【発明の詳細な説明】
二重溝配列を備えた面シール
発明の分野
本発明は、一方は静止し他方は回転する、対向して相互作用する面型のシール
要素間で、流体静／動力学または空気静／動力学力を生成するために、密封され
た流体が使用される回転軸に対するシール装置に関する。これらの力は、シール
要素の僅かに分離した非接触作動を提供し、これにより低流体漏れを維持しなが
ら面磨耗と摩擦動力損失を最小化する。
発明の背景
ギャップ又は非接触面シールとも言われる回転流体膜面シールが、高速及び／
又は高圧回転装置に通常適用され、面接触する通常の機械的な面シールを使用す
ることにより、結果として過度の熱発生および磨耗となる。非接触作動により、
上昇速度と言われるある最低速度以上で軸が回転する度のこの望ましくない面接
触が避けられる。
上記非接触作動を達成する様々な方法がある。より一般的に使用される方法の
一つに、シール面の一方における浅い渦巻き状の溝パターンの構造が含まれる。
溝付き面と対向するシール面は、比較的平坦で滑らかである。これら２つのシー
ル面がシール間隙を規定する面領域はシール境界面と言われる。
シール面の一方上の上述した渦巻き状の溝パターンは、通常外周から内側に延
び、シール境界面の内径より大きな溝径と言われる特定の面直径において終端す
る。溝径と内部境界面の径との間の溝な
し領域は、流体の流出に対する制限としてふるまう。渦巻き状パターンにより供
給される流体はこの制限を通過せねばならず、シール面が分離される場合のみ通
過可能である。この作用方法は圧力の増大を介してなされる。面が接触状態にあ
ると、流体が制限にまさってだけ圧縮され、従って圧力が増大される。圧力によ
り、互いに面を保持する力よりも最終的に大きくなる分離力が生じる。その瞬間
に、シール面が分離し、流体の逃げを可能にする。シールの作動中、均衡が、渦
巻き汲み上げを介する流体の流入と、面分離を介する流体の流出の間でそれ自身
に確立される。従って、一方の面がその対向面に関連して回転している限り、と
いうことを意味する、シールが作動している限り面分離が存在する。
しかし、渦巻き汲み上げは、シール面間の分離量を決定する唯一の要因ではな
い。まさに渦巻きが溝径を通りシール境界面の溝なし位置へと流体を駆動可能な
ように、圧力差により可能にされる。境界面の溝付き端部と溝なし端部間に充分
な圧力差が存在する場合、流体は又、境界面の溝なし位置へと押され、それによ
り面を分離し、間隙を形成する。
一方は回転速度について、他方は圧力差についてシール面間で間隙が形成され
うる両方の方法は、両方の影響が作動シール上で組合わさるとしても、異なり別
個である。圧力差がなく、シール面の分離が面回転により厳密に発生する場合、
流体の流れによる力は、シールされた流体が液体の場合は、流体動力学力として
知られ、シールされた流体が気体の場合は、空気動力学力として知られている。
逆に、２つのシール面間に相互回転がなく、面分離が厳密にシール境界面の両
端間の圧力差の結果である場合、流体の流れによる力は、シールされた流体が液
体の場合は、流体静力学力と言われ、シールされた流体が気体の場合は、空気静
力学力と言われる。以下において、これら液体と気体効果という用語は、液体と
気体シールの両方を論じる場合、より慣用的に使用されるので、流体静力学およ
び流体動力学という用語は、液体と気体効果の両方に対して使用される。
典型的な渦巻き状の溝シールは、シール作動の全持続中の面接触の漏れと欠如
に関連した、受容可能な性能を提供する必要がある。それは、最高速度および最
高圧力においてだけでなく、静止時、始動時、加速時、装置暖機運転の期間、ま
たは停止時においても、シール作動の全持続中の面接触の漏れと欠如に関連した
、受容可能な性能を提供する必要がある。通常の作動状態において、圧力と速度
は一定に変化し、その結果、走行間隙に対する連続調整になる。これらの調整は
自動であり、すなわち渦巻き状の溝シールの鍵となる特性の一つがその自己調整
能力である。速度または圧力に変化があると、面間隙は新しい一組の状態へと自
動的に調整する。流体静力学力および流体動力学力によりこの調整が生じる。
速度および圧力の作動環境は通常非常に広く変化し、必要なシール設計は妥協
となるにちがいない。速度および圧力のゼロ付近において受容可能であるべきそ
の性能のために、それは作動速度および圧力のおいて最適ではない。これは単純
に、圧力および速度の両方
に関連して、速度がゼロおよび圧力差がゼロから作動状態へとシールを持ち上げ
ねばならない、という事実のためである。
特に、シール作動に重大なのは始動である。シールが遠心気体圧縮機に適用さ
れる場合、軸が回転し始める前に、全吸込圧力差がシール上に強いられることが
よくある。これは、シール面が摩擦で互いにロックすることにおいて危険性を示
す。流体静力学力が、シール面を接触状態に維持する圧力に打ち勝つのに不十分
である場合に、面ロックが生じる。面ロックにより、接触するシール面間の過度
の剥離摩擦が、重大な磨耗または内部シール構成部品の破損を引き起こし、シー
ル破壊へと導く可能性がある。
それには第１に、渦巻き状の溝は、全速度の非接触作動のために、シール面を
流体動力学的に分離することが可能でなければならない。これは通常、かなり短
く比較的深い渦巻き状の溝を必要とする。第２に、渦巻き状の溝は、面ロックを
防止するために、始動／停止に対して流体静力学的にシール面に負荷をかけない
ことが可能でなければならない。このためには、溝は長さにおいて延伸しなけれ
ばならない。延伸された溝は、全速度作動中に交替でより多くの分離と漏れを引
き起こす。短く比較的深い渦巻きを有する典型的な3.75インチの軸シールの全速
時の漏れは、1000psigおよび10000rpmにおいて約0.9SCFM（すなわち、標準立方
フィート／分）である。しかし、延伸された溝を有するそのようなシールに対す
る全速時の漏れは、同じ条件下で2.4SCFMと、前の値のほとんど３倍に達しうる
。必要以上の漏れの絶え間ない間接費は、かなりの作動コストを
示し、非常に望ましくない。
渦巻き状の溝設計の実施は、米国特許第3,109,658号に遡り、ここでは、気体
をシールすることが可能な液体障壁を発現させるために、２つの対向する渦巻き
状の溝が互いに対して油を汲み上げる。かかる配列は、気体をシールするために
流体力の利用において本質であるように、速度だけでなく圧力における能力にお
いて制限される。
別の周知の配列が、米国特許第3,499,653号において知られている。
局所渦巻き状の溝についてのこの境界面の設計は、流体静力学的効果に大いに関
与する。境界面ギャップは、溝なし端部でより狭く、渦巻き状の溝でより広い円
錐形で設計される。従って、渦巻き状の溝汲み上げが、より広いギャップを横切
ってより効果的でなくなるので、渦巻き状の溝と流体動力学力の効果は抑えられ
る。同様に、これはシールの安定性に影響し、その最高圧力および最高速度能力
を制限する。
更に周知の配列が、米国特許第4,212,475号により知られている。ここでは、
渦巻き状の溝自身が、流体動力学パターンだけでなく、流体静力学パターンとし
ての両方の作用をしようとし、ギャップの円錐形状の必要性を削除するために使
用され、そのため渦巻き状の溝の流体動力学力のかなりの度合いが、シール境界
面に自己配列特性を与えるために適用されうる。並列位置からの偏差が、シール
作動中に半径方向または接線方向に発生するかどうかに関係なく、自己配列特性
が、並列位置へと戻す方向にシール境界面を押す。これにより、結果として安定
性が改善され、性能が向上し、圧力および
速度に関連して制限を加える。
上記に要約したような周知の流体シールが、流体静力学および流体動力学シー
ル特性の両方を提供しようと試みられてきたが、それでもやはり、直接の面接触
を効果的に最小にし、または避け、且つシール間の面荷重を最小にし、そのため
に厳密な摩擦動力要求と面間の直接の摩擦磨耗を避けるように、アセンブリが最
低摩擦で始動できるようにしながら、シールの始動と停止を容易にさせる所望の
流体静力学特性を提供し、それと同時に、特に高速度および高圧力をもたらす広
範囲な作動条件下で、相対的に回転可能なシール面間の所望の流体動力学特性を
提供するために、これら流体静力学特性および流体動力学特性の組み合わせを最
適にするその能力に関して、周知のシールには欠陥がある。
従って、本発明の目的は、対向するシール面の一方に溝パターンを使用するタ
イプの、改善された流体シールを提供することであり、改善されたシールは、始
動から高速度および高圧力をもたらす条件までの範囲にある作動条件を含む、大
幅により広範囲の作動条件下で、改善されたシール性能を可能にするために、流
体静力学特性および流体動力学特性のより最適化された組み合わせを提供する。
本発明の改善されたシール配列において、溝パターン（通常、シール面の一方
のみで規定される）には、一方は他方よりも大幅に深い互いに連絡する第１と第
２の溝配列が含まれ、それにより、より深い配列が、所望の流体動力学特性を提
供するために特に効果的となり、一方でより浅い配列が、所望の流体静力学特性
を提供するた
めにより効果的となる。同時に、溝配列と、シールの低圧力側から溝パターンを
分離する溝なし環状ランド、または堰との間に浅い配列が一般に内挿されるよう
に、これらの配列が位置決めされ、それにより、所望の流体静力学および流体動
力学シール特性の両方が得られ、しかし同時に、堰を横切り低圧力側へのシール
