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Die Erfindung betrifft die Abdichtung des Laufrades von hydraulischen Turbomaschinen wie Turbinen, Pumpturbinen, Speicherpumpen oder anderen Pumpen gegenüber dem Turbinengehäuse.
Kaplanturbinen für niedrige, Francisturbinen für mittlere und Peltonturbinen für hohe Fallhöhen bilden das moderne Standardrepertoire auf dem Gebiete des Turbinenbaues. Francisturbinen decken dabei im wesentlichen den Fallhöhenbereich zwischen 30 und 400 m ab.
Dabei erreichen Francisturbinen im niedrigeren Fallhöhenbereich Wirkungsgrade von etwa 95 % und im oberen Fallhöhenbereich bis über 92 %. Insbesondere im oberen Fallhöhenbereich sind für die bisher nicht zu beseitigende Herabsetzung des Wirkungsgrades die Spaltverluste und die Scheibenreibung verantwortlich. Zur Erläuterung dieser beiden Phänomene soll im folgenden kurz auf Aufbau und Wirkungsweise einer Francisturbine eingegangen werden: Bei Francisturbinen strömt das die Turbine antreibende Wasser aus einer waagrecht liegenden Spirale durch ein Leitrad zum Laufrad. Das schnell rotierende Laufrad setzt die Druck- und Geschwindigkeitsenergie des Wassers in die Drehbewegung der Welle, auf der das Laufrad befestigt ist, um und treibt damit einen Generator zur Stromerzeugung an.
Das Triebwasser verlässt das Laufrad und auch die Turbine durch ein Saugrohr in axialer Richtung nach unten.
Im peripheren Bereich des Laufrades, an den äusseren Enden der Schaufelkanäle, bewegen sich diese mit hoher Geschwindigkeit am feststehenden Turbinengehäuse vorbei, wobei zwischen diesen Teilen ein Spalt nicht zu vermeiden ist, durch den das von den Leitschaufeln kommende Wasser am Laufrad vorbei strömt und so in die spaltförmigen Bereiche zwischen der Aussenfläche des Laufrades und der Innenfläche des Turbinengehäuses gelangt. Durch die grossen Geschwindigkeitsunterschiede zwischen dem feststehenden Gehäuse und dem rotierenden Laufrad kommt es zu beträchtlichen Reibungsverlusten. Darüberhinaus entsteht durch den grossen Druck, der im oberen Spalt herrscht, ein gewaltiger Axialschub, der die Welle und das Axiallager extrem belastet.
Aus diesem Grund sieht man im äusseren Umfangsbereich des Laufrades eine Labyrinthdichtung vor und führt das durch diese Labyrinthdichtung hindurch gelangende Wasser an der Turbine vorbei. Man nimmt somit beim Stand der Technik eine Leckage in Kauf, die schon bei mittelgrossen Turbinen bis zu 0,5 m3/s betragen kann.
Da nun aus dem genannten Grund die Labyrinthdichtung im Aussenbereich des Laufrades angeordnet ist, kommt es bei den geringen angestrebten Spaltbreiten zu erheblichen Reibungsverlusten und hohen bremsenden Drehmomenten. Darüberhinaus sind diese Dichtungen teuer in der Herstellung und eben auch wegen der hohen Relativgeschwindigkeiten zwischen den einander gegenüberstehenden Flächen durch die immer wieder im Wasser mitgerissenen und enthaltenen Verunreinigungen, wie Sandkörner, Holzstückchen u.dgl. einem ständigen Verschleiss ausgesetzt, der aufwendige Wartungsarbeiten und Reparaturen notwendig macht.
Eine wirkliche Dichtung im Aussenbereich des Laufrades vorzusehen, ist, anders als direkt an der Welle, die ja durch das Gehäuse geführt wird, nicht möglich. Der Grund dafür liegt einerseits in den schon mehrfach genannten hohen Relativgeschwindigkeiten der einander gegenüberstehenden Bauteile, anderseits in den dynamischen Problemen, die sich durch die unvermeidlichen Relativbewegungen (quer zur Hauptdrehbewegung) bei diesen Abmessungen und den auftretenden Kräften ergeben. Diese Relativbewegungen erfolgen im wesentlichen in axialer Richtung und treten bei Änderungen des Betriebszustandes, aber auch durch Toleranzen, Lagerspiel, stochastisch angeregte Schwingungen u.ähnl. auf.
Es ist nun in der Elektrizitätserzeugung die Frage eines möglichst hohen Wirkungsgrades von ausschlaggebender Bedeutung, einerseits aus kaufmännischen Überlegungen, andererseits aus Gründen der Schonung der Umwelt. Von den genannten 5 bis 7 % der derzeit noch nicht genutzten im Treibwasser enthaltenen Energie geht ein vergleichsweise grosser Anteil, der insbesondere bei Francisturbinen, die im Bereich der hohen Fallhöhen und damit Drücke arbei-
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ten, auf das Konto der Spaltverluste und hier insbesondere wieder auf das Konto der Verluste im oberen Spaltbereich in Verbindung mit der damit einhergehenden Scheibenreibung.
Es wurden schon verschiedene Versuche unternommen, um diese Problematik in den Griff zu bekommen. Dazu sei nur auf einen von der VA TECH VOEST MCE unter dem Begriff "Polar Sealing" veröffentlichten Vorschlag verwiesen, bei dem im äusseren Bereich des Laufrades vom Gehäuse aus durch Abkühlen ein Eiswulst gebildet wird, der während des Betriebes bis zum Laufrad wächst und dort leicht schleifend anliegt und so die Dichtung übernimmt. Es ist dies ein hervorragendes Beispiel dafür, wie schwierig die Abdichtung in diesem Bereich einer Francisturbine ist, wenn von einem der führenden Unternehmen der Welt auf dem Gebiet der Herstellung derartiger Turbinen eine solche aufwendige, sich selbst regenerierende Dichtung vorgeschlagen wird.
Die mit dieser Dichtung verbundenen Probleme liegen vor allem in der Gefahr des Zerbrechens zumindest eines Teiles des Eisringes und der nachfolgenden Undichtigkeit, weshalb in der Druckschrift vorgeschlagen wird, diese Dichtung zusätzlich zur althergebrachten Labyrinthdichtung vorzusehen. Mit dieser Strategie kann nun wohl eine Verringerung der Leckage und der damit zusammenhängenden Probleme erreicht werden, doch geschieht dies um den Preis einer hohen Investition und die Verwendung eines komplexen zusätzlichen Bauteiles, das zusätzlicher Wartung und Pflege bedarf.
Eine Lösung mit hydrostatischer Lagerung ist aus der DE 25 54 217 A1 bekannt: Dabei wird ein Dichtungsring über im wesentlichen tangential verlaufende Arme gehalten und in einer Ringnut des Gehäuses dicht gelagert. Diese Dichtung gegenüber dem Gehäuse kann über elastomere Ringe oder ähnliche Elemente erfolgen, die in der Nut angebracht sind und grossflächig an Mantelflächen des Ringes anliegen, was wiederum seine Beweglichkeit in axialer Richtung deutlich behindert und so die Änderung der Spalthöhe zwischen Ring und Laufrad ungünstig beeinträchtigt. Diese Änderung ist in Anbetracht der unvermeidlichen axialen Bewegung des Laufrades gegenüber dem Gehäuse zur Erzielung einer möglichst effizienten hydrostatischen Dichtung aber unbedingt notwendig.
Das zur hydrostatischen Dichtung benötigte Wasser wird dem Ring in einer Anzahl von Ausführungsbeispielen über Rohre od.dergl. zugeführt, was seine Beweglichkeit weiter behindert.
Eine andere Lösung ist aus der CH 659 856 A5 bekannt : wird ein gegenüber dem Gehäuse im wesentlichen unbeweglicher Ring radial und durch hydrostatische Dichtung berührungsfrei gegenüber dem Laufrad (Nabenscheibe, Deckscheibe) abgedichtet, wobei zur Verbesserung der raschen Einstellbarkeit der Spalthöhe der Ring in axialer Richtung ebenfalls durch eine Art hydrostatische Lagerung möglichst reibungsarm gelagert wird. Das Lagerwasser für das Axiallager wird dabei vom Lagerwasser für das Radiallager abgezweigt. Es ist aber dieser Ring unvermeidlicherweise auch an (mehreren) radial verlaufenden, zylindrischen Versorgungsleitungen für das Lagerwasser gehalten und durch O-Ringe gegenüber diesen Leitungen abgedichtet.
