only the T groove 11".

試験シール３４を透明アクリルで作成し、トレーサ（追跡子）により空気膜の流れを可視化した際の風速分布の試験結果を図５（ａ），（ｂ）に示す。図５（ａ）は「Ｔ溝１１のみ」の場合を示し、図５（ｂ）は「Ｔ溝１１と内側環状溝４の両方」の場合を示す。図５（ａ）に示すように、「Ｔ溝１１のみ」の場合には、Ｔ溝１１よりも内周側において先ず準高速域４１がＴ溝１１の円周方向幅にわたってまとまって形成され、その内側から内周面２Ｃにかけて高速域４２が形成されている。これにより、「Ｔ溝１１のみ」の場合には、Ｔ溝１１から漏れた気体が内周面２Ｃから勢いよく流れ出ていることが判る。 5(a) and 5(b) show the test results of the wind velocity distribution when the test seal 34 was made of transparent acrylic and the flow of the air film was visualized by a tracer. FIG. 5(a) shows the case of "only the T groove 11", and FIG. 5(b) shows the case of "both the T groove 11 and the inner annular groove 4". As shown in FIG. 5A, in the case of "only the T groove 11", a semi-high speed region 41 is first collectively formed over the circumferential width of the T groove 11 on the inner peripheral side of the T groove 11, A high-speed area 42 is formed from the inner side to the inner peripheral surface 2C. From this, it can be seen that in the case of "only the T-groove 11", the gas leaked from the T-groove 11 flows vigorously from the inner peripheral surface 2C.

これに対して、図５（ｂ）に示すように、「Ｔ溝１１と内側環状溝４の両方」の場合には、Ｔ溝１１よりも内周側には、図５（ａ）で確認されたようなまとまった準高速域４１は形成されていない。高速域４２は内側環状溝４の外周側に形成されるが、内側環状溝４と内周面２Ｃとの間には風速分布はさほど形成されていない。これにより、Ｔ溝１１から漏れた気体は内側環状溝４に引き込まれ、そこで滞留することにより、動圧溝３から漏れる気体の勢いを弱め、漏れ量を低減するものと考えられる。内側環状溝４は外周面２Ｂと連通していないため、気体が外周面２Ｂから内側環状溝４に直接流れ込むことが抑制され、内側環状溝４に過度の高い圧力は生じない。したがって、内周側の圧力勾配が過度に大きくなって内周面２Ｃへの漏れが大きくなることもない。 On the other hand, as shown in FIG. 5(b), in the case of "both the T groove 11 and the inner annular groove 4", the inner peripheral side of the T groove 11 is confirmed in FIG. 5(a). A clustered semi-high-speed region 41 as shown is not formed. The high-speed area 42 is formed on the outer peripheral side of the inner annular groove 4, but the wind speed distribution is not formed so much between the inner annular groove 4 and the inner peripheral surface 2C. As a result, the gas leaking from the T-groove 11 is drawn into the inner annular groove 4 and stays there, weakening the momentum of the gas leaking from the dynamic pressure groove 3, and reducing the amount of leakage. Since the inner annular groove 4 does not communicate with the outer peripheral surface 2B, the gas is suppressed from flowing directly into the inner annular groove 4 from the outer peripheral surface 2B, and excessively high pressure does not occur in the inner annular groove 4. Therefore, the pressure gradient on the inner peripheral side does not become excessively large and the leakage to the inner peripheral surface 2C does not increase.

