NO131168B

NO131168B -

Info

Publication number: NO131168B
Application number: NO83973A
Authority: NO
Inventors: J C Loubet
Original assignee: Saint Gobain
Priority date: 1972-03-02
Filing date: 1973-03-01
Publication date: 1975-01-06
Also published as: FR2173777B1; BE796163A; JPS48101411A; GB1380852A; FR2173777A1; NL7302872A; BR7301561D0; DE2310502A1; NO131168C; SE384848B; ES412221A1; IT977945B; CA996337A; CH565313A5

Description

Tetningsinnretning for roterende aksler. Sealing device for rotating shafts.

Foreliggende oppfinnelse angår mekaniske tetninger og tar sikte på en mekanisk tetning som tjener til å tette roterende aksler, særlig pumpeaksler, mot lekkasje av høytrykksfluider. The present invention relates to mechanical seals and aims at a mechanical seal which serves to seal rotating shafts, particularly pump shafts, against leakage of high-pressure fluids.

Hittil har mekaniske tetninger vist seg So far, mechanical seals have proven themselves

å være ineffektive når det dreier seg om forholdsvis høye trykk, dvs. trykk på 100 kg/cm<2> og høyere. Tetning mot så høye trykk er blitt utført ved hjelp av flertrinns- eller tandem-tetninger, hvor det høye trykk deles opp i et flertall trinn, slik at hvis trykket det skal tettes mot er 175 kg/cm<2> så kan det brukes to tetninger som hver enkelt da vil utsettes for et trykk på ca. 88 kg. Men en slik konstruksjon krever en ganske betydelig plass for an-bringelse av flertrinns- eller tandemtet-ningen fordi tetningene er beliggende med aksiale mellomrom langs akselen. Ved kon-struksjoner hvor en slik plass ikke er dispo-nibel har forsøk på å bruke en enkelt trinn-tetning falt uheldig ut, fordi tetninger når de utsettes for så høye trykk har en meget kort levetid idet tetningsflatene får hakk eller riper og biter seg fast etter forholdsvis få timers drift. to be ineffective when it comes to relatively high pressures, i.e. pressures of 100 kg/cm<2> and higher. Sealing against such high pressures has been carried out using multi-stage or tandem seals, where the high pressure is divided into a plurality of stages, so that if the pressure to be sealed against is 175 kg/cm<2> then two can be used seals, each of which will then be exposed to a pressure of approx. 88 kg. But such a construction requires a fairly significant space for fitting the multi-stage or tandem seal because the seals are located with axial spaces along the shaft. In constructions where such a space is not available, attempts to use a single step seal have turned out to be unfortunate, because seals when exposed to such high pressures have a very short life as the sealing surfaces become notched or scratched and bite stuck after relatively few hours of operation.

For fagfolk på dette område er det velkjent at når en tetning funksjonerer riktig så er det tvers over de i forhold til hverandre roterende tetningsflater en trykkgradient fra trykket i huset til atmosfæretrykket. Ved en mellomliggende ringformet flate tversover tetningsflatene vil trykket derfor ha en ukjent verdi som tilnærmet er halvparten av trykket i huset. En av de idéer som ligger til grunn for oppfinnelsen er å utnytte denne egenskap hos mekaniske tetninger og anbringe midler til å frembringe et på forhånd bestemt mellomliggende utbalanserende fluidumtrykk mellom tetningsflatene mellom tetnings-ringenes periferier. Hvis dette mellomtrykk er halvparten av trykket i huset og hvis det påføres i en sirkelring mellom indre og ytre radielt atskilte, forholdsvis smale tetningsflater på den ene tetningsring, så vil dette mellomtrykk oppheve halvparten av trykket i huset tvers over den ene av de forholdsvis smale tetningsflater, hvorved det bare blir halvparten av trykket i huset som det skal tettes mot over den andre forholdsvis smale flate. En tetning som omfatter dette trekk ved foreliggende oppfinnelse kan derfor betegnes som en flertrinnstetning. I den viste ut-førelse av dette trekk ved oppfinnelsen er vist en totrinnstetning men det er klart at det kan anvendes flere trinn enn to. For professionals in this area, it is well known that when a seal functions correctly, there is a pressure gradient from the pressure in the housing to the atmospheric pressure across the sealing surfaces rotating in relation to each other. In the case of an intermediate ring-shaped surface across the sealing surfaces, the pressure will therefore have an unknown value which is approximately half the pressure in the housing. One of the ideas underlying the invention is to utilize this property of mechanical seals and to provide means to produce a predetermined intermediate balancing fluid pressure between the sealing surfaces between the peripheries of the sealing rings. If this intermediate pressure is half of the pressure in the housing and if it is applied in a circular ring between inner and outer radially separated, relatively narrow sealing surfaces on one sealing ring, then this intermediate pressure will cancel half of the pressure in the housing across one of the relatively narrow sealing surfaces , whereby there is only half of the pressure in the housing against which it is to be sealed over the other relatively narrow surface. A seal that includes this feature of the present invention can therefore be described as a multi-stage seal. In the shown embodiment of this feature of the invention, a two-stage seal is shown, but it is clear that more stages than two can be used.

Det er også velkjent at når en tetning It is also well known that when a seal

av denne type funksjonerer riktig så strøm-mer det en fluidumfilm tvers over flatene og frembringer en trykkgradient fra trykket i huset til atmosfæretrykket tvers over de i forhold til hverandre roterende tetningsflater, og kraften som frembringes av denne gradient blir således en funksjon av trykkfallet tvers over flatene. Ved en mellomliggende ringformet flate tvers over tetningsflatene vil størrelsen av trykket derfor være ukjent og tilnærmet halvparten av trykket i huset. of this type functions correctly, then a fluid film flows across the surfaces and produces a pressure gradient from the pressure in the housing to the atmospheric pressure across the sealing surfaces rotating in relation to each other, and the force produced by this gradient thus becomes a function of the pressure drop across the surfaces. In the case of an intermediate ring-shaped surface across the sealing surfaces, the size of the pressure will therefore be unknown and approximately half of the pressure in the housing.

Det kjennes tetningsanordninger hvor tetningsmediet tvinges inn i den smale ring mellom tetningsflatene ved et trykk som er større enn gasstrykket i kjølekret-sen, så at en liten del av tetningsmediet fly-ter inn i huset fra ringen. Med andre ord vil ved de kjente anordninger tetningsmediet lekke inn i huset i det øyemed å hindre lekkasje av gass ut av huset. Sealing devices are known where the sealing medium is forced into the narrow ring between the sealing surfaces at a pressure greater than the gas pressure in the cooling circuit, so that a small portion of the sealing medium flows into the housing from the ring. In other words, with the known devices, the sealing medium will leak into the housing in order to prevent leakage of gas out of the housing.

En hensikt med oppfinnelsen er ved en tetningsinnretning av den omhandlede art å skaffe midler for mellom tetningsflatene å tilveiebringe et fluidumtrykk som ligger mellom trykket av fluidumet i huset og atmosfæretrykket, så at tetningsmediet ikke vil søke å lekke inn i huset, men iste-denfor med en forutbestemt hastighet lekke til atmosfæren. One purpose of the invention is, with a sealing device of the type in question, to provide means for between the sealing surfaces to provide a fluid pressure that lies between the pressure of the fluid in the housing and the atmospheric pressure, so that the sealing medium will not seek to leak into the housing, but instead with a predetermined rate leak to the atmosphere.

Mer bestemt vedrører oppfinnelsen en glideringtetning for avtetning av en pumpeaksel eller lignende mot lekkasje av trykkvæske fra et hus, hvor to tetningsringer ligger tettende an mot hverandre med mot hverandre vendende radielle flater og hvor der mellom tetningsflatene er dannet et ringrom, idet en av tetningsringene dreier seg sammen med akselen og er lagret forskyvbart på akselen under motvirkning av en fjærkraft, mens den annen tetningsring står stille, og med det ovennevnte formål for øyet består oppfinnelsen vesentlig i at væsketrykket i huset tilføres ringformet mellom tetningsflatene av tetningsringene med et trykk som ligger mellom det i huset herskende trykk og atmosfæretrykket. More specifically, the invention relates to a sliding ring seal for sealing a pump shaft or the like against leakage of pressure fluid from a housing, where two sealing rings lie tightly against each other with radial surfaces facing each other and where an annular space is formed between the sealing surfaces, as one of the sealing rings rotates together with the shaft and is stored displaceably on the shaft under the counteraction of a spring force, while the other sealing ring is stationary, and with the above-mentioned purpose in mind, the invention essentially consists in the fluid pressure in the housing being supplied annularly between the sealing surfaces of the sealing rings with a pressure that lies between the prevailing pressure in the house and the atmospheric pressure.

