Vorrichtung zum Abdichten des Zwischenraumes zwischen einem bewegbaren Über- tragungselement und einer von diesem Übertragungselement durchquerten Wand Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zum Ab dichten des Zwischenraums zwischen einem beweg baren, im Querschnitt kreisförmigen übertragungs- element, insbesondere einer drehbaren Welle, und einer von diesem übertragungselement durchquerten Wand, wobei im Zwischenraum zwischen dem über tragungselement und der Wand eine rotierende Dich tungsbüchse angeordnet ist,
und in den Ringspalten zwischen der Dichtungsbüchse und der Wand bzw. dem Übertragungselement jeweils eine Spaltwand eine gewindeartige Rille aufweist.
Durch die Rotation der Dichtungsbüchse entsteht in den Ringspalten eine Pumpwirkung in Achsrich tung des Übertragungselementes, wobei der Win- dungssinn der gewindeartigen Rillen bezüglich der relativen Drehrichtung der den Ringspalt begrenzen den Teile zweckmässig so gewählt wird, dass die Pumpwirkungen in beiden Ringspalten in gleicher Richtung erfolgen. Auf diese Weise kann eine sichere Abdichtung des Zwischenraumes zwischen einer Welle und einer von dieser Welle durchquerten Wand erreicht werden.
Die Drehzahl der Welle muss nicht mehr in einem bestimmten Drehzahlbereich liegen. Die Welle kann mit einer beliebigen, sich ändernden Drehzahl rotieren, sie kann stillstehen oder sogar im umgekehrten Drehsinn rotieren, ohne dass die Dicht wirkung beeinträchtigt ist. Ausserdem kann auf diese Weise auch der Zwischenraum zwischen einer sich nicht drehenden, axial verschiebbaren Verstellstange und einer von dieser Verstellstange durchquerten Wand sicher abgedichtet werden.
Ein weiterer Vorteil ist, dass zwischen dem übertragungselement und der Dichtungsbüchse keine Berührung und damit nur eine kleine von dem in den Ringspalten befindlichen Medium herrührende Reibung auftritt. Bei den bekannten Vorrichtungen erfolgt der An trieb der Dichtungsbüchse durch eine Keilriemen- scheibe-oder ein Zahnrad.
Auch wenn man beachtet, dass die Relativdrehzahl zwischen den den jeweiligen Ringspalt begrenzenden Spaltwänden einerseits über einem bestimmten Minimalwert, bei dem die Pump wirkung anfängt, anderseits unter einem bestimmten Maximalwert, bei dem die Strömung abreisst, liegen muss, bricht die Dichtungswirkung der Vorrichtung gelegentlich zusammen.
Die Erfindung gründet sich auf die neue Er kenntnis, dass durch die einseitige Wirkung des Rie men- oder Zahnradantriebs eine einseitig wirkende Kraft auf die Dichtungsbüchse ausgeübt wird. Diese zusätzlich auftretende einzelne Umfangskraft zieht die Dichtungsbüchse aus ihrer Mittellage gegenüber der Wellenachse. Es ist also nicht möglich, einen gleichmässigen Lagerspalt und damit eine gleichblei bend gute Pumpwirkung aufrechtzuerhalten. Die Wir kung der einzelnen Umfangskraft ist ausserdem dreh zahlabhängig, so dass die angestrebte Dichtungswir kung besonders in gewissen Drehzahlbereichen versagt.
Zur Vermeidung dieser Nachteile wird in An wendung der geschilderten neuen Erkenntnis bei einer Vorrichtung der eingangs beschriebenen Art die Dichtungsbüchse erfindungsgemäss mit einem auf sie ein in der Gesamtwirkung reines Drehmoment aus übenden Läufer, entweder dem Läufer einer an eine Drucköl-Schmiermittelquelle angeschlossenen und zur Büchse konzentrischen Turbine oder einem rotierend gelagerten Laufring mindestens eines Wälzlagers, ver bunden.
Auf diese Weise wird im ganzen Betriebsbereich ein Zentrischlaufen der Dichtungsbüchse erreicht und damit eine einwandfreie Dichtungswirkung erzielt. In der Zeichnung sind Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes vereinfacht dargestellt.