「第２実施形態」
次に動圧溝３の他の形状について説明する。図６において、第２実施形態の動圧溝３は、ツリー形状を呈したいわゆるツリー溝１４からなる。ツリー溝１４は、外溝部１５と複数の内溝部１６とを備えている。外溝部１５は、外周面２Ｂに連通し径線Ｄ１に沿って一定幅で内周側に延びている。内溝部１６は、外溝部１５の内周側から周方向の両側に対称に先細りとなるように延びている。内溝部１６は径方向に複数段連なるように形成されている。これにより、ツリー溝１４は、外周面２Ｂ側を頂として外溝部１５を幹とし、多段の内溝部１６を枝としたツリーの形状に見立てられ、「ツリー溝」と称される。図６では、内溝部１６は径方向に２段形成されているが、３段以上であってもよい。内溝部１６の内周寄りの底辺部は、軸線Ｏ１の周方向に沿った円弧形状でもよいし、直線形状としてもよい。ツリー溝１４は、シール面２Ａに周方向に等間隔で複数形成されている。 "Second Embodiment"
Next, other shapes of the hydrodynamic grooves 3 will be described. In FIG. 6, the hydrodynamic grooves 3 of the second embodiment are so-called tree grooves 14 having a tree shape. The tree groove 14 has an outer groove portion 15 and a plurality of inner groove portions 16 . The outer groove portion 15 communicates with the outer peripheral surface 2B and extends toward the inner peripheral side with a constant width along the radial line D1. The inner groove portion 16 extends from the inner peripheral side of the outer groove portion 15 so as to be symmetrically tapered to both sides in the circumferential direction. The inner groove portion 16 is formed so as to be continuous in a plurality of stages in the radial direction. As a result, the tree groove 14 is referred to as a "tree groove" with the outer groove portion 15 serving as the trunk, and the multistage inner groove portions 16 serving as branches. In FIG. 6, the inner groove portion 16 is formed in two stages in the radial direction, but may be formed in three or more stages. The bottom portion of the inner groove portion 16 near the inner periphery may be arc-shaped along the circumferential direction of the axis O1, or may be linear. A plurality of tree grooves 14 are formed in the sealing surface 2A at equal intervals in the circumferential direction.

ツリー溝１４の溝深さは、数μｍ～数十μｍ程度である。より具体的には、５～２０μｍ程度である。内溝部１６の先端同士の幅Ｗ１２は、外溝部１５の周方向の幅Ｗ１１よりも大きければよく、例えば２倍程度である。ツリー溝１４の径方向の幅Ｌ１２は、例えば、回転環２の径方向の幅Ｌ１１のおよそ半分程度である。また、ツリー溝１４の数は適宜に設定される。 The groove depth of the tree groove 14 is about several micrometers to several tens of micrometers. More specifically, it is about 5 to 20 μm. The width W12 between the ends of the inner groove portion 16 should be larger than the width W11 of the outer groove portion 15 in the circumferential direction, for example, about twice. The radial width L12 of the tree groove 14 is, for example, approximately half the radial width L11 of the rotary ring 2 . Also, the number of tree grooves 14 is appropriately set.

第１実施形態と同様、内側環状溝４は、内周面２Ｃとツリー溝１４との間で軸線Ｏ１回りに連続して一定幅で無端環状に形成されている。内側環状溝４は、外周面２Ｂと非連通、すなわち外周面２Ｂに対して閉じており、動圧溝３、内周面２Ｃに対しても離隔して閉じている。 As in the first embodiment, the inner annular groove 4 is formed continuously around the axis O1 between the inner peripheral surface 2C and the tree groove 14 in an endless annular shape with a constant width. The inner annular groove 4 is not in communication with the outer peripheral surface 2B, that is, it is closed with respect to the outer peripheral surface 2B, and is also separated from and closed with respect to the dynamic pressure groove 3 and the inner peripheral surface 2C.

内側環状溝４の溝深さは、例えば、数μｍ～数十μｍ程度とすることが好ましい。より具体的には、５～２０μｍ程度とすることが好ましい。ツリー溝１４と内周面２Ｃとの間の径方向の幅をＬ１３、内側環状溝４の径方向の幅をＬ１４とすると、「Ｌ１４≦Ｌ１３／２」、つまりＬ１４はＬ１３の半分以下にすることが好ましい。より好ましくは、Ｌ１４はＬ１３の１／３以下にすることが好ましい。また、内側環状溝４は、ツリー溝１４側よりも内周面２Ｃ側に近い位置で設けることが好ましい。 The groove depth of the inner annular groove 4 is preferably, for example, about several μm to several tens of μm. More specifically, it is preferably about 5 to 20 μm. Assuming that the radial width between the tree groove 14 and the inner peripheral surface 2C is L13, and the radial width of the inner annular groove 4 is L14, "L14≤L13/2", that is, L14 is set to less than half of L13. is preferred. More preferably, L14 is 1/3 or less of L13. In addition, the inner annular groove 4 is preferably provided at a position closer to the inner peripheral surface 2C than to the tree groove 14 side.

