SE469782C

SE469782C - Storage system in a refiner for mass production

Info

Publication number: SE469782C
Application number: SE9200222A
Authority: SE
Inventors: Olof Kjellqvist; Rolf B Reinhall
Original assignee: Sunds Defibrator Ind Ab
Priority date: 1992-01-28
Filing date: 1992-01-28
Publication date: 1997-08-04
Also published as: SE469782B; SE9200222L; SE9200222D0; AU3411693A; NO942794L; NO942794D0; CA2122142A1; WO1993014871A1

Description

469 782 Om raffinerings- eller malningsapparaterna ingår i ett slutet och trycksatt system, exempelvis för behandling av en vätskeuppslamning, måste ytterligare kraft tillföras till drivanordningen utöver de axiella tryckkrafter som verkar på skivorna. Denna ytterligare kraft erfordras inte bara för att driva skivorna så att önskad raffinering eller malning erhålles, utan också för att driva skivorna mot vätskefriktionen eller de hydrauliska bromskrafter som verkar på skivorna, så att man får ytterligare axiella belastningsvariationer på den roterande axeln. 469 782 If the refining or grinding apparatus is part of a closed and pressurized system, for example for the treatment of a liquid slurry, additional force must be supplied to the drive device in addition to the axial compressive forces acting on the discs. This additional force is required not only to drive the discs so that the desired refining or grinding is obtained, but also to drive the discs against the liquid friction or the hydraulic braking forces acting on the discs, so that further axial load variations are obtained on the rotating shaft.

Om inte dessa krafters inverkan på den roterande axelns axiella läge effektivt kontrolleras, så kommer apparaten att haverera. Det är också så att motståndet mot dessa tryckkrafter ökar kraftigt med ökande diameter på _ skivorna.If the effect of these forces on the axial position of the rotating shaft is not effectively controlled, the apparatus will fail. It is also the case that the resistance to these compressive forces increases sharply with increasing diameter of the discs.

På grund av det ökande behovet av raffinerings- system med stor kapacitet, vilket kräver malskivor med stor diameter, som exempelvis i storleksordningen 150 cm eller större, har absorptionen av dessa axiella tryckkrafter blivit ett alltmer uttalat problem. g Nyutvecklade raffinörer har en diameter av 165-170 cm med en rotationshastighet av 1500-3600 varv per minut och en effekt av 15 000 - 50 000 kW.Due to the increasing need for large-capacity refining systems, which require large-diameter grinding wheels, such as 150 cm or larger, the absorption of these axial compressive forces has become an increasingly pronounced problem. g Newly developed refiners have a diameter of 165-170 cm with a rotational speed of 1500-3600 rpm and an output of 15,000 - 50,000 kW.

För att bättre förstå de enorma axialbelastningar eller tryckkrafter som verkar på rotationsaxeln kan man tänka sig att en skiva med en diameter av 150 cm, som roterar med 1800 varv per minut, kommer att utveckla en centrifugalkraft som motsvarar ca 2800 g som accelererar malgodset genom malspalten. Denna centrifugalkraft kan påföra axeln en axialbelastning på över 100 ton, som måste tas upp av lagerkonstruktionen. Sådana onormalt höga axialbelastningar måste med nuvarande utföranden fördelas på ett komplicerat lagersystem, som erfordrar ett flertal lager och servomotorer med åtföljande ökade dimensioner och framställningskostnader för apparaten.To better understand the enormous axial loads or compressive forces acting on the axis of rotation, it is conceivable that a disc with a diameter of 150 cm, which rotates at 1800 revolutions per minute, will develop a centrifugal force corresponding to about 2800 g which accelerates the milling through the grinding gap. . This centrifugal force can apply to the shaft an axial load of more than 100 tons, which must be absorbed by the bearing structure. With current embodiments, such abnormally high axial loads must be distributed on a complicated bearing system, which requires a plurality of bearings and servomotors with concomitant increased dimensions and manufacturing costs for the apparatus.

Ett exempel på en lagerkonstruktion av ovannämnda slag framgår av US patent 3 717 308. Detta patent visar ett lagersystem med kombinerade axial- och radiallager, vilka 469 782 uppbär rotationsaxeln. Varje lager är kopplat till en servomotor för att uppta de axiella tryckkrafter, som verkar på rotationsaxeln. Andra exempel på lagerkonstruktioner, som hittills använts, visas i US patenten 4 118 800, 3 212 721, 4 073 442 Och 3 276 701.An example of a bearing structure of the above kind is shown in U.S. Patent 3,717,308. This patent discloses a bearing system with combined axial and radial bearings, which 469,782 support the axis of rotation. Each bearing is connected to a servomotor to absorb the axial compressive forces acting on the axis of rotation. Other examples of bearing structures used to date are shown in U.S. Patents 4,118,800, 3,212,721, 4,073,442 and 3,276,701.

