Verbeterde dichting voor persluchtinrichtingen.
De huidige uitvinding heeft betrekking op een verbeterde dichting voor het afdichten van een roteerbare as voor persluchtinrichtingen, zoals bijvoorbeeld compressoren.
Meer in het bijzonder heeft de uitvinding betrekking op een verbeterde dichting die aangebracht kan worden bij de doorgang door een wand van een behuizing waardoor een roteerbare as is gevoerd, bijvoorbeeld een scheidingswand tussen een hoge druk gedeelte en een lage druk gedeelte.
Naast de welbekende toepassing van zulke dichting tussen twee gassen, worden zulke dichtingen ook aangewend tussen een gas en een vloeistof of tussen twee vloeistoffen. Het vervolg van de tekst verwijst naar de toepassing tussen twee gassen, maar de uitvinding is toepasbaar tussen fluïda in het algemeen.
De dichtingen die voor zulke toepassingen gebruikelijk worden aangewend, bestaan in hoofdzaak uit een dichtingsring die nauw passend rond de as wordt aangebracht en waarbij de rotatie van de ring voorkomen wordt door de dichtingsring in axiale richting aan te drukken tegen een houder die op haar beurt klemmend is aangebracht in de behuizing.
Het probleem dat zich stelt, is dat door de hierboven beschreven opspanning, de dichtingsring ook radiaal geblokkeerd wordt, zodat de vlottende werking van de dichtingsring wordt weggenomen.
Deze starre positie veroorzaakt onoverkomelijk schade door slijtage aan de as en aan de dichtingsring.
De speling tussen de dichtingsring en de as dient namelijk zeer klein te zijn opdat de lekkage van perslucht langs de as beperkt zou blijven.
Door deze kleine speling kan het contact van de as met de dichtingsring niet voorkomen worden, omdat de radiale slag of de thermische uitzetting van de as groter kan zijn dan de gewenste speling.
Daarbij komt dat de speling groter wordt door de hierboven beschreven slijtage en dat daardoor de lekkage van perslucht langs de as toeneemt.
Het doel van de uitvinding is een afdoend antwoord te bieden aan voornoemde en andere problemen en daartoe bestaat de verbeterde dichting voor het afdichten van een roteerbare as voor persluchtinrichtingen die aangewend wordt rond een as ter plaatse van een wand van een behuizing waardoor de as voert, welke dichting in hoofdzaak bestaat uit een dichtingsring die met een kleine speling S over de as en tussen een houder en de behuizing is aangebracht, waarbij het gewicht en de afmetingen van de dichtingsring, de speling S tussen de dichtingsring en de as, en de afwerking van de dichtingsring en van de as ter plaatse van hun onderlinge contactoppervlakken zodanig zijn dat een dragende fluïdumfilm gevormd wordt, zij het een gasfilm of een vloeistoffilm, bij rotatie van de as waardoor de dichtingsring zichzelf centreert.
Inderdaad, het drukverschil veroorzaakt in de toepassing van de dichting tussen luchtcompartimenten een luchtlek langs de speling S die bij rotatie van de as een dragende gasfilm opbouwt door de aanwezige gaswig tussen de dichtingsring en de as waardoor de dichtingsring zichzelf centreert.
Bij voorkeur wordt de ring in haar buitenwand of ter plaatse van haar kopse kant voorzien van een holte die kan samenwerken met een pen of dergelijke die rechtstreeks of onrechtstreeks verbonden is met de behuizing.
De pen is zodanig uitgevoerd dat ze de rotatie van de dichtingsring voorkomt maar dat ze tegelijk de vlottende werking van de dichtingsring toelaat.
Volgens een voorkeurdragende uitvoeringsvorm zijn de onderlinge contactoppervlakken van de as, van de dichtingsring, van de houder en van de behuizing geslepen uitgevoerd.
Aldus wordt de dichting geoptimaliseerd.
In tegenstelling tot de hierboven vermelde voorkeurdragende uitvoeringsvorm, kan het contactoppervlak van de as met de dichtingsring en/of het inwendig gelegen contactoppervlak van de dichtingsring met de as voorzien zijn van een textuur.
Met contactoppervlak wordt bedoeld de oppervlakken van de as en van de dichtingsring die door de speling S van elkaar gescheiden zijn.
Zulk een textuur biedt het voordeel dat het inloopgedrag van de ring op de as verbeterd wordt bij een te kleine radiale speling, bijvoorbeeld ten gevolge van thermische uitzetting.
