JPH06294395A - Axial tension balancer - Google Patents
Axial tension balancerInfo
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- JPH06294395A JPH06294395A JP8466793A JP8466793A JPH06294395A JP H06294395 A JPH06294395 A JP H06294395A JP 8466793 A JP8466793 A JP 8466793A JP 8466793 A JP8466793 A JP 8466793A JP H06294395 A JPH06294395 A JP H06294395A
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- Sealing Using Fluids, Sealing Without Contact, And Removal Of Oil (AREA)
- Structures Of Non-Positive Displacement Pumps (AREA)
Abstract
Description
【０００１】[0001]
【産業上の利用分野】この発明は、ガス圧縮機等回転機
械の流体圧による軸力を軽減させる軸力釣合い装置に関
するものである。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to an axial force balance device for reducing axial force due to fluid pressure of a rotary machine such as a gas compressor.
【０００２】[0002]
【従来の技術】図５に、回転機械の例として多段ガス圧
縮機の概略構成を示す。この圧縮機１においては、ケー
シング２内に支承された回転軸３に複数の羽根車４，４
…が設けられ、所定の被圧縮流体 (ガス) を多段圧縮で
きるようになっている。すなわち、被圧縮流体は、図示
しない吸込スクロールを通じて初段の羽根車４により圧
縮された後、リターンガイドベーン５を通じて次段の羽
根車４に送られて圧縮され、以後、同様に各段の羽根車
４で圧縮され、最終段の羽根車４で圧縮された後は吐出
スクロール６を通じて排出される。ところで、上記各段
の羽根車４には、吸込側と吐出側との流体圧差に応じた
力がかかり、回転軸３には、各段で発生する力の総和に
あたる軸力Ｆ1 が吸込側 (図の右方) に作用することと
なる。このため、上述のごとき圧縮機１等においては、
回転軸３に作用する軸力Ｆ1 を軽減させるための軸力釣
合い装置７が設けられる。2. Description of the Related Art FIG. 5 shows a schematic structure of a multistage gas compressor as an example of a rotary machine. In this compressor 1, a plurality of impellers 4, 4 are attached to a rotary shaft 3 supported in a casing 2.
Is provided so that a predetermined fluid to be compressed (gas) can be compressed in multiple stages. That is, the fluid to be compressed is compressed by the impeller 4 in the first stage through a suction scroll (not shown), and then sent to the impeller 4 in the next stage through the return guide vane 5 to be compressed. 4 and the final stage impeller 4 and then discharged through the discharge scroll 6. By the way, a force according to the fluid pressure difference between the suction side and the discharge side is applied to the impeller 4 of each stage, and the axial force F 1 corresponding to the sum of the forces generated in each stage is applied to the rotating shaft 3 on the suction side. (On the right side of the figure). Therefore, in the compressor 1 etc. as described above,
An axial force balance device 7 is provided for reducing the axial force F 1 acting on the rotary shaft 3.
【０００３】軸力釣合い装置７は、従来、図４に示すよ
うに、回転軸３の外周にバランスピストン８を同軸的に
形成し、このバランスピストン８の羽根車４側の端面８
ａを吐出スクロール６に連通させ、逆側の端面８ｂを吸
込管につながるバランス室 (図示せず) に連通させて構
成されている。このため、バランスピストン８には、そ
の両端面に作用する圧力の差と両端面の面積の差とに起
因するスラスト力Ｆ2 が作用し、これにより上記軸力Ｆ
1 を軽減させることができる。つまり、バランスピスト
ン８の両端面８ａ，８ｂの面積を変えて上記軸力Ｆ1 と
バランスする力Ｆ2 を作り出すことで、回転軸３のスラ
スト方向の荷重を軽減できる。As shown in FIG. 4, the axial force balancer 7 conventionally has a balance piston 8 coaxially formed on the outer periphery of a rotary shaft 3, and the end face 8 of the balance piston 8 on the impeller 4 side.
a is communicated with the discharge scroll 6, and the opposite end face 8b is communicated with a balance chamber (not shown) connected to the suction pipe. Therefore, the balance piston 8 is acted on by the thrust force F 2 resulting from the difference in pressure acting on both end faces and the difference in area of both end faces, which causes the axial force F 2 to rise.