Es kann somit diese Lagerung des Ringes nicht als "schwimmend" bezeichnet werden, da die Änderung der Spalthöhe im Radiallager durch diese O-Ringe deutlich behindert ist. Der gesamte Aufbau der Dichtung ist kompliziert und erfordert die Einhaltung einer ganzen Reihe von engen Toleranzen auf verschiedenen, in ihren Abmessungen durchaus beachtlich grossen Bauteilen.
Die DE 196 11 677 A1 schlägt eine als "berührungsfrei" bezeichnete Dichtung mit einem als "schwimmend" bezeichneten Ring vor. Der Ring ist dabei dicht, verdrehsicher und elastisch abgestützt (und nicht berührungsfrei) am Gehäuse gelagert, die zum Läufer gerichtete zylindri- sche Oberfläche weist zwei Zonen auf : die die Funktion einer Labyrinthdichtung ausübt und eine, die eine Zentrierfunktion ausübt. Es wird so die Leckage zum Zentrieren des Ringes verwendet. Daher liegt kein hydrostatisches Lager im strengen Sinn vor. Bei diesem Vorschlag liegen grosse Probleme in der Lagerung des Ringes am Gehäuse, da ja eine gute Beweglichkeit des Ringes und eine dichte Anbindung simultan erreicht werden muss. Wie dies zufriedenstel-
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lend zu lösen ist, wird nicht ausgeführt.
Andere Probleme liegen in der Tatsache begründet, dass bei der anzustrebenden geringen Leckage eine Zentrierung kaum erreichbar ist.
Die US 3 827 767 A zeigt ein hydrostatisches Lager, bestehend aus drei Ringen die gegeneinander durch je ein hydrostatisches Lager gelagert sind und womit sich axiale, radiale und Kippkräfte aufnehmen lassen. Damit zeigt die US 3 827 767 A allerdings keine Abdichtung zwischen Gehäuse und Laufrad einer Turbomaschine, sondern ein Lager, das nach Beschreibung ein Kugellager ersetzen soll. Um die Lagerfunktion erzielen zu können, müssen alle Elemente des Lagers, also im Wesentlichen die drei Ring, zwangsweise irgendwo abgestützt sein (= an den Teilen zwischen denen ein Lager vorzusehen ist) und können nicht berührungsfrei gehalten werden.
Die FR 2 144 969 A und FR 2 098 520 A beschreiben einen Dichtring, der lediglich in einer Richtung mittels eines hydrostatischen Lagers gelagert ist, wobei der zum Vermeiden des Abhebens des Dichtringes notwendige Gegendruck durch eine Feder aufgebracht wird. Auch die DE 21 30 717 A beschreibt einen Dichtring, der über ein hydrostatisches Lager in einer Richtung abdichtet, der aber in einer Führung mechanisch geführt wird. Keiner dieser drei beschriebenen Dichtringe wird daher berührungsfrei gehalten.
Die Erfindung bezweckt eine Dichtung zu schaffen, die bei allen eingangs genannten hydraulischen Turbomaschinen auf einfache und zuverlässige Weise gegenüber dem Stand der Technik eine deutlich verbesserte Dichtwirkung zu Wege bringt.
Erfindungsgemäss ist zur Erreichung dieser Ziele vorgesehen, im peripheren Bereich des Laufrades einen fliegenden Dichtring anzuordnen, der durch hydrostatisches Aufschwimmen sowohl gegenüber dem Laufrad als auch gegenüber dem Gehäuse berührungsfrei gelagert wird. Unter der Bezeichnung "fliegend" wird in dieser Beschreibung und den Ansprüchen verstanden, dass den Lagerbewegungen des Ringes keine Führungskräfte entgegenwirken, die ihrer Grösse nach über die Grösse der Kräfte der hydrostatischen Lagerung hinausgingen. Im Stand der Technik sind derartige Kräfte beispielsweise die Reibungskräfte der elastomeren Elemente bzw. die Reibungskräfte der O-Ringe. Durch die Erfindung wird die Menge des Spaltwassers drastisch verringert, die Scheibenreibung um Grössenordnungen reduziert und der Axialschub wird wesentlich herabgesetzt.
Da die Leckage erfindungsgemäss nur aus Lagerwasser besteht, wird auch die Gefahr des Eindringens von Fremdkörpern in den Dichtungsbereich und damit die Gefahr der Beschädigung der Dichtung stark vermindert.
In einer Ausgestaltung der Erfindung wird der Ring durch den Umgebungsdruck des Wassers in axialer Richtung an das Laufrad und in radialer Richtung an das Gehäuse angepresst. Damit erfolgt die Hauptbewegung des Ringes in axialer Richtung, dem Kippen und der Hauptdeformation des Laufrades in seinem äusseren Bereich folgend. Dies ist wegen des in dieser Richtung zur Verfügung stehenden Weges vorteilhaft.
Es sind an sich hydrostatische Lager im Maschinenbau und insbesondere im Wasserkraftmaschinenbau bekannt, doch war es bisher nicht möglich, sie zwischen Bauteilen einzusetzen, deren Abstand und Lage zueinander sich in einem solchen Ausmass ändern kann, wie dies beispielsweise am Aussenumfang eines Laufrades einer Francisturbine der Fall ist. Nur durch die erfindungsgemässe hydrostatische Lagerung gegenüber beiden Bauteilen ist es möglich, diese Toleranzen und Bewegungen auszugleichen, ohne die Dichtwirkung herabzusetzen und ohne Kollisionen befürchten zu müssen.
In einer Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass in zumindest einer der beiden Dichtflächen zwischen Dichtring und Laufrad hydrodynamische Schmiertaschen vorgesehen sind, durch die zusätzlich zur hydrostatischen Lagerung zufolge der Relativbewegung zwischen Dichtring und Laufrad ein hydrodynamischer Lagereffekt auftritt, durch den der Stabilitätsbereich der erfindungsgemässen Dichtung weiter erhöht wird.
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In einer besonders bevorzugten Variante der Erfindung ist vorgesehen, das zur hydrostatischen Lagerung des Dichtringes gegenüber dem Laufrad benötigte Druckwasser von einem hydrostatischen Lager zwischen dem Gehäuse und dem Dichtring mittels Bohrungen im Dichtring zuzuführen, die einerends im hydrostatischen Lager zum Gehäuse und andernends im hydrostatischen Lager zum Laufrad münden.
Auf diese Weise wird jede Verdrehsicherung des Dichtringes überflüssig und es braucht dem Dichtring kein Druckwasser mittels flexibler Leitungen od.dergl. zugeführt zu werden. Darüberhinaus wird die Lagerreibung durch den in etwa mit halber Turbinendrehzahl rotierenden Dichtring wesentlich verringert.
In einer Ausgestaltung dieser Ausführung ist zwischen dem Gehäuse und dem Ring ein hydrostatisches Lager mit zwei Nuten vorgesehen, wobei eine Nut durch Bohrungen mit zumindest einer Nut des hydrostatischen Lagers des Ringes gegenüber dem Laufrad verbunden ist. Dies ermöglicht es, zwei getrennte Anspeisungen für die beiden Lager vorzusehen, wodurch es gelingt, das Axiallager vom Radiallager druckmässig zu entkoppeln und so Schwankungen in einem Lager vom anderen Lager fernzuhalten. Dies stellt einen wesentlichen Beitrag zur Stabilität der Lagerung, genauer zur Lagerbewegung des Ringes, dar.
Die Erfindung wird im folgenden an Hand der Zeichnung näher erläutert. Dabei zeigt die Fig. 1 eine Francisturbine gemäss dem Stand der Technik, die Fig. 2 den Bereich zwischen Gehäuseoberteil und Laufradboden einer erfindungsgemässen Ausführungsform, die Fig. 3 eine Variante mit rotierendem Dichtring, die Fig. 4 eine besonders bevorzugte Ausgestaltung der Variante gemäss Fig. 3 und die Fig. 5 eine Variante eines erfindungsgemässen Dichtringes ähnlich dem der Fig. 4.