Bovendien versterken en/of stabiliseren zulke textuuroppervlakken de zelfcentrerende werking.
Volgens een bijzondere uitvoeringsvorm zijn één of meerdere delen van de textuurgedeelten voorzien van eventueel enigszins verhoogde delen die functioneren als drukdammen.
Met het inzicht de kenmerken van de uitvinding beter aan te tonen, zijn hierna, als voorbeeld zonder enig beperkend karakter, enkele voorkeurdragende uitvoeringsvormen beschreven van een verbeterde dichting voor persluchtinrichtingen, met verwijzing naar de bijgaande tekeningen, waarin:
figuur 1 schematisch en in doorsnede een bekende dichting voor persluchtinrichtingen weergeeft; figuur 2 schematisch en in doorsnede een verbeterde dichting voor persluchtinrichtingen volgens de uitvinding weergeeft; figuur 3 een doorsnede volgens lijn III-III van de dichting uit figuur 2 weergeeft; figuur 4 een variante positie van de dichting uit figuur 3 weergeeft; figuur 5 in doorsnede een variante uitvoeringsvorm van de as weergeeft; figuren 6 tot 8 variante uitvoeringsvormen weergeven van een verbeterde dichting voor persluchtinrichtingen volgens de uitvinding.
In figuur 1 wordt een bekende dichtingsring 1 voor persluchtinrichtingen weergegeven die gebruikelijk wordt aangewend rond een roteerbare as 2 ter plaatse van een wand van een behuizing 3 waardoor de as 2 voert, bijvoorbeeld een scheidingswand tussen een hoge druk gedeelte HP en een lage druk gedeelte LP.
De dichtingsring 1 is met kleine speling S rond de as 2 aangebracht en de rotatie van de dichtingsring 1 rond de as 2 wordt voorkomen door de dichtingsring 1 in axiale richting aan te drukken tegen een houder 4 die op haar beurt klemmend is aangebracht in de behuizing 3.
De axiale druk kan bijvoorbeeld worden uitgevoerd door een veer 5 die voorzien kan worden tussen de behuizing 3 en de dichtingsring 1.
Deze axiale druk voorkomt dat de dichtingsring 1 gaat roteren en tegelijk wordt de afdichting tussen de dichtingsring 1 en de houder 4 gegarandeerd.
Het probleem dat zich stelt, is dat de hierboven beschreven opspanning de dichtingsring 1 niet enkel tegen rotatie blokkeert, maar dat ook de radiale vrijheidsgraad of de zogenaamde vlottende werking van de dichtingsring 1 wordt weggenomen.
Deze starre positie veroorzaakt onoverkomelijk schade door slijtage aan de as 2 en aan de dichtingsring 1.
De speling S tussen de dichtingsring 1 en de as 2 dient namelijk zeer klein te zijn, opdat de lekkage van perslucht langs de as 2 beperkt zou blijven.
Door deze kleine speling S kan het contact van de as 2 met de dichtingsring 1 niet voorkomen worden omdat de radiale slag of de thermische uitzetting van de as 2 groter kan zijn dan de gewenste speling S.
Daarbij komt dat de speling S groter wordt door de hierboven beschreven slijtage en dat daardoor de lekkage van perslucht langs de as 2 toeneemt.
In figuur 2 wordt een verbeterde dichting voor persluchtinrichtingen volgens de uitvinding weergegeven, die in hoofdzaak bestaat uit een dichtingsring 1 gemaakt uit grafiet die met een speling over een as 2 is aangebracht.
De dichtingsring 1 heeft een breedte B en een binnendiameter die enkele micrometers of enkele tientallen micrometers groter is dan de buitendiameter van de as 2.
De dichtingsring 1 werkt samen met een bijhorende houder 4 die in een wand 6 van een behuizing 3 is aangebracht.
De buitenwand 7 van de dichtingsring 1 is voorzien van een holte 8.
In lijn met deze holte 8 is de houder 4 voorzien van een boring 9 waarin een pen 10 klemmend is aangebracht.
De pen 10 reikt tot in de holte 8 van de dichtingsring 1 waarbij de diameter en de vorm van de holte 8, respectievelijk van de pen 10, zodanig zijn dat de pen 10 niet noodzakelijk contact maakt met de binnenwand 11 van de holte 8, zodat de dichtingsring 1, zowel radiaal, als axiaal vrij kan bewegen.