Es zeigen: Fig. 1 einen Axialschnitt durch eine Abdichtungs vorrichtung, Fig. 2 einen Schnitt nach der Linie II-II in Fig. 1, Fig. 3 einen Axialschnitt durch eine andere Ab dichtungsvorrichtung und Fig. 4 einen Axialschnitt durch eine weitere Ab dichtungsvorrichtung.
Die in Fig. 1 und 2 dargestellte Vorrichtung weist eine drehbare Welle 1 auf, die sich durch die Wand 2 eines Gehäuses erstreckt. Durch die Wand 2 werden der Innenraum 3 und die Umgebung 4 des Gehäuses voneinander abgetrennt, wobei auf der einen Seite der Wand 2 im Innenraum 3 ein höherer Druck herrscht als in der Umgebung 4. Im Zwischen raum zwischen der Gehäusewand 2 und der Welle 1 ist eine rotierende Dichtungsbüchse 5 angeordnet, die auf einem innerhalb des Gehäuses angeordneten Kugellager 6 gelagert ist, wobei der innere Kugel lagerkranz<B>61</B> auf die Dichtungsbüchse 5 aufgezo gen ist, während der äussere Kugellagerkranz 62 in eine mit dem Gehäuse verbundene Traverse 7 eingesetzt ist.
Der Kugellagerkranz 62 ist durch einen mit Schrauben 8 befestigten Anpressring 9 ge sichert. In der Traverse 7 ist ausserdem ein Gleit lager 10 eingebaut, in welchem die drehbare Welle 1 gelagert ist. Die Dichtungsbüchse 5 trägt auf der im Zwischenraum zwischen der Wand 2 und der Welle 1 verlaufenden Strecke zwei gewindeartige Rillen 11 und 12, wobei die Rille 11 in dem zwischen der Dichtungsbüchse 5 und der Wand 2 liegenden Ring- spalt 13 und die Rille 12 in dem zwischen der Dichtungsbüchse 5 und der Welle liegenden Ring spalt 14 angeordnet ist. Die Rillen 11 und 12 könn ten auch auf der anderen, den Ringspalt 13 bzw.
14 begrenzenden Spaltwand, d. h. an der Wand 2 bzw. der Welle 1 angeordnet sein, wobei dann die Büchse 5 eine glatte Oberfläche aufweisen würde.
Der Antrieb der rotierenden Dichtungsbüchse 5 erfolgt über eine Ölturbine 15. Diese weist einen mit dem dem Gleitlager 10 zugewandten Ende der Dichtungsbüchse 5 fest verbundenen, ringförmigen Flansch 16 auf. In die Stirnfläche des Flansches 16 sind Schlitze 17 eingearbeitet, die sich nahe der Peri pherie des Flansches 16 zu Düsen 18 verengen. Die Schlitze 17 sind durch einen ringförmigen Deckel 19 abgedeckt, wobei die nahe der Welle 1 liegenden Enden der Schlitze 17 über axiale, den Deckel 19 durchquerende Bohrungen 20 mit dem zwischen dem Deckel 19 und dem Ende des Gleitlagers 10 liegen den Raum 23 in Verbindung stehen.
Dem Gleitlager 10 wird durch die Öffnung 21 Drucköl zugeführt, das sich durch den Lagerspalt 22 gegen die beiden Enden des Lagers 10 bewegt. Das an dem gegen die Ölturbine 15 gerichteten Ende des Lagers 10 in den Raum 23 austretende Öl tritt noch unter Druck durch die axialen Bohrungen 20 in die Ölturbine 15 ein, fliesst durch die Schlitze 17 und entspannt sich schliesslich in den Düsen 18. Diese Druckumsetzung hat am Flansch 16 angrei fende Umfangskräfte zur Folge, die die Büchse 5 in der in Fig. 2 angegebenen Pfeilrichtung drehen.