流体（例えば、気体）の漏れが最小化され、そのためシールの性能効率が改善さ
れる。
加えて、このシール特性と性能特性の最適化が更に、シール面上に規定される
周囲ランドに相対して、溝パターンまたは構成を最適にすることにより改善され
、そのため対向するシール面間に形成される流体膜が、シール面の歪みを最小に
しながら、より一様な圧力分布とシール性能をもたらし、次にそれが、対向する
シール面間の直接接触および摩擦磨耗をさらに回避または最小にしながら、対向
するシール面間のギャップの最低幅に関して、シール性能を最適化する際の手助
けをする。
本発明の改善されたシールにおいて、手短に上述したように、溝パターンには
、シールの周囲の高圧力側から円周方向および半径の内方向に角度を付けて円周
に配列される、一連の溝により規定される深い溝配列が含まれ、その角度付き溝
は、渦巻き、円、または直線構造でありえる。これらの角度付き溝は、比較的深
く、シール面を横切った途中でのみ放射する。その半径方向の内端部において、
角度付けられた深い溝は、より深い溝配列の半径の内方向に位置決めされるが、
中間の溝なし環状ランド、または堰によりシールの低
圧力側から分離する浅い溝配列と連絡する。この浅い溝配列は、より深い溝配列
の小部分であり、シール境界面の半径方向の外側と内側境界との間に規定される
ような、その実質的に中央領域における対向するシール面間に、流体静力学力を
作り出すために効果的である深みを有する。好適な実施例において、隣接する溝
間の中間ランド領域が、溝の半径方向内端部に隣接する場合でさえも、実質的に
一定幅を維持するために、隣接する溝の側が通常互いに平列関係に延伸するよう
に、溝パターンと関連する全ての溝が形成され、これらのランドを越えて流れる
流体における圧迫膜効果を最大にし、従って推力軸受け支持を高めるために、こ
れらのランドにより、全速回転における、またはその近傍でのシール面接触の回
避がもたらされる。
上述したように、改善されたシール配列はまた、近接し、角度付けられた深い
溝の内端部から半径の内方向に放射する、円周方向に間隔を開けられた一連の浅
い溝により、浅い溝配列を好適に形成し、その浅い溝は堰において終端する。こ
れらの浅い溝は、中央シール面領域において改善された流体静力学シール特性を
提供し、特に浅い溝の半径方向内端部に隣接する、隣接する浅い溝の間のランド
領域を増大させ、高速回転中の対向するシール面間のより良い流体圧迫膜効果を
提供するために、深い溝よりも半径方向に相対して小さな角度（好適な実施例で
は、この角度はゼロである）で半径の内方向に角度付けられる。
流体静力学効果のある比較的浅い内部溝パターンに対する更なる
改善は、回転速度がゼロ又はその近傍である条件で、溝及び浅い溝パターン上に
形成される流体静力学的圧力場の、円周方向の不均一性の結果として生じる、如
何なるシール面歪みの減少および削除を目的としてなされる。この改善は、浅い
内部溝パターンの内端部を相互接続する狭く、浅い円周の溝である。かかる浅い
円周の溝は、円周方向に圧力場の不均一性を均一化するようふるまい、その結果
として、如何なる面歪みをも抑え、面間の分離の度合いが極端に低い場合でさえ
も、面対向接触がない、または最小の面対向接触のみで一様な面分離を生成する
。
本発明の他の目的及び趣旨は、以下の明細書を読み、添付図面を点検すること
に基づき、この一般的なタイプのシールについて当業者に明らかにすることであ
る。
図面の簡単な説明
図１は、回転軸に関連した、溝付き面シールのような、概ね従来の流体面シー
ル配列を示す中央部分断面図である。
図２は、図１におけるライン２−２に概略沿って、本発明の実施例による回転
シール・リングの面を示す図である。
図３は、より詳細に溝パターンを示すための、図２の一部の部分拡大図である
。
図４は、図３におけるライン４−４に概ね沿った部分断面図である。
図５と図６は、図３と図４にそれぞれ対応するが、その変形を示す図である。
図７は、図２に類似しているが、内部溝パターンの更なる変形を示す図である
。
図８は、図２に類似しているが、内部溝パターンの尚に更なるおよび好適な変
形を示す図である。
図９は、より詳細に溝パターンを示すための、図８の一部の部分拡大図である
。
図１０は、図９におけるライン１０−１０に概ね沿った部分断面図である。
図１１と図１２は、図９と図１０にそれぞれ対応するが、その変形を示す図で
ある。
いくつかの専門用語が、参照のみにおける便宜のために以下の説明で使用され
るが、限定はされない。例えは、「上方へ」、「下方へ」、「右方向へ」、およ
び「左方向へ」という用語は、参照される図面における方向を言う。「内方向へ
」および「外方向へ」という用語はそれぞれ、アセンブリおよびその表される部
品の幾何学中心に向かう、及びそこから離れる方向を言う。前記専門用語には、
特定的に述べられる用語、その派生語、および同様な意味の用語が含まれる。
発明の詳細な説明
図１を参照すると、典型的な溝付き面シール・アセンブリ１０とその周辺が示
されている。この周辺は、ハウジング11と該ハウジングを介して延伸する回転可
能軸12からなる。シール・アセンブリ10は、環状空間13内に流体（圧縮ガスのよ
うな）を密封し、14における周
辺への流体の逃げを制限するために設けられる。シール・アセンブリの基本構成
部品には、軸12上に回転不可能に装着される環状回転可能シール・リング19の半
径方向に延伸する平坦面18、とは反対のシール関係にある半径方向に延伸する平
坦面17を有する環状で、軸方向には移動可能であるが、回転不可能なシール・リ
ング16が含まれる。リング19は通常、（図２の）矢印の方向に回転する。シール
・リング16は、ハウジング11の空洞21内に配置され、回転可能シール・リング19
に対して概ね同心に保持される。ハウジング11とシール・リング16の間には、リ
ング16だけでなく、空洞21の回りに等距離に配置された複数のバネの回転を防止
するための、従来的な回転防止装置（不図示）がある。バネ22はシール・リング
16をシール・リング19との係合方向へと押しつける。Ｏリング23が、シール・リ
ング16とハウジング11間の空間を密封する。シール・リング23が、同心にあり、
図示の軸12上にネジ込まれる締め付けナット25によるように、軸12上に固定され
るスリーブ24により軸位置に保持される。Ｏリング・シール26が、シール・リン
グ19と軸12との間の漏れを妨げる。
シール・リング19の半径方向に延伸する面18、およびシール・リング16の半径
方向に延伸する面17はシール関係にあり、その間で環状接触領域を規定し、これ
がシール境界面となる。このシール境界面27は、リング19の周囲の外径およびリ
ング16の内径により規定され、これらは、例示の実施例において、それぞれ、高
圧力流体および低圧力流体にさらされる直径となる。作動時に、シール・リング
19のシール面18に形成される溝パターン（以下に説明するような）により生成さ
れるような流体膜のために、非常に狭い間隙がシール面17-18間で維持される。
代替として、溝パターンは、シール・リング16のシール面17に形成することが可
能で、さらに効果的となる。前記狭い間隙は、摩擦熱および磨耗の発生を防止す
るシール面間の流体により維持されるが、狭い間隙は、空間13から領域14へのシ
ール流体の流出を制限する。
ここで図２を参照すると、面がそれ内に形成される溝配列31を有する、シール
・リング19のシール面18が例示されている。この溝配列31には、面18の半径方向
の外部位置に主に位置決めされる第１の溝パターン32が含まれる。この溝パター
ン32は通常、シール境界面における流体動力学力、および流体静力学力の両方を
もたらすが、流体動力学力を生成するための主要源であり、従って、本明細書内
で流体動力学的領域と言うことがよくある。溝配列31には又、溝パターン32の概
ね半径の内方向に配置され、境界面の径28と29の両方から半径方向に間隔を開け
られた領域である、面18の中央半径領域内に概ね位置決めされる、第２の溝パタ
ーン33も含まれる。この第２の溝パターンまたは領域33は、回転速度がゼロ近傍
の条件において、対向するシール面17-18間の流体静力学力をもたらすために主
に機能する。溝パターン32と33は、従来の製造技術を用いて面18に形成すること
ができる。
先ず流体動力学的溝パターン32を考慮すると、それは、その回りに概ね一様な
角度で間隔づけられる関係で、面18に形成される複数
の角度付き溝34により規定される。これらの溝34は、溝が円周方向および半径の
内方向にいっせいに放射するようにして、外径28から半径の内方向に開くように
全て角度付けられ、シール面の円周方向および半径方向の両方に関して角度づけ
られた関係を有している。溝が、外径28と交差する中央線36により表されるよう
に、角度付き溝34は通常、外径に対する接線に相対した鋭角で外径28の内方向に
開き、その鋭角はおよそ１５°である。
各々の角度付き溝34は、一対の側または端部壁37と38により規定される。溝34
の内端部は、通常やや切り立って、面リングの中点Ｏの回りに生成されるような
、Ｒ４で示す半径の回りに規定される肩または迫台39において通常終端し、この
半径Ｒ４は、外部溝パターンの溝34に対する溝径を規定する。溝34の各々を規定
する対向する側壁37-38は、通常そして好適には、僅かに溝が半径の内方向に角
度を持つように互いに対して収束する。これらの側壁37-38は、直線、円弧、ま
たは渦巻き形状を含む異なる構造をとってもよい。側壁37-38が、円弧または渦