Tegningene viser en rekke eksempler på utførelser av oppfinnelsen. Fig. 1 er et aksialt lengdesnitt gjennom en tetningsinnretning etter oppfinnelsen. Fig. 2 er et tverrsnitt i større måle-stokk etter linjen 2—2 i fig. 1 og viser den ikke roterende tetningsring i oppriss. Fig. 3 er et bruddstykke av et radial-snitt etter linjen 3—3 i fig. 2. Fig. 4 er et aksialsnitt gjennom en annen utførelse av tetningsinnretningen etter oppfinnelsen. Fig. 5 er et skjematisk snitt som viser tetningsinnretningen etter fig. 4, særlig med hensyn til de respektive for trykket reagerende flater av tetningselementene, hvorved det oppnåes en selvregulering av mekanismen. Fig. 6 er et bruddstykke av en lengdesnitt og viser en endret utførelse av oppfinnelsen. Fig. 7 er et lengdesnitt av en mekanisk tetningsinnretning som oppviser andre trekk ved oppfinnelsen. Fig. 8 er et bruddstykke av et lengdesnitt og viser nok en utførelse av tetningsinnretningen med delvis utbalanserte tet- The drawings show a number of examples of embodiments of the invention. Fig. 1 is an axial longitudinal section through a sealing device according to the invention. Fig. 2 is a cross-section on a larger scale along the line 2-2 in fig. 1 and shows the non-rotating sealing ring in elevation. Fig. 3 is a broken piece of a radial section along the line 3-3 in fig. 2. Fig. 4 is an axial section through another embodiment of the sealing device according to the invention. Fig. 5 is a schematic section showing the sealing device according to fig. 4, particularly with regard to the respective pressure-responsive surfaces of the sealing elements, whereby a self-regulation of the mechanism is achieved. Fig. 6 is a fragment of a longitudinal section and shows a modified embodiment of the invention. Fig. 7 is a longitudinal section of a mechanical sealing device which exhibits other features of the invention. Fig. 8 is a fragment of a longitudinal section and shows another embodiment of the sealing device with partially balanced seals

ningsringer i samsvar med dette trekk ved oppfinnelsen. ning rings in accordance with this feature of the invention.

Fig. 9 er et snitt i likhet med fig. 8 av en endret utførelse med midler til å føre et utbalanserende fluidum til rommet mellom tetningsringene. Fig. 9 is a section similar to fig. 8 of a modified embodiment with means to supply a balancing fluid to the space between the sealing rings.

I fig. 1 er et pumpehus 1 eller liknende utstyrt med en pakningsboks 2 som den roterende aksel 3 strekker seg gjennom. Til utsiden av huset 1 er ved hjelp av et passende antall skruer 4 festet en ringformet tetningsflens 5 med en sentral åpning 6 for et parti 7 med redusert diameter av akselen 3. In fig. 1 is a pump housing 1 or similar equipped with a packing box 2 through which the rotating shaft 3 extends. An annular sealing flange 5 with a central opening 6 for a part 7 with a reduced diameter of the shaft 3 is attached to the outside of the housing 1 by means of a suitable number of screws 4.

En dreibar tetningsring 8 ligger om-kring akselen 3 og har en forholdsvis bred radial tetningsflate 9. Denne er utformet på et radialt forstørret endeparti 10 på tetningsringen 8, hvilket endeparti omgir akselpartiet 7. Videre har tetningsringen 8 et hylseformet parti 11 som strekker seg aksialt langs akselpartiet 3. A rotatable sealing ring 8 lies around the shaft 3 and has a relatively wide radial sealing surface 9. This is formed on a radially enlarged end part 10 of the sealing ring 8, which end part surrounds the shaft part 7. Furthermore, the sealing ring 8 has a sleeve-shaped part 11 which extends axially along the axle section 3.

En sylindrisk utvidelse 12 i hylsepartiet 11 skaffer et ringformet rom mellom hylsen 11 og akselen 3 og her er det anbrakt en U-koppformet pakning 13 som presses til anlegg med et sete 14 og utvides ved hjelp av en kilevirkende ekspansjonsinnretning 15 til anlegg mot akselen 3 og innersiden av hylsen 11. A cylindrical expansion 12 in the sleeve part 11 provides an annular space between the sleeve 11 and the shaft 3 and here a U-cup-shaped gasket 13 is placed which is pressed into contact with a seat 14 and expanded by means of a wedge-acting expansion device 15 into contact with the shaft 3 and the inside of the sleeve 11.

Den ene ende på en skruefjær 16 ligger an mot innretningen 15 og den andre mot en bøssing 17 som har en brysting 17' som ligger an mot en ansats 18 på akselen 3, slik at fjæren 16 normalt vil presse den dreibare tetningsring 8 i retning mot tetningsflensen 5. One end of a helical spring 16 rests against the device 15 and the other against a bushing 17 which has a breast ring 17' which lies against a shoulder 18 on the shaft 3, so that the spring 16 will normally press the rotatable sealing ring 8 in the direction of the sealing flange 5.

Tetningsringen 8 har et flertall aksiale drivknaster 8a som stikker inn i slisser 15a i innretningens 15 omkrets. Fra ansatsen 18 på akselen 3 går det en rekke aksiale spor 19 som opptar hodene 20 på et tilsvarende antall drivstifter 21 som stikker radialt ut gjennom åpninger 22 i bøssingen 17 og inn i de langstrakte slisser 15a som strekker seg aksialt i et skjørt 15b på kileinnretningen 15. Herved holdes tetningsringen 8 fastkilt på akselen 3 ved hjelp av stiftene 21, skjørtet 15b og drivknastene 8a og roterer sammen med akselen, men kan bevege seg aksialt i forhold til denne. The sealing ring 8 has a plurality of axial drive lugs 8a which protrude into slots 15a in the circumference of the device 15. From the shoulder 18 on the shaft 3 there is a series of axial grooves 19 which occupy the heads 20 of a corresponding number of drive pins 21 which protrude radially through openings 22 in the bushing 17 and into the elongated slots 15a which extend axially in a skirt 15b on the wedge device 15. Hereby, the sealing ring 8 is kept wedged on the shaft 3 by means of the pins 21, the skirt 15b and the drive cams 8a and rotates together with the shaft, but can move axially in relation to it.

Den foran beskrevne konstruksjon er velkjent og vanlige mekaniske tetninger omfatter dessuten en ikke roterende tetningsring som samvirker tettende med flaten 9 på den roterende tetningsring 8 og som er fast forbundet med flensen og dermed med huset slik at den blir stasjonær. Men når disse kjente tetninger blir utsatt for forholdsvis høye trykk tversover tetningsflatene, så vil den aksiale kraftkomponent som virker på den aksialt bevegelige ring klemme tetningsflatene til intim kontakt og derved forhindre strømningen tvers over flatene av en smørende film av det fluidum det skal tettes mot. Herved ripes og ødelegges tetningsflatene som i praksis finslipes eller poleres til tilsynelatende plane flater. Ved foreliggende oppfinnelse unngåes denne ulempe og vanske-lighet som opptrer i kjente høytrykkstet-ninger. For å oppnå dette bæres den nye ikke roterende tetningsring 24 etter oppfinnelsen av flensen 5 i dennes sentrale åpning. The construction described above is well-known and common mechanical seals also include a non-rotating sealing ring which interacts sealingly with the surface 9 of the rotating sealing ring 8 and which is firmly connected to the flange and thus to the housing so that it becomes stationary. But when these known seals are exposed to relatively high pressures across the sealing surfaces, the axial force component acting on the axially movable ring will squeeze the sealing surfaces into intimate contact and thereby prevent the flow across the surfaces of a lubricating film of the fluid it is to be sealed against. This scratches and destroys the sealing surfaces, which in practice are ground or polished to apparently flat surfaces. With the present invention, this disadvantage and difficulty that occurs in known high-pressure seals is avoided. To achieve this, the new non-rotating sealing ring 24 after the invention is carried by the flange 5 in its central opening.

En O-formet pakningsring 26 er inn-lagt i en rille i tetningsringens 24 utside som opptas i en større utboring 25 i flensen 5. Denne er også forsynt med en min-dre utboring 27 som danner et ringformet sete for en annen O-ring 28 eller liknende pakning beliggende rundt et neddreiet parti 29 på tetningsringen 24. Pakningene 26 og 28 hindrer trykkfluidum fra å strømme fra pakningsboksen 2 og mellom tetningsringen 24 og flensen 5, mens den foran beskrevne pakningsring 13 hindrer at fluidum strømmer fra huset og ut mellom akselen og den roterende tetningsring 8. An O-shaped sealing ring 26 is inserted into a groove on the outside of the sealing ring 24 which is accommodated in a larger bore 25 in the flange 5. This is also provided with a smaller bore 27 which forms an annular seat for another O-ring 28 or similar gasket located around a turned-down part 29 on the sealing ring 24. The gaskets 26 and 28 prevent pressurized fluid from flowing from the sealing box 2 and between the sealing ring 24 and the flange 5, while the previously described sealing ring 13 prevents fluid from flowing from the housing and out between the shaft and the rotating sealing ring 8.