Um zu erreichen, dass alles aus dem Lagerspalt 22 in den Raum 23 austretende Öl in die Turbine 15 gelangt, ist die zwischen einem den Raum 23 begrenzenden Ringteil 24 und dem rotierenden Dek- kel 19 liegende Trennfuge 25 mit einer Gewinde rillendichtung 26 abgedichtet. Ebenso ist der zwi schen der Dichtungsbüchse 5 und der Welle 1 lie gende, an den Raum 23 angrenzende Ringspalt 27 mit einer Gewinderillendichtung 28 abgedichtet.
Die im Ringspalt 27 liegende Gewinderillendichtung 28 ist von der im Ringspalt 14 liegenden Gewinderil- lendichtung 12 durch eine ringförmige Rille 29 ge trennt, in welche eine Anzahl von Bohrungen 30 münden, über welche der innere Ringspalt 14 an den im Gehäuseinnenraum 3 herrschenden Druck an geschlossen ist.
Durch die Rotation der Dichtungsbüchse 5 wird in den Ringspalten 13 und 14 mittels der Gewinde rillen 11 und 12 eine Pumpwirkung erzeugt. Die Windungssinne der Rilen 11 und 12 sind in bezug auf die Relativbewegung zwischen der Welle 1, der Büchse 5 und der Wand 2 so gewählt, dass die in den Ringspalten 13 und 14 auftretenden Pumpwir- kungen entgegen dem erhöhten Druck im Innen raum 3 arbeiten.
Die Relativdrehzahl der Büchse 5 gegenüber der Welle 1 und der Wand 2 ist dabei so gewählt, dass die in den Ringspalten 13 und 14 erzeugte Pumpwirkung genügend gross ist, um das aus dem Raum mit erhöhtem Druck, d. h. dem Innenraum 3, in die Ringspalten 13 und 14 eindrin gende Gas am Durchtritt durch die Ringspalten zu hindern und an seinen Ursprung zurückzudrängen. Um diese genügend grosse Pumpwirkung zu errei chen, müssen die Relativgeschwindigkeiten der die Ringspalten 13 und 14 begrenzenden Teile in einem bestimmten Bereich liegen.
Sie dürfen nicht unter einen gewissen Wert sinken, dürfen aber auch nicht zu hoch sein, da oberhalb eines bestimmten Ge schwindigkeitswertes die Pumpwirkung in den Ring spalten zusammenbricht und keine Dichtwirkung mehr besteht.
Damit die Relativgeschwindigkeiten der die Ring spalten 13 und 14 begrenzenden Teile in dem ge nannten Bereich liegen, wird die Drehzahl der Dich tungsbüchse 5 den Drehzahlen der Welle 1 angepasst. Dadurch ist es nicht mehr notwendig, dass die Dreh zahl der Welle 1 selbst in einem bestimmten Dreh zahlbereich liegen muss.
Bei einer mit verschiedenen Drehzahlen drehba ren Welle 1, die in beiden Drehrichtungen rotieren oder auch stehen bleiben kann, wird die konstante Drehzahl der Büchse 5 vorteilhaft so gewählt, dass sie um den zur Erzeugung einer genügend grossen Pumpwirkung im Ringspalt 14 notwendigen Dreh- zahlbetrag grösser ist, als die in der Drehrichtung der Büchse 5 auftretende maximale Drehzahl der Welle 1.
Handelt es sich bei der Welle 1 um eine schnell drehende, nur in einer Drehrichtung rotierenden Welle, deren Drehzahl ausserdem nie unter einen bestimmten Minimalwert sinkt, lässt man die Dich tungsbüchse vorteilhaft im gleichen Drehsinn wie die Welle 1 rotieren, wobei ihre Drehzahl mindestens um den zur Erzeugung einer genügend grossen Pump wirkung im Ringspalt 14 notwendigen Drehzahlbe trag kleiner ist als die minimale Drehzahl der Welle 1, jedoch mindestens so gross ist, dass durch die Relativ bewegung der Dichtungsbüchse 5 gegenüber der Wand 2 im Ringspalt 13 eine genügend grosse Pump wirkung erzeugt wird.