US patent 4 402 463 föreslår en annan lösning av ovanstående problem.U.S. Patent 4,402,463 proposes another solution to the above problems.

Gemensamt för den omtalade teknikens ståndpunkt enligt ovanstående patent år det faktum att hydraulkolvarna i servomotorerna för trycklagren är icke-roterande.Common to the prior art according to the above patent is the fact that the hydraulic pistons in the servomotors of the thrust bearings are non-rotating.

US patent 4 801 099 föreslår däremot användande av en eller flera på den roterande axeln fast anslutna hydrauliska rotationskolvar, vilka helt ersätter nuvarande system med dyra och komplicerade axial-, rull- och/eller blocklagersystem. Detta lagersystem med roterande kolv innefattar en eller flera cylinderkolvar monterade på den roterbara axeln för att rotera tillsammans med denna i en tryckkammare, som är utformad i ett stationärt cylindriskt hus, där kolven eller kolvarna kan förskjutas axiellt, verkande med ett tryckmedium som tillföres till åtminstone den ena av den roterande kolvens (kolvarnas) ändar på ett kontrollerat sätt, för att konstant motverka varierande axialtryckkrafter, som verkar pàfden förskjutbara roterbara axeln och för att upprätthålla en förutbestämd storlek på malspalten. _ Detta system är dock för sin funktion beroende av ett flertal tätningsanordningar, dels vid den roterande axelns ingångar i det stationära cylindriska tryckhuset och mellan den roterande kolvens periferi och cylinderhuset.U.S. Patent 4,801,099, on the other hand, proposes the use of one or more hydraulic rotary pistons permanently attached to the rotating shaft, which completely replace current systems with expensive and complicated axial, roller and / or block bearing systems. This rotating piston bearing system comprises one or more cylinder pistons mounted on the rotatable shaft for rotation therewith in a pressure chamber formed in a stationary cylindrical housing, where the piston or pistons can be displaced axially, acting with a pressure medium supplied to at least one of the ends of the rotating piston (s) in a controlled manner, to constantly counteract varying axial compressive forces acting on the displaceable rotatable shaft and to maintain a predetermined size of the grinding gap. However, this system depends for its function on a number of sealing devices, partly at the inputs of the rotating shaft in the stationary cylindrical pressure housing and between the periphery of the rotating piston and the cylinder housing.

Dessa periferitätningar är utsatta för den roterande axelns vibrationer som orsakas av malelementens obalans och/eller malgodsets ojämna fördelning över malelementen. För att för- hindra haverier är det därför nödvändigt att upprätthålla relativt stora radiella spalter vid tätningsytorna. Dessa spalter måste således överstiga de maximala radiella vibra- tionsutslagen. Detta medför att stora mängder av till kolv- huset tillfört tryckmedium förloras som läckage genom de radiella tätningsspalterna, och som vid erforderliga, rela- 469 782 tivt höga hydraultryck av 100-400 bar, kräver stor energi och stora kostsamma pumpanläggningar.These peripheral seals are exposed to the vibrations of the rotating shaft which are caused by the imbalance of the grinding elements and / or the uneven distribution of the grinding material over the grinding elements. To prevent accidents, it is therefore necessary to maintain relatively large radial gaps at the sealing surfaces. These gaps must therefore exceed the maximum radial vibration deflections. This means that large amounts of pressure medium supplied to the piston housing are lost as leakage through the radial sealing gaps, and which at required, relatively high hydraulic pressures of 100-400 bar, requires large energy and large expensive pumping systems.