Die Fig. 1 zeigt schematisch eine Francisturbine 1 gemäss dem Stand der Technik, wie sie dem Buch : "Rabe, Hydraulische Maschinen und Anlagen" zu entnehmen ist: In einem Gehäuse 2 rotiert ein Laufrad 3, wobei der Eintritt des Wassers durch ein Leitrad 4 bzw. dessen einzelne Schaufeln erfolgt, die verdrehbar, aber mit ortsfester Achse 8 im Gehäuse 2 angeordnet sind. Das Laufrad 3 besteht aus einzelnen Kanälen, die sowohl in Umfangsrichtung als auch gegenüber der Turbinenachse 7 gekrümmt verlaufen, sodass das Wasser das Laufrad 3 im wesentlichen in axialer Richtung nach unten ins Saugrohr 5 verlässt.
Zwischen dem feststehenden Gehäuse 2 und dem Laufrad 3 besteht naturgemäss ein oberer Spalt bzw. Spaltraum 9 und ein unterer Spalt bzw. Spaltraum 10. Der untere Spalt 10 führt zum Verlust des Spaltwassers, das ohne dass die in ihm enthaltene Energie abgearbeitet werden könnte, in den Bereich des Saugrohres gelangt, aber, abgesehen von diesem Verlust, keine weiteren Probleme liefert.
Anders ist es mit dem Spaltwasser, das in den oberen Spaltraum 9 zwischen dem Laufradboden 11 und den Turbinendeckel 12 gelangt. Da der Turbinendeckel gegenüber der rotierenden Welle 6 mittels einer Stopfbuchsendichtung 13 dicht abgeschlossen ist, stellt sich in diesem Spaltraum 9 nahezu der Druck des Oberwassers ein (genauer: Druck vor Eintritt in das Laufrad), was zu einer beträchtlichen Belastung der Welle 6 bzw. ihres Axiallagers führt. Darüber hinaus kommt es durch die Wasserscheibe, die sich zwischen dem Turbinendeckel 12 und dem Laufradboden 11 ausbildet, zu beträchtlicher Reibung, die zufolge der hohen Umfangsgeschwindigkeiten von grössenordnungsmässig 35 m/s und dem grossen Hebelarm zur Laufradachse 7 von heute meist einigen Metern zu grossen, die Wellendrehung bremsenden Drehmomenten führt.
Um diese Probleme zu verringern, ist im Stand der Technik im äussersten Bereich des Laufrad-
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bodens 11 eine Labyrinthdichtung 14 vorgesehen, deren engste Spalten im grössenordnungsmässigen Bereich von etwa 1 mm liegen. Um den Druckaufbau, dies können bis zu 30 bar und auch darüber sein, zu vermeiden, wird Leckwasser durch eine Entlastungsleitung 15 über eine Drossel 16 zum Saugrohr 5 geführt. Darüber hinaus können auch Entlastungsbohrungen vorgesehen sein.
Erfindungsgemäss wird nun vorgeschlagen, zwischen dem Gehäuse 2 und der Turbine 3, speziell, aber nicht ausschliesslich am peripheren Bereich des Laufradbodens 11, eine Dichtung vorzusehen, durch die der Fluss des Spaltwassers drastisch reduziert wird.
Eine solche erfindungsgemässe Dichtung ist schematisch in Fig. 2 dargestellt: Am Laufrad 3 ist eine Laufbahn 17 vorgesehen, die im dargestellten Ausführungsbeispiel als eigener ringförmiger Körper dargestellt ist. Dies muss nicht der Fall sein, es kann die Laufbahn 17 bei der Herstellung des Laufrads 3 einstückig mit ihm hergestellt, beispielsweise aus dem Vollen gedreht bzw. geschliffen werden. Die eigentliche Dichtungsfläche 18 verläuft normal zur Drehachse 7 der Turbine. Mit der Dichtungsfläche 18 wirkt eine Stirnfläche 20 eines Dichtrings 19 zusammen.
Dieser Dichtring ist im dargestellten Ausführungsbeispiel in seiner einfachsten Form mit rechteckigem Querschnitt dargestellt. Wie weiter unten näher erläutert wird, kann diese Form verschiedentlich abgewandelt und an die Besonderheiten des jeweiligen Einsatzes angepasst werden.
Der Dichtring 19 steht gegenüber dem Gehäusedeckel 12 still, das bedeutet, er rotiert nicht mit dem Laufradboden 11 mit. Der Dichtring 19 ist allerdings gegenüber dem Gehäuse, insbesondere gegenüber dem Turbinendeckel 12 in gewissen Grenzen axial verschieblich, wie im folgenden näher erläutert wird. Aus dem Bereich des Turbinendeckels 12 führen mehrere, zumindest aber eine, flexible Druckwasserleitungen 21 zum Dichtring 19. Der Dichtring 19 weist gegebenenfalls in seinem Inneren zumindest einen Ringkanal auf, der sich zu einer ringförmigen Nut an seiner unteren Stirnfläche 20 öffnet oder in diese Nut übergeht bzw. von ihr gebildet wird. Durch die Druckwasserleitungen 21 zugeführtes Druckwasser bildet im Zusammenwirken der Nut und der ihr gegenüberstehenden Dichtungsoberfläche 18 ein hydrostatisches Lager für den Dichtring 19 aus.
Der Lagerspalt weist dabei eine Spalthöhe im Bereich von etwa 10 bis 350, bevorzugt etwa 100 bis 250 Mikrometer auf, ist somit im Vergleich zu den Spaltbreiten der herkömmlichen Labyrinthdichtung (Fig. 1) schmal.
Es konnte eine solche an sich bekannte hydrostatische Dichtung im vorliegenden Anwendungsgebiet wegen der extremen Relativgeschwindigkeiten, wie weiter oben bereits erwähnt, im Bereich von grössenordnungsmässig 35 m/s und vor allem im Hinblick auf die hohen auftretenden Drücke (30 bar und darüber) und der für die Anwendung von hydrostatisch gelagerten Dichtringen als zu gross angesehenen axialen Bewegungen des Laufrads 3 gegenüber dem Turbinendeckel 12 nicht angewandt werden, da es nämlich notwendig ist, den Dichtring 19 in axialer Richtung zu führen und diese Führung zufolge der geschilderten Betriebsbedingungen bisher immer gescheitert ist.
Erfindungsgemäss werden die damit verbundenen Probleme dadurch gelöst, dass der Dichtring 19 in axialer Richtung mittels eines zylindrischen hydrostatischen Lagers beweglich am Turbinendeckel 12 geführt wird. Dieses Lager ist folgendermassen aufgebaut : Der Turbinendeckel 12 weist eine in axialer Richtung zum Laufrad 3 hin ragende Ringleiste 23 auf, deren äussere Zylinderfläche (gegebenenfalls mit einer Auflage analog zur Dichtungsoberfläche 18) als Lagerfläche 24 dient. Dazu ist zumindest eine Nut 25 in dieser Lagerfläche 24 vorgesehen, der, wie bei hydrostatischen Lagern üblich, Druckwasser durch zumindest eine Druckwasserleitung 22 zugeführt wird. Auf diese Weise wird zwischen dem Dichtring 19 und dem Turbinendeckel 12 eine Lagerung geschaffen, die dem Dichtring in axialer Richtung eine nahezu reibungsfreie Bewegung gestattet.
Dazu kommt noch, dass durch diese Lagerung ein "Kippen" des Dichtringes 19 (eigentlich eine Torsion oder ein Krempeln) zuverlässig vermieden
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wird. Ein solches Kippen des Dichtringes 19 ist bei den auf ihn wirkenden dynamischen Belastungen ohne eine solche Führung bzw. Lagerung durchaus möglich und führt zum Zusammenbruch des dichtenden Zusammenwirkens zwischen dem Dichtring 19 und der Dichtungsfläche 18.
