Claims (2)
Изобретение относитс к гидромашиностроению и может быть использовано в уплотнени х валов гидротурбин и насосов. Известны уплотнени вала гидротурбины , содержащие два р да резиновых мембран , контактирующих с металлическими поверхност ми дисков, установленных на валу. В камеру уплотнени подводитс очищенна вода под давлением, превышающим давление воды перед уплотнением Ll Однако в таких уплотнени х повышены протечки из-за сложности поддержани оптимального зазорд между контактными поверхност ми мембран и дисков и велик износ металлической поверхности дисков. Известны также уплотнени вала, содерж щие углеграфитовые уплотнительные кольца, уложенные в пазы диска, вращающегос вмес те с валом, и прижимного металлического кольца, образующего совместно с диском и уплотнитель1-1ыми кольцами камеру уплотнени , в которую подводитс очищенна вода под давлением, превыщающим максималь ное давление перед уплотнением. Удельное давление на поверхност х трени создаетс пружинами и давлением воды перед уплотнением С. Однако в таких уплотнени х не посто нна величина удельного давлени на контактных поверхност х при различных режимах работы турбины, что приводит к повыщенному износу углеграфитовых колец, и сложна установка величины оптимального прижати контактных поверхностей. Целью изобретени вл етс повыщение надежности уплотнени вала гидромашины. Ноставленна цель достигаетс тем, что уплотнение снабжено поршневым демпфером , порщень которого сочленен с прижимным кольцом, а рабоча полость демпфера соединена с камерой уплотнени при помощи каналов в поршне. При этом площадь поршн демпфера меньше площади прижимного кольца. На чертеже изображено уплотнение вала гидромашины в разрезе. На валу 1 гидротурбины закреплен диск 2 с установленными в нем уплотнительными кольцами 3 и 4. Уплотнительные кольна 3 и 4 наход тс в контакте с прижимным колыюм 5. Диск 2, уплотнительные кольца 3 и 4 и прижимное кольцо 5 обра,зуют камеру уплотнени А. На крышке турбины 6 установлен корпус кольцевого поршневого демпфера, состо щий из двух кольцевых деталей 7 и 8. Кольцевой норшень 9 демпфера сочленен с прижимным кольцом 5, В рабочую полость Б демпфера подводитс уплотн юща среда, например очищенна вода, давление которой выше , чем давление воды перед уплотнением (в полости В). Рабоча полость Б демпфера и камера уплотнени А соединены между собой каналами 10, выполненными S лпршне 9, Лэктактцое давлен гэ на трущихс поверхност1-х устанавливаетс регулируемы / -; ., Рабоча кольцева площадь Л(гт17П 9 Б голости демпфера Б выполнена ме гыиэ}:, кольцева площадь прижимно то солыта S, ограниченна наружным диаметром угшотнительного кольца 3 и вцутренним диаметром уплотж1тельыого кольца 4, а не верхней поверхности прижимного кольца о оэразо.ваны кольцевые площадки 12 к 13. При отсутствии давлени перед уплотнением в полости В и равном дав еьши в ка мере уплотнени А и рабочей полости Б демпфера пшравпичаское усилие, действующее на порщень, будет направлено вверх, так как площадь порш}ш в полости Б мень ще, чем площадь прижимного кольца 5, на которую действует давление из камеры уплотнени А. При полном (рабочем) давлении перец уллотнением (в полости В) оно возде -;ствует на кольцевую площадку 12 прижимного кольца 5 и создает гидравлтгчЕское усилие Jнаправленное вниз и, таким образам, ур.авновешиваютс гидравлические усили , действующие на порщень 9 демпфера. При уменьщении давлени перед уплотнением (в полости В) при нестационарных режимах, уменьщаэтс гидравлическое усилие , действующее на кольцевую площадку 12, нарущаетс равновесие порщн 9 демп фера и он поднимаетс вверх. При подъеме порщн 9 вверх увеличиваетс зазор между прижимным кольцом 5 и уплотни- тельными кольцами 3 и 4, давление в полости А падает и гидравлическое усилие, 00 действующее в полости Б демпфера, становитс больщим и опускает поршень 9 демпфера вниз до тех пор, пока гидравлические усили , действующие поршень 9, не уравновес тс и не создастс оптимальный дл данного режима зазор между прижимным кольцом 5 и уплотнитель ными кольцами 3 и 4. При подбросах ротора поршень 9 демпфера возвращаетс в исходное положение пружинами 11. Наличие в уплотнении порщневого демпфера, сочлененного с прижимным кольцом, соединение рабочей полости демпфера с камерой уплотнени позвол ет значительно уменьшить износ уплотнительных колец как в стационарном, так и в нестационарном режимах работы гидрюмащины , повышает работоспособность уплотнени в 1,5-2,5 раза. Разность рабочих площадей порщн и прижимного кольца позвол ет поддержать оптимальный зазор в уплотнении и обеспечить минимальный расход уплотн ющей воды. Формула изобретени 1.Уплотнение вала гидромашины, содержащее насаженный на вал диск, закрепленные в нем наружное и внутреннее уплотнительные кольца, и прижимное кольцо , образующие камеру уплотнени , о тличающеес тем, что, с целью повышени надежности, уплотнение снабжено поршневым демпфером, порщень которого сочленен с прижимным кольцом, а рабоча полость демпфера соединена с камерой уплотнени при помощи каналов в поршне. 2.Уплотнение по п. 1, о т л и ч а- ю щ е е с тем, что, с целью поддержани оптимального зазора в уплотнении, площадь порщн демпфера меньше площади прижимного кольца. Источники информации прин тые во внимание при экспертизе: 1.