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Drehbare Rohrverschraubung, insbesondere für Hochdruckleitungen
Die Erfindung betrifft eine drehbare Rohrverschraubung, die insbesondere für Hydraulik-Anlagen ge- eignet und in der Lage ist, schnelle Dreh- und Pendelbewegungen auch unter hohen Drücken und im
Dauerbetrieb auszuführen. Ausgegangen wird dabei von einer drehbaren Rohrverschraubung, welche aus einem Zuleitungsstück mit einem durchgehend glatten Führungszapfen und einem Aussenbund mit Gewin- de, einem auf dem Führungszapfen auf seiner ganzen Länge drehbar gelagerten Ab Litungsstück mit glat- tem Aussenbund, einer Überwurfmutter mit glattem Innenbund und Innengewinde passend zum Gewinde am Aussenbund des Zuleitungsstückes, sowie einem zwischen dem Zu- und Ableitungsstück angeordneten Axialdruck-Wälzlager besteht.
Erfindungsgemäss ist zur Dichtung zwischen Zu-und Ableitungsstück in an sich bekannter Weise inner- halb des Aussenbundes des Ableitungsstückes eine zum Aussenmantel des Führungszapfens zu offene, im
Querschnitt trapezförmige Dichtkammer vorgesehen, deren druckabgewendete Stirnfläche mit der Achse des Ableitungsstückes einen Winkel einschliesst. so dass die Dichtkammer im Querschnitt gesehen am Nu- tengrund eine grössere axiale Ausdehnung als gegen den Aussenmantel des Führungszapfens zu aufweist. In diese Dichtkammer ist in an sich bekannter Weise ein im Querschnitt rechteckiger, elastischer Dichtring eingelegt, der unter dem Einfluss des Druckes des Leitungsmediums steht, wobei der Innendurchmesser des
Dichtringes im drucklosen Zustand dem Aussendurchmesser des Führungszapfens entspricht.
Durch diese Art der Dichtung sind die Nachteile der bekannten drehbaren Rohrverschraubungen besei- tigt. Bei einer bekannten Bauart dient zum Abdichten eine Kohlenstoff-Schleifringdichtung, welche unter
Zwischenschaltung eines O-Ringesvon einer Feder auf die Stirnfläche der Lagerbüchse der einen Leitungshülse gepresst wird. Dadurch ergibt sich ein schwerer Lauf mit hohem Abriebverlust. Ausserdem ist noch eine zweite Dichtung erforderlich, die bei der Erfindung entfällt.
Bei einer andern bekannten drehbaren Verschraubung sind gleichfalls zwei Dichtungen erforderlich.
Die eine besteht aus einer fest auf den Aussenmantel des drehbaren Innenteils gepressten Packung, die andere aus einem in eine Nut dieses Aussenmantels mit Vorspannung eingelegten O-Ring. Sowohl die Packung als auch der O-Ring ergeben Reibungsverluste mit beachtlichem Verschleiss, so dass sich derartige Drehverschraubungen nicht in der Praxis einführen konnten. Bei einer weiteren bekannten drehbaren Rohrverbindung ist der sich drehende Teil gegenüber dem Gehäuse mit einer quer stehenden Dichtscheibe abgedichtet. Auch hier ergibt sich beim Drehen ein dauernder Verschleiss der anliegenden schmalen Lochwandungen der Dichtscheibe, der nur durch Nachstellen des Anpressdruckes ausgeglichen werden kann, was auf der ändern Seite die Drehbewegung erschwert.
Bei einer andem bekannten Bauart ist zwischen den sich drehenden Teilen eine sich nach aussen trapezartig erweiternde Dichtkammer vorgesehen. Dort tritt eine spezifische Druckverteilung auf den Dichtring auf, der diesen laufend stark und mit wachsendemDruck vermehrt auf den sich drehenden Teil aufpresst, was schweren Gang und hohen Verschleiss bedingt. Dazu kommt, dass in diesem Fall ein O-Ring als Dichtelement vorgesehen ist, der sich bekanntlich beim Zusammenbau der sich drehenden Teile stark verformt, weil er nur unter Vorspannung wirksam werden kann.
Die gleichen Nachteile weist eine weitere bekannte drehbare Rohrverbindung auf, bei welcher zwischen den beiden sich drehenden Teilen insgesamt drei in Trapeznuten eingelegte 0- Ringe als Dichtelemente vorgesehen sind.