Can be reduced by 1 . That is, the load in the thrust direction of the rotary shaft 3 can be reduced by changing the areas of both end surfaces 8a and 8b of the balance piston 8 to generate the force F 2 that balances with the axial force F 1 .
【０００４】[0004]
【発明が解決しようとする課題】ところで、上記従来の
軸力釣合い装置７にあっては、バランスピストン８の高
圧側 (羽根車４側) から低圧側 (バランス室側) への流
体の漏れを防止するために、バランスピストン８の外周
とケーシング２との間にはラビリンスシール９が設けて
ある。しかし、回転軸３の振動や熱膨張等を考慮する
と、ラビリンスシール９の隙間を小さくすることには限
界があり、そのため、漏れ量の低減ひいては動力損失の
低減にも自ずと限界を生じていた。By the way, in the above-mentioned conventional axial force balancer 7, the leakage of fluid from the high pressure side (the impeller 4 side) of the balance piston 8 to the low pressure side (balance chamber side) is prevented. To prevent this, a labyrinth seal 9 is provided between the outer periphery of the balance piston 8 and the casing 2. However, in consideration of vibration and thermal expansion of the rotary shaft 3, there is a limit to reducing the gap of the labyrinth seal 9, and therefore, the leakage amount and the power loss are naturally limited.
【０００５】とくに、低容量型あるいは高圧型の圧縮機
にあっては、トータル処理量に対するラビリンスシール
９からの漏れ量の割合が大きくなるために、極端に効率
を低下させることとなり問題であった。In particular, in a low-capacity type or high-pressure type compressor, since the ratio of the amount of leakage from the labyrinth seal 9 to the total amount of processing becomes large, the efficiency is extremely lowered, which is a problem. .
【０００６】この発明の目的は、バランスピストンの高
圧側から低圧側への流体の漏れを低減でき、もって効率
を向上することができる軸力釣合い装置を提供すること
にある。An object of the present invention is to provide an axial force balance device which can reduce the leakage of fluid from the high pressure side to the low pressure side of the balance piston and thus improve the efficiency.
【０００７】[0007]
【課題を解決するための手段】上記目的を達成するため
に、本発明は、ケーシング内に支承された回転軸の外周
にバランスピストンを形成し、このバランスピストンの
端面に流体圧を作用させる軸力釣合い装置において、上
記バランスピストンの低圧側に、その端面を囲繞する空
間を形成すると共に、その空間内に、上記回転軸上に設
けたメーティングリングおよび静止系に設けられ当該リ
ングの一端面に接面するシールリングからなる端面形非
接触シールを設けたものである。In order to achieve the above object, the present invention provides a shaft having a balance piston formed on the outer periphery of a rotary shaft supported in a casing, and a fluid pressure acting on the end face of the balance piston. In the force balancing device, a space surrounding the end face is formed on the low pressure side of the balance piston, and a mating ring provided on the rotating shaft and one end face of the ring provided in the stationary system are formed in the space. An end face type non-contact seal composed of a seal ring in contact with is provided.
【０００８】[0008]
【作用】本発明は、従来のラビリンスシールに代えて端
面形非接触シールを用いたものである。すなわち、バラ
ンスピストンの低圧側に形成した空間に、回転軸上に設
けたメーティングリングと、静止系に設けられメーティ
ングリングの一端面に接面するシールリングとを設ける
ことで、バランスピストンの外周側を通じて低圧側 (上
記空間内) に漏出した流体の通路を閉塞し、更に下流側
への漏出を防止することができる。The present invention uses an end face type non-contact seal instead of the conventional labyrinth seal. That is, in the space formed on the low-pressure side of the balance piston, a mating ring provided on the rotating shaft and a seal ring that is provided in the stationary system and is in contact with one end surface of the mating ring are provided. It is possible to block the passage of the fluid that has leaked to the low-pressure side (in the above space) through the outer peripheral side, and to prevent further leakage to the downstream side.
【０００９】[0009]
【実施例】以下、本発明の実施例を添付図面に基づいて
説明する。Embodiments of the present invention will be described below with reference to the accompanying drawings.