巻きとして規定された場合、その時は、側壁37は凸形構造であり、対向する側壁
38は凹形構造である。
例示し好適な実施例において、対向する側壁37-38は円構造であるが、好適に
は、異なる中点を有する異なる半径の回りに生成される。
例えば、図３を参照すると、溝34'の凹形側壁38'は、第１の中点Ｃ１を有する
Ｒ５で示される半径の回りに生成され、隣接する溝34の凸形側壁37は、同じ中点
Ｃ１の回りで振られる半径Ｒ６の回りに生成され、これにより、半径Ｒ６は、溝
34と34'の隣接する対の端部
37と38'を分離する垂直距離だけ半径Ｒ５を越える。このことにより結果として
リングの中心に向かって半径の内方向に角度を持つので、一定な横幅となる端部
37と38'間で規定されるような、平坦部またはランド41になる。
同様にして、溝34の凹形端部38も又、半径Ｒ５の回りに生成され、その半径は
、ここで第１の中点から間隔を開けられた第２の中点Ｃ２の回りに生成され、同
様に、次の溝34”の凸形端部37”は、第２の中点Ｃ２の回りで又振られる半径Ｒ
６の回りに生成され、これにより、端部38と37”間のランド41は、このランドが
リングの中心に向かって内方向に角度を持つので、やはりその間の一定な横寸法
を有する。それ自身の２つの中点が、中点Ｏの回りに同心にある円上に配置され
、全ての溝が同様にして生成される。
溝34の各々は、溝パターン33に対してかなり深く、その深さは図４に示すよう
に、溝34の概ね平坦な底部壁42により示されている。実線42で示すように、好適
な実施例における溝の深さは、溝34の長さにわたって大体一様である。
しかし、溝34はその長さにわたって円錐構造でありえる、そのため、図４の42
aと42bに示す点線で示す変形により線図で例示されるように、深さが長さにわた
って変化する。42aに示す溝の底部壁に関して、この溝は、半径方向の外端部で
その最大の深さを有し、半径方向の内端部でその最小の深さを有するが、その半
径方向の内端部での重要な肩または段39に結果としてなるために、半径方向の内
端部での深さはまだ十分である。更に、42aに示すこの変形について、
その長さの大体中途における溝の平均深さは、底部壁42で示す溝の一様な深さに
好適に大体対応する。42aに示すこの円錐状の変形において、半径方向の外端部
でのみぞの深さは、流体動力学力の効果を最小にするために充分に深い。この流
体動力学力の効果は、より中心に配置される面リングの領域における、溝34の半
径方向の内端部に隣接してより顕著であり、作動時に生じる通常の熱歪み（すな
わち、クラウニング）に抗するために、面リングの中心位置に対してより大きな
圧力を加えるために、より効果的であると思われる。
図４において、底部42bで示すような溝34の他の円錐状の変形に関して、この
変形において、溝34はその半径方向の外端部で最も浅く、肩または段39に隣接す
るその半径方向の内端部で最も深い。半径方向の外端部での溝の浅さは、流体の
溝のこの領域を効果的に欠乏させるためのようなものであり、やはりこの領域に
おける流体動力学効果を最小にし、そのため通常作動中に生じるリングの歪みに
対して増大圧力抵抗をもたらす意図のために、より大きな圧力が面リングの中心
のより近くに発現される。
ここで、流体静力学的溝の領域またはパターン33を考慮すると、この溝パター
ンは、流体動力学的溝パターン32の概ね半径の内方向に配置され、如何なる重大
な流体動力学効果を有するのを防止するために、概ね充分浅い深さである。この
流体静力学的溝パターン33には又、シール面18の中央半径領域に形成される複数
の角度付き溝44が含まれ、これらの溝44はシール面の回りに一様に角度付けて配
置される。溝44は、隣接して角度付き溝34の半径方向の内端部から
半径の内方向に放射し、段39を規定する直径から円周方向および半径の内方向に
いっせいに放射するように角度付けられる。従って、溝44は、シール面18の円周
方向、および半径方向の両方に関して、角度付けられる関係を有している。
図２および図３に示す実施例において、角度付き溝44は、外部溝34から逆の円
周方向に角度付けられ、それにより溝44の中央線46は、図３に示す実施例におい
て、約４５゜である鋭角αで半径線４５と交差する。
各々の溝44は、対向する端部または側壁47-48間で規定され、溝44の半径方向
の内端部は、切り立った肩または迫台49で終端し、肩または迫台は、中点Ｏの回
りに生成される半径Ｒ３上に概ね規定され、この半径Ｒ３は内部溝径を規定する
。
隣接する側壁48と47”のような隣接する溝の側壁は、隣接する溝34と34”間に
規定される平坦なランド41の延長にある、平坦なランド51をその間に規定する。
このランド51は、半径の内方向に放射し、更に環状の平坦なランド53に接続し、
ランド53は、内部面径29（すなわち、半径Ｒ２）と半径Ｒ３間で規定される。こ
のランド53は、溝がなく、径29で規定される低圧力領域へと横切るシール流体の
流れを充分に制限するための堰、として機能する。
半径方向45に対する溝44の傾斜配置方向（すなわち、角度α）は、溝がかなり
半径方向に向けられる流れ成分を有し、従ってこれらの溝44が、溝34よりも半径
方向45に対して緩やかな角度を有するように選択される。さらに特に、傾斜角α
は、好適には半径方向45に対
して約±４５°の範囲内になるように選択される。これは隣接する溝の側壁（例
えば、側壁48と47”）の間で横に寸法を取られるようなランド領域を最大にし、
これにより比較的高速回転での作動の度に推力軸受効果を生成するために、その
間で圧力流体を止める、より効果的なランド51の生成を可能にする。すなわち、
圧迫膜効果が、高速振動または共振によるギャップ幅の変化に耐抗するために、
効果のあるランド51において生成される。実際、好適な実施例において、側壁48
と47”のような、隣接する溝44と44”の直に隣接する側壁は、互いに平列関係で
延伸するのが好ましい。同様に、次の溝44と44’の隣接する対の隣接する側壁47
と48’も又、互いに並列関係で延伸するのが好ましい。この必要性により、結果
として半径の内方向に放射するような、僅かに収束する関係にある各溝の対向す
る側壁47-48となり、大体一定で、それゆえランドが半径の内方向に放射するよ
うな最大幅である、各隣接対の溝44間のランド51となり、半径Ｒ３により規定さ
れる溝径にランドが出会う口でランド51の幅を最大にする。
各溝44を規定するために協働する側壁47-48の対は、製造上の便宜さのために
は直線であってもよいし、又は渦巻き、あるいは円形状で生成されてもよく、円
形状は、上述したような溝34のための側壁37-38の円形状と同様な方法で生成さ
れるのが好ましい。溝34と44の深さに関して、溝34は、溝44の深さよりも数倍大
きく、好適には溝44の深さの約５倍から約１０倍にある深さを有する。さらに特
に、深い溝34は通常、約0.0001インチから約0.001インチの平均深さを有
するが、より実際的な最大深さは、好適てある約0.0001インチから約0.0003イン
チの深さに対して、約0.0005インチと思われ、浅い溝44は通常、約0.00001イン
チから約0.00008インチの深さを有し、好適には約0.00002インチから約0.00005
インチの深さを有する。
深い溝34、浅い溝44、およびランド53間の半径位置関係に関して、これらの関
係は、高圧力半径28（半径Ｒ１）と低圧力半径29（半径Ｒ２）との間で寸法付け
られるような、シール境界面27の半径幅ΔＲに対して決定される。流体動力学的
な溝パターン32は通常、半径方向外部で半径寸法ΔＲの約３分の１を占め、流体
静力学的な溝パターン33は通常、中間部で半径距離ΔＲの約３分の１を占め、堰
53は通常、半径方向内部で距離ΔＲの約３分の１を占める。しかし、浅い溝パタ
ーン33は、中間部で幅ΔＲの４分の１から約２分の１のどこでも占有するように
、所望であれば、半径方向に狭くまたは広くすることのどちらかが可能であり、
それにより面リングの中央領域における流体圧力を最大にし、従来的な歪み、お
よび熱効果によるような作動時に通常生じるクラウニングに対して、増大された
耐抗性がもたらされる。
作動時には、外径28の周囲の高圧力流体が、深い溝34と浅い溝44へと流入する
が、ランドまたは堰53により更なる半径の内方向への流れから制限される。溝内
のこの圧力流体は、かなりの力の荷重軽減、または境界面領域27にわたって対向
するシール面17-18間の少しの分離をもたらすために、充分な流体静力学的圧力
を生成し、従って対向するシール面間に流体静力学力が生成される。少しの、し
か
し制御された量のシール流体は、堰53を越えてシールの低圧力側29へと通過する
。しかし、この流体静力学力の存在が、対向するシール面間の摩擦接触を大いに
最小にして、シール面摩擦をシール・ハウジング11または軸12に伝達する、シー
ル構造要素に強いられる応力を減少すること、および回転が開始される場合、対
向する相対的に回転可能なシール面17-18間の直接の摩擦接触をかなり減少、ま
たは削減することの両方により、シールの始動を大いに容易にする。
シール配列がより高い回転速度で作動する場合、高圧力流体が深い溝34に流入
し、対向する面17-18間のギャップ寸法、又は間隙を生成および増加させるため
に、浅い溝領域33およびランド41を越えて効果的に汲み出され、それにより面17
-18間の如何なる直接の摩擦接触を効果的に回避、または大いに最小にしながら