Auf diese Weise ist es möglich, den Zwischen raum zwischen der Welle 1 und der Wand 2 ab zudichten, auch wenn die Welle 1 mit einer Dreh zahl rotiert, die über dem Wert liegt, bei welchem die Pumpwirkung im Zwischenraum zwischen der Welle 1 und der Wand 2 bei Verwendung einer be kannten gewöhnlichen Gewinderillendichtung zusam menbrechen würde. Durch die Dichtungsbüchse 5 wird der Zwischenraum zwischen der Welle 1 und der Wand 2 in die beiden Ringspalten 13 und 14 unterteilt, wodurch auch die Relativgeschwindigkei ten der die Ringspalten 13 und 14 begrenzenden Teile verkleinert werden und unterhalb des Wertes zu liegen kommen, bei welchem die Pumpwirkung zusammenbrechen würde.
Bei einer nur in einer Drehrichtung rotierenden, gegebenenfalls stillstehenden Welle 1 kann man; die Dichtungsbüchse 5 auch entgegengesetzt der Dreh richtung der Welle 1 rotieren lassen, wobei dann die Relativdrehzahl der Büchse 5 gegenüber der Wand 2 und gegenüber der gegebenenfalls stillstehenden Welle 1 so gross sein muss, dass in den Ringspalten 13 und 14 eine genügend grosse Pumpwirkung auf tritt. Dadurch kann die Drehzahl der Büchse 5 klein gehalten werden.
Bei einer Welle 1, deren Drehzahl stark ändert, kann die Drehzahl der Dichtungsbüchse 5 auch durch eine Regelvorrichtung reguliert werden, so dass die Relativgeschwindigkeiten zwischen den die Ringspal ten 13 und 14 begrenzenden Teilen immer im gün stigen Geschwindigkeitsbereich liegen.
Statt der Welle- 1 könnte auch eine axial ver schiebbare Verstellstange von kreisförmigem Quer schnitt vorgesehen sein. Die Drehzahl der Büchse 5 müsste dann so gewählt werden, dass die durch die gewindeartigen Rillen 11 und 12 in den Ringspalten 13 bzw. 14 erzeugten Pumpwirkungen, vermindert um die durch die axialen Bewegungen der Verstell stange in der entgegengesetzten Richtung hervor gerufene Pumpwirkung, zur Abdichtung der Ring spalte 13 und 14 genügend gross sind.
Die in Fig. 3 dargestellte Ausführungsform der Vorrichtung weist eine Dichtungsbüchse 31 auf, die gegenüber der in Fig. 1 und 2 beschriebenen Dich tungsbüchse 5 unterschiedlich ausgebildete Gewinde- rillen aufweist. Die Dichtungsbüchse 31 ist in der Mitte der im Zwischenraum zwischen der Wand 2 und der drehbaren Welle 1 verlaufenden Strecke mit zwei ringförmigen Kammern 32 und 33 versehen, wobei die Kammer 32 in dem zwischen der Dich tungsbüchse 31 und der Weile 1 liegenden Ringspalt 35 angeordnet ist.
Von jeder der beiden Kammern 32 bzw. 33 gehen zwei gewindeartige Rillen 36 und 37 bzw. 38 und 39 aus, die sich von den ringför migen Kammern 32 bzw. 33 nach beiden Enden der Dichtungsbüchse 31 erstrecken, und deren Tiefe nach beiden Enden der Dichtungsbüchse 31 hin abnimmt. Die im Ringspalt 34 liegenden gewindeartigen Rillen 36 und 37 weisen einander entgegengesetzten Win- dungssinn auf, der bezüglich der Drehrichtung der Dichtungsbüchse 31 so gewählt ist, dass im Ring spalt 34 eine von der ringförmigen Kammer 32 gegen beide Enden der Dichtungsbüchse 31 gerichtete,
zur Verhinderung eines Durchtritts der durch die Wand 2 voneinander getrennten Medien durch den Ringspalt 34 genügend grosse Pumpwirkung auftritt. Auf glei che Weise sind die im Ringspalt 35 liegenden ge windeartigen Rillen 38 und 39 ausgebildet, deren Windungssinn bezüglich der Drehrichtung der Welle 1 gegenüber der Dichtungsbüchse 31 so ge wählt ist, dass im Ringspalt 35 eine von der ring förmigen Kammer 33 gegen beide Enden der Dich tungsbüchse 31 gerichtete Pumpwirkung auftritt.