De houder 4 bestaat in hoofdzaak uit een bus 12 waarvan de binnendiameter over een eerste gedeelte 13 groter is dan de diameter van de as 2 en waarvan de binnendiameter over een tweede gedeelte 14, in dit geval 0,75 mm groter is dan de buitendiameter van de dichtingsring 1.
De overgang van het eerste gedeelte 13 naar het tweede gedeelte 14 bestaat in deze uitvoering uit een dwars op de as 2 gerichte wand 15 die een schouder vormt die kan samenwerken met de hoofdzakelijk parallel daaraan gelegen voorwand 16 van de dichtingsring 1.
De lengte van het tweede gedeelte 14 is hier 0,5 mm groter dan de breedte B van de dichtingsring 1. In het algemeen kan gesteld worden dat het verschil tussen voornoemde afmetingen zo klein mogelijk dient te zijn, doch dat de dichtingsring 1 nooit mag geklemd zitten en dat hierbij rekening dient te worden gehouden met de toleranties.
Het tweede gedeelte 14 van de houder 4 vertoont vanaf haar kopse uiteinde 17 en tot voorbij de boring 9 een kleinere buitendiameter dan de buitendiameter van de bus 12.
De behuizing 3 is, ter plaatse van de doorgang 18 van de as 2, voorzien van een cilindervormige kamer 19 waarvan de diameter en de diepte afgestemd zijn op de grootste buitendiameter en de lengte van de houder 4, zodat de houder 4 er klemmend kan worden ingebracht.
De werking van de hierboven besproken dichtingsring 1 is eenvoudig en als volgt.
De dichtingsring 1 scheidt de hoge drukzijde HP in de persluchtinrichting, bijvoorbeeld een schroefcompressor, van de lage drukzijde LP.
Zolang dit drukverschil niet aanwezig is, bijvoorbeeld bij stilstand van de schroefcompressor, zal bij een horizontale as 2 de dichtingsring 1 op de as 2 rusten waardoor er een excentriciteit ontstaat, zoals weergegeven in figuur 3.
In figuur 4 wordt verduidelijkt hoe de dichtingsring 1 loskomt van de as 2 wanneer de as 2 draait en wanneer er een drukverschil over de dichtingsring 1 wordt gecreëerd.
Inderdaad, het drukverschil veroorzaakt een luchtlek die bij rotatie van de as 2 een dragende gasfilm opbouwt tussen de dichtingsring 1 en de as 2 waardoor de dichtingsring 1 zichzelf centreert.
De normaalkracht die de gaswig of de dragende gasfilm uitoefent op de dichtingsring 1 is hoogstens gelijk aan het gewicht van de dichtingsring 1, wat beduidend lager is dan de wrijvingskracht opgewekt door een veer, zoals toegepast in de bekende uitvoering, zoals weergegeven in figuur 1.
Uit metingen blijkt bovendien dat de luchtlek anderhalve keer kleiner is wanneer de dichtingsring 1 perfect gecentreerd is rond de as 2 in vergelijking met de luchtlek wanneer de dichtingsring 1 op de as 2 rust.
De zelfcentrering zorgt er uiteraard ook voor dat de wrijving en de bijhorende slijtage sterk worden teruggedrongen.
De overdruk zorgt er tevens voor dat de dichtingsring 1 met zijn voorwand 16 tegen de wand 15 van de houder 4 wordt gedrukt, zodat de afdichting aldaar gegarandeerd is, doch zodanig dat de radiale krachten de wrijvingskracht tussen de wanden 15 en 16 kunnen overwinnen.
De pen 10 die klemmend in de boring 9 is aangebracht, reikt zoals gezegd tot in de holte 8 van de dichtingsring 1, doch zonder noodzakelij k contact te maken met de binnenwand 11 van de holte 8.
Deze pen 10 voorkomt dat de dichtingsring 1 gaat meedraaien met de as 2 en laat tegelijkertijd toe dat de dichtingsring 1 zich enigszins radiaal en axiaal kan verplaatsen.
De montage van de dichtingsring 1 volgens de uitvinding is eveneens eenvoudig en als volgt.
Eerst wordt de dichtingsring 1 in de houder 4 geplaatst en wordt de pen 10 door de boring 9 tot in de holte 8 van de dichtingsring 1 gevoerd en in die positie in de boring 9 bevestigd door een klemming of dergelijke.