、面間の相対高速回転が可能となる。しかし、この高速回転の条件下でこれらの
対向する面間に生成される流体圧力の性質（すなわち、流体動力学力）は、隣接
する溝領域32と33間で、円周に配置される段39の付近におけるその最高圧力に左
右される。この圧力流体がシールのより低い圧力側へ逃れるために、圧力流体は
先ず、かなりの流れ抵抗を生成する浅い溝領域33を越えて流れねばならず、更に
又比較的広い堰、またはランド53を横切り流れなければならない。ランド53、お
よび曳い溝領域33により規定されるかなりの半径の広さが、システムの低圧力側
へのシール流体の逃げを妨害し、望ましい流体動力学力の発現を可能にし、一方
同時に、低圧力側へのシール流体の漏れの制卸され且つ受容可能な割合をもたら
す。
ここで図５および図６を参照すると、本発明の変形例が示されている。この変
形例において、図３および図４により示されるのと大体同じ方法で、構成され位
置決めされる半径方向の中間の一連の角度付き浅い溝44と隣接する、半径方向の
外部で一連の角度付き深い溝34を取り入れる溝パターンが、やはりシール面に設
けられる。しかし、図５−６のこの変形例においては、流体静力学的溝パターン
33’には更に、中点Ｏに対し同心の関係でシール面18に形成される浅い環状溝61
が含まれ、この環状溝61は、浅い溝44の半径方向の内端部に形成され、内端部を
連続的に接続する。この環状溝61は、半径方向の内部溝径である、半径Ｒ３を実
際上規定する内部環状壁62を有し、これにより溝なしランド53が、この境界壁62
から半径の内方向に放射する。溝61は、円周にわたって概ね一様な深さであり、
この深さは、好適には浅い溝44の深さにほぼ等しく対応する。
溝61は好適にはやや狭い半径幅であり、半径方向の内部境界壁62と半径方向の
外部境界壁63との間で規定されるその半径幅は通常、約１／１６インチ、または
それより少ない付近にある。流体静力学的溝パターン33’に、図５−６に示され
るような浅い環状溝61が含まれる場合、これは、環状溝61の付近で円周状に圧力
を効果的に等しくする。従って、ランド41と51の存在において隣接する溝間に生
成される流体膜が、円周状にほぼ一様な大きさで維持されうる。圧力流体は溝34
，44だけでなく、環状溝61をもまた占有するので、これにより、円周方向におけ
る両方のシール面の歪みを最小にし、従って回転速度がゼロまたはその近傍の場
合の面接触を回避または最小
にしながら、より少ない漏れでより小さな流体静力学的面分離を可能にする。
高圧力流体は、流体静力学的条件において環状溝61にわたって連続的に存在す
るので、流体が半径方向にランド53を横切り低圧側29へと逃げるような流体の圧
力降下は、シール・リングの円周に延伸する一様な圧力勾配を生成し、それによ
り、ランド53の領域におけるシール・リングの円周の歪みも最小にし、従って波
打つ円周に延伸する形態へと変形させるシール・リングの傾向を最小にする。し
かし、流体動力学的条件下では、浅い溝領域33の全体は、全速度またはその近傍
での作動中に横切るシール流体の被制御の、および最小の漏れをもたらすために
、ランド53の延長として効果的に作用する。
図３に示され上述したような溝44は、溝34に対して逆に角度付けられるが、溝
44を図７に示すように、溝34と同じ円周方向に角度付けることも可能である。こ
の変形例において、内部の溝44はさらに好適には、約４５°より大きくないこと
が好ましい角度αで半径方向と交差する中央線46を有し、溝44の中央線の傾斜は
好適には、図３および図７の位置に示す両極端内にあるように位置決めされる。
図７に示すように、溝44が、溝34と同じ円周方向に角度を持つ位置関係において
、内部の浅い溝44は、外部の深い溝34よりも鋭角に半径の内方向に角度付けられ
、それにより側壁47-48につながる側壁37-38が屈曲における不連続を規定する。
すなわち、隣接する側壁37，47、および38，48は連続的な屈曲または直線を規定
しないが、側壁の
合併を容易にするために、如何なる不連続も明らかに丸めることが可能である。
より大きな半径の内方向に向けられる傾斜を有する浅い溝44を設けることによ
り、溝44により、より効果的なランド領域51の形状が、高速回転中の改善された
圧迫膜効果をもたらすことを可能にし、同時に、始動中のような低速でシール回
転が生じる場合、溝44の保持される円周の鋭角が、対向するシール面17-18間の
ギャップにおける、少なくともある最小の流体動力学力の発生を可能にすると思
われ、それにより、外部の溝34により生成される流体動力学力の完全な効果によ
りギャップが広げられる前に、シール面17-18間の中央半径領域における流体シ
ールを改善し、外部の溝は、より高速度で完全に効果的になる。
さらに特に、上述したように異なる鋭角を有する浅い溝44、および深い溝34を
設けることにより、これにより、隣接する溝44の側端部間で垂直に寸法付けられ
るような、ランド51の幅Ａが最大となり、隣接する溝34の側端部間で寸法付けら
れるような、ランド41の幅Ｂよりも大きくなることを可能にする。鋭角は、好適
にはランド幅Ｂの約１．３倍に等しいか、それより大きくなるように選択される
。
更に、図３の実施例で示されるように、逆円周方向に浅い溝44を傾斜させるこ
とにより、遮断に基づく不慮の逆圧力が、遮断に基づく圧縮機における回転の反
転を引き起こす場合のように、低圧力逆回転が生じる場合、対向するシール面間
の小ギャップにおけるいくらかの流体動力学力の発生をもたらすものと思われる
。ほとんどの
使用用途における回転のかかる反転は、比較的短時間でのみ生じ、通常、より低
い回転速度をもたらすので、浅い内部の溝44の逆角度付け配向が、対向するシー
ル面間の如何なるかなりの直接接触をも防止し、または少なくとも最小にするた
めに、少なくとも最小の流体動力学力の発生をもたらすものと思われる。
この図７の変形例により又、図５−６に示すのと同じ方法で環状溝61が好適に
もたらされる。
図２および図７は、深い溝34に対して横方向および前方にそれぞれ角度付けさ
れた浅い溝44を示すが、浅い溝の好適な変形例が示されている図８−１０をここ
で参照する。この変形例（図８および図９を参照）において、浅い溝44は、角度
付き溝34の半径方向の内端部から直接に半径の内方向に放射して、溝の長さ方向
に延伸し、半径線を構成するために、中点Ｏへと交差する関係で内方向に放射す
るほぼ真っ直ぐな中央線46を各溝44が有するように、各溝44が位置決めされる。
各溝44は又、両方が好適には直線である対向する端部、または側壁47-48間で規
定される。隣接する側壁48と47”のような隣接する溝44の側壁は、隣接する溝34
と34”間に規定される平坦なランド41の延長である、平坦なランド51をその間に
規定する。このランド51は、半径の内方向に放射し、さらに環状平坦なランド53
に接続する。溝44の半径配置方向は、これが、隣接する溝の側壁（例えば、側壁
48と47”）間で横方向に寸法付けられるランド51の領域を最大にし、それにより
、比較的高速回転での作動の度に推力軸受け効果を生成するために、側壁間で圧
力流体を止めるためのより効果
的なランドの生成を可能にする（なぜなら、これらのランドを横切る最小横寸法
が比較的大きいので）ので、非常に望ましい。すなわち、圧迫膜効果は、高速度
が誘導する共振および振動により、ギャップ幅の変化に抵抗するために効果的で
あるランド51で生成される。実際、図８−１０のこの好適な変形例において、側
壁48と47”のような隣接する溝44と44”の直接隣接する側壁は、好適には互いに
並列関係で延伸する。同様に、次の隣接する対の溝44と44’の隣接する側壁47と
48’も又、互いに並列関係で延伸する。この必要性により、結果として、各溝の
対向する側壁47-48が、半径の内方向に放射する際に僅かに収束する関係となり
、各隣接する対の溝44間のランド51の横幅が、ランド51が半径の内方向に放射す
る際にほぼ一定となり、半径Ｒ２で規定される溝径にランドが出会う口でランド
51の幅を最大にする。従って、隣接する溝44の側壁間、およびこれらの溝44の半
径方向間の並列関係が、ランド51の領域を最大にし、高速回転で、またはその近
傍で特に重要である、かなり改善された圧迫膜特性をもたらす。
ここで図１１および図１２を参照すると、浅い溝44の半径方向の内端部を連続
的に接続するための浅い溝61を含めるために変形された、図８−１０の好適な変
形例が示されている。この環状溝は、図５および図６に関して、上述したのと同
じ方法で機能する。
本明細書にて例示し記載する本発明は、外径に配置された高圧力領域を有し、
それはほとんど一般的に直面する使用条件であるが、内部径が高圧力領域である
場合、溝パターンは、内部径から半径方
向に延伸することも可能である、ことはよく理解されるであろう。
本発明の特定の好適な実施例を例示目的のために詳細に開示してきたが、部品
の再配列を含む開示装置の変形または変更が、本発明の範囲内にあることが認識
されるであろう。Detailed Description of the Invention
Face seal with double groove arrangement
Field of the invention
The present invention is directed to face-to-face seals, one stationary and the other rotating.