Den indre ende av den ikke roterende ring 24 har en forholdsvis smal radial tetningsflate 30 og radialt innenfor og i avstand fra denne en annen forholdsvis smal radial tetningsflate 31. Flatene 30 og 31 som ligger tettende an mot den brede tetningsflate 9 på ringen 8 danner en effektiv tetning som hindrer fri strømning av trykkfluidum fra huset og mellom tetningsringene og ut gjennom åpningen 6 i flensen 5. The inner end of the non-rotating ring 24 has a relatively narrow radial sealing surface 30 and radially within and at a distance from this another relatively narrow radial sealing surface 31. The surfaces 30 and 31 which lie tightly against the wide sealing surface 9 on the ring 8 form a effective seal that prevents the free flow of pressurized fluid from the housing and between the sealing rings and out through the opening 6 in the flange 5.

En ringformig renne 32 er utformet mellom de smale tetningsflater 30 og 31 og der er anordnet midler til å lede trykkfluidum til ringrennen 32, slik at husets fluidumtrykk som påføres tvers over de samvirkende tetningsflater delvis blir utbalansert. An annular chute 32 is formed between the narrow sealing surfaces 30 and 31 and there are arranged means to lead pressurized fluid to the annular chute 32, so that the housing's fluid pressure which is applied across the cooperating sealing surfaces is partially balanced.

I den viste utførelse har tetningsringen 24 en innløpskanal 33 og en utløps-kanal 34, som begge mellom O-ringene 26 og 28 står i forbindelse med en innløps- og en utløpskanal 35 resp. 36 i flensen 5. Fluidum som strømmer inn i innløpskanalen 35 vil således passere gjennom kanalen 33 i ringen 24, gjennom ringrennen 32, utløps-kanalen 34 i ringen 24 og ut gjennom ut-løpskanalen 36 i flensen 5. In the embodiment shown, the sealing ring 24 has an inlet channel 33 and an outlet channel 34, both of which between the O-rings 26 and 28 are connected to an inlet and an outlet channel 35, respectively. 36 in the flange 5. Fluid flowing into the inlet channel 35 will thus pass through the channel 33 in the ring 24, through the ring chute 32, the outlet channel 34 in the ring 24 and out through the outlet channel 36 in the flange 5.

I henhold til oppfinnelsen blir ringrennen 32 tilført fluidum med et trykk som ligger mellom trykket i huset ved de samvirkende tetningsringers ytre omkrets og atmosfæretrykket ved den indre omkrets av disse ringer. According to the invention, the annular channel 32 is supplied with fluid at a pressure which lies between the pressure in the housing at the outer circumference of the interacting sealing rings and the atmospheric pressure at the inner circumference of these rings.

Som vist i utførelsen etter fig. 1—3 er flensen 5 forsynt med en utløpskanal 37 til forbindelse med den skjematisk viste ledning 38. Denne danner forbindelse mellom husets indre og innløpskanalen 35 i flensen 5. Ledningen 38 er fortrinnsvis ut-ført som et reguleringsrør hvis strømnings-motstand vil bevirke en reduksjon av trykket i det fluidum som fra huset gjennom ledningen 38 strømmer inn i ringrennen 32 i ringen 24. As shown in the embodiment according to fig. 1-3, the flange 5 is provided with an outlet channel 37 for connection with the line 38 shown schematically. This forms a connection between the inside of the housing and the inlet channel 35 in the flange 5. The line 38 is preferably designed as a regulating pipe whose flow resistance will cause a reduction of the pressure in the fluid that flows from the housing through the line 38 into the ring channel 32 in the ring 24.

Ved utløpssiden av fluidumkretsen gjennom tetningsringen 24 er det anordnet en annen, skjematisk vist ledning 39 som er forbundet med utløpskanalen 36 i flensen 5 og som også fortrinnsvis er utført som et reguleringsrør for å redusere trykket i fluidet fra ringrennen 32, slik at trykket ved utløpet av ledningen 39 blir redusert til atmosfæretrykk og med en minimal strømningshastighet på fluidet, som f. eks. noen få dråper pr. min. eller deromkring. At the outlet side of the fluid circuit through the sealing ring 24, another line 39, schematically shown, is arranged which is connected to the outlet channel 36 in the flange 5 and which is also preferably designed as a regulating tube to reduce the pressure in the fluid from the annular channel 32, so that the pressure at the outlet of the line 39 is reduced to atmospheric pressure and with a minimal flow rate of the fluid, which e.g. a few drops per my. or thereabouts.

Hvis det ønskes kan reguleringsrøret 38 føres gjennom en varmeutveksler 40 for kjøling av det gjennomstrømmende ut-balanseringsfluidum, der hvor høye tem-peraturer er et problem i tillegg til høye trykk. If desired, the regulating pipe 38 can be passed through a heat exchanger 40 for cooling the flowing balancing fluid, where high temperatures are a problem in addition to high pressures.

Hvis fluidet i pakningsboksen 2, når den i fig. 1—3 viste tetningsring er i virksomhet, har et trykk på 140 kg/cm<2>, så vil det på tetningsflatens 30 og ringens 24 ytre omkrets også herske et trykk på 140 kg/ cm<2>. Hvis videre reguleringsrøret 38 be-virker et trykkfall fra 140 kg/cm<2> i huset til 70 kg/cm<2> i ringrennen 32, så vil halvparten av fluidumtrykket i huset bli utbalansert over den ytre tetningsflate 30 og der er derfor ikke påkrevet at den indre tetningsflate tetter mot mere enn 70 kg/ cm<2>. I fagkretser er det velkjent at mekaniske tetningselementer egner seg meget godt til effektiv tetning over lange tidsrom, når trykkforskjellen over tetningsflatene ligger omtrent mellom 70 og 100 kg/cm<2> og da det i det omhandlede ek-sempel kreves at hver enkelt at tetningsflatene 30 og 31 bare skal tette mot 70 kg/ cm<2> så vil denne tetning virke helt effektivt. If the fluid in the packing box 2, in fig. 1-3 shown sealing ring is in operation, has a pressure of 140 kg/cm<2>, then a pressure of 140 kg/cm<2> will also prevail on the outer circumference of the sealing surface 30 and the ring 24. If further the regulating pipe 38 causes a pressure drop from 140 kg/cm<2> in the housing to 70 kg/cm<2> in the annular channel 32, then half of the fluid pressure in the housing will be balanced over the outer sealing surface 30 and there is therefore no required that the inner sealing surface seals against more than 70 kg/cm<2>. It is well known in professional circles that mechanical sealing elements are very well suited for effective sealing over long periods of time, when the pressure difference across the sealing surfaces is approximately between 70 and 100 kg/cm<2> and since in the example in question it is required that each individual that the sealing surfaces 30 and 31 should only seal against 70 kg/cm<2> then this seal will work perfectly effectively.

Hvis f. eks. trykket i huset er 210 kg/ cm<2>, så må reguleringsrøret 38 redusere trykket på det fluidum som strømmer til ringrennen 32 til 105 kg/cm<2>, hvilket vil si at det over hver av tetningsflatene er en trykkforskjell på 150 kg/cm<2>, nemlig fra 210 til 105 kg/cm<2> over flaten 30 og fra 105 kg/cm<2> til atmosfæretrykk over flaten 31. If e.g. the pressure in the housing is 210 kg/cm<2>, then the regulating pipe 38 must reduce the pressure on the fluid that flows to the annular channel 32 to 105 kg/cm<2>, which means that there is a pressure difference of 150 kg across each of the sealing surfaces /cm<2>, namely from 210 to 105 kg/cm<2> above surface 30 and from 105 kg/cm<2> to atmospheric pressure above surface 31.

Da volumet av ringrennen 32 er stort i forhold til den fluidummengde som passerer mellom tetningsflatene 9 og 30, så er det klart at det ikke vil få noen virk-ning av betydning på det trykk som skal tettes over tetningsflatene 31 og 9. Since the volume of the annular channel 32 is large in relation to the amount of fluid that passes between the sealing surfaces 9 and 30, it is clear that it will not have any significant effect on the pressure to be sealed over the sealing surfaces 31 and 9.

Etter oppfinnelsen er den ringformede renne 32 fortrinnsvis slik beliggende i ringen 24 at de smale tetningsflater 30 og 31 blir like store, slik at rennen 32 vil be-finne seg på det sted mellom flatene 30 og 31 hvor det under ordinær drift ville være å vente at midtpunktet av trykkgradienten over de samvirkende tetningsflater på ringene 8 og 24 vil være beliggende. According to the invention, the annular chute 32 is preferably located in the ring 24 in such a way that the narrow sealing surfaces 30 and 31 are of equal size, so that the chute 32 will be located in the place between the surfaces 30 and 31 where it would be expected during ordinary operation that the midpoint of the pressure gradient over the cooperating sealing surfaces on the rings 8 and 24 will be located.