Diese Abdichtungsvorrichtung wird vorteilhaft dann verwendet, wenn die durch die Wand 2 von einander getrennten Räume 3 und 4 verschiedene gasförmige Medien mit angenähert gleichem Druck enthalten. Die durch die Rotation der Dichtungs büchse 31 in den Ringspalten 34 und 35 hervor gerufenen Pumpwirkungen haben ein hohes Vakuum in den ringförmigen Kammern 32 und 33 zur Folge, während die von beiden Seiten der Dichtungsbüchse 31 in die Ringspalte 34 und 35 eindringenden Gase an ihren Ursprung zurückgedrängt werden.
Bei sehr schnell drehenden Wellen können im Zwischenraum zwischen der Welle und der Wand mehrere Dichtungsbüchsen angeordnet sein, wie es beispielsweise in Fig. 4 dargestellt ist. Die in Fig. 4 gezeigte Vorrichtung weist eine schnell rotierende Welle 40 auf, die sich durch die Wand 41 eines Gehäuses erstreckt. Im Zwischen raum zwischen der Wand 41 und der Welle 40 be finden sich drei konzentrisch zueinander angeordnete Dichtungsbüchsen 42, 43 und 44, die durch vier Kugellager 45, 46, 47 und 48 aufeinander, auf einem auf die Welle 40 aufgezogenen Ring 49 und auf einem in die Wand 2 eingesetzten Ring 50 ge lagert sind. Der Kugellagerring 49 ist durch einen Gewindering 51 gesichert.
Auf den Dichtungsbüchsen sind vier gewinde artige Rillen 52, 53, 54 und 55 angeordnet, wobei in jedem der vier durch die Welle 40, die Büchsen 42 bis 44 und die Wand 41 gebildeten Ringspalten 56, 57, 58 und 59 je eine dieser vier Rillen liegt. Bei der Rotation der Welle 40 werden die Büch sen 42 bis 44 in der Drehrichtung der Welle mit genommen.
Die Drehzahlen von Welle 40, innerer Büchse 42, mittlerer Büchse 43; äusserer Büchse 44 und Wand 41 bilden dabei eine um angenähert gleiche Drehzahlbeträge abnehmende Zahlenfolge, wobei diese Drehzahlbeträge in dem zur Erzeugung einer genügend grossen Pumpwirkung günstigen Be reich liegen. (Um das zu erreichen, könnte je nach der Drehzahl der Welle die Anzahl der Dichtungs büchsen verändert werden.) Der Windungssinn der Rillen 52 bis 55 wird dabei wieder so gewählt, dass die Pumpwirkungen in allen Ringspalten in der glei chen Richtung erfolgen.
Die zur Lagerung der Dichtungsbüchsen 42 bis 44 dienenden Kugellager 45 bis 48 könnten auch weggelassen werden, wobei dann Mittel zur Verhin derung einer axialen Verschiebung der Dichtungs büchsen, beispielsweise aerodynamische Axiallager, vorzusehen wären. Die Büchsen wären dabei aero dynamisch oder hydrodynamisch gelagert und würden durch die von dem in den Ringspalten 55 bis 59 be findlichen Medium auf die Dichtungsbüchsen aus geübten Reibungskräfte angetrieben.
Device for sealing the gap between a movable transmission element and a wall traversed by this transmission element. The invention relates to a device for sealing the gap between a movable, circular in cross-section transmission element, in particular a rotatable shaft, and one of this transmission element traversed wall, with a rotating sealing bushing arranged in the space between the transmission element and the wall,
and in each of the annular gaps between the sealing sleeve and the wall or the transmission element, a gap wall has a thread-like groove.