【００１０】図１において、２は多段ガス圧縮機のケー
シングであり、このケーシング２内には、回転軸３が回
転自在に支承されている。回転軸３の外周には、従来と
同様に複数の羽根車４，４… (図５参照) が間隔をおい
て取付けられ、所定のガス (被圧縮流体) を多段圧縮で
きるようになっている。このため、回転軸３には、既に
説明したように所定の軸力Ｆ1 が吸込側 (図の右方) に
向かって作用することとなる。回転軸３の外周には、ま
た、最終段の羽根車４の背面側にバランスピストン８が
設けられている。バランスピストン８は、軸力Ｆ1 を軽
減させるためのもので、その羽根車４側には、吐出スク
ロール６と連通する高圧室１０が形成されている。高圧
室１０は、バランスピストン８の一端面８ａを囲繞して
形成され、その端面８ａに圧縮機１の吐出圧を作用させ
る。一方、バランスピストン８の高圧室１０と逆側 (低
圧側) には、後述する端面形非接触シール１２を収容す
るための収容空間１１が形成されている。この収容空間
１１は、バランスピストン８の他端面８ｂを囲繞して形
成されると共に隙間１７を通じて図示しないバランス室
に連通されている。バランス室 (図示せず) は、吸込管
を介して圧縮機１の吸込側に接続されており、常時、吸
込圧 (ほぼ大気圧) に維持されている。In FIG. 1, reference numeral 2 is a casing of a multistage gas compressor, and a rotary shaft 3 is rotatably supported in the casing 2. A plurality of impellers 4, 4, ... (See FIG. 5) are attached to the outer periphery of the rotary shaft 3 at intervals as in the conventional case, and a predetermined gas (compressed fluid) can be compressed in multiple stages. . Therefore, as described above, the predetermined axial force F 1 acts on the rotary shaft 3 toward the suction side (right side in the drawing). A balance piston 8 is provided on the outer periphery of the rotary shaft 3 on the back side of the impeller 4 at the final stage. The balance piston 8 is for reducing the axial force F 1 , and a high pressure chamber 10 communicating with the discharge scroll 6 is formed on the impeller 4 side thereof. The high-pressure chamber 10 is formed so as to surround one end surface 8a of the balance piston 8 and causes the discharge pressure of the compressor 1 to act on the end surface 8a. On the other hand, an accommodation space 11 for accommodating an end surface type non-contact seal 12 described later is formed on the opposite side (low pressure side) of the balance piston 8 from the high pressure chamber 10. The accommodation space 11 is formed so as to surround the other end surface 8 b of the balance piston 8 and communicates with a balance chamber (not shown) through a gap 17. The balance chamber (not shown) is connected to the suction side of the compressor 1 via a suction pipe, and is always maintained at the suction pressure (almost atmospheric pressure).
【００１１】この実施例の軸力釣合い装置にあっては、
上記高圧室１０からのガスの漏洩を極力防止するため
に、バランスピストン８の外周とケーシング２との間に
ラビリンスシール９が設けられていると共に、上記の収
容空間１１内には端面形非接触シール１２が設けられて
いる。In the axial force balancing device of this embodiment,
A labyrinth seal 9 is provided between the outer periphery of the balance piston 8 and the casing 2 in order to prevent the gas from leaking from the high pressure chamber 10 as much as possible, and the end face type non-contact is provided in the accommodation space 11. A seal 12 is provided.
【００１２】端面形非接触シール１２は、高圧室１０か
らラビリンスシール９を通って空間１１内に漏出したガ
スを塞き止めるためのもので、回転軸３の外周に同軸的
に取付けられ回転軸３と一緒に回転するメーティングリ
ング１３と、静止系たるケーシング２に設けられメーテ
ィングリング１３の端面１３ａに接面するシールリング
１４とを有してなる。The end face type non-contact seal 12 is for blocking the gas leaked from the high pressure chamber 10 through the labyrinth seal 9 into the space 11, and is coaxially attached to the outer periphery of the rotary shaft 3. It has a mating ring 13 which rotates together with 3, and a seal ring 14 which is provided in the casing 2 which is a stationary system and which comes into contact with the end surface 13a of the mating ring 13.