Свинарев Г. А. и др. Горизонтальные капсульные гидротурбины осевого типа, Мащиностроение Л., 1969, с.169-170. The invention relates to hydraulic machine building and can be used in shaft seals for hydro turbines and pumps. Hydraulic turbine shaft seals are known to contain two rows of rubber membranes in contact with the metal surfaces of the disks mounted on the shaft. Purified water is supplied to the seal chamber under pressure that exceeds the water pressure before the seal Ll. However, leaks in such seals are increased due to the difficulty of maintaining an optimal gap between the contact surfaces of the membranes and disks and the wear of the metal surface of the discs. Also known are shaft seals containing carbon-graphite sealing rings, which are placed in the grooves of the disk rotating together with the shaft, and a pressure metal ring, which together with the disk and the seal 1-1 rings form a sealing chamber, into which purified water is fed under pressure exceeding the maximum pressure before compaction. Specific pressure on the friction surfaces is created by springs and water pressure before compaction C. However, in such seals, the specific pressure on the contact surfaces is not constant for different turbine operating modes, which leads to increased wear of the carbon-graphite rings, and it is difficult to set the optimum pressure contact surfaces. The aim of the invention is to increase the reliability of the seal of the hydraulic machine shaft. The unrelated goal is achieved by the fact that the seal is equipped with a piston damper, the piston joint of which is articulated with the pressure ring, and the working cavity of the damper is connected to the seal chamber by means of channels in the piston. The area of the piston damper is less than the area of the pressure ring. The drawing shows the seal of the hydraulic machine shaft in the section. A disk 2 is fixed on the turbine shaft 1 with sealing rings 3 and 4 installed in it. Sealing wheels 3 and 4 are in contact with pressure gauge 5. Disk 2, sealing rings 3 and 4 and pressure ring 5 form chamber A. An annular piston damper casing is mounted on the turbine cover 6, consisting of two annular parts 7 and 8. The annular damper 9 of the damper is articulated with pressure ring 5, sealing medium B, for example, purified water whose pressure is higher than the pressure water before compaction (in cavity B). The working cavity B of the damper and the sealing chamber A are interconnected by channels 10, made of an S 9, a Lactated pressure on the rubbing surfaces 1-x is set adjustable / -; ., The working ring area L (gt17P 9 B hollow damper B is made migee} :, the ring area of the pressing salt S, limited by the outer diameter of the pressure ring 3 and the inner diameter of the sealing ring 4, and not the upper surface of the pressure ring is oezed. pads 12 to 13. In the absence of pressure before compaction in cavity B and equal pressure in the extent of compaction A and the working cavity B of the damper, the Psravpichsky force acting on the piston will be directed upwards, since the area of the piston w in the cavity B is smaller,I eat the area of the pressure ring 5, which is acted upon by pressure from the seal chamber A. At full (working) pressure, the pepper builds up (in cavity B) the ring pad 12 of the pressure ring 5 and creates a hydraulic force J directed downwards and, thus , the level of the hydraulic forces acting on the damper piston 9 is balanced.When the pressure decreases before compaction (in cavity B) under non-stationary conditions, the hydraulic force acting on the annular platform 12 decreases, and the equilibrium of the piston 9 decreases. damper and it goes up. When lifting Porsche 9 upwards, the gap between the clamping ring 5 and the sealing rings 3 and 4 increases, the pressure in cavity A drops and the hydraulic force 00 acting in cavity B of the damper becomes greater and lowers the piston 9 of the damper down until The forces acting on the piston 9 are not balanced and the optimum clearance for this mode between the clamping ring 5 and the sealing rings 3 and 4 is not created. When the rotor is tossed up, the damper piston 9 returns to its original position by springs 11. SRI porschnevogo damper articulated with the compression ring, the compound of the working chamber of the damper seal with the chamber permits to significantly reduce the wear of the sealing rings both in stationary and in non-stationary operating conditions gidryumaschiny increases sealing efficiency 1,5-2,5 times. The difference between the working areas of the pressure plate and the pressure ring helps to maintain an optimal gap in the seal and to ensure minimum consumption of sealing water. Claim 1. The seal of the hydraulic machine shaft, which contains a disk mounted on the shaft, outer and inner sealing rings fixed in it, and a pressure ring forming the sealing chamber, which, in order to increase reliability, is equipped with a piston damper, the piston of which is articulated with the pressure ring, and the working cavity of the damper is connected to the seal chamber by means of channels in the piston. 2. Sealing according to claim 1, in which it is, in order to maintain an optimal gap in the seal, the area of the shock absorber is smaller than the area of the pressure ring. Sources of information taken into account in the examination: 1.Svinarev G. A. and others. Horizontal capsular hydro turbines of the axial type, Muschinenostroenie L., 1969, pp.169-170.
2.Зубков И. А . Уплотнени в гидротурбинах , М-Л,1972, с. 88, рис. 63.2. Zubkov I.A. Seals in water turbines, ML, 1972, p. 88, fig. 63.
7777