Vervolgens wordt de houder 4 in de kamer 19 aangebracht waarbij het tweede gedeelte 14 van de houder 4, dankzij de kleinere buitendiameter, vrij in de kamer 19 gevoerd kan worden, waarna het eerste gedeelte 13 in de kamer 19 geklemd wordt.
Vervolgens kan de as 2 door de dichtingsring 1 gevoerd worden.
Opdat de dragende gasfilm in staat zou zijn de dichtingsring 1 te centreren, is aldus de uitvinding de dichtingsring 1 bij voorkeur licht en met grote breedte B uitgevoerd.
Met andere woorden is de verhoudingsfactor van het contactoppervlak van de dichtingsring 1 met de as 2 tot het gewicht van de dichtingsring 1 relatief groot en bij voorkeur groter dan 20 mm2/g.
In het besproken voorbeeld is de dichtingsring 1 gemaakt uit grafiet.
Uit experimenten is gebleken dat grafiet naast de lage massadensiteit ook zeer gunstige eigenschappen vertoont op het gebied van de wrijvingseigenschappen met staal.
Grafiet is tevens zeer geschikt voor de spreiding van warmte, bijvoorbeeld afkomstig van de wrijving van de dichtingsring 1 met de as 2. De warmte dient inderdaad voldoende snel te worden verspreid om de vorming van lokaal verhitte punten of zogenaamde "hot spots" te voorkomen.
Het gebruikte materiaal voor de dichtingsring 1 bezit bij voorkeur een thermische uitzettingscoëfficiënt die gelijk is aan de thermische uitzettingscoëfficiënt van staal waaruit de as 2 is vervaardigd.
In het geval van grafiet is de thermische uitzettingscoëfficiënt kleiner dan die van staal, meer
<EMI ID=1.1>
Als gevolg daarvan neemt, bij opwarming, de speling S tussen de stalen as 2 en de dichtingsring 1 af, en daarop dient men te anticiperen, indien men werking in hogere temperatuurszones verwacht door de speling tussen de as 2 en de dichtingsring 1 groter uit te voeren opdat de vernauwing bij opwarming kan worden opgevangen.
Dit probleem kan ook worden opgevangen door het oppervlak van de as 2 ter plaatse van het mogelijk contact met de dichtingsring 1 een fijne textuur te geven van enkele microns diep, zoals schematisch weergegeven in figuur 5.
In het algemeen worden de onderlinge contactoppervlakken of de afdichtingsvlakken van afdichtingsring 1, van de as 2, van de houder 4 en van de behuizing 3 geslepen, zodat een optimale afdichting bekomen wordt.
In tegenstelling tot dit algemene voorschrift kan, zoals hierboven beschreven, een textuur voorzien worden ter plaatse van de contactoppervlakken van de as 2 en de dichtingsring 1.
Met contactoppervlakken wordt hier bedoeld de vlakken van de as 2 en van de dichtingsring 1 die door de speling S van elkaar gescheiden worden.
Deze textuur kan abrasief inwerken op de dichtingsring 1 in geval van gebrek aan radiale speling door werking in hoge temperatuursgebieden. Het teveel aan grafiet kan worden weggesleten door de as 2 waarbij het losgemaakte grafiet zich kan verzamelen in de textuur.
De textuur kan eventueel ook al dan niet in combinatie voorzien worden aan de binnenkant van de dichtingsring 1.
Naast het verbeterde inloopgedrag van de dichtingsring 1 op de as 2 zorgt de voornoemde textuur bijkomend voor een liftende werking.
Met andere woorden wordt de dragende gasfilm krachtiger zodat een sterker zelfcentrerend effect optreedt.
We merken op dat hiertoe bijkomend ook één of meer drukdammen, die bijvoorbeeld kunnen bestaan uit een ringvormige rib, voorzien kunnen worden, zowel aan de inwendige zijde van de dichtingsring 1, als aan het buitenoppervlak van de as 2.
Het probleem van de afnemende speling S tussen de as 2 en de dichtingsring 1 bij toenemende temperatuur kan tenslotte ook worden voorkomen door zulke dichtingsring 1 uit grafiet te voorzien van een stalen ring, bijvoorbeeld aan de buitenwand ervan, zoals weergegeven in figuur 6.