Föreliggande uppfinning avser att eliminera större delen av detta läckage, som ej erfordras för axelns axiella utbalansering och kontroll. Detta kan enligt uppfinningen ske genom att överföra samtliga erforderliga tätningsytor från axelns och kolvens periferi till ett eller flera radialplan på den roterande kolvens ändytor. Dessa ändytor påverkas ej nämnvärt av den roterande axelns radiellai vibrationer, som förorsakas av rotationsobalans etc och kan därmed arbeta med minimala tätningsspalter utan risk för haveri. Detta resulterar i avsevärt mindre läckage av tillfört tryckmedium. f Uppfinningens kännetecken framgàr av patentkraven.The present invention aims to eliminate most of this leakage, which is not required for the axial balancing and control of the shaft. This can be done according to the invention by transferring all the required sealing surfaces from the periphery of the shaft and the piston to one or more radial planes on the end surfaces of the rotating piston. These end surfaces are not appreciably affected by the radial vibrations of the rotating shaft, which are caused by rotational imbalance, etc. and can thus work with minimal sealing gaps without risk of breakdown. This results in considerably less leakage of supplied pressure medium. The features of the invention appear from the claims.

Uppfinningen skall här närmare beskrivas under hänvisning till figurerna.The invention will be described in more detail here with reference to the figures.

Figur 1 visar en delvis uppskuren sidovy av en malapparat enligt uppfinningen.Figure 1 shows a partially cut-away side view of a grinding apparatus according to the invention.

Figur 2 visar en längdsektion av apparatens hydrau- liska axial-lagersystem, enligt uppfinningen, i kombination med konventionella radiallager, som förskjutbart uppbär rotationsaxeln.Figure 2 shows a longitudinal section of the hydraulic axial bearing system of the apparatus, according to the invention, in combination with conventional radial bearings, which slidably support the axis of rotation.

Den i figurerna visade utföringsformen innefattarl ett stativ 10 i vilket en axiellt förskjutbar axel 26 är lagrad i två lagerelement 34 och 36. Dessa lagerelement kan utgöras av glidlager, rullager, axiellt förskjutbara radial- rullager etc. Ena änden 27 av axeln 26 är anordnad att drivas av en motor (ej visad). Den andra änden av axeln 26 uppbär en roterbar inställbar skiva 24, som tillsammans med, en stationär skiva 22 mellan sig definierar en malspalt.The embodiment shown in the figures comprises a frame 10 in which an axially displaceable shaft 26 is mounted in two bearing elements 34 and 36. These bearing elements may consist of plain bearings, roller bearings, axially displaceable radial roller bearings, etc. One end 27 of the shaft 26 is arranged to driven by a motor (not shown). The other end of the shaft 26 carries a rotatable adjustable disc 24, which together with, a stationary disc 22 between them defines a grinding gap.

Båda skivorna är försedda med konventionella malsegment 23.Both boards are provided with conventional grinding segments 23.

Malskivorna är inneslutna i ett malhus 20, i vilket den stationära skivan 22 är monterad med skruvförband 25.The grinding discs are enclosed in a grinding housing 20, in which the stationary disc 22 is mounted with screw joints 25.

Råmaterialet matas genom en öppning ll medelst en konven- tionell matarskruv 12 och införes i malspalten genom en central öppning i den stationära skivan 22. Lagerelementen 34, 36 uppbärs av ett lagerhus 32, som mellan de två lager- elementen är utformat med ett lämpligen cylindriskt utrymme 469 782 31 samt med två axiella mot varandra riktade stationära hållare 29, 33. I dessa hållare är yttre ringcylindrar 200, 210 och inre ringcylindrar 202, 212 anordnade. Ringcylind- rarna är axiellt förskjutbara i en yttre respektive en inre kammare 40, 41 resp 42, 43 i hállarna 29, 33. Ringcylindrarna är tätande inpassade i motsvarande kammare och lämpligen ej roterbara. Mellan hállarna 29, 33 är en roterbar kolv 30 anordnad. Denna kolv är lämpligen cylindrisk och fästad på axeln 26 för rotation tillsammans med denna. Ringcylindrarna anligger mot den roterbara kolvens ändytor så att tätnings- spalter 211 bildas mellan ringcylindrarna och dessa ändytor.The raw material is fed through an opening 11 by means of a conventional feed screw 12 and inserted into the grinding gap through a central opening in the stationary disc 22. The bearing elements 34, 36 are supported by a bearing housing 32, which between the two bearing elements is formed with a suitably cylindrical space 469 782 31 and with two axially directed stationary holders 29, 33. In these holders outer ring cylinders 200, 210 and inner ring cylinders 202, 212 are arranged. The ring cylinders are axially displaceable in an outer and an inner chamber 40, 41 and 42, 43, respectively, in the holders 29, 33. The ring cylinders are tightly fitted in the corresponding chamber and are suitably non-rotatable. A rotatable piston 30 is arranged between the holders 29, 33. This piston is suitably cylindrical and attached to the shaft 26 for rotation therewith. The annular cylinders abut against the end faces of the rotatable piston so that sealing gaps 211 are formed between the annular cylinders and these end faces.