Sealed between elements to produce hydrostatic / dynamic or aerostatic / dynamic forces
The present invention relates to a sealing device for a rotary shaft in which a fluid is used. These forces seal
Provides slightly separated non-contact actuation of the elements, while maintaining low fluid leakage.
Surface wear and friction power loss are minimized.
BACKGROUND OF THE INVENTION
A rotating fluid film face seal, also known as a gap or non-contact face seal, provides high speed and / or
Or use a normal mechanical face seal that is normally applied to high pressure rotating equipment and makes face contact.
This results in excessive heat generation and wear. By non-contact operation,
This undesired interview each time the shaft rotates above a certain minimum speed called the ascending speed
Avoid touch.
There are various ways to achieve the non-contact actuation. Of the more commonly used methods
One involves the structure of a shallow spiral groove pattern on one of the sealing surfaces.
The sealing surface opposite the grooved surface is relatively flat and smooth. These two seas
The surface area where the ruled surface defines the seal gap is referred to as the seal interface.
The above-mentioned spiral groove pattern on one of the sealing faces usually extends from the outer circumference to the inner.
And a specific face diameter called a groove diameter larger than the inner diameter of the seal interface.
It No groove between the groove diameter and the diameter of the internal boundary surface.
The area acts as a restriction on the outflow of fluid. Provided with a spiral pattern
The supplied fluid must pass this limit and only if the sealing surfaces are separated.
It is possible. This way of working is done via an increase in pressure. The surfaces are in contact
The fluid is then compressed only above the limit, thus increasing the pressure. By pressure
Resulting in a separation force that is ultimately greater than the forces holding the surfaces together. that moment
In addition, the sealing surface separates, allowing fluid to escape. During the operation of the seal, the equilibrium
Between the inflow of fluid through the hoisting and the outflow of fluid through the face separation itself
Established in. Therefore, as long as one surface rotates in relation to its opposite surface,
Meaning, there is face separation as long as the seal is working.
However, swirl pumping is not the only factor that determines the amount of separation between sealing surfaces.
Yes. Exactly the spiral can drive the fluid through the groove diameter to the non-groove position on the seal boundary surface.
As such, is enabled by the pressure differential. Sufficient between grooved and ungrooved ends of the interface
If there is a significant pressure difference, the fluid is also pushed to the ungrooved position of the interface, which
Surface to separate and form a gap.
There is a gap between the seal faces, one for the rotational speed and the other for the pressure difference.
Both methods are different, even if both effects are combined on the actuating seal.
It is an individual. If there is no pressure difference and the separation of the sealing surface occurs strictly due to surface rotation,
The force due to the fluid flow is the fluid dynamic force when the sealed fluid is a liquid.
When the known and sealed fluid is a gas, it is known as aerodynamic force.
On the contrary, there is no mutual rotation between the two seal faces and the face separation is strictly on both sides of the seal boundary face.
If the result of the pressure difference between the ends is that the force due to the fluid flow causes the sealed fluid to
In the case of the body, it is called hydrostatic force, and when the sealed fluid is gas, it is aerostatic force.
It is called mechanical force. In the following, the terms liquid and gas effects refer to liquid and
When discussing both gas seals, hydrostatics and
The terms fluid and fluid dynamics are used for both liquid and gas effects.
The typical spiral groove seal has a leak and lack of face contact for the entire duration of the seal operation.
There is a need to provide acceptable performance related to. It is the highest speed and
Not only at high pressure, but also at rest, start-up, acceleration, equipment warm-up period, or
Associated with leakage and lack of face contact during the entire duration of the seal actuation, even when stopped.
, Need to provide acceptable performance. Pressure and speed under normal operating conditions
Varies constantly, resulting in a continuous adjustment to the running clearance. These adjustments
Automatic, that is, one of the key properties of spiral groove seals is their self-adjustment
Ability. If there is a change in velocity or pressure, the interfacial gap will automatically reestablish a new set of states.
Adjust dynamically. Hydrostatic and hydrodynamic forces cause this adjustment.
The operating environment for speed and pressure usually varies very widely and the required seal design is compromised.
Must be It should be acceptable near zero velocity and pressure.
Because of its performance, it is not optimal in operating speed and pressure. This is simple
For both pressure and speed
Lifting the seal from zero speed and zero pressure differential to working condition in relation to
This is due to the fact that it must be done.
Particularly important for seal operation is start-up. Seal applied to centrifugal gas compressor
, The total suction pressure differential may be forced on the seal before the shaft begins to rotate.
Often This presents a risk in the sealing surfaces frictionally locking together.
You Hydrostatic force is insufficient to overcome the pressure that keeps the seal faces in contact
If, then face lock occurs. Face lock allows for excessive contact between the contacting seal faces.
Peeling friction on the can cause severe wear or damage to internal seal components,
There is a possibility that it will lead to the destruction of Le.
To that end, the spiral groove creates a sealing surface for full speed non-contact operation.
It must be possible to separate hydrodynamically. This is usually quite short
It requires a relatively deep spiral groove. Second, the spiral groove creates a face lock.
To prevent, do not hydrostatically load the seal face against start / stop
It must be possible. For this, the groove must extend in length.
I have to. The stretched groove alternates for more separation and leakage during full speed operation.
Wake up. Typical 3. with short and relatively deep spirals. 75 inch shaft seal full speed
Leakage time is about 0 at 1000 psig and 10000 rpm. 9SCFM (ie standard cubic
Feet / minute). However, for such seals with stretched grooves
Leakage at full speed under the same conditions 2. With 4SCFM, can reach almost 3 times the previous value
. The constant overhead of leaking more than necessary results in significant operating costs.
Shown and very undesirable.
The implementation of the spiral groove design dates back to U.S. Pat.
Two opposing swirls to develop a liquid barrier capable of sealing the
-Shaped grooves pump up oil against each other. Such an array is used to seal the gas.
As is essential in the use of fluid forces, not only the speed but also the ability in pressure is
Are restricted.
Another known sequence is known in US Pat. No. 3,499,653.
The design of this interface for a local spiral groove has a great deal to do with hydrostatic effects.
Give. The interface gap is narrower at the ungrooved end and wider at the spiral groove.
Designed with a cone shape. Therefore, the swirl-shaped groove pumping crosses a wider gap.
Becomes less effective, the effects of spiral grooves and hydrodynamic forces are suppressed.
It Similarly, this affects the stability of the seal, its maximum pressure and maximum speed capability.
To limit.
Further known sequences are known from US Pat. No. 4,212,475. here,
The spiral groove itself has not only a hydrodynamic pattern but also a hydrostatic pattern.
Used to remove the need for a conical shape in the gap.
Used for that reason, a significant degree of the hydrodynamic force of the spiral groove is
It can be applied to give the surface self-aligning properties. The deviation from the parallel position is the seal
Self-aligned properties, whether they occur radially or tangentially during operation
Pushes the seal interface in the direction of returning to the side-by-side position. This results in stability
Improved performance, improved performance, pressure and
Limits related to speed.
Known fluid seals, such as those summarized above, provide hydrostatic and hydrodynamic sheets.
Have been attempted to provide both of these properties, but nevertheless direct surface contact
Effectively minimizes or avoids and minimizes the face load between seals, and
The assembly is optimized to avoid strict friction power requirements and direct friction wear between surfaces.
Desired to facilitate starting and stopping the seal while allowing low friction start
It provides hydrostatic properties while at the same time providing a wide range of speeds and pressures.
Provides a range of desired hydrodynamic properties between relatively rotatable sealing surfaces under a wide range of operating conditions.
In order to provide the best combination of these hydrostatic and hydrodynamic properties.
Known seals are defective in their ability to be suitable.
Therefore, it is an object of the present invention to use a groove pattern on one of the opposing sealing surfaces.
Is to provide an improved fluid seal for the
Large range, including operating conditions ranging from dynamic to high speed and high pressure conditions.
Depending on the width, a wide range of operating conditions allows for improved sealing performance.
It provides a more optimized combination of hydrostatic and hydrodynamic properties.
In the improved seal arrangement of the present invention, the groove pattern (typically one of the sealing surfaces
Defined only by one), the first and the second communicate with each other much deeper than the other.
Two groove arrays are included so that a deeper array provides the desired hydrodynamic properties.
To be especially effective, while the shallower array provides the desired hydrostatic properties.
To provide
Will be more effective. At the same time, the groove arrangement and groove pattern from the low pressure side of the seal
Separating ungrooved annular lands, or shallow arrays generally interpolated between weirs
Are aligned with each other, which results in the desired hydrostatic and fluid dynamics.