De binnenring gemaakt uit grafiet wordt met een perspassing in de stalen ring aangebracht. Zulke samengestelde dichtingsring 1 zet uit, zoals de stalen ring uitzet, maar is zwaarder en duurder, vooral als de stalen ring uit martensietisch/ferrietisch roestvrij staal is vervaardigd.
Wat betreft de breedte B van de dichtingsring 1 is het belangrij k te melden dat een te grote breedte B leidt tot scheefstelling van de dichtingsring 1 ten opzichte van de as 2 waardoor de dichting tussen de dichtingsring 4 en de houder 4 benadeeld wordt.
Voor een as 2 met diameter gelijk aan 35 mm wordt bijvoorbeeld een goede afdichting opgemeten met een dichtingsring 1 met breedte B gelijk aan 15 mm.
In figuur 7 wordt bijkomend nog een variante uitvoeringsvorm van de dichtingsring 1 aldus de uitvinding weergegeven, waarbij vooral de buitenwand van de dichtingsring 1 anders is uitgevoerd.
In figuur 8 is een dichting volgens de uitvinding weergegeven waarbij de pen 10 in deze bijzondere uitvoering parallel aan de as 2 is aangebracht.
Het is hierbij uiteraard van belang dat de axiale en radiale speling van de dichtingsring 1 gegarandeerd blijven.
Het is duidelijk dat het blokkeren van de rotatie van de dichtingsring 1, terwijl de axiale en radiale speling mogelijk blijven op talrijke wijzen gerealiseerd kan worden.
De dichtingsring 1 uit het besproken voorbeeld is gemaakt uit grafiet, maar het is duidelijk dat de dichtingsring 1 ook uit een ander materiaal, met een bij voorkeur lage massadensiteit, vervaardigd kan worden.
In geval van metalen kunnen de wrijvingseigenschappen worden verbeterd door een coating te voorzien ter plaatse van de dichtingsring 1 of de as 2, bijvoorbeeld gebaseerd op vlamspuiten, opdampen, stroomloos vernikkelen of nog andere technieken.
Het gewicht kan anderzijds ook beperkt worden door de dichtingsring 1 relatief dunwandig uit te voeren.
Men dient in zulk geval rekening te houden met een voldoende nauwkeurige uitvoering en een beperkte afwijking van de ronde vorm van de dichtingsring 1.
De ring kan bijvoorbeeld ook uit al dan niet gecoat roestvast staal gemaakt worden, bijvoorbeeld uit AISI430F of AISI416.
Het is duidelijk dat de dichting volgens de uitvinding naast de besproken toepassing tussen twee gassen ook kan worden toegepast tussen een gas en een vloeistof of tussen twee vloeistoffen, of tussen fluida in het algemeen. In dat opzicht is het duidelijk dat de gasfilm veralgemeend als een "fluïdumfilm" dient te worden gelezen.
De materialen van de dichting dienen desgevallend te zijn aangepast voor gebruik met vloeistoffen.
De huidige uitvinding is geenszins. beperkt tot de als voorbeeld beschreven en in de figuren weergegeven uitvoeringsvormen, doch een dergelijke verbeterde dichting voor persluchtinrichtingen kan volgens verschillende varianten worden verwezenlijkt zonder buiten het kader van de uitvinding te treden.
Improved seal for compressed air devices.
The present invention relates to an improved seal for sealing a rotatable shaft for compressed air devices, such as compressors.
More in particular, the invention relates to an improved seal which can be provided at the passage through a wall of a housing through which a rotatable shaft is passed, for example a partition wall between a high pressure section and a low pressure section.
In addition to the well-known application of such a seal between two gases, such seals are also used between a gas and a liquid or between two liquids. The remainder of the text refers to the application between two gases, but the invention is applicable between fluids in general.
The seals that are customarily used for such applications consist essentially of a sealing ring that is tightly fitted around the shaft and the rotation of the ring being prevented by pressing the sealing ring in axial direction against a holder which in turn is clamping is mounted in the housing.
The problem that arises is that due to the clamping described above, the sealing ring is also radially blocked, so that the smooth action of the sealing ring is removed.
This rigid position causes insurmountable damage due to wear on the shaft and the sealing ring.
This is because the play between the sealing ring and the shaft must be very small so that the leakage of compressed air along the shaft is limited.
Due to this small clearance, contact of the shaft with the sealing ring cannot be prevented, because the radial stroke or the thermal expansion of the shaft can be greater than the desired clearance.