Ringcylindrarna är således utformade med en tätningsyta som ansluter till kolvens 30 radiella ändytor.The ring cylinders are thus formed with a sealing surface which connects to the radial end surfaces of the piston 30.

Mellan den yttre och inre ringcylíndern 200, 202 resp 210, 212 definieras ett hàlrum 213, 214 som på ena sidan avgränsas av en hållare 29, 33 och på den andra sidan av den roterbara kolven 30. Kanaler 246, 248 är anordnade för tillförsel av ett hydrauliskt tryckmedium till hàlrummen 213, 214. Vidare är yttre respektive inre kanaler 70, 72 resp 74, 76 anordnade för tillförsel av hydrauliskt tryck- medium till de yttre respektive inre kamrarna 40, 41 resp 42, 43. Trycket i dessa kammare är avpassat så att ring- cylindrarnas anpressning mot den roterbara kolven 30 balan- serer den hydrauliska tryckprofilen i tätningsspalterna 211.Between the outer and inner annular cylinders 200, 202 and 210, 212, respectively, a cavity 213, 214 is defined which is delimited on one side by a holder 29, 33 and on the other side by the rotatable piston 30. Channels 246, 248 are arranged for supply of a hydraulic pressure medium to the cavities 213, 214. Furthermore, outer and inner channels 70, 72 and 74, 76, respectively, are arranged for supplying hydraulic pressure medium to the outer and inner chambers 40, 41 and 42, 43, respectively. The pressure in these chambers is adapted so that the pressure of the ring cylinders against the rotatable piston 30 balances the hydraulic pressure profile in the sealing gaps 211.

Utrymmet 31 utanför kolven 30 är lämpligen atmosfäriskt.The space 31 outside the piston 30 is suitably atmospheric.

Den roterbara kolvens 30 axiella läge kontrolleras och inställs genom axiell förskjutning av de båda icke roterbara, men axiellt förskjutbara ringcylindrarna 200, 210. Ringcylindrarnas 200, 202 respektive 210, 212 förskjut- ning och den kraft, med vilken det i hàlrummen 213, 214 upprätthållna hydrauliska trycket verkar på den roterande kolven 30, bestäms med hjälp av ett avkännarorgan 220 som avkänner axelns axiella position. Via en àterföringsmekanism som kan innehålla en elektrisk länk 231 och en stegmotor 230 för ändring av börvärdet, påverkas en hydraulisk styrventil 240. Denna styrventil erhåller tillförsel av det hydrauliska tryckmediet från en med pump 241 försedd oljebehållare 243.The axial position of the rotatable piston 30 is controlled and adjusted by axial displacement of the two non-rotatable but axially displaceable annular cylinders 200, 210. The displacement of the annular cylinders 200, 202 and 210, 212 and the force with which it is maintained in the cavities 213, 214 hydraulic pressure acting on the rotating piston 30, is determined by means of a sensor means 220 which senses the axial position of the shaft. Via a feedback mechanism which may contain an electrical link 231 and a stepper motor 230 for changing the setpoint, a hydraulic control valve 240 is actuated. This control valve receives supply of the hydraulic pressure medium from an oil container 243 provided with pump 241.

Styrventilen 240 fördelar och kontrollerar det hydrauliska 469 782 mediets tryck via kanaler 242, 244, 246, 248 till respektive hàlrum 213, 214 så att inställt axiellt läge pá den rote- rande axeln upprätthàlles konstant oberoende av växlande axiella axelbelastningar. Dessa belastningsvariationer härrör från maldonet 24 och i malhuset 20 upprätthållet eller varierande under- eller överatmosfäriskt tryck.The control valve 240 distributes and controls the pressure of the hydraulic 469 782 medium via channels 242, 244, 246, 248 to the respective cavities 213, 214 so that the set axial position on the rotating shaft is maintained constant independent of alternating axial shaft loads. These load variations originate from the mold 24 and in the mold housing 20 maintained or varying sub- or superatmospheric pressure.