Die erfindungsgemässe Lösung des Dichtungsproblemes ist nicht nur dynamisch sondern auch energetisch günstig und mit relativ einfachen und geringen Investitionen verbunden. Es kann das Druckwasser für die beiden hydrostatischen Lagerflächen aus dem Oberwasser der Turbine entnommen werden, sodass keine (wegen der Zentrifugalbeschleunigung in Bereich des Dichtspaltes) oder nur eine geringe Pumpenleistung für die Überwindung der verbleibenden Druckdifferenz erforderlich ist. Ein Teil des Druckwassers strömt radial nach aussen und gelangt somit in das Laufrad, sodass ein entsprechender Teil der investierten Pumpenleistung in der Turbine wieder gewonnen wird. Wesentlich ist auch, dass durch das radial ausströmende Druckwasser das Eindringen von Fremdkörpern zuverlässig vermieden wird.
Die am Laufrad 3 und im Turbinengehäuse 2 anzuordnenden Bauteile benötigen kaum Platz, jedenfalls weniger als die bisherige Labyrinthdichtung und es ist daher auch möglich, bestehende Turbinen entsprechend nachzurüsten.
Da die Betriebstemperatur der Turbinen durch die Temperatur des verwendeten Wassers gegeben ist, gibt es trotz der engen anzustrebenden Spalthöhe auch am zylindrischen Spalt zwischen Dichtring 14 und Ringleiste 27 keine Probleme mit der thermischen Ausdehnung.
Die Fig. 3 zeigt ein Detail der besonders bevorzugten Ausführungsform mit rotierendem Dicht- ring 19' : zylindrischen Wandfläche der Ringleiste 23 wird durch die Druckwasserleitung 22 Druckwasser zugeführt und baut das bereits beschriebene hydrostatische Lager zwischen der Ringleiste 23 und dem Dichtring 19', der in diesem Falle eine Nut 25' aufweist, auf. Ein Teil des so der Nut 25 zugeführten Wassers gelangt durch Bohrungen 26 in den Bereich der Nut 27 an der axialen Stirnfläche 20 des Dichtringes 19' und baut dort, wie eben oben beschrieben, das hydrostatische Lager zwischen dem Laufrad 3 und dem Dichtring 19' auf.
Es werden damit die flexiblen Druckwasserleitungen 21 und die Verdrehsicherung obsolet, ohne damit Nachteile in Kauf nehmen zu müssen. Ganz im Gegenteil, die Reibungsverluste werden durch den mit etwa halber Turbinendrehzahl rotierenden Dichtring 19' wesentlich verringert. Durch den einfachen Aufbau eignet sich diese Variante auch besonders zum nachträglichen Einbau in bestehende Francisturbinen.
Die Anzahl, die Abmessungen und Ausgestaltungen der Bohrungen 26 kann vom Fachmann auf dem Gebiete der Hydrodynamik in Kenntnis der Erfindung und der jeweiligen Anforderungen leicht bestimmt und an verschiedene Betriebsbedingungen angepasst werden. So sind auch schräge, von Nut zu Nut (genauer: von Lagerfläche zu Lagerfläche, da ja die Nuten auch in der gegenüberstehenden Lagerfläche angeordnet sein können) gerade durchgehende Bohrungen möglich.
Die Erfindung kann vielfach ausgestaltet und an bestehende bzw. gegebene Verhältnisse angepasst werden. So ist es nicht notwendig, dass der Dichtring 19,19' die dargestellte rechteckige Form aufweist. Es ist durchaus möglich, ihn L-förmig oder mit anderem Querschnitt zu versehen und so für eine bestmögliche Anpassung des Dichtringes an die geometrischen und dynamischen Gegebenheiten zu sorgen. Es kann die Oberfläche des Dichtringes im Bereich der beiden Lager mit Beschichtungen, Überzügen oder Auflagen versehen sein, um im Falle eines Kontaktes mit den gegenüberstehenden Flächen Beschädigungen zu vermeiden.
Selbstverständlich ist es möglich, insbesondere die Lagerfläche zwischen dem Dichtring 19 und dem Laufrad 3 mit mehreren gegebenenfalls zumindest abschnittsweise nebeneinander liegenden Nuten zu versehen, was insbesondere dann vorteilhaft sein kann, wenn das so gebildete hydrostatische Lager nicht als ein (in Umfangsrichtung) durchgehendes Lager ausgebildet sein
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soll, sondern aus mehreren, beispielsweise Sektoren entsprechenden, Abschnitten besteht.
Dann ist der Verlauf der (einzelnen) Nut (en) nicht notwendigerweise kreisbogenförmig sondern kann spiralig sein. Eine Unterteilung kann vorteilhaft sein, um im Falle des Eindringens von Fremdkörpern oder Schmutz sicherzustellen, dass es nicht zum Zusammenbruch der hydrostatischen Lagerung kommt. Es kann beim Eintreten von Schmutz durchaus in einzelnen geometrisch begrenzten Teilen der Dichtfläche zu einer unzureichenden Versorgung mit Druckwasser kommen, doch kann dies dadurch ausgeglichen werden, dass am Dichtring 19 mehrere, voneinander unabhängige Lagerabschnitte, die einander gegebenenfalls entsprechend überlappen, vorgesehen sind.
Das den beiden Lagern zugeführte Druckwasser strömt im wesentlichen entlang der Pfeile (mit ausgezogenen Spitzen) aus dem eigentlichen Lagerbereich und trägt so dazu bei, dass keine Fremdkörper in den Bereich der engen Lagerspalte gelangen (Fig. 2).
Der Dichtring 19 bedarf keiner axialen Anpressung, diese erfolgt durch den Druck (angedeutet durch die Pfeile mit strichlierten Spitzen) des ihn umgebenden Spaltwassers (Umgebungsdruck p1), doch ist es möglich u. U. vorteilhaft, eine Vorrichtung zum leichten Anpressen (Federn od.dgl.) vorzusehen, um den Dichtring im Falle des Stillstandes der Turbine nach erfolgter Betriebspause oder Inspektion in vorbestimmter Lage zu halten. Desgleichen kann eine Notabhebung für den Dichtring, beispielsweise bei ungenügendem Druck des Druckwassers, vorgesehen sein.
Die Fig. 4 zeigt eine besonders bevorzugte Variante der Erfindung. Der wesentliche Unterschied zur Fig. 3 liegt darin, dass im Dichtungsbereich zwischen der Ringleiste 23" und dem Dichtring 19" ein hydrostatisches Lager mit zwei Nuten 25" bzw. 28" vorgesehen ist. Dabei dient die Nut 25" analog zum hydrostatischen Lager 25 in Fig. 2 der berührungsfreien Lagerung zwischen dem Dichtring 19" und der Ringleiste 23" und die Nut 28" besorgt durch Bohrungen 26" die Zuleitung von Druckwasser zum hydrostatischen Lager mit der Nut 27" zwischen dem Dichtring 19" und dem Laufrad 3. Dies ermöglicht es, auch bei rotierendem Dichtring 19", die beiden Lager 27", 28" getrennt voneinander mit Druckwasser zu versehen, wenn nur getrennte Zuleitungen 21"und 22" vorgesehen sind.
In einer weiteren Ausgestaltung (Fig. 5) sind im Dichtring 19" statt der breit eingezeichneten Nut 27" der Fig. 4 zwei Abstand voneinander aufweisende, schmälere Nuten 27" vorgesehen, die durch Bohrungen 26" jede für sich aus der Nut 28" gespeist werden. Damit wird die Stabilität der Lagerung des Dichtringes 19" am Laufrad 3 weiter erhöht.
Diese Trennung der Druckwasserversorgung der beiden Lager führt dazu, dass bei Änderungen der Höhe einer der beiden Spalten der Druck im anderen Spalt (und damit dessen Höhe) wesentlich geringer beeinflusst wird als bei der in Fig. 3 dargestellten Variante und im Idealfall überhaupt nicht. Dies verbessert nicht nur die Stabilität der hydrostatischen Lagerung allgemein sondern kann insbesondere periodische Bewegungen des Dichtungsringes dämpfen bzw. deren Anfachen verhindern.
In diesem Zusammenhang soll kurz auf die Druckwasserversorgung eingegangen werden. Es ist vorteilhaft und u. U. notwendig, dafür zu sorgen, dass beim Anstieg des Durchsatzes bei einer der (bzw. einigen benachbarten) Versorgungsleitungen in den benachbarten bzw. anderen Versorgungsleitungen der Durchfluss möglichst unverändert bleibt. Dies kann aber durch entsprechende Dimensionierung bzw. Abstimmung der Querschnitte und/oder das Vorsehen entsprechender Drosseln in den einzelnen Versorgungsleitungen vom Fachmann auf dem Gebiete der Strömungstechnik in Kenntnis der Erfindung und der Rahmenbedingungen leicht bestimmt werden.