Both mechanical sealing properties are obtained, but at the same time, sealing across the weir to the low pressure side
Fluid (eg gas) leakage is minimized, which improves seal performance efficiency.
Be done.
In addition, optimization of this sealing and performance characteristics is further defined on the sealing surface.
Improved by optimizing the groove pattern or configuration relative to the surrounding land
Therefore, the fluid film formed between the opposing sealing surfaces minimizes the distortion of the sealing surfaces.
While providing a more uniform pressure distribution and sealing performance, which in turn is opposite
Opposing while further avoiding or minimizing direct contact and friction wear between sealing surfaces
To assist in optimizing the sealing performance with regard to the minimum width of the gap between the sealing surfaces
Get hurt.
In the improved seal of the present invention, as briefly mentioned above, the groove pattern
, Angled from the high pressure side around the seal in the circumferential direction and inward of the radius
A deep groove array defined by a series of grooves, arranged in
Can be a spiral, a circle, or a linear structure. These angled grooves are relatively deep
It radiates only when it crosses the sealing surface. At its inner radial end,
The angled deep groove is positioned inward of the radius of the deeper groove array,
Low seal due to an intermediate grooveless ring land or weir
Communicate with a shallow groove array that separates from the pressure side. This shallow groove array is a deeper groove array
Is a small portion of the seal interface defined between the radial outer and inner boundaries of the seal interface
Between the opposing sealing surfaces in its substantially central region, such as
Has a depth that is effective to produce. In the preferred embodiment, adjacent grooves
Even if the intermediate land area in between abuts the radially inner end of the groove, substantially
In order to maintain a constant width, the sides of adjacent grooves usually extend in a parallel relationship with each other.
, All grooves associated with the groove pattern are formed and flow past these lands
In order to maximize the compression membrane effect on the fluid and thus enhance thrust bearing support, this
These lands allow the seal surface contact to occur at or near full speed rotation.
Escape is brought.
As mentioned above, the improved seal arrangement also provides a close, angled deep
A series of circumferentially spaced shallow radiations radiating inward from the inner edge of the groove.
The trenches preferably form an array of shallow trenches, the shallow trenches ending in a weir. This
These shallow grooves have improved hydrostatic sealing properties in the central seal face area.
A land between adjacent shallow grooves, especially adjacent to the radially inner end of the shallow groove.
Increased area for better fluid compression membrane effect between opposing sealing surfaces during high speed rotation
To provide a smaller radial relative to the deep groove (in the preferred embodiment,
Is angled inward of the radius with this angle being zero).
Further to relatively shallow internal groove patterns with hydrostatic effects
The improvement is on grooves and shallow groove patterns under conditions where the rotation speed is at or near zero.
The resulting hydrostatic pressure field is a result of circumferential inhomogeneities, such as
This is done for the purpose of reducing and eliminating any sealing surface distortion. This improvement is shallow
A narrow, shallow circumferential groove interconnecting the inner ends of the internal groove pattern. Take shallow
Circumferential grooves behave in such a way as to even out the non-uniformity of the pressure field in the circumferential direction, resulting in
As a result, even if the degree of separation between surfaces is extremely low, any surface distortion is suppressed.
Also produces uniform face separation with no face-to-face contact or only minimal face-to-face contact
.
Another object and gist of the present invention is to read the following specification and inspect the attached drawings.
Based on this, it will be clear to those skilled in the art about this general type of seal.
It
Brief description of the drawings
FIG. 1 illustrates a generally conventional fluid face seal, such as a grooved face seal, associated with an axis of rotation.
It is a central partial cross-sectional view showing a lens array.
FIG. 2 illustrates rotation according to an embodiment of the present invention generally along line 2-2 in FIG.
It is a figure which shows the surface of a seal ring.
FIG. 3 is a partially enlarged view of a part of FIG. 2 for showing the groove pattern in more detail.
.
FIG. 4 is a partial cross-sectional view generally taken along the line 4-4 in FIG.
FIG. 5 and FIG. 6 correspond to FIGS. 3 and 4, respectively, but are diagrams showing modifications thereof.
FIG. 7 is similar to FIG. 2 but shows a further variation of the internal groove pattern.
.
FIG. 8 is similar to FIG. 2, but with a still further and preferred variation of the internal groove pattern.
It is a figure which shows a shape.
FIG. 9 is a partial enlarged view of a part of FIG. 8 for showing the groove pattern in more detail.
.
FIG. 10 is a partial cross-sectional view generally taken along the line 10-10 in FIG.
FIGS. 11 and 12 correspond to FIGS. 9 and 10, respectively, but are diagrams showing modifications thereof.
is there.
Some terminology is used in the following description for convenience of reference only.
But is not limited. For example, "up", "down", "to the right", and
The terms "to the left" and "to the left" refer to directions in the referenced figures. "Inward
The terms "and" outward "refer to the assembly and its representative part, respectively.
The direction toward and away from the geometric center of an item. The terminology includes
Includes terms specifically mentioned, derivatives thereof, and words of similar import.
Detailed Description of the Invention
Referring to FIG. 1, a typical grooved face seal assembly 10 and its surroundings are shown.
Has been done. This periphery is rotatable with the housing 11 and extends through the housing.
It consists of Noh axis 12. The seal assembly 10 contains a fluid (compressed gas
Una) sealed and lap at 14
Provided to limit the escape of fluid to the sides. Basic structure of seal assembly
The part includes a half of an annular rotatable seal ring 19 which is non-rotatably mounted on the shaft 12.
The flat surface extending in the radial direction, which is in the opposite sealing relationship with the flat surface 18 extending in the radial direction.
An annular ring with a bearing surface 17 that can move in the axial direction but cannot rotate.
16 is included. Ring 19 typically rotates in the direction of the arrow (of FIG. 2). sticker
The ring 16 is located in the cavity 21 of the housing 11 and has a rotatable seal ring 19
Held generally concentric with. Between the housing 11 and the seal ring 16
Prevents the rotation of multiple springs equidistant around cavity 21 as well as ring 16.
There is a conventional anti-rotation device (not shown) for this purpose. Spring 22 is a seal ring
Press 16 in the direction of engagement with seal ring 19. The O-ring 23 is a seal
The space between the ring 16 and the housing 11 is sealed. The seal ring 23 is concentric,
Fixed on shaft 12 as by tightening nut 25 screwed onto shaft 12 as shown.
It is held in the axial position by the sleeve 24. The O-ring seal 26 is a seal phosphorus
Prevents leakage between shaft 19 and shaft 12.
Radially extending surface 18 of seal ring 19 and radius of seal ring 16
The faces 17 extending in the direction are in sealing relationship and define an annular contact area therebetween, which
Is the seal boundary surface. This seal interface 27 is an outer diameter and ring around the ring 19.
Defined by the inner diameter of the ring 16, which in the exemplary embodiment, respectively
It is the diameter exposed to the pressure fluid and the low pressure fluid. When operating, seal ring
Produced by a groove pattern (as described below) formed on the sealing surface 18 of 19
A very narrow gap is maintained between the sealing surfaces 17-18 due to the fluid film as described above.
Alternatively, the groove pattern can be formed on the sealing surface 17 of the seal ring 16.
Noh is even more effective. The narrow gap prevents the generation of frictional heat and wear.
A narrow gap is maintained by the fluid between the sealing surfaces, but a narrow gap from space 13 to region 14
Restrict the outflow of cooling fluid.
Referring now to FIG. 2, a seal having a groove array 31 in which a surface is formed.
-The sealing surface 18 of the ring 19 is illustrated. This groove array 31 includes a radial direction of the surface 18.
Included is a first groove pattern 32 that is primarily positioned at an external location of the. This groove putter
32 normally provides both hydrodynamic and hydrostatic forces at the seal interface.
Is the primary source for producing hydrodynamic forces, and is therefore
It is often called the hydrodynamic region. The groove array 31 also includes an outline of the groove pattern 32.
Located inward of the radius and radially spaced from both boundary diameters 28 and 29.
A second groove pattern generally positioned within a central radius region of the surface 18, which is a defined region.
Includes code 33. In this second groove pattern or area 33, the rotation speed is near zero.
In order to bring about the hydrostatic force between the opposing sealing surfaces 17-18,
To function. Groove patterns 32 and 33 should be formed in surface 18 using conventional manufacturing techniques.
Can be.
Considering first the hydrodynamic groove pattern 32, it is generally uniform around it.
Multiples formed on face 18 in an angularly spaced relationship
Is defined by the angled groove 34 of. These grooves 34 are
Radiate all inward and open inward from radius 28
All angled, both circumferentially and radially of the sealing surface
Have an established relationship. As the groove is represented by the centerline 36 that intersects the outer diameter 28
In addition, the angled groove 34 is usually at an acute angle relative to the tangent to the outer diameter and extends inwardly of the outer diameter 28.
It opens and its acute angle is approximately 15 °.
Each angled groove 34 is defined by a pair of side or end walls 37 and 38. Groove 34
The inner edge of is usually slightly raised, such that it is generated around the midpoint O of the face ring.