Demgegenüber ist die erfindungsgemässe Abdichtung derart, dass sich unter der Einwirkung des Druckes
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schnittener druckabgewendeter Seitenwand 15 ausgebildet. Die Dichtkammer ist zur Aufnahme eines im Querschnitt rechteckigen Dichtringes 16 bestimmt, der, wie Fig. l und 2 der Zeichnung zeigen, im drucklosen Zustand mit seiner Innenfläche dem Aussenmantel des Führungszapfens 4 und mit seinem Aussenman- tel der Rückwand der Dichtkammer 14 anliegt. Unter der Einwirkung des Leitungsmediums verformt sich der Dichtring 16, wie Fig. 3 zeigt, in der Dichtkammer und schmiegt sich kolbenartig dichtend an deren Rückwand, der Seitenwand 15 sowie dem Aussenmantel des Führungszapfens 4 an, so dass diese Verbindung stets dicht ist.
Dabei ist durch die hinterschnittene Seitenwand 15 eine Druckverteilung im Dichtring 16 erreicht, welche die Fläche 17 so weit entlastet, dass der dichte Sitz unter geringem Abrieb des Dichtringwerkstoffes gewährleistet werden kann. Der Dichtring 16 ist bei 18 geringfügig abgeschrägt. Dadurch wird vermieden, dass unter dem Einfluss des Leitungsmediums Teile des Dichtringes in den Ringspalt 19 zwischen den Teilen 4 und 5 gelangen.
Bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 4-6 ist in der Dichtkammer 14 eine andere Dichtringausbildung eingesetzt. Dieser Dichtring 20 ist im Querschnitt rechteckig gehalten und weist, wie insbesondere Fig. 5 zeigt, ausgehend von der Kopffläche 21, der Zulaufseite für das schmierfilmbildende Medium, eine Schmiernut 22 und ausgehend von der entgegengesetzten Kopffläche 23 eine weitere Schmiernut 24 auf.
Diese Schmiernuten gehen nicht bis zur gegenüberliegenden Kopffläche durch, sondern enden kurz davor.
Sie sind um 1800 versetzt angeordnet.
Die Wirkungsweise dieses Dichtringes ist wie folgt : Das in der Rohrverschraubung unter Druck geför- derer Medium dringt durch den in Fig. 5 zum besseren Verständnis stark vergrössert dargestellten Ringspalt 26 zwischen den Teilen 4 und 5 ein und gelangt so in die Dichtkammer 14 und zum Dichtring 20. Es tritt dann in die Schmiemut 22 ein und bildet bei der Drehbewegung zwischen den Teilen 4 und 5 auf dem Aussenmantel des Teiles 4 einen Schmierfilm, der durch das ständig zur Schmiernut 22 zutretende Leitungsmedium ergänzt und somit aufrechterhalten wird. Über diesen Schmierfilm hinweg streicht die von der andern Kopffläche 23 des Dichtringes 20 ausgehende Schmiernut 24, nimmt geringe Mengen dieses Schmierfilmes auf und verteilt diese auf den Rest des vom Dichtring umfassten Aussenmantels des Teiles 4.
Damit erstreckt sich der von der Zulaufseite her durch das Leitungsmedium gebildete Schmierfilm über die gesamte Breite des Dichtringes 20. Die Lebensdauer des Dichtringes wird so entscheidend verbessert und die Reibungsverluste sind wesentlich verringert.
In dem in Fig. 5 und 6 dargestellten Dichtring sind seine Relationen und Dimensionen stark vergrössert aufgezeigt.
Diese Dichtringausbildung ist noch mit einer weiteren Verbesserung versehen. An der der Druckeinwirkung abgekehrten Kopffläche 23 des Dichtringes 20 is, die dem Ringspalt zugekehrte Randkante in Form eines Viertelkreises 25 ausgekehlt. Dadurch wird verhindert, dass sich der Dichtring unter der Einwirkung des Druckes aus dem Leitungsmedium in den Ringspalt 19 hinter der Dichtkammer 14 einquetscht was zur vorzeitigen Zerstörung des Dichtringes führen könnte.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Drehbare Rohrverschraubung, insbesondere für Hochdruckleitungen, bestehend aus einem Zuleitungsstück mit einem durchgehend glatten Führungszapfen und einem Aussenbund mit Gewinde, einem auf dem Füh- rungszapfen auf seiner ganzen Länge drehbar gelagerten Ableitungsstück mit glattem Aussenbund, einer Über- wurfmutter mit glattem Innenbund und Innengewinde passend zum Gewinde am Aussenbund des Zuleitung- itückes, sowie einem zwischen dem Zu- und Ableitungsstück angeordneten Axialdruck-Wälzlager, dadurch
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tuckers (5) eine zum Aussenmantel des Führungszapfens (4) zu offene, im Querschnitt trapezförmige Dicht- < ammer (14) befindet, dass deren druckabgewendete Stirnfläche (15) mit der Achse des Ableitungsstückes einen Winkel einschliesst, so dass die Dichtkammer im Querschnitt gesehen am Nutengrund eine grössere txiale Ausdehnung als gegen den Aussenmantel des Führungszapfens zu aufweist, und dass in diese Dicht- < ammer in an sich bekannter Weise ein im Querschnitt rechteckiger, elastischer Dichtring (16) eingelegt st, der unter dem Einfluss des Druckes des Leitungsmediums steht, wobei der Innendurchmesser des Dicht- 'inges im drucklosen Zustand dem Aussendurchmesser des Führungszapfens entspricht.