Ein Faktor für die Erreichung dieses Zieles ist, dass der Querschnitt der im Dichtring vorgesehenen Bohrungen zur Versorgung der Axialdichtung (in den dargestellten Beispielen) so gross ist, dass das Durchfliessen des Druckwassers möglichst verlustfrei erfolgt.
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In jeweils einer Nebenfigur der Fig. 4 ist der Druckverlauf über die Dichtungsbreite zwischen dem Dichtring 19" und dem Gehäuse bzw. dem Dichtring 19" und dem Laufrad 11 dargestellt: Dabei steht p1 für den anstehenden Druck stromaufwärts des Dichtringes und p2 für den Druck stromabwärts des Dichtringes im Spalt zwischen der Ringleiste 23" und dem Laufradboden 11, wie auch oben anhand der Fig. 1 erläutert. Wie ersichtlich, kann man durch die Lage und die Dimensionierung der Nuten 25", 28" und 27" die Druckprofile und durch die Wahl der in den Versorgungsleitungen 21"und 22" herrschenden Drücke die Lage dieser Profile in Relation zum Druck p1 in weitem Umfang beeinflussen. Für einen Fachmann auf dem Gebiete der Strömungstechnik ist dies in Kenntnis der Erfindung nicht schwierig und ermöglicht die Anpassung an die unterschiedlichsten Randbedingungen.
Schliesslich ist es möglich, im Bereich der Lagerfläche(n) zwischen dem Dichtring 19,19', 19" und den ihm gegenüber rotierenden Bauteilen hydrodynamische Schmiertaschen auf zumindest einer der beiden einander gegenüberstehenden Lagerflächen vorzusehen, um zusätzlich zur hydrostatischen Lagerung eine hydrodynamische Lagerung zu schaffen.
Die Fig. 5 zeigt eine Variante eines Dichtringes, bei der die Versorgung der Axialdichtung durch Bohrungen 26" erfolgt, die vom "unteren" Bereich (Nut 28") der Radialdichtung ausgehen. Weiters ist hier das Axiallager von dem in der Fig. 4 dargestellten dadurch unterschiedlich, dass es zwei Nuten 27" aufweist, die jede für sich mit Druckwasser versorgt werden. Diese Änderung hat auf das Funktionieren des Lagers keinen Einfluss, da sich der hydrostatische Druck natürlich auch zwischen den Nuten in gleicher Weise aufbaut. Der Dichtring 19" der Fig. 5 weist einen im wesentlichen rechteckigen, aber nicht quadratischen Querschnitt auf, die Ringbreite RB # der Ringhöhe RH, an der Stelle des Spaltes zwischen dem Gehäuse und dem Laufrad ist eine asymmetrische Schulter 29 ausgebildet.
Dadurch ist es möglich, die auf den Dichtring wirkenden "Krempelmomente" auszugleichen (Momentengleichgewicht) und die durch sie induzierten Deformationen des Dichtringes zu reduzieren. In Anbetracht der nur etwa 10 bis 350 Mikrometer hohen Lagerspalte sind derartige Deformationen möglichst zu vermeiden.
In der Zeichnung ist die Dichtung zwischen dem Dichtring 19,19', 19" und dem Gehäuse 2 immer als Radialdichtung dargestellt und die Dichtung zwischen dem Dichtring und dem Laufrad 11als Axialdichtung. Dies kann natürlich auch umgekehrt sein und kann für den Verlauf der gehäuseseitigen Versorgungsleitungen auch Vorteile bringen, wenn auch bei einer derartigen Anordnung mit rotierendem Dichtring das Druckwasser im Dichtring gegen die Zentrifugalbeschleunigung gefördert werden muss.
Der Dichtring 19,19', 19" und die mit ihm zusammenwirkenden Flächen des Laufradbodens 11 bzw. des Turbinendeckels 12 können aus den üblicherweise bei hydrostatischen Dichtungen verwendeten Materialien bestehen, so kann die Oberfläche 24 der Ringleiste 23 (oder diese selbst) bzw. die Oberfläche der Laufbahn 17 aus Stahl oder einem Lagermetall bestehen, der Dichtring 19 kann aus Stahl oder ebenfalls aus einem Lagermetall aber auch aus Aluminium bzw. einer Aluminiumlegierung gebildet sein. Selbstverständlich ist es auch möglich und in vielen Fällen empfehlenswert, zumindest den Dichtring 19, 19' aus einem Kunststoff, insbesondere einem faserverstärkten Kunststoff oder aus einem keramischen Material zu fertigen.
Es ist auch denkbar, bei einer Ausführungsform ähnlich der der Fig. 2 beide Nuten der hydrostatischen Lager im Dichtring 19 vorzusehen und auf die Druckwasserleitung 22 zu verzichten, quasi ein Gegenstück zur Variante des mitrotierenden Dichtringes 19' zu schaffen. Die Sicherung des Dichtringes 19 gegen das Mitdrehen mit dem Laufradboden 11 kann auf verschiedene Weise erfolgen, entweder durch Schulter und Gegenschulter oder auch durch eine entsprechend flexible und symmetrische Aufhängung des Dichtringes am Turbinendeckel 12, die bevorzugt in einer Normalebene zur Turbinenachse 7 liegt, um keine nennenswerten Kräfte in axialer Richtung zu übertragen und um die axiale Bewegung des Dichtringes bezüglich der Ringleiste 23 nicht durch Reibung zu stören.
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Es wurde die Erfindung anhand von Beispielen erörtert, die sich auf die wichtigste Dichtung im Bereich von Francisturbinen bezogen, doch ist es für den Fachmann klar, dass die Erfindung auch bei den anderen Dichtungsstellen der Francisturbinen und selbstverständlich auch bei allen anderen hydraulischen Turbomaschinen, seien es nun Pumpen oder Turbinen, bei allen Spalten zwischen deren Gehäuse und deren Laufrad vorteilhaft angewandt werden kann.
Es wird in der ganzen Beschreibung und den Ansprüchen von "Druckwasser" bzw. "Lagerwas- ser" gesprochen, selbstverständlich kann bei speziellen Anwendungsgebieten (Z. Bsp. Pumpen in der Lebensmitteltechnik) statt Wasser eine andere Flüssigkeit verwendet werden, ohne das Gebiet der Erfindung zu verlassen. Schliesslich sind Anwendungsgebiete, insbesondere abseits der Francisturbinen, denkbar, in denen die hydrostatischen Lager ohne Nuten ausgebildet sind.
Patentansprüche : 1. Abdichtung des Laufrades (3) von hydraulischen Turbomaschinen (1) gegenüber dem
Turbinengehäuse (2,), dadurch gekennzeichnet, dass im peripheren Bereich des Laufrades (3) ein fliegender Dichtring (19,19', 19") angeordnet ist, der sowohl gegenüber dem Lauf- rad (3) als auch gegenüber dem Turbinengehäuse (2) mittels jeweils zumindest eines hyd- rostatischen Lagers gelagert ist, dass jedes der hydrostatischen Lager aus einander zuge- wandten Lagerflächen besteht, dass bevorzugt in zumindest eine der Lagerflächen eine
Nut (25,25", 27,27", 28,28") eingearbeitet ist, und dass in zumindest eine der Lagerflä- chen Druckwasserleitungen (21, 21", 22,22") münden, die mit einer Druckwasserversor- gung in Verbindung stehen.
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The invention relates to the sealing of the impeller of hydraulic turbomachines such as turbines, pump turbines, storage pumps or other pumps relative to the turbine housing.
Kaplan turbines for low, Francis turbines for medium and Pelton turbines for high fall heights form the modern standard repertoire in the field of turbine construction. Francis turbines essentially cover the drop height range between 30 and 400 m.
At the same time, Francis turbines achieve efficiencies of around 95% in the lower fall height range and over 92% in the upper fall height range. Especially in the upper drop height range, the gap losses and the disc friction are responsible for the previously unavoidable reduction in the efficiency. To explain these two phenomena, the construction and mode of action of a Francis turbine will briefly be discussed below: In Francis turbines, the water driving the turbine flows from a horizontally positioned spiral through a stator to the impeller. The rapidly rotating impeller converts the pressure and velocity energy of the water into the rotational motion of the shaft on which the impeller is mounted, thereby driving a generator to generate power.