Av det som foran er nevnt i forbindelse med fig. 1—3 fremgår at foreliggende oppfinnelse har de egenskaper som karakteri-serer en flertrinnstetning. Det som er vist er en totrinnstetning, men det er klart at ytterligere trinn kan tilføyes uten at opp-finnelsens ramme derfor overskrides, slik at det også kan tettes mot vesentlig høyere trykk. De angitte trykk er selvsagt også bare eksempler og videre kan tetningen etter oppfinnelsen anvendes overalt hvor det forlanges en delvis utbalansering av trykket som virker tvers over tetningsflatene. From what was mentioned above in connection with fig. 1-3 it appears that the present invention has the properties that characterize a multi-stage seal. What is shown is a two-stage seal, but it is clear that further stages can be added without therefore exceeding the scope of the invention, so that it can also be sealed against significantly higher pressures. The stated pressures are of course also just examples and furthermore the seal according to the invention can be used wherever a partial balancing of the pressure acting across the sealing surfaces is required.

I fig. 4 til 6 er et pumpehus 101 eller liknende forsynt med en pakningsboks 102 som den roterende aksel 103 strekker seg gjennom. Til utsiden av huset 101 er det ved hjelp av et passende antall skruer 104 festet en ringformet tetningsflens 105 som har en sentral åpning 106 for et parti 107 med redusert diameter på akselen 103. In fig. 4 to 6, a pump housing 101 or the like is provided with a stuffing box 102 through which the rotating shaft 103 extends. An annular sealing flange 105 is attached to the outside of the housing 101 by means of a suitable number of screws 104, which has a central opening 106 for a part 107 with a reduced diameter on the shaft 103.

En automatisk innstillbar roterende tetningsinnretning 108 ligger rundt akselen 103 og omfatter en indr 109 og en ytre ring 110 som den roterer sammen med og som den kan forskyves aksialt i forhold til. An automatically adjustable rotating sealing device 108 is located around the shaft 103 and comprises an inner ring 109 and an outer ring 110 with which it rotates and which it can be displaced axially in relation to.

En indre utvidelse 112 i ringen 109 danner et ringformet rom mellom ringen 109 og akselen og i dette rom er det anbrakt en U-koppformet pakning 113 som presses til anlegg mot et sete 114 og utvides ved hjelp av en kilevirkende ekspansjonsinnretning 115 til anlegg mot akselen 103 og innersiden av tetningsringen 109. Den ene ende av en skruefjær 116 ligger an mot innretningen 115 og den andre mot en bøssing 117 som har en brysting 117' som ligger an mot en ansats 118 på akselen 103, slik at fjæren 116 normalt presser tetningsinnretningen 108 i retning av tetningsflensen 105. An internal expansion 112 in the ring 109 forms an annular space between the ring 109 and the shaft and in this space a U-cup-shaped gasket 113 is placed which is pressed into contact with a seat 114 and expanded by means of a wedge-acting expansion device 115 into contact with the shaft 103 and the inner side of the sealing ring 109. One end of a screw spring 116 rests against the device 115 and the other against a bushing 117 which has a breast piece 117' which rests against a shoulder 118 on the shaft 103, so that the spring 116 normally presses the sealing device 108 in the direction of the sealing flange 105.

Det er anordnet midler som forbinder elementene 109 og 110 på sådan måte at de som en enhet kan rotere sammen, men forskyves aksialt i forhold til hverandre. I den hensikt har tetningsringen 109 et flertall aksiale drivknaster 108a som stikker inn i slisser 115a i et langstrakt skjørt 115b på kileinnretningen 115. Ringen 110 er utstyrt med et flertall knaster 108b som stikker inn i slisser 108 c utformet på omkretsen av ringen 109. Fra ansatsen 118 på akselen 103 går det en rekke aksiale slisser 119 som opptar hodene 120 på et tilsvarende antall drivstifter 121 som stikker radialt ut gjennom åpninger 122 i bøssingen 117 og inn i de førnevnte langsgående slisser 115a i skjørtet 115b, hvorved tetningsringen 109 blir fastkilt på akselen 103 ved hjelp av stiftene 121, skjørtet 115b og drivknastene 108a og roterer sammen med akselen men kan bevege seg aksialt i forhold til denne. Means are provided which connect the elements 109 and 110 in such a way that as a unit they can rotate together, but are displaced axially in relation to each other. To that end, the sealing ring 109 has a plurality of axial drive lugs 108a which insert into slots 115a in an elongated skirt 115b of the wedge device 115. The ring 110 is provided with a plurality of lugs 108b which insert into slots 108c formed on the circumference of the ring 109. From the shoulder 118 on the shaft 103 there is a series of axial slots 119 which occupy the heads 120 of a corresponding number of drive pins 121 which protrude radially through openings 122 in the bushing 117 and into the aforementioned longitudinal slots 115a in the skirt 115b, whereby the sealing ring 109 is wedged on the shaft 103 by means of the pins 121, the skirt 115b and the drive cams 108a and rotates together with the shaft but can move axially in relation to it.

Ved de vanlige tidligere kjente mekaniske tetninger er det roterende tetnings-middel utført i form av et enkelt element og en ikke roterende tetningsring er brukt som samvirkende tetning med den roterende tetningsring og drivforbundet med flensen og dermed også med huset, slik at den blir ikke roterende. Men når disse kjente tetninger blir utsatt for forholdsvis høye trykk over tetningsflatene så vil den aksiale kraftkomponent som virker på den aksialt bevegelige ring klemme tetningsflatene sammen til intim kontakt og derved forhindre strømmingen tvers over flatene av en smørende film av det fluidum det skal tettes mot. Herved ripes opp og ødelegges tetningsflatene som i praksis finslipes eller poleres til tilsynelatende plane flater. Ved foreliggende oppfinnelse unn-går man denne ulempe og vanskeligheter som hefter ved de kjente høytrykkstet-ninger. In the case of the usual previously known mechanical seals, the rotating sealing means is made in the form of a single element and a non-rotating sealing ring is used as a cooperating seal with the rotating sealing ring and drive connection with the flange and thus also with the housing, so that it does not rotate . But when these known seals are exposed to relatively high pressures over the sealing surfaces, the axial force component acting on the axially movable ring will squeeze the sealing surfaces together into intimate contact and thereby prevent the flow across the surfaces of a lubricating film of the fluid it is to be sealed against. This scratches up and destroys the sealing surfaces, which in practice are ground or polished to apparently flat surfaces. The present invention avoids this disadvantage and difficulties associated with the known high-pressure seals.

For å oppnå dette bæres den nye, ikke roterende tetningsring 124 etter oppfinnelsen av flensen 105 i dennes sentrale åpning 106. Ringen 124 er festet til flensen, eksempelvis ved hjelp av en låsetapp 124a som stikker radialt ut fra ringen og griper inn i en langstrakt sliss 124b på flensens innerside. For å hindre at fluidum strøm-mer gjennom åpningen mellom den stasjonære ring 124 og flensen 105 er det anordnet en statisk tetning, eksempelvis i form av en O-ring 125 som omgir et neddreiet endeparti 126 på ringen 124 og som ligger mellom motstående brystninger 127 og 128 på ringen 124 resp. flensen 105. To achieve this, the new, non-rotating sealing ring 124 according to the invention is carried by the flange 105 in its central opening 106. The ring 124 is attached to the flange, for example by means of a locking pin 124a which projects radially from the ring and engages in an elongated slot 124b on the inside of the flange. In order to prevent fluid from flowing through the opening between the stationary ring 124 and the flange 105, a static seal is arranged, for example in the form of an O-ring 125 which surrounds a turned-down end part 126 of the ring 124 and which lies between opposing parapets 127 and 128 on the ring 124 resp. the flange 105.

Som nevnt ligger tetningsringene 109 og 110 konsentrisk på hverandre. Ringen 109 har derfor et hylseformet parti 109a i hvis ene ende pakningssetet 114 er utformet og hvorpå et hylseformet parti 110a av ringen 110 er glidbart anordnet. En O-ring eller annen passende pakning 129 er anbrakt mellom de hylseformede partier 109a og 110a, fortrinnsvis i en rille på innersiden av hylsen 110. As mentioned, the sealing rings 109 and 110 lie concentrically on each other. The ring 109 therefore has a sleeve-shaped part 109a at one end of which the gasket seat 114 is designed and on which a sleeve-shaped part 110a of the ring 110 is slidably arranged. An O-ring or other suitable gasket 129 is placed between the sleeve-shaped parts 109a and 110a, preferably in a groove on the inner side of the sleeve 110.

Fra hylsepartiet 109a på ringen 109 går det radialt innover et sentralt parti 109b som er forbundet med et aksialt endeparti 109c med en forholdsvis smal radial endeflate 109d som vender mot en relativt bred radial flate 124a' på den stasjonære ring 124, hvor flaten 124' er delt opp i radielt utskilte partier ved hjelp av en ringformet renne 124b' i ringen 124. From the sleeve part 109a on the ring 109, it goes radially inward to a central part 109b which is connected to an axial end part 109c with a relatively narrow radial end surface 109d which faces a relatively wide radial surface 124a' on the stationary ring 124, where the surface 124' is divided into radially separated parts by means of an annular chute 124b' in the ring 124.