【００１３】メーティングリング１３は、回転軸３上に
保持金具１５を介して取付けられている。保持金具１５
は、バランスピストン８の端面８ｂに隣接して取付けら
れ、この保持金具１５の上記ピストン８と逆側に形成し
た環状溝１５ａ内にメーティングリング１３が装着され
ている。メーティングリング１３の摺動面１３ａ (シー
ルリング１４と接する面) には、図２に示すように、ス
パイラルグルーブ１６が形成されている。スパイラルグ
ルーブ１６は、摺動面１３ａの外周縁から内周縁側に向
かって回転方向後方に傾斜してかつ所定長さで形成さ
れ、回転軸３の回転の際には後述する圧力室２２内のガ
スを取り込むことができるようになっている。The mating ring 13 is mounted on the rotating shaft 3 via a holding metal fitting 15. Holding metal fittings 15
Is attached adjacent to the end face 8b of the balance piston 8, and the mating ring 13 is mounted in an annular groove 15a formed on the side of the holding metal fitting 15 opposite to the piston 8. A spiral groove 16 is formed on the sliding surface 13a of the mating ring 13 (the surface in contact with the seal ring 14), as shown in FIG. The spiral groove 16 is formed so as to incline rearward in the rotational direction from the outer peripheral edge of the sliding surface 13a toward the inner peripheral edge side and has a predetermined length. When the rotary shaft 3 rotates, the spiral groove 16 is formed in a pressure chamber 22 described later. The gas can be taken in.
【００１４】一方、シールリング１４は、上記ケーシン
グ２のメーティングリング１３前方位置に形成した環状
溝２ａ内にメーティングリング１３と同軸にかつ軸方向
移動自在に嵌合されている。ここに、シールリング１４
の外径はメーティングリング１３の外径とほぼ同一に、
シールリング１４の内径はメーティングリング１３の内
径より大きく形成され、これによりメーティングリング
１３の端面内周側が上記バランス室 (図示せず) に隙間
１７を通じて臨んでいる。また、シールリング１４の背
面側には、付勢手段としての圧縮コイルバネ１８が設け
られ、シールリング１４はコイルバネ１８の付勢力によ
ってメーティングリング１３と面接触する。シールリン
グ１４の外周側には、廻り止め部材１９が環状溝２ａの
内底部より立設され、この廻り止め部材１９によりシー
ルリング１４の回転は拘束される。なお、２０はシール
リング１４の背面に取付けたバネ１８の受け座であり、
この受け座２０にはシールリング１４の内周をシールす
るためのＯリング２１が設けられている。On the other hand, the seal ring 14 is fitted in the annular groove 2a formed in the front portion of the mating ring 13 of the casing 2 coaxially with the mating ring 13 and axially movable. Here, the seal ring 14
The outer diameter of is almost the same as the outer diameter of the mating ring 13,
The inner diameter of the seal ring 14 is formed larger than the inner diameter of the mating ring 13, so that the inner peripheral side of the end surface of the mating ring 13 faces the balance chamber (not shown) through the gap 17. Further, a compression coil spring 18 as a biasing means is provided on the back side of the seal ring 14, and the seal ring 14 makes surface contact with the mating ring 13 by the biasing force of the coil spring 18. On the outer peripheral side of the seal ring 14, a detent member 19 is erected from the inner bottom of the annular groove 2a, and the detent member 19 restrains the rotation of the seal ring 14. In addition, 20 is a receiving seat of the spring 18 attached to the back surface of the seal ring 14,
The receiving seat 20 is provided with an O-ring 21 for sealing the inner circumference of the seal ring 14.