The driving water leaves the impeller and the turbine through a suction pipe in the axial direction down.
In the peripheral region of the impeller, at the outer ends of the blade channels, these move at high speed past the fixed turbine housing, between these parts a gap is unavoidable, through which the water coming from the guide vanes flows past the impeller and thus in the gap-shaped areas between the outer surface of the impeller and the inner surface of the turbine housing passes. The large differences in speed between the fixed housing and the rotating impeller cause considerable friction losses. In addition, due to the high pressure prevailing in the upper gap, a tremendous axial thrust is exerted on the shaft and thrust bearing.
For this reason, a labyrinth seal is provided in the outer peripheral area of the impeller and the water passing through this labyrinth seal passes the turbine. It is therefore in the prior art, a leak in purchasing, which can be up to 0.5 m3 / s even with medium-sized turbines.
Since the labyrinth seal is now arranged in the outer region of the impeller for the stated reason, considerable friction losses and high braking torques occur at the low desired gap widths. Moreover, these seals are expensive to manufacture and just because of the high relative velocities between the opposing surfaces by the repeatedly entrained in the water and impurities contained, such as grains of sand, pieces of wood and the like. exposed to constant wear, which makes extensive maintenance and repairs necessary.
To provide a real seal in the outer region of the impeller, unlike directly on the shaft, which is indeed passed through the housing, not possible. The reason for this lies on the one hand in the already frequently mentioned high relative speeds of the opposing components, on the other hand in the dynamic problems resulting from the inevitable relative movements (transverse to the main rotational movement) in these dimensions and the forces occurring. These relative movements take place substantially in the axial direction and occur with changes in the operating state, but also by tolerances, bearing clearance, stochastically excited vibrations u.ähnl. on.
It is now in the generation of electricity, the question of the highest possible efficiency of crucial importance, on the one hand for commercial considerations, on the other hand, for the sake of conservation of the environment. Of the 5 to 7% of the currently unused energy contained in the motive water, a comparatively large proportion is involved, especially in Francis turbines, which operate in the region of high fall heights and thus pressures.
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the account of the gap losses and here in particular again the account of the losses in the upper gap area in connection with the associated disc friction.
Various attempts have already been made to get this problem under control. For this purpose, reference is made only to a proposal published by the VA TECH VOEST MCE under the term "Polar Sealing", in which in the outer region of the impeller from the housing by cooling an ice bead is formed, which grows during operation to the impeller and there light abrading and so takes over the seal. This is an excellent example of how difficult sealing in this area of a Francis turbine is when such a complex, self-regenerating gasket is proposed by one of the world's leading companies in the field of manufacturing such turbines.
The problems associated with this seal are mainly in the risk of breaking at least a portion of the ice ring and the subsequent leak, which is why it is proposed in the document to provide this seal in addition to the traditional labyrinth seal. With this strategy, a reduction in leakage and related problems can now be achieved, but at the cost of a high investment and the use of a complex additional component requiring additional maintenance and care.
A solution with hydrostatic bearing is known from DE 25 54 217 A1: In this case, a sealing ring is held over substantially tangentially extending arms and sealed in an annular groove of the housing. This seal against the housing can be made via elastomeric rings or similar elements which are mounted in the groove and over a large area abut surfaces of the ring, which in turn significantly impedes its mobility in the axial direction and thus adversely affects the change in the gap height between the ring and impeller. However, this change is absolutely necessary in view of the unavoidable axial movement of the impeller relative to the housing to achieve the most efficient hydrostatic seal possible.
The water required for the hydrostatic seal is the ring in a number of embodiments of pipes od.dergl. fed, which further impedes his mobility.
Another solution is known from CH 659 856 A5: a relative to the housing substantially immobile ring is radially sealed by hydrostatic seal against the impeller (hub disc, cover plate), to improve the rapid adjustability of the gap height of the ring in the axial direction is also stored by a kind of hydrostatic bearing friction as possible. The storage water for the thrust bearing is diverted from the storage water for the radial bearing. However, this ring is inevitably held on (several) radially extending, cylindrical supply lines for the storage water and sealed by O-rings against these lines.
It can thus not be referred to as "floating" this storage of the ring, since the change in the gap height in the radial bearing is significantly hampered by these O-rings. The entire construction of the seal is complicated and requires adherence to a number of close tolerances on different, in their dimensions quite considerable large components.
DE 196 11 677 A1 proposes a seal designated as "non-contact" with a ring designated as "floating". The ring is tightly mounted, torsion-proof and elastically supported (and not contactless) on the housing, the cylindrical surface directed towards the rotor has two zones: which performs the function of a labyrinth seal and one which performs a centering function. It is used as the leakage for centering the ring. Therefore, there is no hydrostatic bearing in the strict sense. In this proposal, there are major problems in the storage of the ring on the housing, since a good mobility of the ring and a tight connection must be achieved simultaneously. How this satisfies
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is not to be solved.
Other problems are due to the fact that in the aspired low leakage centering is hardly achievable.
US Pat. No. 3,827,767 A shows a hydrostatic bearing consisting of three rings which are mounted against each other by a respective hydrostatic bearing and with which axial, radial and tilting forces can be absorbed. Thus, US 3,827,767 A, however, shows no seal between the housing and impeller of a turbomachine, but a bearing that is to replace a ball bearing as described. In order to achieve the bearing function, all elements of the bearing, ie essentially the three ring, must be forcibly supported somewhere (= on the parts between which a bearing is to be provided) and can not be held without contact.
FR 2 144 969 A and FR 2 098 520 A describe a sealing ring which is mounted in one direction only by means of a hydrostatic bearing, wherein the counter-pressure necessary for avoiding the lifting of the sealing ring is applied by a spring. DE 21 30 717 A also describes a sealing ring which seals in one direction via a hydrostatic bearing, but which is mechanically guided in a guide. None of these three described sealing rings is therefore kept free of contact.
The invention aims to provide a seal that brings in all of the above-mentioned hydraulic turbomachinery in a simple and reliable way compared to the prior art, a significantly improved sealing effect to ways.
According to the invention, in order to achieve these goals, it is provided to arrange a flying sealing ring in the peripheral region of the impeller, which is supported without contact by hydrostatic floating both with respect to the impeller and with respect to the housing. The term "flying" in this description and the claims understood that the bearing movements of the ring counteract any executives, the size of which went beyond the size of the forces of the hydrostatic bearing. In the prior art, such forces are, for example, the frictional forces of the elastomeric elements and the frictional forces of the O-rings. The invention drastically reduces the amount of splitting water, reduces the friction of the disks by orders of magnitude and substantially reduces the axial thrust.
Since the leakage according to the invention consists only of storage water, the risk of penetration of foreign bodies in the sealing area and thus the risk of damage to the seal is greatly reduced.
In one embodiment of the invention, the ring is pressed by the ambient pressure of the water in the axial direction of the impeller and in the radial direction of the housing. Thus, the main movement of the ring takes place in the axial direction, the tilting and the main deformation of the impeller in its outer region. This is advantageous because of the way available in this direction.
There are known per se hydrostatic bearings in mechanical engineering and especially in hydraulic engineering, but it has not been possible to use them between components whose distance and position to each other can change to such an extent, as is the case for example on the outer circumference of an impeller of a Francis turbine is. Only by the inventive hydrostatic bearing against both components, it is possible to compensate for these tolerances and movements without reducing the sealing effect and fear without collisions.
In one embodiment of the invention, it is provided that hydrodynamic lubrication pockets are provided in at least one of the two sealing surfaces between the sealing ring and impeller, in addition to the hydrostatic bearing according to the relative movement between the sealing ring and impeller hydrodynamic bearing effect occurs by the stability of the inventive seal further is increased.
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In a particularly preferred variant of the invention is provided for the hydrostatic bearing of the sealing ring with respect to the impeller required pressurized water from a hydrostatic bearing between the housing and the sealing ring by means of holes in the sealing ring at one end in the hydrostatic bearing to the housing and the other end in the hydrostatic bearing Run out of impeller.