In addition, the play becomes greater as a result of the abovementioned wear and the leakage of compressed air along the shaft increases as a result.
The object of the invention is to provide a satisfactory answer to the aforementioned and other problems and to that end there is the improved seal for sealing a rotatable shaft for compressed air devices which is applied around an axis at the location of a wall of a housing through which the axis passes, which seal consists essentially of a seal ring arranged with a small clearance S over the shaft and between a holder and the housing, the weight and dimensions of the seal ring, the clearance S between the seal ring and the shaft, and the finish of the sealing ring and of the shaft at their mutual contact surfaces such that a bearing fluid film is formed, be it a gas film or a liquid film, upon rotation of the shaft whereby the sealing ring centers itself.
Indeed, in the application of the seal between air compartments, the pressure difference causes an air leak along the clearance S which, upon rotation of the shaft, builds up a bearing gas film through the gas wedge present between the seal ring and the shaft through which the seal ring centers itself.
The ring is preferably provided in its outer wall or at its end face with a cavity which can cooperate with a pin or the like which is directly or indirectly connected to the housing.
The pin is designed in such a way that it prevents the rotation of the sealing ring, but at the same time allows the floating action of the sealing ring.
According to a preferred embodiment, the mutual contact surfaces of the shaft, the sealing ring, the holder and the housing are designed to be ground.
The seal is thus optimized.
In contrast to the above-mentioned preferred embodiment, the contact surface of the shaft with the seal ring and / or the internal contact surface of the seal ring with the shaft can be textured.
By contact surface is meant the surfaces of the shaft and the sealing ring which are separated from each other by the clearance S.
Such a texture offers the advantage that the running-in behavior of the ring on the shaft is improved with a too small radial play, for example due to thermal expansion.
Moreover, such texture surfaces enhance and self-center the self-centering effect.
According to a special embodiment, one or more parts of the texture parts are provided with possibly slightly raised parts that function as printing dams.
With the insight to better demonstrate the features of the invention, a few preferred embodiments of an improved seal for compressed air devices are described below as an example without any limiting character, with reference to the accompanying drawings, in which:
figure 1 schematically and in cross-section represents a known seal for compressed air devices; figure 2 schematically and in section shows an improved seal for compressed air devices according to the invention; figure 3 represents a section along line III-III of the seal of figure 2; figure 4 represents a variant position of the seal of figure 3; figure 5 represents a variant embodiment of the shaft in cross-section; Figures 6 to 8 show variant embodiments of an improved seal for compressed air devices according to the invention.
Figure 1 shows a known sealing ring 1 for compressed air devices, which is usually applied around a rotatable shaft 2 at the location of a wall of a housing 3 through which the shaft 2 passes, for example a partition wall between a high-pressure section HP and a low-pressure section LP .
The sealing ring 1 is arranged with small play S around the shaft 2 and the rotation of the sealing ring 1 around the shaft 2 is prevented by pressing the sealing ring 1 in the axial direction against a holder 4 which in turn is clamped in the housing 3.
The axial pressure can for instance be performed by a spring 5 which can be provided between the housing 3 and the sealing ring 1.
This axial pressure prevents the sealing ring 1 from rotating and at the same time the seal between the sealing ring 1 and the holder 4 is guaranteed.
The problem that arises is that the clamping described above not only blocks the sealing ring 1 against rotation, but that also the radial degree of freedom or the so-called floating action of the sealing ring 1 is removed.
This rigid position causes insurmountable damage due to wear on the shaft 2 and the sealing ring 1.
Namely, the clearance S between the sealing ring 1 and the shaft 2 must be very small, so that the leakage of compressed air along the shaft 2 would remain limited.
Due to this small clearance S, contact of the shaft 2 with the sealing ring 1 cannot be prevented because the radial stroke or the thermal expansion of the shaft 2 can be greater than the desired clearance S.
In addition, the clearance S becomes larger due to the abovementioned wear and the leakage of compressed air along the shaft 2 thereby increases.
Figure 2 shows an improved seal for compressed air devices according to the invention, which essentially consists of a seal ring 1 made of graphite which is arranged with a clearance over a shaft 2.
The sealing ring 1 has a width B and an inner diameter that is a few micrometers or a few tens of micrometers larger than the outer diameter of the shaft 2.
The sealing ring 1 cooperates with an associated holder 4 which is arranged in a wall 6 of a housing 3.