, R4, which normally terminates at a shoulder or abutment 39 defined around the radius indicated by R4,
The radius R4 defines the groove diameter for the groove 34 of the external groove pattern. Define each groove 34
The opposing side walls 37-38 are normally and preferably slightly grooved inwardly of the radius.
Converge to each other to have degrees. These sidewalls 37-38 can be straight, arcuate, or
Alternatively, different structures including a spiral shape may be adopted. Side walls 37-38 are arcs or vortices
If defined as a wrap, then the sidewall 37 has a convex structure and the opposite sidewall
38 is a concave structure.
In the illustrated and preferred embodiment, the opposing sidewalls 37-38 are circular in construction, but are preferably
Are generated around different radii with different midpoints.
For example, referring to FIG. 3, the concave sidewall 38 'of the groove 34' has a first midpoint C1.
The convex sidewalls 37 of adjacent grooves 34, generated around a radius indicated by R5, have the same midpoint.
It is created around a radius R6 swung around C1, which causes the radius R6 to
The ends of adjacent pairs of 34 and 34 '
The radius R5 is exceeded by the vertical distance separating 37 and 38 '. This results in
An edge that has a constant width because it has an angle inward of the radius toward the center of the ring
Become a flat or land 41, as defined between 37 and 38 '.
Similarly, the concave end 38 of groove 34 is also created around radius R5, which radius is
, Generated around a second midpoint C2, spaced from the first midpoint,
Similarly, the convex end 37 "of the next groove 34" will have a radius R which is also swung around the second midpoint C2.
6 around which the land 41 between the ends 38 and 37 "is
It also has an inward angle towards the center of the ring, so there is also a constant lateral dimension between them.
Having. Two midpoints of their own are placed on a circle concentric about the midpoint O
, All grooves are created in the same way.
Each of the grooves 34 is considerably deeper than the groove pattern 33, and the depth thereof is as shown in FIG.
At the bottom is shown by the generally flat bottom wall 42 of the groove 34. Suitable, as shown by the solid line 42
The groove depth in various embodiments is generally uniform over the length of the groove 34.
However, the groove 34 can be conical in structure over its length, so that in FIG.
The depth spans the length, as illustrated in the diagram by the deformation shown in dotted lines a and 42b.
Will change. With respect to the bottom wall of the groove shown in 42a, this groove is at the outer radial end.
It has its maximum depth and its minimum depth at the radially inner end but its half
Radial inside to result in a significant shoulder or step 39 at the radially inner end.
The depth at the edges is still sufficient. Furthermore, for this variant shown in 42a,
The average depth of the groove approximately midway along its length is equal to the depth of the groove indicated by the bottom wall 42.
Correspondence is suitable. In this conical deformation shown in 42a, the radial outer end
The groove depth at is deep enough to minimize the effects of hydrodynamic forces. This style
The effect of the physical dynamics is that the half of the groove 34 is in the area of the more centered face ring.
Adjacent to the radially inner end is more prominent and the normal thermal strain (ie
Larger than the center position of the face ring to resist crowning)
It seems to be more effective for applying pressure.
This is shown in FIG. 4 for another conical deformation of the groove 34 as shown at the bottom 42b.
In the variant, the groove 34 is shallowest at its radial outer end and adjoins the shoulder or step 39.
Deepest at the inner radial end. The depth of the groove at the outer radial end is
It is like effectively depleting this area of the groove, which also
Minimizes fluid dynamics effects, and thus reduces ring distortions that occur during normal operation.
Greater pressure is applied to the center of the face ring because of the intention to provide increased pressure resistance.
Is expressed closer to.
Now, considering the hydrostatic groove area or pattern 33, this groove pattern
Are located generally inward of the radius of the hydrodynamic groove pattern 32 and
It is generally shallow enough to prevent it from having significant hydrodynamic effects. this
The hydrostatic groove pattern 33 also includes a plurality of grooves formed in the central radius region of the sealing surface 18.
Angled grooves 44, which are evenly angled around the sealing surface.
Placed. The groove 44 is adjacent to the radial inner end of the angled groove 34.
Radiate inward in the radius, from the diameter defining the step 39 in the circumferential direction and inward in the radius
Angled to radiate all at once. Therefore, the groove 44 is the circumference of the sealing surface 18.
It has an angled relationship both in direction and in radial direction.
In the embodiment shown in FIGS. 2 and 3, the angled groove 44 is a circle opposite the outer groove 34.
Circumferentially angled so that the centerline 46 of the groove 44 is in the embodiment shown in FIG.
And intersects the radius line 45 at an acute angle α of about 45 °.
Each groove 44 is defined between opposite ends or sidewalls 47-48 and is defined by the radial direction of groove 44.
The inner end of the terminating end terminates in a raised shoulder or abutment 49, which is a midpoint O turn.
Is approximately defined on a radius R3 that is generated in turn, and this radius R3 defines the internal groove diameter.
.
Adjacent groove sidewalls, such as adjacent sidewalls 48 and 47 ", are between adjacent grooves 34 and 34".
A flat land 51, which is an extension of the defined flat land 41, is defined therebetween.
This land 51 radiates inward in the radius, and is further connected to an annular flat land 53,
The land 53 is defined between the inner surface diameter 29 (that is, the radius R2) and the radius R3. This
The land 53 has no groove and is a seal fluid crossing into the low pressure area defined by the diameter 29.
It functions as a weir to sufficiently restrict the flow.
The inclination direction of the groove 44 with respect to the radial direction 45 (that is, the angle α) is
It has a radially directed flow component, so that these grooves 44 are
It is chosen to have a gentle angle with respect to direction 45. More particularly, the tilt angle α
Is preferably paired in the radial direction 45.
And selected within a range of about ± 45 °. This is the sidewall of the adjacent groove (eg
Maximizing the land area that is laterally dimensioned between the sidewalls 48 and 47 "),
This creates a thrust bearing effect each time it is operated at a relatively high speed.
It enables the production of more effective lands 51 that stop the pressure fluid between. That is,
In order for the compression membrane effect to resist changes in the gap width due to high-speed vibration or resonance,
Generated on the effective land 51. In fact, in the preferred embodiment, the sidewall 48
Side walls immediately adjacent to adjacent grooves 44 and 44 ", such as and 47", are in parallel relation to each other.
It is preferable to stretch. Similarly, the next pair of adjacent sidewalls 47 of the next pair of grooves 44 and 44 '.
And 48 'are also preferably stretched in parallel relation to each other. This need results
As a result of radiating inward of the radius,
Sidewalls 47-48, which are roughly constant and therefore cause the lands to radiate inward in the radius.
It becomes the land 51 between the grooves 44 of each adjacent pair, which is the maximum width, and is defined by the radius R3.
The width of the land 51 is maximized at the opening where the land meets the groove diameter.
The pair of sidewalls 47-48 that cooperate to define each groove 44 is for manufacturing convenience.
Can be straight, or can be generated in a spiral or circular shape, a circle
The shape is generated in a manner similar to the circular shape of the sidewalls 37-38 for the groove 34 as described above.
Preferably. Regarding the depth of grooves 34 and 44, groove 34 is several times larger than the depth of groove 44.
The depth of the groove 44 is preferably about 5 to about 10 times the depth of the groove 44. More special
On the other hand, the deep groove 34 is usually about 0. From 0001 inches to about 0. Has an average depth of 001 inches
However, a more practical maximum depth is about 0. From 0001 inches to about 0. 0003 Inn
About 0 for the depth of the chi. Seemed to be 0005 inches, the shallow groove 44 is typically about 0. 00001 Inn
About 0. It has a depth of 00008 inches and is preferably about 0. From 00002 inches to about 0. 00005
Has a depth of inches.
Regarding the radial positional relationship between the deep groove 34, the shallow groove 44, and the land 53, these relationships are described.
Engagement size between high pressure radius 28 (radius R1) and low pressure radius 29 (radius R2)
The radius width ΔR of the seal boundary surface 27 is determined as follows. Fluid dynamics
The groove pattern 32 normally occupies about one-third of the radial dimension ΔR on the outside in the radial direction.
The hydrostatic groove pattern 33 normally occupies about one-third of the radial distance ΔR in the middle part,
53 typically occupies about one-third of the distance ΔR radially inside. However, the shallow groove pattern
The horn 33 occupies anywhere from a quarter to a half of the width ΔR in the middle.
, Either narrow or wide in the radial direction, if desired,
This maximizes the fluid pressure in the central area of the face ring, reducing strain
And increased over crowning that normally occurs during operation, such as due to thermal effects
It provides resistance.
During operation, high pressure fluid around outer diameter 28 flows into deep groove 34 and shallow groove 44.
Are restricted from further radius inward flow by lands or weirs 53. In the groove
This pressure fluid in the opposite side of the interface area 27 is unloading with considerable force.
Sufficient hydrostatic pressure to provide a slight separation between the sealing surfaces 17-18
And thus a hydrostatic force is created between the opposing sealing surfaces. A little
Or
And a controlled amount of sealing fluid passes over the weir 53 to the low pressure side 29 of the seal.
. However, the presence of this hydrostatic force greatly increases the frictional contact between the opposing sealing surfaces.
Minimize transfer of seal face friction to seal housing 11 or shaft 12
To reduce the stress on the structural elements, and when rotation is initiated,
Direct frictional contact between the relatively rotatable sealing surfaces 17-18 facing each other is significantly reduced, or
Both, or by reducing, greatly facilitates starting the seal.