The rotation of the sealing sleeve creates a pumping action in the axial direction of the transmission element in the annular gaps, the direction of winding of the thread-like grooves with respect to the relative direction of rotation of the parts delimiting the annular gap being expediently selected so that the pumping effects in both annular gaps take place in the same direction . In this way, a reliable sealing of the space between a shaft and a wall traversed by this shaft can be achieved.
The speed of the shaft no longer has to be in a certain speed range. The shaft can rotate at any changing speed, it can stand still or even rotate in the opposite direction without the sealing effect being impaired. In addition, the space between a non-rotating, axially displaceable adjusting rod and a wall traversed by this adjusting rod can also be reliably sealed in this way.
Another advantage is that there is no contact between the transmission element and the sealing bushing, and thus only a small amount of friction resulting from the medium in the annular gaps. In the known devices, the sealing sleeve is driven by a V-belt pulley or a toothed wheel.
Even if one takes into account that the relative speed between the gap walls delimiting the respective annular gap must be on the one hand above a certain minimum value at which the pumping effect begins and on the other hand below a certain maximum value at which the flow breaks off, the sealing effect of the device occasionally breaks down .
The invention is based on the new knowledge that a unilateral force is exerted on the sealing sleeve by the unilateral action of the belt or gear drive. This additional individual circumferential force pulls the sealing sleeve from its central position relative to the shaft axis. So it is not possible to maintain a uniform bearing gap and thus a consistently good pumping action. The effect of the individual circumferential force is also speed-dependent, so that the desired sealing effect fails particularly in certain speed ranges.
To avoid these disadvantages, using the new knowledge described above in a device of the type described above, the sealing sleeve according to the invention with a rotor exerting pure torque on it, either the rotor connected to a pressurized oil lubricant source and concentric to the sleeve Turbine or a rotating bearing race of at least one roller bearing, a related party.
In this way, the sealing bushing is centered in the entire operating range and thus a perfect sealing effect is achieved. In the drawing, exemplary embodiments of the subject matter of the invention are shown in simplified form.
1 shows an axial section through a sealing device, FIG. 2 is a section along the line II-II in FIG. 1, FIG. 3 is an axial section through another sealing device and FIG. 4 is an axial section through a further sealing device .
The device shown in Figs. 1 and 2 has a rotatable shaft 1 which extends through the wall 2 of a housing. The interior 3 and the environment 4 of the housing are separated from each other by the wall 2, with a higher pressure prevailing on one side of the wall 2 in the interior 3 than in the environment 4. In the space between the housing wall 2 and the shaft 1 is a rotating sealing sleeve 5 is arranged, which is mounted on a ball bearing 6 arranged inside the housing, the inner ball bearing ring 61 being pulled onto the sealing sleeve 5, while the outer ball bearing ring 62 is connected to the housing Traverse 7 is used.
The ball bearing ring 62 is secured by a pressure ring 9 attached with screws 8 ge. In the traverse 7, a sliding bearing 10 is also installed, in which the rotatable shaft 1 is mounted. The sealing sleeve 5 carries two thread-like grooves 11 and 12 on the section running in the space between the wall 2 and the shaft 1, the groove 11 in the annular gap 13 between the sealing sleeve 5 and the wall 2 and the groove 12 in the between the sealing sleeve 5 and the shaft lying ring gap 14 is arranged. The grooves 11 and 12 could also be on the other, the annular gap 13 or
14 delimiting gap wall, d. H. be arranged on the wall 2 or the shaft 1, in which case the sleeve 5 would have a smooth surface.
The rotating sealing sleeve 5 is driven by an oil turbine 15. This has an annular flange 16 that is firmly connected to the end of the sealing sleeve 5 facing the sliding bearing 10. In the end face of the flange 16 slots 17 are incorporated, which narrow the periphery of the flange 16 to nozzles 18 near the periphery. The slots 17 are covered by an annular cover 19, the ends of the slots 17 located near the shaft 1 being in communication with the space 23 located between the cover 19 and the end of the slide bearing 10 via axial bores 20 crossing the cover 19 .