【００１５】この実施例にあっては、上記環状溝２ａの
内周側にシールリング１４が嵌合され、両リング１３，
１４の周りにそれらの外周側を囲繞する圧力室２２を区
画形成している。圧力室２２は、上記保持金具１５の背
面側を通じてラビリンスシール９の低圧側の端部と連通
しており、そのラビリンスシール９の端部より漏出して
くるガスにより所定の圧力に保たれる。また、圧力室２
２は、メーティングリング１３およびシールリング１４
の上記ラビリンスシール９位置より外側を囲繞し、両リ
ング１３，１４に互いに相対する力を作用させるように
なっている。つまり、上記圧力室２２の内径、即ちバラ
ンス径Ｄをラビリンスシール９の径と一致させること
で、圧力室２２内では、リング１３，１４に同じ圧力を
同じ面積で作用させることができ、各々のリング１３，
１４に加わる軸方向の力を相殺することができる。In this embodiment, a seal ring 14 is fitted on the inner peripheral side of the annular groove 2a, and both rings 13,
A pressure chamber 22 surrounding the outer peripheral side of 14 is defined. The pressure chamber 22 communicates with the low-pressure side end of the labyrinth seal 9 through the back side of the holding fitting 15, and is kept at a predetermined pressure by the gas leaking from the end of the labyrinth seal 9. Also, the pressure chamber 2
2 is a mating ring 13 and a seal ring 14.
The outer side of the labyrinth seal 9 is surrounded and the rings 13 and 14 are acted on by forces that are opposite to each other. That is, by matching the inner diameter of the pressure chamber 22, that is, the balance diameter D with the diameter of the labyrinth seal 9, the same pressure can be applied to the rings 13 and 14 in the pressure chamber 22 in the same area. Ring 13,
The axial force applied to 14 can be offset.
【００１６】次に、上記メーティングリング１３の回転
軸３への取付について説明する。Next, the attachment of the mating ring 13 to the rotary shaft 3 will be described.
【００１７】メーティングリング１３を保持する保持金
具１５は、図３に示すように、回転軸３に嵌合されるボ
ス部２３ａおよびボス部２３ａの一端に形成された円板
状の支持部２３ｂからなり、支持部２３ｂの内側 (図の
左側) に回転軸３と同軸に環状溝１５ａが形成されてい
る。メーティングリング１３は、環状溝１５ａに嵌合さ
れた状態で、その上からスリーブ２５およびボルト２４
により取付けられる。なお、スリーブ２５はボルト２６
によりボス部２３ａの端面に固定される。また、保持金
具１５の回転軸３への取付けは、保持金具１５を回転軸
３に嵌合させた後、その外側から更にスリーブ２７を嵌
合させることでなされる。ここで、上記回転軸３、リン
グ１３およびボス部２３ａ相互間の隙間を均等にするた
めに、ボス部２３ａの内・外周には適所に凹部が形成さ
れ、その凹部内にリング状の板ばね２８が介装されてい
る。As shown in FIG. 3, the holding member 15 for holding the mating ring 13 has a boss portion 23a fitted to the rotating shaft 3 and a disc-shaped support portion 23b formed at one end of the boss portion 23a. An annular groove 15a is formed inside the support portion 23b (on the left side in the drawing) coaxially with the rotating shaft 3. The mating ring 13 is fitted into the annular groove 15a, and the sleeve 25 and the bolt 24 are inserted from above.
Installed by The sleeve 25 is a bolt 26.
Is fixed to the end surface of the boss portion 23a. The holding metal fitting 15 is attached to the rotating shaft 3 by fitting the holding metal fitting 15 to the rotating shaft 3 and then fitting the sleeve 27 from the outside. Here, in order to make the gaps among the rotating shaft 3, the ring 13 and the boss portion 23a uniform, a concave portion is formed at an appropriate position inside and outside the boss portion 23a, and a ring-shaped leaf spring is formed in the concave portion. 28 is interposed.
【００１８】次に、本実施例の作用について説明する。Next, the operation of this embodiment will be described.