図３の測定装置３１を用い、ツリー溝１４におけるロータ３２と試験シール３４との隙間の空気膜の厚さと漏れ量の関係を測定した試験結果を図７に示す。図７は、ツリー溝１４のみ設けた場合を点線、ツリー溝１４と内側環状溝４とを設けた場合を実線で示している。「Ｔ溝１１のみ」の場合と、「Ｔ溝１１と内側環状溝４の両方」の場合とは、いずれも空気膜厚さｈｃが大きいほど漏れ量Ｑが大きくなっている。そして、いずれの空気膜厚さｈｃにおいても、「ツリー溝１４と内側環状溝４の両方」の方が「ツリー溝１４のみ」よりも漏れ量Ｑが小さいことが判る。例えば、空気膜厚さｈｃが１８μｍであるとき、「ツリー溝１４のみ」、「ツリー溝１４と内側環状溝４の両方」の各漏れ量Ｑは約１２Ｌ／ｍｉｎ、約９Ｌ／ｍｉｎであり、「ツリー溝１４と内側環状溝４の両方」の方が「ツリー溝１４のみ」よりも気体漏れを約２５％程度抑制できていることが判る。 FIG. 7 shows test results obtained by measuring the relationship between the thickness of the air film in the gap between the rotor 32 and the test seal 34 in the tree groove 14 and the amount of leakage using the measuring device 31 of FIG. In FIG. 7, the dotted line shows the case where only the tree groove 14 is provided, and the solid line shows the case where the tree groove 14 and the inner annular groove 4 are provided. In both cases of "only the T groove 11" and "both of the T groove 11 and the inner annular groove 4", the leakage amount Q increases as the air film thickness hc increases. It can be seen that the leak amount Q is smaller in both the tree groove 14 and the inner annular groove 4 than in the tree groove 14 only at any air film thickness hc. For example, when the air film thickness hc is 18 μm, the leakage amounts Q of “only the tree groove 14” and “both the tree groove 14 and the inner annular groove 4” are about 12 L/min and about 9 L/min, It can be seen that "both of the tree groove 14 and the inner annular groove 4" can suppress gas leakage by about 25% more than "only the tree groove 14".

「比較例」
第１実施形態、第２実施形態と比較をするために、Ｔ溝１１やツリー溝１４の代わりに、従来技術である図１０のスパイラル溝を構成し、他は同条件の回転環を作成し、上述の実施形態と同じ測定を行った。図３の測定装置３１を用い、スパイラル溝におけるロータ３２と試験シール３４との隙間の空気膜厚さと漏れ量の関係を測定した試験結果を図８に示す。図８は、スパイラル溝のみ設けた場合を点線、スパイラル溝と内側環状溝４とを設けた場合を実線で示している。「スパイラル溝のみ」の場合と、「スパイラル溝と内側環状溝４の両方」の場合とは、いずれも空気膜厚さｈｃが大きいほど漏れ量Ｑが大きくなっている。そして、第１実施形態、第２実施形態とは逆に、「スパイラル溝のみ」の方が「スパイラル溝と内側環状溝４の両方」よりも漏れ量Ｑが小さいことが判る。「スパイラル溝と内側環状溝４の両方」は、「スパイラル溝のみ」よりも、逆に気体漏れが約９．３％増加していることが判る。このように、内側環状溝は、従来技術のどのような形状の動圧溝と組み合わせても効果が得られるものではなく、本発明の組合せでこそ、効果が得られることが判る。 "Comparative example"
For comparison with the first embodiment and the second embodiment, instead of the T-groove 11 and the tree groove 14, the conventional spiral groove shown in FIG. , the same measurements as in the above embodiment were performed. FIG. 8 shows test results obtained by measuring the relationship between the air film thickness of the gap between the rotor 32 and the test seal 34 in the spiral groove and the leakage amount using the measuring device 31 of FIG. In FIG. 8, the dotted line shows the case where only the spiral groove is provided, and the solid line shows the case where the spiral groove and the inner annular groove 4 are provided. In both cases of "only the spiral groove" and "both of the spiral groove and the inner annular groove 4", the leakage amount Q increases as the air film thickness hc increases. Contrary to the first embodiment and the second embodiment, it can be seen that "only the spiral groove" has a smaller leakage amount Q than "both the spiral groove and the inner annular groove 4". It can be seen that "both the spiral groove and the inner annular groove 4", on the contrary, increases the gas leakage by about 9.3% as compared with "only the spiral groove". As described above, the inner annular groove cannot be combined with any shape of the hydrodynamic groove of the prior art, but the combination of the present invention is effective.