Pressure oil is fed to the plain bearing 10 through the opening 21 and moves through the bearing gap 22 towards the two ends of the bearing 10. The oil exiting into the space 23 at the end of the bearing 10 facing the oil turbine 15, while still under pressure, enters the oil turbine 15 through the axial bores 20, flows through the slots 17 and finally relaxes in the nozzles 18. This pressure conversion has on the flange 16 angrei fende peripheral forces result which rotate the sleeve 5 in the direction of the arrow shown in FIG.
In order to ensure that all of the oil exiting from the bearing gap 22 into the space 23 reaches the turbine 15, the parting line 25 located between an annular part 24 delimiting the space 23 and the rotating cover 19 is sealed with a thread groove seal 26. Likewise, the between tween the sealing sleeve 5 and the shaft 1 lie lowing, adjacent to the space 23 annular gap 27 with a thread groove seal 28 is sealed.
The threaded groove seal 28 located in the annular gap 27 is separated from the threaded groove seal 12 located in the annular gap 14 by an annular groove 29 into which a number of bores 30 open, through which the inner annular gap 14 is connected to the pressure prevailing in the housing interior 3 is.
As a result of the rotation of the sealing sleeve 5, a pumping action is generated in the annular gaps 13 and 14 by means of the thread grooves 11 and 12. With regard to the relative movement between the shaft 1, the bushing 5 and the wall 2, the winding directions of the grooves 11 and 12 are chosen so that the pumping effects occurring in the annular gaps 13 and 14 work against the increased pressure in the interior 3.
The relative speed of the sleeve 5 with respect to the shaft 1 and the wall 2 is selected so that the pumping action generated in the annular gaps 13 and 14 is sufficiently large to remove the pressure from the space with increased pressure, i. H. the interior 3, to prevent gas penetrating into the annular gaps 13 and 14 from passing through the annular gaps and to push it back to its origin. In order to achieve this sufficiently large pumping action, the relative speeds of the parts delimiting the annular gaps 13 and 14 must be in a certain range.
They must not fall below a certain value, but must also not be too high, since above a certain speed the pumping action in the ring breaks down and there is no longer any sealing effect.
So that the relative speeds of the parts delimiting the ring 13 and 14 are in the range mentioned, the speed of the log device 5 is adapted to the speeds of the shaft 1. As a result, it is no longer necessary that the speed of the shaft 1 itself must be in a certain speed range.
In the case of a shaft 1 which can be rotated at different speeds and which can rotate or stop in both directions of rotation, the constant speed of the sleeve 5 is advantageously selected so that it is greater by the speed required to generate a sufficiently large pumping effect in the annular gap 14 is than the maximum speed of the shaft 1 occurring in the direction of rotation of the sleeve 5.
If the shaft 1 is a rapidly rotating shaft that only rotates in one direction of rotation, the speed of which also never falls below a certain minimum value, you can advantageously rotate the bushing in the same direction of rotation as the shaft 1, with its speed at least by To generate a sufficiently large pumping effect in the annular gap 14, the required speed amount is smaller than the minimum speed of the shaft 1, but at least so large that the relative movement of the sealing sleeve 5 with respect to the wall 2 in the annular gap 13 generates a sufficiently large pumping effect becomes.
In this way, it is possible to seal the space between the shaft 1 and the wall 2, even if the shaft 1 rotates at a speed that is above the value at which the pumping action in the space between the shaft 1 and the Wall 2 would menbruch when using a known ordinary thread groove seal. Through the sealing sleeve 5, the space between the shaft 1 and the wall 2 is divided into the two annular gaps 13 and 14, whereby the Relativgeschwindigkei th of the annular gaps 13 and 14 limiting parts are reduced and come to be below the value at which the Pumping action would collapse.
In the case of a shaft 1 rotating in one direction of rotation, possibly stationary, one can; the sealing sleeve 5 can also rotate in the opposite direction to the direction of rotation of the shaft 1, in which case the relative speed of the sleeve 5 against the wall 2 and against the possibly stationary shaft 1 must be so great that a sufficiently large pumping effect occurs in the annular gaps 13 and 14 . As a result, the speed of the sleeve 5 can be kept small.