Den ytre ring 110 har også et sentralt parti 110b som stikker radialt innover i avstand fra ringens 109 sentrale parti 109b slik at det dannes et trykkammer 130. The outer ring 110 also has a central part 110b which projects radially inwards at a distance from the central part 109b of the ring 109 so that a pressure chamber 130 is formed.

I den i fig. 4 til 6 viste utførelse har ringen 110 et endeparti 110c med samme diameter som det sentrale parti 110b. Endepartiet 110c kan imidlertid ha en annen diameter enn det sentrale parti 110b, avhengig av materialet i ringen 110. Endepartiet 110c har en radial tetningsflate 11 Od som vender mot den forholdsvis brede tetningsflate 124a' på ringen 124. Ende-partiene på ringene 109 og 110 ligger således alltid i radial avstand fra hverandre så det dannes forbindelse mellom trykk-kammeret 130 og den ringformede renne 124b' i ringen 124. In the one in fig. 4 to 6 embodiment, the ring 110 has an end part 110c with the same diameter as the central part 110b. The end part 110c can, however, have a different diameter than the central part 110b, depending on the material in the ring 110. The end part 110c has a radial sealing surface 11 Od which faces the relatively wide sealing surface 124a' on the ring 124. The end parts of the rings 109 and 110 are thus always at a radial distance from each other so that a connection is formed between the pressure chamber 130 and the annular chute 124b' in the ring 124.

Skruefjæren 116 tvinger normalt ringen 109 henimot ringen 124, mens et passende antall skruefjærer 132 anbrakt med ens avstand er innskutt mellom motstående partier på ringene 109 og 110 og tvinger normalt ringen 110 henimot ringen 124. The coil spring 116 normally forces the ring 109 towards the ring 124, while a suitable number of equally spaced coil springs 132 are inserted between opposite parts of the rings 109 and 110 and normally forces the ring 110 towards the ring 124.

Virkningen av den foran beskrevne tetningsinnretning fremgår klart av fig. 5, hvor tetningen 108, omfattende ringene 109 og 110, er vist skjematisk. The effect of the sealing device described above is clear from fig. 5, where the seal 108, comprising the rings 109 and 110, is shown schematically.

Ringen 110 har en ringformet flate A som utgjøres av en del av endepartiet på ringens hylseformede parti 110a. På ringens motsatte ende ligger en ringflate E som utgjøres av ringens radiale flate 110d. Ringens sentrale parti 110b danner en ringformet flate H. De ringformede flater av ringen 110 som ligger utenfor flatene A og E er utbalansert. Den netto flate som utsettes for et fluidumtrykk som søker å føre ringen 110 til høyre i fig. 5 blir således summen av flatene A pluss H, mens den flate som utsettes for et fluidumtrykk som søker å føre ringen 110 til venstre ut-gjøres av flaten E. The ring 110 has an annular surface A which is made up of part of the end portion of the sleeve-shaped portion 110a of the ring. On the opposite end of the ring is an annular surface E which is formed by the ring's radial surface 110d. The ring's central part 110b forms an annular surface H. The annular surfaces of the ring 110 which lie outside the surfaces A and E are balanced. The net surface that is exposed to a fluid pressure that seeks to move the ring 110 to the right in fig. 5 thus becomes the sum of the surfaces A plus H, while the surface which is exposed to a fluid pressure which seeks to move the ring 110 to the left is made up of the surface E.

Det trykk som virker på flaten A er trykket i pakningsboksen eller huset, f. eks. 140 kg/cm-', mens trykket på flaten H ligger et sted mellom 140 kg/cm<2> og atmosfæretrykk, avhengig av trykkfallet tvers over flaten 110d. Hvis trykket faller fra 140 kg/cm<2> til 70 kg/cm<2> ved ringrennen 124b' i ringen 124 så vil det trykk i trykk-kammeret 130 som virker på flaten H føl-gelig også være 70 kg/cm<2>. Det på flaten E virkende trykk representeres av trykkgradienten G<1> som er en funksjon av trykkfallet over flaten 110d. The pressure acting on surface A is the pressure in the packing box or housing, e.g. 140 kg/cm-', while the pressure on surface H lies somewhere between 140 kg/cm<2> and atmospheric pressure, depending on the pressure drop across surface 110d. If the pressure drops from 140 kg/cm<2> to 70 kg/cm<2> at the ring chute 124b' in the ring 124, then the pressure in the pressure chamber 130 which acts on the surface H will accordingly also be 70 kg/cm<2> 2>. The pressure acting on surface E is represented by the pressure gradient G<1> which is a function of the pressure drop across surface 110d.

Den indre ring 109 har en flate B som er utsatte for trykket i pakningsboksen eller huset og en motstående flate C utsatt for trykket i kammeret 130 samt en endeflate F som utgjør den radiale flate 109d utsatt for trykkgradienten G2 som er en funksjon av trykkfallet fra ringrennen 124b' til atmosfæren. The inner ring 109 has a surface B which is exposed to the pressure in the packing box or housing and an opposite surface C exposed to the pressure in the chamber 130 as well as an end surface F which forms the radial surface 109d exposed to the pressure gradient G2 which is a function of the pressure drop from the ring channel 124b' to the atmosphere.

Trykkfallet over denne flate 109d vil normalt være fra omtrent 70 kg/cm<2> til atmosfæretrykk hvis ringene 109 og 110 løper ideelt i forhold til ringen 124. Ringens 109 flate B vil således være utsatt for det i huset eller pakningsboksen herskende trykk på 140 kg/cm<2> mens den motstående ringflate C vil være utsatt for et trykk på 70 kg/cm<2>, dvs. det trykk som her-sker i kammeret 130. Den nettokraft som søker å føre ringen 109 til høyre vil derfor være differansen mellom den på flaten B virksomme kraft og de krefter som virker på flatene C og F. The pressure drop across this surface 109d will normally be from approximately 70 kg/cm<2> to atmospheric pressure if the rings 109 and 110 run ideally in relation to the ring 124. Surface B of the ring 109 will thus be exposed to the prevailing pressure in the housing or packing box of 140 kg/cm<2> while the opposite ring surface C will be exposed to a pressure of 70 kg/cm<2>, i.e. the pressure prevailing in the chamber 130. The net force which seeks to move the ring 109 to the right will therefore be the difference between the force acting on surface B and the forces acting on surfaces C and F.

Når tetningen er i virksomhet vil trykkfallet over flaten 110d på ringen 110 variere noe som en følge av i hvilken grad de ringformede flater A og H er istand til å overvinne virkningen av trykkgradienten, som varierer som en funksjon av et vari-erende trykkfall over flaten 110d, slik at trykket i ringrennen 124b' og dermed også trykket i kammeret 130 varierer. Dette har til følge at trykkfallet over flaten 109d på ringen 109 også vil variere med derav følgende variasjon av trykkgradienten G2 og med resulterende variasjon i virkningen av trykket i huset på flaten B og av trykket i trykkammeret på flaten C. When the seal is in operation, the pressure drop across the face 110d of the ring 110 will vary somewhat as a result of the extent to which the annular faces A and H are able to overcome the effect of the pressure gradient, which varies as a function of a varying pressure drop across the face 110d, so that the pressure in the annular channel 124b' and thus also the pressure in the chamber 130 varies. This has the effect that the pressure drop across the surface 109d on the ring 109 will also vary with the consequent variation of the pressure gradient G2 and with the resulting variation in the effect of the pressure in the housing on surface B and of the pressure in the pressure chamber on surface C.

Som det vil forståes er det samlede trykk på flaten E lik trykket i pakningsboksen eller huset ganger flaten A pluss det variable trykk i kammeret 130 ganger flaten H minus den kraft som frembringes av gradienten G<1>. Det samlede trykk på flaten F er lik trykket i pakningsboksen eller huset ganger flaten B minus det variable trykk i kammeret 130 ganger flaten C og kraften frembrakt av gradienten G<2>. Hvis enten ringen 109 eller ringen 110 skulle bevege seg tilbake fra ringen 124 så vil det effektive fluidumtrykk i kammeret 130 enten stige eller falle. Såvel den kraft som frembringes av gradientene G<1> og G<2> som det mot flatene C og H virkende trykk vil derfor variere som en funksjon av trykkfallet tvers over tetnings-delene. As will be understood, the total pressure on the surface E is equal to the pressure in the stuffing box or housing times the surface A plus the variable pressure in the chamber 130 times the surface H minus the force produced by the gradient G<1>. The total pressure on surface F is equal to the pressure in the stuffing box or housing times surface B minus the variable pressure in the chamber 130 times surface C and the force produced by the gradient G<2>. If either the ring 109 or the ring 110 were to move back from the ring 124 then the effective fluid pressure in the chamber 130 will either rise or fall. Both the force produced by the gradients G<1> and G<2> and the pressure acting on surfaces C and H will therefore vary as a function of the pressure drop across the sealing parts.