In this way, any rotation of the sealing ring is unnecessary and it does not need the sealing ring pressurized water by means of flexible cables od.dergl. to be fed. In addition, the bearing friction is substantially reduced by the rotating at about half turbine speed seal.
In one embodiment of this embodiment, a hydrostatic bearing with two grooves is provided between the housing and the ring, wherein a groove is connected by bores with at least one groove of the hydrostatic bearing of the ring relative to the impeller. This makes it possible to provide two separate feeds for the two bearings, which makes it possible to pressure-decouple the thrust bearing of the radial bearing and thus keep fluctuations in a bearing from the other camp. This represents a significant contribution to the stability of the storage, more precisely to the bearing movement of the ring.
The invention will be explained in more detail below with reference to the drawing. 1 shows a Francis turbine according to the prior art, FIG. 2 shows the region between the upper housing part and the rotor bottom of an embodiment according to the invention, FIG. 3 shows a variant with a rotating sealing ring, FIG. 4 shows a particularly preferred embodiment of the variant according to FIG 3 and Fig. 5 shows a variant of a sealing ring according to the invention similar to that of Fig. 4th
Fig. 1 shows schematically a Francis turbine 1 according to the prior art, as can be seen from the book: "Raven, hydraulic machinery and equipment": In a housing 2 rotates an impeller 3, wherein the inlet of the water through a stator 4th or whose individual blades take place, which are rotatable but arranged with fixed axis 8 in the housing 2. The impeller 3 consists of individual channels which extend in a curved manner both in the circumferential direction and relative to the turbine axis 7, so that the water leaves the impeller 3 substantially in the axial direction down into the intake manifold 5.
Naturally, there is an upper gap or gap space 9 and a lower gap or gap space 10 between the stationary housing 2 and the impeller 3. The lower gap 10 leads to the loss of the splitting water, which could be processed without the energy contained in it reaches the area of the suction tube, but, apart from this loss, no further problems.
It is different with the splitting water that enters the upper gap 9 between the impeller bottom 11 and the turbine cover 12. Since the turbine cover is sealed against the rotating shaft 6 by means of a stuffing box seal 13, in this gap 9 almost the pressure of the upper water is (more precisely: pressure before entering the impeller), resulting in a considerable load on the shaft 6 and Thrust bearing leads. In addition, it comes through the water disc, which forms between the turbine cover 12 and the impeller bottom 11, considerable friction, due to the high peripheral speeds of magnitude 35m / s and the large lever arm to the impeller axis 7 of today usually a few meters too large, the shaft rotation causes braking torques.
To reduce these problems, in the prior art in the outermost region of the impeller
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Bodens 11 a labyrinth seal 14 is provided, the narrowest columns in the order of magnitude range of about 1 mm. In order to avoid the pressure build-up, this can be up to 30 bar and also over, leakage water is led through a relief line 15 via a throttle 16 to the suction pipe 5. In addition, relief holes can be provided.
According to the invention, it is now proposed to provide a seal between the housing 2 and the turbine 3, especially but not exclusively at the peripheral area of the rotor floor 11, by means of which the flow of the cracked water is drastically reduced.
Such a seal according to the invention is shown schematically in FIG. 2: A running track 17 is provided on the running wheel 3, which is shown in the illustrated embodiment as a separate annular body. This need not be the case, it can be the track 17 in the manufacture of the impeller 3 made in one piece with him, for example, turned from solid or ground. The actual sealing surface 18 is normal to the axis of rotation 7 of the turbine. With the sealing surface 18, an end face 20 of a sealing ring 19 cooperates.
This sealing ring is shown in the illustrated embodiment in its simplest form with a rectangular cross-section. As will be explained in more detail below, this form can be variously modified and adapted to the specifics of each application.
The sealing ring 19 is stationary relative to the housing cover 12, which means that it does not rotate with the impeller bottom 11. The sealing ring 19, however, relative to the housing, in particular with respect to the turbine cover 12 within certain limits axially displaceable, as will be explained in more detail below. From the region of the turbine cover 12 lead several, but at least one, flexible pressure water lines 21 to the sealing ring 19. The sealing ring 19 optionally has in its interior at least one annular channel which opens to an annular groove on its lower end face 20 or merges into this groove or is formed by her. Through the pressure water lines 21 supplied pressurized water forms in cooperation of the groove and its opposite sealing surface 18, a hydrostatic bearing for the sealing ring 19.
The bearing gap in this case has a gap height in the range of about 10 to 350, preferably about 100 to 250 microns, is thus compared to the gap widths of the conventional labyrinth seal (Fig. 1) narrow.
It could such a known hydrostatic seal in the present field of application because of the extreme relative velocities, as already mentioned above, in the range of orders of magnitude 35 m / s and especially in view of the high pressures occurring (30 bar and above) and for the application of hydrostatically mounted sealing rings considered as too large axial movements of the impeller 3 relative to the turbine cover 12 are not applied, since it is necessary to guide the sealing ring 19 in the axial direction and this guide has always failed due to the described operating conditions.
According to the invention, the associated problems are solved in that the sealing ring 19 is movably guided on the turbine cover 12 in the axial direction by means of a cylindrical hydrostatic bearing. This bearing is constructed as follows: The turbine cover 12 has a ring strip 23 projecting in the axial direction towards the impeller 3, the outer cylindrical surface of which (optionally with a support analogous to the sealing surface 18) serves as the bearing surface 24. For this purpose, at least one groove 25 is provided in this bearing surface 24 which, as usual in hydrostatic bearings, is supplied with pressurized water through at least one pressurized water line 22. In this way, a bearing is provided between the sealing ring 19 and the turbine cover 12, which allows the sealing ring in the axial direction an almost frictionless movement.
Added to this is that by this storage a "tilting" of the sealing ring 19 (actually a twist or a carding) reliably avoided
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becomes. Such tilting of the sealing ring 19 is entirely possible with the dynamic loads acting on it without such guidance or storage and leads to the collapse of the sealing interaction between the sealing ring 19 and the sealing surface 18th
The inventive solution of the sealing problem is not only dynamic but also energetically favorable and associated with relatively simple and low investment. The pressurized water for the two hydrostatic bearing surfaces can be taken from the upper water of the turbine so that no (due to the centrifugal acceleration in the region of the sealing gap) or only a small pumping capacity is required to overcome the remaining pressure difference. A portion of the pressurized water flows radially outwards and thus enters the impeller, so that a corresponding part of the pump power invested in the turbine is recovered. It is also essential that the penetration of foreign bodies is reliably prevented by the radially outflowing pressurized water.
The components to be arranged on the impeller 3 and in the turbine housing 2 require little space, at least less than the previous labyrinth seal and it is therefore also possible to retrofit existing turbines accordingly.
Since the operating temperature of the turbines is given by the temperature of the water used, there are no problems with the thermal expansion despite the narrow gap height to be aimed for, even at the cylindrical gap between the sealing ring 14 and the annular strip 27.
3 shows a detail of the particularly preferred embodiment with rotating sealing ring 19 ': cylindrical wall surface of the annular strip 23 is supplied by the pressurized water line 22 pressurized water and builds the already described hydrostatic bearing between the ring strip 23 and the sealing ring 19', in this case, a groove 25 ', on. A portion of the water thus supplied to the groove 25 passes through holes 26 in the region of the groove 27 on the axial end face 20 of the sealing ring 19 'and there, as just described above, the hydrostatic bearing between the impeller 3 and the sealing ring 19' on ,
It will obsolete the flexible pressure water lines 21 and the rotation, without having to accept disadvantages. On the contrary, the friction losses are substantially reduced by the sealing ring 19 'rotating at about half turbine speed. Due to the simple structure, this variant is also particularly suitable for retrofitting in existing Francis turbines.
The number, the dimensions and configurations of the bores 26 can be easily determined by the person skilled in the art of hydrodynamics with knowledge of the invention and the respective requirements and adapted to different operating conditions. So also oblique, from groove to groove (more precisely: from bearing surface to bearing surface, since the grooves can also be arranged in the opposite bearing surface) straight through holes possible.