The outer wall 7 of the sealing ring 1 is provided with a cavity 8.
In line with this cavity 8, the holder 4 is provided with a bore 9 in which a pin 10 is clamped.
The pin 10 extends into the cavity 8 of the sealing ring 1, the diameter and shape of the cavity 8, respectively of the pin 10, being such that the pin 10 does not necessarily make contact with the inner wall 11 of the cavity 8, so that the sealing ring 1 can move freely, both radially and axially.
The holder 4 consists essentially of a bushing 12 whose inner diameter over a first portion 13 is larger than the diameter of the shaft 2 and whose inner diameter over a second portion 14, in this case 0.75 mm larger than the outer diameter of the sealing ring 1.
In this embodiment the transition from the first part 13 to the second part 14 consists of a wall 15 directed transversely to the shaft 2, which wall forms a shoulder which can cooperate with the substantially parallel front wall 16 of the sealing ring 1.
The length of the second part 14 is here 0.5 mm larger than the width B of the sealing ring 1. In general, it can be stated that the difference between the aforementioned dimensions should be as small as possible, but that the sealing ring 1 should never be clamped. and that the tolerances must be taken into account.
The second portion 14 of the holder 4 has a smaller outer diameter from its end end 17 and beyond the bore 9 than the outer diameter of the sleeve 12.
At the location of the passage 18 of the shaft 2, the housing 3 is provided with a cylindrical chamber 19 whose diameter and depth are adjusted to the largest outer diameter and the length of the holder 4, so that the holder 4 can become clamped there brought in.
The operation of the sealing ring 1 discussed above is simple and as follows.
The sealing ring 1 separates the high pressure side HP in the compressed air device, for example a screw compressor, from the low pressure side LP.
As long as this pressure difference is not present, for example when the screw compressor is at a standstill, in the case of a horizontal shaft 2 the sealing ring 1 will rest on the shaft 2, as a result of which an eccentricity is created, as shown in figure 3.
Figure 4 clarifies how the sealing ring 1 separates from the shaft 2 when the shaft 2 rotates and when a pressure difference is created over the sealing ring 1.
Indeed, the pressure difference causes an air leak which upon rotation of the shaft 2 builds up a supporting gas film between the sealing ring 1 and the shaft 2, whereby the sealing ring 1 centers itself.
The normal force that the gas wedge or the carrying gas film exerts on the sealing ring 1 is at most equal to the weight of the sealing ring 1, which is considerably lower than the frictional force generated by a spring, as applied in the known embodiment, as shown in Figure 1.
Moreover, measurements show that the air leak is one and a half times smaller when the sealing ring 1 is perfectly centered around the shaft 2 compared to the air leak when the sealing ring 1 rests on the shaft 2.
Naturally, self-centering also ensures that friction and associated wear are greatly reduced.
The overpressure also ensures that the sealing ring 1 with its front wall 16 is pressed against the wall 15 of the holder 4, so that the seal there is guaranteed, but in such a way that the radial forces can overcome the frictional force between the walls 15 and 16.
The pin 10 which is clamped in the bore 9 extends, as stated, into the cavity 8 of the sealing ring 1, but without necessarily making contact with the inner wall 11 of the cavity 8.
This pin 10 prevents the sealing ring 1 from rotating with the shaft 2 and at the same time allows the sealing ring 1 to move somewhat radially and axially.
The assembly of the sealing ring 1 according to the invention is also simple and as follows.
First, the sealing ring 1 is placed in the holder 4 and the pin 10 is passed through the bore 9 into the cavity 8 of the sealing ring 1 and is fixed in that position in the bore 9 by a clamp or the like.
Subsequently, the holder 4 is arranged in the chamber 19, whereby the second part 14 of the holder 4 can, thanks to the smaller outer diameter, be freely fed into the chamber 19, whereafter the first part 13 is clamped in the chamber 19.
The shaft 2 can then be passed through the sealing ring 1.
Thus, in order for the carrier gas film to be able to center the sealing ring 1, the sealing ring 1 is preferably light and of large width B.
In other words, the ratio of the contact surface of the sealing ring 1 with the shaft 2 to the weight of the sealing ring 1 is relatively large and preferably greater than 20 mm 2 / g.
In the example discussed, the sealing ring 1 is made of graphite.
Experiments have shown that in addition to the low mass density, graphite also exhibits very favorable properties in the field of frictional properties with steel.