Hvis trykket i pakningsboksen er konstant vil økning av trykket i ringrommet bevirke at trykket på flaten F synker, mens trykket på flaten E stiger. Hvis trykket i trykkammeret 130 synker vil trykket på flaten F stige og trykket på flaten E synke. Og alle disse trykkendringer er således en funksjon av variasjon av trykkfallet tvers over flatene 109d og 110d. If the pressure in the stuffing box is constant, increasing the pressure in the annulus will cause the pressure on surface F to decrease, while the pressure on surface E will rise. If the pressure in the pressure chamber 130 decreases, the pressure on surface F will rise and the pressure on surface E will decrease. And all these pressure changes are thus a function of variation in the pressure drop across surfaces 109d and 110d.

Foreliggende oppfinnelse skaffer derfor en tetningskonstruksjon i hvilken, som en funksjon av trykkfallet tvers over de konsentriske tetningsdeler 109 og 110, disse, reagerer for det på de foran beskrevne flater virkende trykk, vil velge seg ut og ved-likeholde riktig driftsstilling i forhold til flaten 124a' på ringen 124. Og selv om lekkasjen tvers over flaten — hvilken lekkasje er knyttet til mekaniske tetningsinn-retninger •— vil variere, så vil den midlere lekkasje holde seg omtrent konstant endog ved høyt trykk, fordi hvis lekkasje over den ene flate tiltar vil de trykkømfintlige deler reagere for å regulere lekkasjen over den annen del og bevirke regulering av den første del til normal driftsstilling. The present invention therefore provides a sealing structure in which, as a function of the pressure drop across the concentric sealing parts 109 and 110, these, reacting to the pressure acting on the surfaces described above, will select and maintain the correct operating position in relation to the surface 124a' on the ring 124. And although the leakage across the surface — which leakage is linked to mechanical sealing devices •— will vary, the average leakage will remain approximately constant even at high pressure, because if leakage over one surface increases the pressure-sensitive parts will react to regulate the leakage over the second part and effect regulation of the first part to normal operating position.

I den i fig. 6 viste utførelse av oppfinnelsen er det såvidt mulig brukt de samme henvisningstall som i fig. 4. Her er det mellom tetningsringene 109 og 110 innskutt en ekstra tetningsring 109' med et hylseformet parti 109a' som glir på ringens 109 hylseparti 109a og på hvilket glir ringens 110 hylseparti 110a. Ringen 109' har også et sentralt radialt parti 109b beliggende mellom de tilsvarende sentrale partier 109b og 110b på ringen 109 resp. 110. Ringen 109' begrenser således såvel trykk-kammeret 130 som trykkammeret 130'. In the one in fig. 6 shows the embodiment of the invention, the same reference numbers as in fig. are used as far as possible. 4. Here, between the sealing rings 109 and 110, an additional sealing ring 109' with a sleeve-shaped part 109a' is inserted, which slides on the sleeve part 109a of the ring 109 and on which the sleeve part 110a of the ring 110 slides. The ring 109' also has a central radial part 109b situated between the corresponding central parts 109b and 110b on the ring 109 resp. 110. The ring 109' thus limits both the pressure chamber 130 and the pressure chamber 130'.

Et endeparti 109c går aksialt fra ringens 109' sentrale parti 109b' og har en endeflate 109d' som sammen med flatene 109d og 110' danner en rekke på tre radialt atskilte forholdsvis smale tetningsflater som vender mot den forholdsvis brede tetningsflate 124a' på ringen 124. An end part 109c runs axially from the central part 109b' of the ring 109' and has an end surface 109d' which, together with the surfaces 109d and 110', forms a series of three radially separated relatively narrow sealing surfaces facing the relatively wide sealing surface 124a' on the ring 124.

I tillegg til ringrennen 124b' i ringen 124 er det i denne også en annen ring-renne 124b". Herav følger at reduksjonen av trykket i pakningsboksen tversover de relativt roterbare tetningsdeler 108 og 124, fig. 6, vil atmosfæretrykk, foregår i tre trinn i stedet for i to som ved utførelsen etter fig. 4 og 5. Hvis derfor trykket i pakningsboksen er 210 kg/cm<2> kan det passende være et trykkfall til 140 kg/cm<2> ved ringrennen 124b' og fra 140 kg/cm<2> til 70 kg/cm<2> mellom de to ringrenner 124b' og In addition to the annular channel 124b' in the ring 124, there is also another annular channel 124b". It follows from this that the reduction of the pressure in the packing box across the relatively rotatable sealing parts 108 and 124, Fig. 6, will atmospheric pressure, takes place in three stages instead of in two as in the design according to Fig. 4 and 5. If therefore the pressure in the stuffing box is 210 kg/cm<2>, there may be a suitable pressure drop to 140 kg/cm<2> at the ring chute 124b' and from 140 kg /cm<2> to 70 kg/cm<2> between the two annular channels 124b' and

124b" når delene inntar riktig driftsstilling. Som det vil forståes er den automatiske innstilling av ringene 109 og 110 en funksjon av variasjoner i de effektive trykk. Trykket i de to ringrenner 124b' og 124b" vil derfor tjene til å bevirke automatisk innstilling i de respektive driftsstillinger av ringene 109, 110 og 109' som en funksjon av trykkfallet tversover flatene 109d, 110d og 109d'. 124b" when the parts assume the correct operating position. As will be understood, the automatic adjustment of the rings 109 and 110 is a function of variations in the effective pressures. The pressure in the two annular channels 124b' and 124b" will therefore serve to effect automatic adjustment in the respective operating positions of rings 109, 110 and 109' as a function of the pressure drop across surfaces 109d, 110d and 109d'.

Oppfinnelsen skaffer således en mekanisk tetning som er effektiv ved høye trykk men den er ikke begrenset til bru-ken av høye trykk hvor en meget nominell lekkasje tvers over flatene finner sted og hvor de respektive tetningselementer ikke vil ha tilbøyelighet til å ripes opp og bite seg fast og derved gjort uvirksomme som en følge av høye trykk i huset eller pakningsboksen som virker på elementene for å presse disse mot flaten på den motstående tetningsring og derved sperre strøm-mingen av en smørende fluidumfilm tversover flaten. The invention thus provides a mechanical seal that is effective at high pressures, but it is not limited to the use of high pressures where a very nominal leakage across the surfaces takes place and where the respective sealing elements will not have a tendency to scratch and bite fixed and thereby rendered ineffective as a result of high pressures in the housing or packing box which act on the elements to press them against the surface of the opposite sealing ring and thereby block the flow of a lubricating fluid film across the surface.

I den i fig. 7 og 8 viste utførelse av oppfinnelsen betegner 201 et pumpehus eller liknende som har en pakningsboks 202 for en aksel 203 med et neddreiet parti 204. Konsentrisk rundt akselen ligger en ring-formet tetningsflens 205 som er festet til husets utside, eksempelvis ved hjelp av et passende antall skruer 206, og med en O-ring eller annen passende pakning 207 anbrakt mellom huset og flensen for å hindre lekkasje mellom dem fra pakningsboksen 202. In the one in fig. 7 and 8, the embodiment of the invention shown 201 denotes a pump housing or the like which has a packing box 202 for a shaft 203 with a turned-down part 204. Concentrically around the shaft is a ring-shaped sealing flange 205 which is attached to the outside of the housing, for example by means of a appropriate number of screws 206, and with an O-ring or other suitable gasket 207 placed between the housing and the flange to prevent leakage between them from the stuffing box 202.

Flensen 205 har et tetningskammer 208 med et parti 209 med redusert diameter og et endeparti med ytterligere redusert diameter. I partiet 209 ligger et mekanisk tetningselement eller -ring 211 med et neddreiet endeparti 212 som strekker seg inn i kammerpartiet 210. En O-ring eller annen pakning 212a er anbrakt mellom flensen 205 og tetningsringen 211 for å hindre lekkasje mellom dem. O-ringen tjener også til å holde tetningsringen 211 fast mot ro-tasjon slik at denne ring blir et stasjonært element. The flange 205 has a sealing chamber 208 with a portion 209 of reduced diameter and an end portion of further reduced diameter. In the part 209 is a mechanical sealing element or ring 211 with a turned-down end part 212 that extends into the chamber part 210. An O-ring or other gasket 212a is placed between the flange 205 and the sealing ring 211 to prevent leakage between them. The O-ring also serves to hold the sealing ring 211 firmly against rotation so that this ring becomes a stationary element.

Den roterende tetningsring 213 er beliggende på akselen 203 og har et innover forlenget endeparti 214 som danner en forholdsvis bred radial tetningsflate 215 beliggende overfor to forholdsvis smale radiale tetningsflater 216 og 217 på tetningsringen 211 med en mellomliggende sirkulær ringformet renne 218. The rotating sealing ring 213 is located on the shaft 203 and has an inwardly extended end part 214 which forms a relatively wide radial sealing surface 215 located opposite two relatively narrow radial sealing surfaces 216 and 217 on the sealing ring 211 with an intermediate circular annular groove 218.