【００１９】圧縮機１に吸込まれたガスは、各段の羽根
車４，４…によって圧縮された後、吐出スクロール６を
通じてケーシング２外に排出されると共に、吐出スクロ
ール６から高圧室１０に導入される。高圧室１０に導入
されたガスは、さらにラビリンスシール９を通って圧力
室２２に漏出するが、端面形非接触シール１２により塞
き止められて、このシール１２より下流側に漏出するこ
とはない。すなわち、回転軸３の回転によりメーティン
グリング１３が回転すると、メーティングリング１３の
摺動面１３ａに形成したスパイラルグルーブ１６ (図
２) に圧力室２２内のガスが取り込まれて昇圧される。
これにより、メーティングリング１３およびシールリン
グ１４の摺動面１３ａ，１４ａ間には、いわゆるガス軸
受が形成されて両リング１３，１４は非接触状態で相対
回転するものの、その隙間は極めて小さく (μｍオー
ダ) 、これよりガスが漏れることはほとんどない。The gas sucked into the compressor 1 is compressed by the impellers 4, 4 ... At each stage, and then discharged to the outside of the casing 2 through the discharge scroll 6 and introduced into the high pressure chamber 10 from the discharge scroll 6. To be done. The gas introduced into the high pressure chamber 10 further leaks to the pressure chamber 22 through the labyrinth seal 9, but is blocked by the end face type non-contact seal 12 and does not leak to the downstream side of the seal 12. . That is, when the mating ring 13 is rotated by the rotation of the rotating shaft 3, the gas in the pressure chamber 22 is taken into the spiral groove 16 (FIG. 2) formed on the sliding surface 13a of the mating ring 13 and the pressure is increased.
As a result, a so-called gas bearing is formed between the sliding surfaces 13a and 14a of the mating ring 13 and the seal ring 14, and both rings 13 and 14 rotate relative to each other in a non-contact state, but the gap is extremely small ( On the order of μm), there is almost no gas leakage.
【００２０】一方、上述のように各段の羽根車４で多段
ガス圧縮を行うと、回転軸３には吸込側に向かって大き
な軸力Ｆ1 が発生するが、この軸力Ｆ1 はバランスピス
トン８に作用する力Ｆ2 によって打ち消される。すなわ
ち、バランスピストン８の羽根車４側の端面８ａには、
高圧室１０内の圧力 (圧縮機１の吐出圧) が作用し、逆
に、バランス室側の端面８ｂには、端面形非接触シール
１２のバランス径Ｄに相当する吸込圧が当該シール１２
を介して作用する。このため、バランスピストン８に
は、従来と同様に、端面８ａに吐出圧が作用することに
よる軸推力と、逆に端面８ｂに吸込圧が作用することに
よる軸推力とが作用し、これにより上記軸力Ｆ1 に相対
する力Ｆ2 が得られる。On the other hand, when multi-stage gas compression is performed by the impellers 4 at each stage as described above, a large axial force F 1 is generated on the rotary shaft 3 toward the suction side, but this axial force F 1 is balanced. It is canceled by the force F 2 acting on the piston 8. That is, on the end surface 8a of the balance piston 8 on the impeller 4 side,
The pressure in the high-pressure chamber 10 (the discharge pressure of the compressor 1) acts, and conversely, the suction pressure corresponding to the balance diameter D of the end face type non-contact seal 12 is applied to the end face 8b on the balance chamber side.
Act through. Therefore, in the balance piston 8, as in the conventional case, the axial thrust due to the discharge pressure acting on the end face 8a and the axial thrust due to the suction pressure acting on the end face 8b, act on the balance piston 8, thereby A force F 2 is obtained which is opposite to the axial force F 1 .
【００２１】以上、本実施例によれば、バランスピスト
ン８の低圧側に、その端面８ｂを囲繞する収容空間１１
を形成すると共に、その収容空間１１内に高圧室１０か
ら漏出してきたガスを塞き止める端面形非接触シール１
２を設けたので、高圧室１０からのガスの漏れ量を可及
的に低減でき、動力損失も飛躍的に低減することができ
る。すなわち、メーティングリング１３とシールリング
１４とは、互いに非接触で相対回転するものの、それら
の間の隙間はラビリンスシール９に比して極めて小さく
できるために、圧損が増大し、シール性の向上が図れ
る。実際、従来のラビリンスシール９を使用しただけの
構造にあっては、低容量型のもので動力損失が十数％程
度はあったが、本実施例のシール１２を使用した構造で
は、動力損失を従来の数 100分の１程度にまで簡単に低
減することができる。As described above, according to this embodiment, the accommodation space 11 surrounding the end surface 8b of the balance piston 8 on the low pressure side.
End face type non-contact seal 1 that forms a gas and blocks the gas leaking from the high pressure chamber 10 into the accommodation space 11 thereof.