In the case of a shaft 1, the speed of which changes sharply, the speed of the sealing sleeve 5 can also be regulated by a control device, so that the relative speeds between the parts delimiting the Ringspal th 13 and 14 are always in the favorable speed range.
Instead of the shaft 1, an axially displaceable adjusting rod of circular cross section could also be provided. The speed of the sleeve 5 would then have to be selected so that the pumping effects generated by the thread-like grooves 11 and 12 in the annular gaps 13 and 14, reduced by the pumping action caused by the axial movements of the adjusting rod in the opposite direction, for sealing the ring gaps 13 and 14 are sufficiently large.
The embodiment of the device shown in FIG. 3 has a sealing sleeve 31 which has thread grooves 5 of different design than the sealing sleeve 5 described in FIGS. 1 and 2. The sealing sleeve 31 is provided in the middle of the gap between the wall 2 and the rotatable shaft 1 running distance with two annular chambers 32 and 33, the chamber 32 in the between the device bushing 31 and the shaft 1 lying between the annular gap 35 is arranged .
From each of the two chambers 32 and 33 go from two thread-like grooves 36 and 37 or 38 and 39, which extend from the ringför shaped chambers 32 and 33 to both ends of the sealing sleeve 31, and their depth to both ends of the sealing sleeve 31 decreases. The thread-like grooves 36 and 37 located in the annular gap 34 have opposite directions of wind which, with respect to the direction of rotation of the sealing sleeve 31, is selected so that in the annular gap 34 one of the annular chamber 32 is directed towards both ends of the sealing sleeve 31,
sufficiently large pumping action occurs to prevent the media separated from one another by the wall 2 from passing through the annular gap 34. In the same way, the ge thread-like grooves 38 and 39 located in the annular gap 35 are formed, the direction of which is selected with respect to the direction of rotation of the shaft 1 relative to the sealing sleeve 31 so that in the annular gap 35 one of the ring-shaped chamber 33 against both ends of the You device bushing 31 directional pumping action occurs.
This sealing device is advantageously used when the spaces 3 and 4 separated from one another by the wall 2 contain different gaseous media at approximately the same pressure. The pumping effects caused by the rotation of the sealing sleeve 31 in the annular gaps 34 and 35 result in a high vacuum in the annular chambers 32 and 33, while the gases penetrating from both sides of the sealing sleeve 31 into the annular gaps 34 and 35 at their origin be pushed back.
In the case of very rapidly rotating shafts, a plurality of sealing sleeves can be arranged in the space between the shaft and the wall, as is shown, for example, in FIG. The device shown in Fig. 4 has a rapidly rotating shaft 40 which extends through the wall 41 of a housing. In the space between the wall 41 and the shaft 40 be there are three concentrically arranged sealing sleeves 42, 43 and 44, which by four ball bearings 45, 46, 47 and 48 on one another, on a ring 49 drawn onto the shaft 40 and on one in the wall 2 inserted ring 50 ge are superimposed. The ball bearing ring 49 is secured by a threaded ring 51.
On the sealing sleeves four thread-like grooves 52, 53, 54 and 55 are arranged, in each of the four annular gaps 56, 57, 58 and 59 formed by the shaft 40, the sleeves 42 to 44 and the wall 41, one of these four grooves lies. During the rotation of the shaft 40, the Büch sen 42 to 44 are taken in the direction of rotation of the shaft.
The speeds of shaft 40, inner sleeve 42, middle sleeve 43; The outer sleeve 44 and wall 41 form a sequence of numbers decreasing by approximately the same number of revolutions, these revolutions being in the range that is favorable for generating a sufficiently large pumping action. (To achieve this, the number of sealing sleeves could be changed depending on the speed of the shaft.) The direction of winding of the grooves 52 to 55 is again selected so that the pumping effects take place in all annular gaps in the same direction.
The ball bearings 45 to 48 serving to support the sealing sleeves 42 to 44 could also be omitted, in which case means would then have to be provided to prevent axial displacement of the sealing sleeves, for example aerodynamic axial bearings. The bushes would be mounted aerodynamically or hydrodynamically and would be driven by the frictional forces exerted on the sealing bushes by the medium in the annular gaps 55 to 59.