For å forbinde tetningsringen 213 med akselen 203 så den kan rotere sammen med denne er ringen 213 forsynt med et passende antall ører eller fliker 219 som strekker seg aksialt fra den indre ende av ringen 213 og inn i langstrakte aksiale slisser 220 i et skjørt 221 på et ringformet ekspansjonshode 229. To connect the sealing ring 213 to the shaft 203 so that it can rotate with it, the ring 213 is provided with a suitable number of ears or tabs 219 which extend axially from the inner end of the ring 213 into elongated axial slots 220 in a skirt 221 of an annular expansion head 229.

Akselen 203 er forsynt med en radial ansats 222 som ligger an mot en radial flens 223 på en bøssing 224. I denne er det åpninger 225 som et tilsvarende antall drivstifter 226 stikker ut gjennom. Disse stifter er forsynt med hoder 227 som ligger i aksiale spor 228 som fra ansatsen 222 er anbrakt i akselen. Drivstiftene 226 stikker som nevnt inn i slissene 220 i skjørtet hvorved den roterende tetningsring 213 blir effektivt påkilt akselen 203 ved hjelp av flikene 219 og drivstiftene 226 som alle rager inn i skjørtet 221. The shaft 203 is provided with a radial projection 222 which rests against a radial flange 223 on a bushing 224. In this there are openings 225 through which a corresponding number of drive pins 226 protrude. These pins are provided with heads 227 which lie in axial grooves 228 which are placed in the shaft from the shoulder 222. As mentioned, the drive pins 226 stick into the slots 220 in the skirt whereby the rotating sealing ring 213 is effectively wedged on the shaft 203 by means of the tabs 219 and the drive pins 226 which all project into the skirt 221.

På den ene ende av skjørtet 221 er anordnet det ringformede ekspansjonshode 229 med konisk ende 230 som griper inn i en U-koppformet pakning 231 for å utvide denne, så den blir liggende an mot tetningsringens 213 indre omkrets og mot akselen. En annen U-koppakning 232 er anbrakt rundt akselen i aksial avstand fra pakningen 231 og en ekspansjonsring 233 er plasert rundt akselen og er forsynt med bueformet sete 234 som koppen 231 ligger an mot og som har et konisk endeparti 235 som griper inn i koppen 232 for å utvide denne. Koppen 232 ligger an mot et bueformet sete 236 utformet i selve tetningsringen 213. On one end of the skirt 221 is arranged the annular expansion head 229 with conical end 230 which engages in a U-cup-shaped gasket 231 to expand this, so that it rests against the inner circumference of the sealing ring 213 and against the shaft. Another U-cup gasket 232 is placed around the shaft at an axial distance from the gasket 231 and an expansion ring 233 is placed around the shaft and is provided with an arcuate seat 234 against which the cup 231 abuts and which has a conical end portion 235 which engages the cup 232 to expand this. The cup 232 rests against an arc-shaped seat 236 formed in the sealing ring 213 itself.

En skruefjær 237 er innskutt mellom bøssingen 224 og ekspansjonshodet 229 og tjener til å tvinge koppene 231 og 232 samt ekspansjonsringene 229 og 233 aksialt i retning mot tetningsflensen 205, hvorved den roterende tetningsring 213 normalt føres mot den stasjonære tetningsring 211. A helical spring 237 is inserted between the bushing 224 and the expansion head 229 and serves to force the cups 231 and 232 as well as the expansion rings 229 and 233 axially in the direction of the sealing flange 205, whereby the rotating sealing ring 213 is normally guided towards the stationary sealing ring 211.

Det er anordnet midler for tilførsel av trykkfluidum til ringrennen 218 i tet-ningsrennen 211 for delvis å utbalansere trykkforskjellen over tetningsflatene 215, 216 og 217, hvilken trykkforskjell skriver seg fra trykket i huset, dvs. trykket i pakningsboksen 202, og atmosfæretrykket. I den viste utførelse omfatter disse midler en innløpskanal 238 for fluidum radialt gjennom flensen 205 og inn i partiet 209 av tetningskammeret 208. En utløpskanal 239 for fluidum går radialt gjennom flensen fra tetningskammeret 208. Means are arranged for the supply of pressurized fluid to the annular channel 218 in the sealing channel 211 to partially balance the pressure difference across the sealing surfaces 215, 216 and 217, which pressure difference is written from the pressure in the housing, i.e. the pressure in the packing box 202, and the atmospheric pressure. In the embodiment shown, these means comprise an inlet channel 238 for fluid radially through the flange 205 and into the part 209 of the sealing chamber 208. An outlet channel 239 for fluid runs radially through the flange from the sealing chamber 208.

Tetningsringen 211 er utstyrt med en O-ring eller annen passende pakning 240 som ligger an mot veggen i tetningskam-merets parti 209 så innløpskanalen 238 effektivt atskilles fra utløpskanalen 239 fra tetningskammeret 208. The sealing ring 211 is equipped with an O-ring or other suitable gasket 240 which rests against the wall in the sealing chamber part 209 so that the inlet channel 238 is effectively separated from the outlet channel 239 from the sealing chamber 208.

Trykkfluidum kan fritt passere fra pakningsboksen 202 gjennom tetningskam- Pressurized fluid can freely pass from the packing box 202 through the sealing chamber

meret 208 og utløpskanalen 239 og derfra gjennom det skjematisk antydede reguler-ingsrør 241, hvorfra det føres til innløps-kanalen 238. Tetningsringen 211 er forsynt med en fluidumkanal 242 som danner forbindelse mellom innløpskanalen 238 og den ringformede renne 218, slik at fluidum som går fra pakningsboksen og gjennom reguleringsrøret føres inn i ringrennen 218. the moret 208 and the outlet channel 239 and from there through the schematically indicated regulation pipe 241, from where it is led to the inlet channel 238. The sealing ring 211 is provided with a fluid channel 242 which forms a connection between the inlet channel 238 and the annular chute 218, so that fluid flowing from the stuffing box and through the regulating pipe is fed into the ring chute 218.

Reguleringsrøret 241 kan være kon-struert på sådan måte at et fall i trykket på velkjent måte bevirkes ved hjelp av friksjonsmotstanden i røret, slik at fluidum i ringkanalen 218 kan få et trykk på omtrent halvparten av trykket i pakningsboksen 202 eller også en hvilken som helst annen del av dette trykk. Trykkforskjellen over de mekaniske tetningselementer blir således delvis utbalansert over tetningsflaten 216 og trykkforskjellen over flaten 217 vil være forskjellen mellom trykket i ringrennen 218 og atmosfæretrykket. The regulating tube 241 can be constructed in such a way that a drop in the pressure is caused in a well-known way by means of the frictional resistance in the tube, so that the fluid in the ring channel 218 can get a pressure of approximately half the pressure in the packing box 202 or any second part of this print. The pressure difference across the mechanical sealing elements is thus partially balanced across the sealing surface 216 and the pressure difference across the surface 217 will be the difference between the pressure in the annular channel 218 and the atmospheric pressure.

Fra ringkanalen 218 fører en i tetningsringen 211 anbrakt kanal 243 som mellom pakningene 212a og 240 er forbundet med en utløpskanal 244 i flensen 205. Derfra passerer fluidet til et regulerings-rør 245 som på vanlig måte er slik utført at trykket av det gjennomstrømmende fluidum reduseres til atmosfæretrykk. Det skal bemerkes at trykkfluidum kan føres til ringrennen 218 på en hvilken som helst annen måte enn den som er vist og beskrevet. Eksempelvis kan trykkfluidum tilføres utløpskanalen 238 fra en særskilt kilde under et trykk som ligger mellom trykket i pakningsboksen og atmosfæretrykket. From the ring channel 218 leads a channel 243 placed in the sealing ring 211 which is connected between the gaskets 212a and 240 with an outlet channel 244 in the flange 205. From there the fluid passes to a regulation tube 245 which is usually designed in such a way that the pressure of the fluid flowing through is reduced to atmospheric pressure. It should be noted that pressurized fluid may be supplied to the annulus 218 in any manner other than that shown and described. For example, pressurized fluid can be supplied to the outlet channel 238 from a separate source under a pressure that lies between the pressure in the packing box and the atmospheric pressure.

En fordelaktig utnyttelse av fluidumtrykket i ringrennen 218 til en delvis utbalansering av trykket på pakningsringene 231 og 232 får man ved å forsyne tetningsringen 213 med et passende antall kanaler 246 som hovedsakelig strekker seg aksialt gjennom den, fra et sted hvor de står i forbindelse med ringrennen 218 til et sted beliggende radialt utenfor ekspansjonsringen 233, hvor de går over i ringrennen 247. Denne er utformet på innersiden av tetningsringen 213 og står i forbindelse med et passende antall radiale åpninger 248 gjennom ekspansjonsringen 233, så fluidum under et trykk som svarer til trykket i ringrennen 218 kan føres inn i sonen mellom de to pakningsringer 231 og 232. An advantageous utilization of the fluid pressure in the annular channel 218 for a partial balancing of the pressure on the sealing rings 231 and 232 is obtained by providing the sealing ring 213 with a suitable number of channels 246 which mainly extend axially through it, from a place where they are in connection with the annular channel 218 to a place located radially outside the expansion ring 233, where they pass into the annular channel 247. This is formed on the inner side of the sealing ring 213 and is in connection with a suitable number of radial openings 248 through the expansion ring 233, so fluid under a pressure corresponding to the pressure in the annular channel 218 can be introduced into the zone between the two sealing rings 231 and 232.