Trycket i de yttre respektive inre kamrarna 40, 41 resp 42, 43 hålls lämpligen på samma nivå och relateras till trycket i hàlrummen 213, 214 på lämpligt sätt. Därigenom kan ringcylindrarnas 200, 210 resp 202, 212 anpressningstryck mot den roterbara kolven 30 inställas så att tätningsspal- ternas 211 storlek ökas eller minskas med motsvarande variation i spaltläckaget. Ett normalt läckage vid en enligt uppfinningen utförd malapparat ligger under 5 1/min jämfört med tidigare hydrauliska kolv- eller blocklager, vilka normalt kräver 50-200 l/min för motsvarande användnings- område. Föreliggande uppfinning eliminerar således dessa nackdelar med dyrbar pump- och kontrollutrustning samt sparar pumpenergi motsvarande det minskade behovet av hydraulmedium. P Relationen mellan trycken i hàlrum respektive kamrar är sådan att om trycket i hàlrummen 213, 314 är P så är trycket i de yttre respektive inre kamrarna 40, 41-resp 42, 43 a-P, där a är ett tal som ligger i intervallet 1,0-0,5. Trycket a-P kan exempelvis åstadkommas på känt sätt medelst hydraulventiler. Värdet pá a kan vara förutbestämt konstant eller styras av P pà så sätt att a stegvis minskas med ökande P, exempelvis med början på a=1,0. Det är även möjligt att låta a bero av olika processparametrar såsom varvtal, temperatur etc. Exempelvis kan a med fördel styras av flödet i kanal 242, 246 resp 244, 248 pà ett sådant sätt att om flödet ökar i kanal 242, 246 så ökar a och därmed trycket i kanalerna 70 och 74 så att oljeflödet återigen minskar till önskad nivå.The pressure in the outer and inner chambers 40, 41 and 42, 43, respectively, is suitably kept at the same level and is related to the pressure in the cavities 213, 214 in a suitable manner. Thereby, the pressing pressure of the ring cylinders 200, 210 and 202, 212 against the rotatable piston 30 can be adjusted so that the size of the sealing slits 211 is increased or decreased with a corresponding variation in the gap leakage. A normal leakage in a grinding apparatus according to the invention is below 5 1 / min compared with previous hydraulic piston or block bearings, which normally require 50-200 l / min for the corresponding area of use. The present invention thus eliminates these disadvantages of expensive pumping and control equipment and saves pump energy corresponding to the reduced need for hydraulic medium. The relationship between the pressures in cavities and chambers is such that if the pressure in the cavities 213, 314 is P then the pressure in the outer and inner chambers 40, 41 and 42, 43, respectively, is aP, where a is a number lying in the interval 1, 0-0.5. The pressure a-P can for instance be achieved in a known manner by means of hydraulic valves. The value of a can be predetermined constantly or controlled by P in such a way that a is gradually decreased with increasing P, for example with the beginning of a = 1.0. It is also possible to let a depend on different process parameters such as speed, temperature, etc. For example, a can advantageously be controlled by the flow in channel 242, 246 and 244, 248 in such a way that if the flow increases in channel 242, 246 then a and thus the pressure in the channels 70 and 74 so that the oil flow again decreases to the desired level.

Vidare kan en eller flera av ringcylindrarna 2Ö0, 202, 210, 212 förses med en eller flera passager 215 som sträcker sig från hàlrummet 213, 214 till tätningsspalten 211 mellan ringcylindern och den roterbara kolven 30. 469 782 Passagen mynnar företrädesvis i ett runtomgående spår 216 i ringcylinderns yta som anligger mot den roterbara kolven.Furthermore, one or more of the annular cylinders 200, 202, 210, 212 may be provided with one or more passages 215 extending from the cavity 213, 214 to the sealing gap 211 between the annular cylinder and the rotatable piston 30. 469 782 The passage preferably opens into a circumferential groove 216 in the surface of the annular cylinder which abuts the rotatable piston.

Detta spår är avsett att åstadkomma jämn fördelning av tryckmediet. Passagen är utformad med flödesmotstànd eller strypning, exvis i form av en skarp krök. Genom detta arran- gemang kan ett lämpligt tryckfall erhållas vid drift varvid tätningsspaltens 211 storlek kan bestämmas och säkerställas så att metallisk kontakt mellan tätningsytorna förhindras.This groove is intended to provide even distribution of the printing medium. The passage is designed with flow resistance or throttling, for example in the form of a sharp bend. By means of this arrangement, a suitable pressure drop can be obtained during operation, whereby the size of the sealing gap 211 can be determined and ensured so that metallic contact between the sealing surfaces is prevented.