以上のように、回転環２のシール面２Ａに、径線Ｄ１に沿って内周側に一定幅で伸びる外溝部（１２，１５）と、外溝部（１２，１５）の内周側から周方向の両側に延びる内溝部（１３，１６）とを備え、周方向に複数設けられた動圧溝３と、動圧溝３から離隔して動圧溝３よりも内周側で周方向に形成された内側環状溝４と、を備えるドライガスシール１によれば、動圧溝３からの気体の漏れを内側環状溝４に引き込むことで、内周側からの気体の漏れを抑制できる。内側環状溝４は外周面２Ｂと連通していないため、気体が外周面２Ｂから内側環状溝４に直接流れ込むことが抑制され、内側環状溝４に過度の高い圧力は生じない。したがって、内周側の圧力勾配が過度に大きくなって内周側への漏れが大きくなることもない。動圧溝３は、径線Ｄ１に沿って内周側に一定幅で伸びる外溝部（１２，１５）と、外溝部（１２，１５）の内周側から周方向の両側に延びる内溝部（１３，１６）とを備えているため、双方向の回転に対して同様の効果が得られる。したがって、ターボ機械等の高速回転する軸の正逆回転のどちらにも対応することができる。 As described above, the seal surface 2A of the rotary ring 2 is provided with the outer groove portions (12, 15) extending along the radial line D1 toward the inner peripheral side with a constant width, and the outer groove portions (12, 15) extending from the inner peripheral side to the outer peripheral side. A plurality of dynamic pressure grooves 3 provided in the circumferential direction, and inner groove portions (13, 16) extending on both sides in the direction of the dynamic pressure are provided. According to the dry gas seal 1 having the formed inner annular groove 4 , leakage of gas from the inner peripheral side can be suppressed by drawing gas leakage from the dynamic pressure groove 3 into the inner annular groove 4 . Since the inner annular groove 4 does not communicate with the outer peripheral surface 2B, the gas is suppressed from flowing directly into the inner annular groove 4 from the outer peripheral surface 2B, and excessively high pressure does not occur in the inner annular groove 4. Therefore, the pressure gradient on the inner peripheral side does not become excessively large and the leakage to the inner peripheral side does not increase. The hydrodynamic grooves 3 are composed of outer groove portions (12, 15) extending along the radial line D1 toward the inner circumference with a constant width, and inner groove portions ( 13, 16), a similar effect is obtained for bi-directional rotation. Therefore, it is possible to cope with both forward and reverse rotation of a shaft that rotates at high speed, such as turbomachinery.

従来、径線Ｄ１を挟んで線対称形状を呈し双方向に対応した動圧溝３の代表例としては、上記実施形態１，２のようなＴ溝１１、ツリー溝１４が挙げられる。本発明によれば、これらの汎用品を用いて、Ｔ溝１１、ツリー溝１４よりも内周側のシール面２Ａに内側環状溝４を追加加工するだけの簡単な構成で気体の漏れを抑制でき、経済的に優れたドライガスシール１となる。 Conventionally, the T-groove 11 and the tree groove 14 as in the first and second embodiments are typical examples of the hydrodynamic pressure grooves 3 that are linearly symmetrical with respect to the radial line D1 and correspond to both directions. According to the present invention, these general-purpose products are used to suppress gas leakage with a simple configuration that only requires additional machining of the inner annular groove 4 on the seal surface 2A on the inner peripheral side of the T groove 11 and the tree groove 14. The dry gas seal 1 can be made economically excellent.

以上、本発明の好適な実施形態を説明した。内側環状溝４の溝深さを動圧溝３の溝深さよりも大きくすれば、気体がより一層内側環状溝４に引き込まれ、漏れ量の抑制効果が高まると見込まれる。 The preferred embodiments of the present invention have been described above. If the groove depth of the inner annular groove 4 is made larger than the groove depth of the dynamic pressure groove 3, more gas is drawn into the inner annular groove 4, which is expected to enhance the effect of suppressing the amount of leakage.