Hvis trykket i ringrennen 218 er halvparten av trykket pakningsboksen, som er 140 kg/cm-', så utøves det et trykk på 70 kg/cm- på pakningskoppene 231 og 232, hvilket utbalanserer halvparten av trykket i pakningsboksen på koppakningen 231, mens koppakningen 232 blir utsatt for et trykk som bare er 70 kg/cm<2>. If the pressure in the annulus 218 is half of the packing box pressure, which is 140 kg/cm-', then a pressure of 70 kg/cm- is exerted on the packing cups 231 and 232, which balances out half of the pressure in the packing box on the cup packing 231, while the cup packing 232 is subjected to a pressure of only 70 kg/cm<2>.

Fig. 9 viser en utførelse av oppfinnel- Fig. 9 shows an embodiment of the invention

sen hvor den roterende tetningsdel 213 omfatter to særskilte konsentrisk anbrakte tetningsringer 250 og 251, hvor ringen 250 where the rotating sealing part 213 comprises two separate concentrically placed sealing rings 250 and 251, where the ring 250

er slik montert på ringen 251 at den vil rotere sammen med men kan bevege seg aksialt i forhold til denne. Ringen 251 is mounted on the ring 251 in such a way that it will rotate together with but can move axially in relation to it. The ring 251

har et aksialt hylseformet parti 252 som danner det foran nevnte sete 236 for koppakningen. Mellom det hylseformede parti 252 og endepartiet 253 på ringen 251, has an axial sleeve-shaped part 252 which forms the previously mentioned seat 236 for the cup gasket. Between the sleeve-shaped part 252 and the end part 253 of the ring 251,

som danner tetningsflaten 215, har ringen 251 et radialt sentralt parti 254 med en flate 255 beliggende med aksial avstand overfor en radial flate 256 på innersiden av ringen 250. Flatene 255 og 256 begrenser således et trykkammer 257 som gjennom en ringformet klaring 258 mellom ringene 250 og 251 står i forbindelse med ringren- which forms the sealing surface 215, the ring 251 has a radial central part 254 with a surface 255 located at an axial distance opposite a radial surface 256 on the inner side of the ring 250. The surfaces 255 and 256 thus limit a pressure chamber 257 which through an annular clearance 258 between the rings 250 and 251 is in connection with ring clean-

nen 218 i den forholdsvis stasjonære tetningsring 211. Mellom omkretsen på rin- nen 218 in the relatively stationary sealing ring 211. Between the circumference of the

gen 251 og innersiden av ringen 250 er det anbrakt en passende pakning, eksem- gen 251 and the inner side of the ring 250, a suitable gasket is placed, e.g.

pelvis en O-ring 259, hvorved trykkfluidum i kammeret 257 hindres i å strømme forbi ringene 250 og 251. pelvis an O-ring 259, whereby pressurized fluid in the chamber 257 is prevented from flowing past the rings 250 and 251.

Ringen 251 er også forsynt med et passende antall aksiale hakk 260 som et tilsvarende antall knasten 261 på ringen 250 griper inn i, slik at de to ringer kan rotere som en enhet mens de er ak- The ring 251 is also provided with an appropriate number of axial notches 260 into which a corresponding number of cams 261 on the ring 250 engage, so that the two rings can rotate as a unit while ac-

sialt bevegelig i forhold til hverandre. cially movable in relation to each other.

I denne endrede utførelse vil fluidet i ring- In this modified embodiment, the fluid in the ring

rennen 218 stå under et ubestemt trykk som ligger mellom trykket i pakningsbok- the chute 218 is under an undetermined pressure that lies between the pressure in the packing book

sen og atmosfæretrykket og som bestem- and the atmospheric pressure and which determine

mes av trykkfallet over tetningsflaten 216. mes of the pressure drop across the sealing surface 216.

Hvis tetningen befinner seg i normal drifts- If the seal is in normal operating

stilling vil fluidet i ringrennen 218 i praksis stå under et trykk som er omtrent halv- position, the fluid in the annular channel 218 will in practice be under a pressure that is approximately half

parten av trykket i pakningsboksen, men i alle tilfeller virker dette deltrykk på fla- part of the pressure in the packing box, but in all cases this partial pressure acts on the

tene 255 og 256 på ringene 250 resp. 251. tene 255 and 256 on the rings 250 resp. 251.

Trykket i kammeret 257 vil delvis utbalansere virkningen av trykket i pakningsboksen der, som vist i fig. 9, søker å The pressure in the chamber 257 will partially balance the effect of the pressure in the stuffing box there, as shown in fig. 9, seeks to

tvinge ringen 251 til høyre. Hertil kommer at trykkgradienten over flatene 215 og 216 force the ring 251 to the right. In addition, the pressure gradient over surfaces 215 and 216

vil frembringe en kraft som søker å føre ringene 250 og 251 til venstre og denne kraft er en funksjon av trykkfallet over flatene 215 og 216. will produce a force which seeks to drive rings 250 and 251 to the left and this force is a function of the pressure drop across surfaces 215 and 216.

Variasjoner i de effektive krefter frem- Variations in the effective forces

brakt av trykket i kammeret 257 og av trykkgradientene tversover flatene 215 og . 216 vil automatisk bevirke selvinnstilling av de relative aksiale beliggenheter av ringene 250 og 251. brought about by the pressure in the chamber 257 and by the pressure gradients across the surfaces 215 and . 216 will automatically effect self-adjustment of the relative axial locations of the rings 250 and 251.

For med fordel å utnytte trykket av To take advantage of the pressure

fluidet i ringrennen 218 er det i tetnings- the fluid in the annular channel 218 is that in the sealing

ringen 251 anordnet en langsgående kanel 262, som på samme måte som beskrevet i forbindelse med fig. 7 og 8, står i forbin- the ring 251 arranged a longitudinal groove 262, which in the same way as described in connection with fig. 7 and 8, stands in connection

delse med ringrennen 247. Herved vil trykkfluidet fra rennen 218 tjene til delvis utbalansering av trykkforskjellen over pakningene 231 og 232. share with the ring chute 247. Hereby, the pressure fluid from the chute 218 will serve to partially balance the pressure difference across the seals 231 and 232.

Claims

1. Slip ring seal for sealing a pump shaft or similar against leakage of pressure fluid from a housing, where two sealing

rings are in sealing contact with each other with opposite radial surfaces and where an annular space is formed between the sealing surfaces, as one of the sealing rings rotates together with the shaft and is mounted displaceably on the shaft under the counteraction of a spring force, while the other sealing ring is stationary, characterized in that the liquid pressure in the housing (1, 101, 201) is supplied to the annulus (32, 124', 218) between the sealing surfaces (9, 30, 31; 124a', 110d, 109d; 215, 216, 217) of the sealing rings ( 8, 24; 108, 124; 211, 213) with a pressure that lies between the prevailing pressure in the house and the atmospheric pressure.

2. Device as stated in claim 1, characterized in that the pressure fluid introduced from the housing (1, 201) into the annulus (32, 218) has a predetermined pressure.

3. Device as stated in claim 1 or 2, characterized in that the fixed sealing ring (24, 211) has a pressure fluid inlet channel (33, 242) which is connected via a pressure regulator (38, 241) to the housing (1, 201) which must be sealed, and a pressure fluid outlet channel (34, 243) which is connected to the atmosphere above a pressure regulator (39, 245) which reduces the pressure of the fluid to approx. atmospheric pressure, as the inlet and outlet channels are connected to the annular space (32, 218) arranged in the fixed sealing ring (24, 211).

4. Device as stated in claim 1 or 2, characterized in that the pressure of the pressurized fluid that is led from the housing (101) into the annulus (124b') is a function of the pressure drop that occurs when liquid leaks from the housing to the annulus.

5. Device as stated in any of claims 1-4, characterized in that the sealing surfaces formed by the annulus (32, 218) mainly have the same surface area.

6. Device as stated in claim 1, 2 or 4, where the movable sealing ring consists of several rings (109, 110 resp. 109, 109', 110) arranged concentrically and axially displaceable in relation to each other, and that on the end face (124a') of the fixed sealing ring (124), against which the rings are in sealing contact, between two adjacent rings respectively, a ring space (124b') is arranged, characterized in that the axial position of the rings in relation to each other is dependent on the continuous pressure of the liquid between the sealing surfaces of the rings (124a', 109d, 110d).

7. Device as stated in claim 6 where the fixed sealing ring (124) annulus (124b') is in connection with a between two adjacent rings (109, 110 resp. 109, 109b, 110) a pressure chamber (130) is formed, characterized in that in each pressure chamber there are two surfaces influencing the liquid pressure, with the aim of displacing the rings in relation to each other towards the sealing surfaces in dependence on variations in the pressure drop.