Since 2 is provided, the amount of gas leaked from the high pressure chamber 10 can be reduced as much as possible, and the power loss can be dramatically reduced. That is, although the mating ring 13 and the seal ring 14 rotate relative to each other in a non-contact manner, the gap between them can be made extremely smaller than that of the labyrinth seal 9, resulting in increased pressure loss and improved sealing performance. Can be achieved. Actually, in the structure using only the conventional labyrinth seal 9, the power loss was about 10% or less in the low capacity type, but in the structure using the seal 12 of this embodiment, the power loss is Can be easily reduced to about one hundredth of the conventional value.
【００２２】また、本実施例によれば、端面形非接触シ
ール１２のバランス径Ｄをラビリンスシール９の径と一
致させたので、バランスピストン８の低圧側の端面８ｂ
に従来と同様に吸込圧を作用させることができ、既存の
圧縮機１の簡単な改造で軸力Ｆ1 と相対する力Ｆ2 を作
り出すことができ、簡単に回転軸３のスラスト方向の荷
重を軽減することができる。Further, according to this embodiment, since the balance diameter D of the end face type non-contact seal 12 is made to coincide with the diameter of the labyrinth seal 9, the end face 8b of the balance piston 8 on the low pressure side is formed.
In addition, the suction pressure can be applied in the same manner as in the conventional case, and the force F 2 opposite to the axial force F 1 can be generated by a simple modification of the existing compressor 1, and the load of the rotating shaft 3 in the thrust direction can be easily obtained. Can be reduced.
【００２３】また、本実施例のメーティングリング１３
およびシールリング１４は着脱自在なので、圧縮される
ガスの種類に応じて材料を選定すれば、種々のガスシー
ルに対処することができる。The mating ring 13 of this embodiment is also used.
Since the seal ring 14 is removable, various gas seals can be dealt with by selecting a material according to the type of gas to be compressed.
【００２４】さらに、メーティングリング１３およびシ
ールリング１４の摺動面１３ａ，１４ａ間にガス軸受を
形成することにより、リング１３，１４を互いに非接触
状態で回転させて発熱を抑えることができる。そのた
め、耐久性に優れ、事故等も起こり難くなり、信頼性の
高い圧縮機１を得ることができる。Further, by forming the gas bearing between the sliding surfaces 13a and 14a of the mating ring 13 and the seal ring 14, the rings 13 and 14 can be rotated in a non-contact state with each other to suppress heat generation. Therefore, it is possible to obtain the compressor 1 that has excellent durability, is less likely to cause an accident, and has high reliability.
【００２５】なお、上記実施例においては、バランスピ
ストン８とケーシング２との間にラビリンスシール９を
設けたが、これは必ずしも必要でない。ただし、ラビリ
ンスシール９を設けておけば、万一の端面形非接触シー
ル１２故障時のバックアップとして有効である。また、
上記実施例においては、多段ガス圧縮機に適用した例に
ついて説明したが、他の回転機械に適用してもよい。Although the labyrinth seal 9 is provided between the balance piston 8 and the casing 2 in the above embodiment, this is not always necessary. However, if the labyrinth seal 9 is provided, it is effective as a backup in case of failure of the end face type non-contact seal 12. Also,
In the above-mentioned embodiment, the example applied to the multi-stage gas compressor has been described, but it may be applied to other rotary machines.
【００２６】[0026]
【発明の効果】以上要するに本発明によれば、次のごと
き優れた効果を発揮する。In summary, according to the present invention, the following excellent effects are exhibited.
【００２７】請求項１によれば、従来のラビリンスシー
ルに代えて端面形非接触シールを用いたので、流体の漏
れを飛躍的に少なくし、大幅に効率の低下を少なくする
ことができる。According to the first aspect, since the end face type non-contact seal is used in place of the conventional labyrinth seal, the fluid leakage can be remarkably reduced, and the reduction in efficiency can be significantly reduced.
【００２８】請求項２によれば、端面形非接触シールの
バランス径をバランスピストンの径と一致させたので、
端面形非接触シールを使用しても、回転軸に作用する軸
力を簡単に軽減することができる。According to the second aspect, since the balance diameter of the end face type non-contact seal is made to coincide with the diameter of the balance piston,
Even if the end face type non-contact seal is used, the axial force acting on the rotary shaft can be easily reduced.