Graphite is also very suitable for the spread of heat, for example from the friction of the sealing ring 1 with the shaft 2. The heat must indeed be spread sufficiently quickly to prevent the formation of locally heated points or so-called "hot spots".
The material used for the sealing ring 1 preferably has a thermal expansion coefficient that is equal to the thermal expansion coefficient of steel from which the shaft 2 is made.
In the case of graphite, the thermal expansion coefficient is smaller than that of steel, more
<EMI ID = 1.1>
As a result, upon heating, the play S between the steel shaft 2 and the sealing ring 1 decreases, and this must be anticipated if operation in higher temperature zones is expected by increasing the play between the shaft 2 and the sealing ring 1. so that the restriction can be absorbed during heating.
This problem can also be overcome by giving the surface of the shaft 2 at the location of the possible contact with the sealing ring 1 a fine texture of a few microns deep, as schematically shown in Figure 5.
In general, the mutual contact surfaces or the sealing surfaces of the sealing ring 1, of the shaft 2, of the holder 4 and of the housing 3 are ground, so that an optimum seal is obtained.
In contrast to this general requirement, as described above, a texture can be provided at the contact surfaces of the shaft 2 and the sealing ring 1.
By contact surfaces is meant here the surfaces of the shaft 2 and the sealing ring 1 that are separated from each other by the clearance S.
This texture can abrasively act on the sealing ring 1 in the event of a lack of radial play due to operation in high temperature ranges. The excess graphite can be worn away by the shaft 2 whereby the loosened graphite can collect in the texture.
The texture can optionally also be provided in combination or not on the inside of the sealing ring 1.
In addition to the improved running-in behavior of the sealing ring 1 on the shaft 2, the aforementioned texture also provides a lifting effect.
In other words, the carrier gas film becomes more powerful so that a stronger self-centering effect occurs.
We note that for this purpose one or more pressure dams, which may for instance consist of an annular rib, can also be provided, both on the inner side of the sealing ring 1 and on the outer surface of the shaft 2.
Finally, the problem of decreasing clearance S between the shaft 2 and the sealing ring 1 with increasing temperature can also be prevented by providing such a sealing ring 1 of graphite with a steel ring, for example on its outer wall, as shown in Figure 6.
The inner ring made of graphite is fitted in the steel ring with a press fit. Such composite seal ring 1 expands, as the steel ring expands, but is heavier and more expensive, especially if the steel ring is made of martensitic / ferrite stainless steel.
With regard to the width B of the sealing ring 1, it is important to state that too large a width B leads to the sealing ring 1 being skewed relative to the shaft 2, whereby the seal between the sealing ring 4 and the holder 4 is disadvantaged.
For a shaft 2 with a diameter equal to 35 mm, for example, a good seal is measured with a sealing ring 1 with width B equal to 15 mm.
In figure 7 a further variant embodiment of the sealing ring 1 is thus also represented the invention, wherein in particular the outer wall of the sealing ring 1 is of a different design.
Figure 8 shows a seal according to the invention, in which the pin 10 in this special embodiment is arranged parallel to the shaft 2.
It is of course important here that the axial and radial play of the sealing ring 1 remain guaranteed.
It is clear that blocking the rotation of the sealing ring 1, while the axial and radial play remain possible, can be realized in numerous ways.
The sealing ring 1 of the example discussed is made of graphite, but it is clear that the sealing ring 1 can also be made of another material, with a preferably low mass density.
In the case of metals, the frictional properties can be improved by providing a coating at the sealing ring 1 or the shaft 2, for example based on flame spraying, vapor deposition, electroless nickel plating or other techniques.
On the other hand, the weight can also be limited by making the sealing ring 1 relatively thin-walled.
In such a case, a sufficiently accurate design and a limited deviation from the round shape of the sealing ring 1 must be taken into account.
The ring can, for example, also be made from coated or uncoated stainless steel, for example from AISI430F or AISI416.
It is clear that the seal according to the invention, in addition to the discussed use between two gases, can also be used between a gas and a liquid or between two liquids, or between fluids in general. In that regard, it is clear that the gas film should generally be read as a "fluid film".
The materials of the seal must be adapted for use with liquids if necessary.
The present invention is by no means. limited to the embodiments described as examples and shown in the figures, but such an improved seal for compressed air devices can be realized in various variants without departing from the scope of the invention.