上述した本発明の実施形態はあくまでも例示に過ぎず、本発明はこれに限定されるものではない。また、上述した実施形態において示した特徴的な構成は、本発明の趣旨を逸脱しない範囲において当然にその組み合わせが可能である。例えば、動圧溝の形状として、経線に対称なＴ溝、ツリー溝を例示したが、回転環の外周面に連通し、回転環の内周面に対し閉じており、径線Ｄ１に沿って内周側に一定幅で伸びる外溝部と、外溝部の内周側から周方向の両側に延びる１つ以上の内溝部を備えていれば、厳密に径線に対して対称な形状でなくてもよい。このような外溝部と内溝部とを備えていれば、正回転のときにシール面に高い動圧を発生させ、逆回転のときにシール面に最小限の動圧を発生させることができる。ターボ機械等の動作が正回転のみの場合であっても、ターボ機械等の停止時等に一時的に逆回転をすることがあり、このときに接触して損傷する可能性がある。ターボ機械等の動作が正回転のときにシール面に高い動圧を発生させ、ターボ機械等の停止時等に一時的に逆回転した場合に、シール面に最小限の動圧を発生させ、逆回転が発生した場合の接触による損傷を抑制することができる。 The embodiments of the present invention described above are merely examples, and the present invention is not limited thereto. Further, the characteristic configurations shown in the above-described embodiments can naturally be combined without departing from the gist of the present invention. For example, as the shape of the dynamic pressure groove, the T groove and the tree groove symmetrical with respect to the longitude have been exemplified. If the outer groove portion extends to the inner peripheral side with a constant width and the one or more inner groove portions extend to both sides in the circumferential direction from the inner peripheral side of the outer groove portion, the shape must not be strictly symmetrical with respect to the radial line. good too. With such an outer groove portion and an inner groove portion, a high dynamic pressure can be generated on the seal surface during forward rotation, and a minimum dynamic pressure can be generated on the seal surface during reverse rotation. Even if the turbomachine or the like operates only in the normal direction, it may temporarily rotate in the reverse direction when the turbomachine or the like is stopped. Generates high dynamic pressure on the sealing surface when the turbomachinery, etc. is operating in the forward direction, and generates minimal dynamic pressure on the sealing surface when the turbomachinery, etc. is temporarily rotating in the reverse direction, etc. It is possible to suppress damage due to contact when reverse rotation occurs.

１ドライガスシール
２回転環
２Ａシール面
２Ａ外周面
２Ｃ内周面
３動圧溝
４内側環状溝
１１Ｔ溝
１２，１５外溝部
１３，１６内溝部
１４ツリー溝
Ｄ１径線
Ｏ１軸線 1 dry gas seal 2 rotary ring 2A seal surface 2A outer peripheral surface 2C inner peripheral surface 3 dynamic pressure groove 4 inner annular groove 11 T grooves 12, 15 outer grooves 13, 16 inner groove 14 tree groove D1 diameter line O1 axis line

Claims

A dry gas seal that includes a rotary ring that rotates integrally with the rotary shaft of the machine to be sealed and a fixed ring that is attached to a fixed portion of the machine to be sealed, and generates pressure between the rotary ring and the fixed ring. There is
on the sealing surface of at least one of the rotating ring and the stationary ring,
a plurality of dynamic pressure grooves provided in the circumferential direction, each of which includes an outer groove portion extending along the radial line toward the inner peripheral side with a constant width, and an inner groove portion extending from the inner peripheral side of the outer groove portion to both sides in the circumferential direction;
an inner annular groove spaced from the dynamic pressure groove and formed in the circumferential direction on the inner peripheral side of the dynamic pressure groove;
with
A dry gas seal, wherein the inner annular groove is closed with respect to an inner peripheral surface, an outer peripheral surface, and a surface opposite to the sealing surface of the rotating ring or the stationary ring.

2. The dry gas seal according to claim 1, wherein the dynamic pressure groove has a line-symmetrical shape with respect to a radial line.

3. The dry gas seal according to claim 1, wherein the dynamic pressure groove is a T-shaped groove.

3. The dry gas seal according to claim 1, wherein the dynamic pressure groove is a tree-shaped groove.