【図１】本発明の軸力釣合い装置の概略構成を示す断面
図である。FIG. 1 is a cross-sectional view showing a schematic configuration of an axial force balancing device of the present invention.
【図２】端面形非接触シールにおけるメーティングリン
グの摺動面を示す部分拡大図である。FIG. 2 is a partially enlarged view showing a sliding surface of a mating ring in an end face type non-contact seal.
【図３】端面形非接触シールにおけるメーティングリン
グの取付構造を説明するための図である。FIG. 3 is a view for explaining a mounting structure of a mating ring in an end face type non-contact seal.
【図４】従来の軸力釣合い装置の概略構成を示す断面図
である。FIG. 4 is a sectional view showing a schematic configuration of a conventional axial force balancing device.
【図５】多段ガス圧縮機の概略構成を示す断面図であ
る。FIG. 5 is a cross-sectional view showing a schematic configuration of a multi-stage gas compressor.
１ 多段ガス圧縮機 ２ ケーシング ３ 回転軸 ８ バランスピストン １０ 高圧室 １１ 収容空間 １２ 端面形非接触シール １３ メーティングリング １４ シールリング 1 Multistage Gas Compressor 2 Casing 3 Rotating Shaft 8 Balance Piston 10 High Pressure Chamber 11 Storage Space 12 End Face Non-Contact Seal 13 Mating Ring 14 Seal Ring
Claims (2)
にバランスピストンを形成し、該バランスピストンの端
面に流体圧を作用させる軸力釣合い装置において、上記
バランスピストンの低圧側に、その端面を囲繞する空間
を形成すると共に、その空間内に、上記回転軸上に設け
たメーティングリングおよび静止系に設けられ当該リン
グの一端面に接面するシールリングからなる端面形非接
触シールを設けたことを特徴とする軸力釣合い装置。1. An axial force balancer in which a balance piston is formed on the outer periphery of a rotary shaft supported in a casing, and a fluid pressure is applied to the end face of the balance piston. An enclosing space is formed, and an end face type non-contact seal including a mating ring provided on the rotating shaft and a seal ring provided on the stationary system and in contact with one end face of the ring is provided in the space. An axial force balance device characterized in that
を、上記バランスピストンの径とほぼ一致させたことを
特徴とする請求項１記載の軸力釣合い装置。2. The axial force balancer according to claim 1, wherein a balance diameter of the end face type non-contact seal is made substantially equal to a diameter of the balance piston.
Priority Applications (1)
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|---|---|---|---|
| JP8466793A JP2927140B2 (en) | 1993-04-12 | 1993-04-12 | Axial force balancing device |
Applications Claiming Priority (1)
| Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
|---|---|---|---|
| JP8466793A JP2927140B2 (en) | 1993-04-12 | 1993-04-12 | Axial force balancing device |
Publications (2)
| Publication Number | Publication Date |
|---|---|
| JPH06294395A true JPH06294395A (en) | 1994-10-21 |
| JP2927140B2 JP2927140B2 (en) | 1999-07-28 |
Family
ID=13837069
Family Applications (1)
| Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
|---|---|---|---|
| JP8466793A Expired - Lifetime JP2927140B2 (en) | 1993-04-12 | 1993-04-12 | Axial force balancing device |
Country Status (1)
| Country | Link |
|---|---|
| JP (1) | JP2927140B2 (en) |
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH08159086A (en) * | 1994-12-06 | 1996-06-18 | Pmc Liquiflo Equipment Co | Pump |
Families Citing this family (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| EP2458157B1 (en) * | 2010-11-30 | 2015-10-14 | Techspace Aero S.A. | Abradable interior stator ferrule |
-
1993
- 1993-04-12 JP JP8466793A patent/JP2927140B2/en not_active Expired - Lifetime
Cited By (1)
| Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
|---|---|---|---|---|
| JPH08159086A (en) * | 1994-12-06 | 1996-06-18 | Pmc Liquiflo Equipment Co | Pump |
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