The invention can be designed in many ways and adapted to existing or given conditions. Thus, it is not necessary that the sealing ring 19,19 'has the illustrated rectangular shape. It is quite possible to provide it L-shaped or with other cross-section and thus to ensure the best possible adaptation of the sealing ring to the geometric and dynamic conditions. The surface of the sealing ring in the area of the two bearings may be provided with coatings, coatings or coatings in order to avoid damage in the event of contact with the opposing surfaces.
Of course, it is possible, in particular to provide the bearing surface between the sealing ring 19 and the impeller 3 with a plurality of optionally at least partially adjacent grooves, which may be particularly advantageous if the hydrostatic bearing thus formed not as a (circumferentially) continuous bearing be
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but consists of several, for example, sectors corresponding sections.
Then the course of the (single) groove (s) is not necessarily circular arc but may be spiral. A subdivision may be advantageous to ensure that in case of penetration of foreign bodies or dirt that it does not come to the collapse of the hydrostatic bearing. It may well come in the occurrence of dirt in individual geometrically limited parts of the sealing surface to an insufficient supply of pressurized water, but this can be compensated by the fact that the sealing ring 19 a plurality of independent bearing sections, which optionally overlap each other accordingly provided.
The pressurized water fed to the two bearings flows essentially along the arrows (with extended tips) out of the actual storage area and thus contributes to the fact that no foreign bodies reach the area of the narrow bearing gaps (FIG. 2).
The sealing ring 19 requires no axial contact, this is done by the pressure (indicated by the arrows with dashed peaks) of the surrounding cracking water (ambient pressure p1), but it is possible u. U. advantageous to provide a device for easy pressing (springs or the like.) To keep the sealing ring in the case of standstill of the turbine after a break in operation or inspection in a predetermined position. Likewise, an emergency lift for the sealing ring, for example in case of insufficient pressure of the pressurized water, can be provided.
Fig. 4 shows a particularly preferred variant of the invention. The essential difference from FIG. 3 is that a hydrostatic bearing with two grooves 25 "or 28" is provided in the sealing region between the annular strip 23 "and the sealing ring 19". In this case, the groove 25 "analogous to the hydrostatic bearing 25 in Fig. 2 of the non-contact bearing between the sealing ring 19" and the annular strip 23 "and the groove 28" worried by holes 26 "the supply of pressurized water to the hydrostatic bearing with the groove 27" between the sealing ring 19 "and the impeller 3. This makes it possible to provide the two bearings 27", 28 "separated from each other with pressurized water, even if the sealing ring 19", if only separate supply lines 21 "and 22" are provided.
In a further embodiment (Fig. 5) are in the sealing ring 19 "instead of the wide drawn groove 27" of FIG. 4, two spaced apart, narrower grooves 27 "provided by holes 26" each fed separately from the groove 28 " Thus, the stability of the bearing of the sealing ring 19 "on the impeller 3 is further increased.
This separation of the pressurized water supply of the two bearings causes changes in the height of one of the two columns of the pressure in the other gap (and thus its height) is significantly less affected than in the variant shown in Fig. 3 and ideally not at all. This not only improves the stability of the hydrostatic bearing in general but in particular can damp or prevent their Anfachen periodic movements of the sealing ring.
In this context, we will briefly discuss the pressurized water supply. It is advantageous and u. It may be necessary to ensure that as the throughput increases in one (or some adjacent) supply lines in the adjacent or other supply lines, the flow remains as constant as possible. However, this can be easily determined by appropriate dimensioning or tuning of the cross sections and / or the provision of appropriate throttles in the individual supply lines by those skilled in the field of flow technology with knowledge of the invention and the framework.
A factor in achieving this goal is that the cross section of the holes provided in the sealing ring for supplying the axial seal (in the illustrated examples) is so large that the flow through the pressurized water takes place as lossless as possible.
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In each case a minor figure of Fig. 4, the pressure profile over the seal width between the sealing ring 19 "and the housing or the sealing ring 19" and the impeller 11 is shown: where p1 stands for the upcoming pressure upstream of the sealing ring and p2 for the downstream pressure of the sealing ring in the gap between the annular strip 23 "and the rotor base 11, as also explained above with reference to Fig. 1. As can be seen, one can by the position and the dimensioning of the grooves 25", 28 "and 27" the pressure profiles and through the Selection of the prevailing in the supply lines 21 "and 22" pressures affect the position of these profiles in relation to the pressure p1 to a large extent. With a knowledge of the invention, this is not difficult for a person skilled in the field of fluid mechanics and makes it possible to adapt to a wide variety of boundary conditions.
Finally, it is possible, in the region of the bearing surface (s) between the sealing ring 19,19 ', 19 "and the components rotating opposite him hydrodynamic lubrication pockets provided on at least one of the two opposing bearing surfaces to provide a hydrodynamic bearing in addition to the hydrostatic bearing ,
Fig. 5 shows a variant of a sealing ring, in which the supply of the axial seal through holes 26 ", which emanate from the" lower "region (groove 28") of the radial seal. Further, here, the thrust bearing is different from that shown in Fig. 4 in that it has two grooves 27 ", each of which is supplied with pressurized water, and this change has no bearing on the functioning of the bearing, since the hydrostatic pressure is natural The sealing ring 19 "of Fig. 5 has a substantially rectangular but not square cross section, the ring width RB # of the ring height RH, at the location of the gap between the housing and the impeller is a asymmetrical shoulder 29 is formed.
This makes it possible to compensate for the "carding moments" acting on the sealing ring (moment equilibrium) and to reduce the deformations of the sealing ring induced by them. In view of only about 10 to 350 microns high bearing gaps such deformations should be avoided as possible.
In the drawing, the seal between the sealing ring 19, 19 ', 19 "and the housing 2 is always shown as a radial seal and the seal between the sealing ring and the impeller 11 as an axial seal, which of course can also be reversed and can be used for the course of the housing-side supply lines also bring benefits, although in such an arrangement with a rotating seal the pressurized water must be promoted in the sealing ring against the centrifugal acceleration.
The sealing ring 19, 19 ', 19 "and the surfaces of the wheel base 11 or of the turbine cover 12 which cooperate with it may consist of the materials usually used in hydrostatic seals, the surface 24 of the annular strip 23 (or these itself) The sealing ring 19 may be formed from steel or likewise from a bearing metal but also from aluminum or an aluminum alloy, of course it is also possible and in many cases recommended, at least the sealing ring 19, 19 Made of a plastic, in particular a fiber-reinforced plastic or a ceramic material.
It is also conceivable, in an embodiment similar to that of FIG. 2, to provide both grooves of the hydrostatic bearing in the sealing ring 19 and to dispense with the pressurized water line 22, to create a counterpart to the variant of the co-rotating sealing ring 19 '. The securing of the sealing ring 19 against turning with the impeller bottom 11 can be done in various ways, either by shoulder and counter shoulder or by a correspondingly flexible and symmetrical suspension of the sealing ring on the turbine cover 12, which is preferably in a plane normal to the turbine axis 7 to no to transmit significant forces in the axial direction and not to interfere with the axial movement of the sealing ring with respect to the annular strip 23 by friction.
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The invention has been discussed in terms of examples relating to the most important gasket in the range of Francis turbines, but it will be clear to those skilled in the art that the invention is also applicable to the other gaskets of the Francis turbines and, of course, to all other hydraulic turbomachines now pumps or turbines, can be applied advantageously at all gaps between the housing and the impeller.
It is spoken throughout the description and the claims of "pressurized water" or "storage water", of course, in special applications (eg pumps in food technology) instead of water another liquid can be used without the scope of the invention to leave. Finally, application areas, in particular off the Francis turbines, conceivable in which the hydrostatic bearings are formed without grooves.
1. sealing the impeller (3) of hydraulic turbomachinery (1) relative to the
Turbine housing (2,), characterized in that in the peripheral region of the impeller (3), a flying sealing ring (19,19 ', 19 ") is arranged, both with respect to the impeller (3) and with respect to the turbine housing (2 ) is in each case mounted by means of at least one hydraulic bearing, that each of the hydrostatic bearings consists of mutually facing bearing surfaces, that preferably in at least one of the bearing surfaces
Groove (25.25 ", 27.27", 28.28 ") is incorporated, and that in at least one of the bearing surfaces pressure water lines (21, 21", 22.22 ") open, which with a pressurized water supply in Connection stand.