High pressure fluid enters deep groove 34 when seal arrangement operates at higher rotational speed
And to create and increase the gap size, or gap, between the opposing surfaces 17-18.
Effectively pumped over the shallow groove area 33 and the land 41, thereby allowing the surface 17
-18 effectively avoiding or greatly minimizing any direct frictional contact
, The relative high speed rotation between the surfaces becomes possible. However, under the conditions of this high speed rotation, these
The nature of the fluid pressure created between opposing faces (ie, fluid dynamics) is
To the maximum pressure in the vicinity of the circumferentially arranged step 39 between the groove regions 32 and 33
Be right. Because this pressure fluid escapes to the lower pressure side of the seal, the pressure fluid
First, it must flow over the shallow groove region 33, which creates considerable flow resistance, and
It must also flow across a relatively wide weir or land 53. Land 53, oh
And the significant radius defined by the tongue and groove region 33 causes the low pressure side of the system to
Impedes the escape of sealing fluid into the seal, allowing the development of desirable fluid dynamic forces, while
At the same time, it provides a controlled and acceptable rate of leakage of sealing fluid to the low pressure side.
You
Referring now to FIGS. 5 and 6, a variation of the present invention is shown. This strange
In the example configuration, the configuration is done in much the same way as illustrated by FIGS. 3 and 4.
A radial series adjacent to a series of radially intermediate angular shallow grooves 44
A groove pattern that accepts a series of deep angled grooves 34 externally is also provided on the sealing surface.
Be killed. However, in this variation of FIGS. 5-6, the hydrostatic groove pattern
33 'further includes a shallow annular groove 61 formed in the sealing surface 18 in a concentric relationship with the midpoint O.
This annular groove 61 is formed at the radial inner end of the shallow groove 44, and the inner end is
Connect continuously. The annular groove 61 has a radius R3, which is an inner groove diameter in the radial direction.
It has an inner annular wall 62 which is defined above, so that the grooveless land 53 is
Radiates inward from the. The groove 61 has a substantially uniform depth over the circumference,
This depth preferably corresponds approximately to the depth of the shallow groove 44.
The groove 61 is preferably of a somewhat narrower radial width and is designed to have a radial inner boundary wall 62 and a radial inner boundary wall 62.
Its radial width defined with the outer boundary wall 63 is typically about 1/16 inch, or
Less than that. The hydrostatic groove pattern 33 'is shown in Figures 5-6.
If there is a shallow annular groove 61 such as
Effectively equalize. Therefore, in the presence of lands 41 and 51, the gap between adjacent grooves is
The formed fluid film can be maintained in a circumferentially approximately uniform size. Pressure fluid is groove 34
, 44, but also the annular groove 61, so that the
Distortion of both sealing surfaces is minimized, and therefore in the case of rotational speeds at or near zero.
Avoid or minimize face-to-face contact
While allowing less hydrostatic face separation with less leakage.
The high pressure fluid is present continuously over the annular groove 61 in hydrostatic conditions.
The pressure of the fluid so that it escapes to the low pressure side 29 across the land 53 in the radial direction.
The force drop creates a uniform pressure gradient extending around the circumference of the seal ring, which
It also minimizes circumferential distortion of the seal ring in the area of land 53, and
Minimize the tendency of the seal ring to deform into a striking-stretched configuration. Shi
However, under hydrodynamic conditions, the entire shallow groove area 33 is at or near full velocity.
To provide controlled and minimal leakage of sealing fluid across it during operation at
, Effectively acts as an extension of land 53.
The groove 44 as shown in FIG. 3 and as described above is angled opposite to the groove 34,
It is also possible to angle 44 in the same circumferential direction as groove 34, as shown in FIG. This
In a variation, the inner groove 44 is more preferably no greater than about 45 °.
Has a centerline 46 that intersects the radial direction at a preferred angle α, and the slope of the centerline of the groove 44 is
It is preferably positioned to be within the extremes shown in the positions of FIGS.
As shown in FIG. 7, in the positional relationship in which the groove 44 has the same angle in the circumferential direction as the groove 34,
The internal shallow groove 44 is angled inwardly of the radius at a sharper angle than the external deep groove 34
, Side walls 37-38, which connect to side walls 47-48, define a discontinuity in bending.
That is, adjacent sidewalls 37, 47, and 38, 48 define a continuous bend or straight line.
Not on the side wall
Any discontinuity can obviously be rounded to facilitate the merger.
By providing a shallow groove 44 with a larger radius inwardly directed slope
Due to the groove 44, the more effective shape of the land area 51 has been improved during high speed rotation.
It is possible to bring about a compressive membrane effect while at the same time sealing at a low speed like during start-up.
When rolling occurs, the acute angle of the circumference of the groove 44 held between the opposing sealing surfaces 17-18
It is believed to allow the generation of at least some minimal hydrodynamic force in the gap.
Of the hydrodynamic force generated by the external groove 34,
Fluid gap in the central radius region between the seal faces 17-18 before the gap is widened.
The outer groove becomes fully effective at higher speeds.
More specifically, as described above, the shallow groove 44 having a different acute angle and the deep groove 34 are provided.
By providing it, it is dimensioned vertically between the side edges of adjacent grooves 44.
The width A of the land 51 is maximized, and the dimension is set between the side ends of the adjacent grooves 34.
The width B of the land 41 as described above. Acute angle is suitable
The land width B is about 1. Selected to be greater than or equal to 3 times
.
Further, as shown in the embodiment of FIG. 3, the shallow groove 44 can be inclined in the reverse circumferential direction.
Due to the unintentional back pressure due to the shutoff, the counteraction of rotation in the compressor due to the shutoff occurs.
When low pressure reverse rotation occurs, such as when rolling occurs, between opposing sealing surfaces
May result in the generation of some hydrodynamic forces in a small gap in
. Most
Rotational reversals in applications of use only occur over a relatively short period of time and are usually lower.
The reverse angling orientation of the shallow internal groove 44 provides the opposite rotational speed because it provides a high rotational speed.
To prevent or at least minimize any significant direct contact between the
Therefore, it appears to result in at least a minimum hydrodynamic force generation.
According to this modification of FIG. 7, the annular groove 61 is also preferably formed by the same method as shown in FIGS.
Be brought.
2 and 7 are angled laterally and anteriorly to the deep groove 34, respectively.
Shown is a shallow groove 44, which is shown in FIGS. 8-10, in which a preferred variation of the shallow groove is shown.
Refer to. In this variation (see FIGS. 8 and 9), the shallow groove 44 has an angle
Radiating inward in the radius directly from the radial inner end of the groove 34,
And radiate inward in a relationship intersecting to the midpoint O to extend the
Each groove 44 is positioned so that each groove 44 has a substantially straight centerline 46.
Each groove 44 also defines between opposite ends, or sidewalls 47-48, both of which are preferably straight.
Is determined. The sidewalls of the adjacent groove 44, such as adjacent sidewalls 48 and 47 ", are
Between flat land 51, which is an extension of flat land 41 defined between
Stipulate. The land 51 radiates inward in the radius and further has an annular flat land 53.
Connect to. The radial orientation of the groove 44 is such that it is the side wall (eg, side wall) of the adjacent groove.
Maximizes the area of land 51 that is laterally dimensioned between 48 and 47 "),
, Pressure between the side walls to produce thrust bearing effect at each operation at relatively high speed rotation.
More effective for stopping force fluid
Allows the generation of typical lands (because of the minimum lateral dimension across these lands)
Is relatively large), so very desirable. That is, the compression membrane effect is high
Effective to resist changes in gap width due to resonances and vibrations induced by
Generated on a land 51. In fact, in this preferred variation of Figures 8-10, the side
Adjacent side walls of adjacent grooves 44 and 44 ", such as walls 48 and 47", are preferably adjacent to each other.
Stretch in a parallel relationship. Similarly, the next adjacent pair of grooves 44 and adjacent sidewalls 47 of 44 '
48 'also extends in parallel relationship with each other. This need results in each groove
The opposing sidewalls 47-48 have a slightly converging relationship when radiating inward of the radius.
, The lateral width of the land 51 between each pair of adjacent grooves 44 is such that the land 51 radiates inward in the radius.
When the land meets the groove diameter defined by the radius R2,
Maximize the width of 51. Therefore, between the sidewalls of adjacent grooves 44, and half of these grooves 44.
The parallel relationship between the radial directions maximizes the area of the land 51 and rotates at or near high speed.
By the side, it results in significantly improved compression membrane properties.
Referring now to FIGS. 11 and 12, the radial inner end of the shallow groove 44 is continuous.
8-10 modified to include a shallow groove 61 for electrical connection.
Shape examples are shown. This annular groove is the same as described above with respect to FIGS.
Works the same way.
The invention illustrated and described herein has a high pressure region located at the outer diameter,
It is a condition of use that is most commonly encountered, but the inner diameter is in the high pressure region
If the groove pattern is from the inner diameter to the radial direction
It will be appreciated that stretching in the opposite direction is also possible.
Although a particular preferred embodiment of the present invention has been disclosed in detail for purposes of illustration,
It is recognized that variations or modifications of the disclosed device, including rearrangements of the above, are within the scope of the present invention.
Will be done.