De tátningsytor som bildar tätningsspalten 211 är lämpligen plana men kan även vara kilformiga i radiens riktning, böjda etc.The sealing surfaces which form the sealing gap 211 are suitably flat but can also be wedge-shaped in the direction of the radius, curved, etc.

I den visade utföringsformen är lagersystemet utformat med en hållare och tillhörande ringcylindrar på båda sidor om den roterbara kolven 30. Det är dock möjligt att anordna ringcylindrar på enbart den ena sidan, nämligen den sida av den roterbara kolven som är vänd från till- hörande malskiva. “ Vidare är olika kombinationer av lagersystemet enligt uppfinningen med olika slags radiallager tänkbara. I, stället för att placera ett radiallager på vardera sidan av lagerhuset 32 kan två radiallager placeras utanför eller innanför lagerhuset i axiell riktning räknat. I stället för konventionella radiallager kan andra typer av lager användas) exempelvis glidlager, kombinerade axial-radiallager etc.' Uppfinningen är inte begränsad till ovan angivna utföringsformer utan kan varieras inom ramen för uppfin- ningstanken.In the embodiment shown, the bearing system is formed with a holder and associated ring cylinders on both sides of the rotatable piston 30. However, it is possible to arrange ring cylinders on only one side, namely the side of the rotatable piston facing from the associated grinding wheel. . Furthermore, different combinations of the bearing system according to the invention with different types of radial bearings are conceivable. Instead of placing a radial bearing on each side of the bearing housing 32, two radial bearings can be placed outside or inside the bearing housing in the axial direction. Instead of conventional radial bearings, other types of bearings can be used (for example, plain bearings, combined axial-radial bearings, etc.). The invention is not limited to the above-mentioned embodiments but can be varied within the scope of the inventive concept.

Claims

469 782 3 Patent claims

A bearing system in a pulp refining apparatus, wherein the raw material is refined in a grinding gap between at least a pair of relatively rotating grinding members (22,24) and wherein at least one of these grinding members (24) is supported by an axially displaceable and rotatable shaft (26). ), comprising a combined hydrostatic / hydrodynamic thrust bearing device for this shaft, a housing (32) comprising at least one rotatable piston (30) with two opposite end faces, which piston is attached to the rotatable shaft (26) for rotation together therewith, k characterized in that a stationary holder (29,33) is arranged in the housing (32) on at least one side of the rotatable piston (30), that an outer and an inner ring cylinder (200,210 and 202,212, respectively) are arranged axially displaceable in an outer and an inner chamber (40,4l and 42,43) respectively in the holder (29,33), the ring cylinders being arranged to be pressed against one end surface of the piston (30) so that sealing gaps (211) are formed therebetween, that a cavity (213,214) is delimited between the ring cylinders (200,210 and 202,212, respectively), the piston (30) and the holder (29,33) and that a pump (241) is arranged to via a control valve (240) and channels (246,248 and 70,72 and 74,76, respectively) supply a hydraulic pressure medium to the cavity (213,214) and the outer and inner chambers (40,4l and 42,43), respectively, for determining the axial position of the piston.

Bearing system according to claim 1, characterized in that the outer and inner ring cylinders (200,210 and 202,2l2, respectively) are arranged to be pressed with the same pressure against the piston (30).

Bearing system according to claim 1 or 2, characterized in that the pressure in the outer and inner chamber (40,41 and 42,43, respectively) corresponds to the pressure in the cavity 213,214) multiplied by a factor a, where a is a numbers in the range 1.0-0.5.

Storage system according to claim 3, characterized in that a is a predetermined constant. ”I 469 782

Bearing system according to claim 3, characterized in that the factor a is arranged to decrease stepwise with increasing pressure in the cavity (2l3,2l4).

Storage system according to claim 3, characterized in that the factor a depends on various process parameters such as speed, temperature, etc.

Bearing system according to claim 6, characterized in that the factor u depends on the flow in the channel (246, 248) for supply of hydraulic pressure medium to the cavity (213.2l4).

Bearing system according to one of the preceding claims, characterized in that a holder (29, 33) is arranged on each side of the rotatable piston (30).

Bearing system according to one of the preceding claims, characterized in that the ring cylinders (200,21O and 202,212) are provided with a passage (215) extending from the cavity (213,214) to the corresponding sealing gap (211).

Bearing system according to claim 9, characterized in that the passage (215) opens into a circumferential groove (216) in the surface of the ring cylinder which abuts against the rotatable piston (30).