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Rotatable pipe union, especially for high pressure lines
The invention relates to a rotatable threaded pipe connection which is particularly suitable for hydraulic systems and is capable of rapid rotary and pendulum movements even under high pressures and in the
To carry out continuous operation. This is based on a rotatable pipe screw connection, which consists of a supply line piece with a continuously smooth guide pin and an outer collar with thread, an adapter piece with a smooth outer collar that is rotatably mounted on the guide pin over its entire length, a union nut with a smooth inner collar and inner thread matching the thread on the outer collar of the feed piece, as well as an axial pressure roller bearing arranged between the feed and discharge piece.
According to the invention, for the purpose of sealing between the inlet and outlet piece, in a manner known per se, inside the outer collar of the outlet piece there is an open to the outer jacket of the guide pin, in the
Cross-section trapezoidal sealing chamber provided, the pressure-averted face of which forms an angle with the axis of the discharge piece. so that the sealing chamber, seen in cross section, has a greater axial extent at the base of the groove than towards the outer jacket of the guide pin. In this sealing chamber an elastic sealing ring with a rectangular cross section is inserted in a manner known per se, which is under the influence of the pressure of the line medium, the inner diameter of the
Sealing ring corresponds to the outside diameter of the guide pin in the unpressurized state.
This type of seal eliminates the disadvantages of the known rotatable pipe screw connections. In a known design, a carbon slip ring seal is used for sealing, which under
Interposition of an O-ring by a spring onto the end face of the bearing bush which is pressed onto a pipe sleeve. This results in a heavy run with high abrasion loss. In addition, a second seal is required, which is omitted in the invention.
Another known rotatable screw connection also requires two seals.
One consists of a packing firmly pressed onto the outer jacket of the rotatable inner part, the other consists of an O-ring inserted with pretension in a groove of this outer jacket. Both the packing and the O-ring result in frictional losses with considerable wear, so that such rotary screw connections could not be used in practice. In a further known rotatable pipe connection, the rotating part is sealed off from the housing with a transverse sealing washer. Here, too, there is permanent wear of the adjacent narrow hole walls of the sealing disk when turning, which can only be compensated by readjusting the contact pressure, which on the other hand makes the rotary movement more difficult.
In another known design, a sealing chamber which widens outwardly in a trapezoidal manner is provided between the rotating parts. There, a specific pressure distribution occurs on the sealing ring, which continuously presses it strongly and with increasing pressure onto the rotating part, which causes heavy gait and high wear. In addition, in this case an O-ring is provided as a sealing element which, as is well known, is severely deformed when the rotating parts are assembled because it can only be effective under pretension.
The same disadvantages have a further known rotatable pipe connection in which a total of three O-rings inserted in trapezoidal grooves are provided as sealing elements between the two rotating parts.
In contrast, the seal according to the invention is such that under the action of pressure
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cut pressure-facing side wall 15 formed. The sealing chamber is intended to accommodate a sealing ring 16 with a rectangular cross-section, which, as shown in FIGS. 1 and 2 of the drawing, rests with its inner surface on the outer jacket of the guide pin 4 and with its outer jacket on the rear wall of the sealing chamber 14 in the unpressurized state. Under the action of the line medium, the sealing ring 16 deforms, as shown in FIG. 3, in the sealing chamber and hugs the rear wall, the side wall 15 and the outer jacket of the guide pin 4 in a piston-like manner, so that this connection is always tight.
The undercut side wall 15 achieves a pressure distribution in the sealing ring 16, which relieves the surface 17 to such an extent that the tight fit can be guaranteed with little abrasion of the sealing ring material. The sealing ring 16 is slightly beveled at 18. This prevents parts of the sealing ring from getting into the annular gap 19 between the parts 4 and 5 under the influence of the line medium.
In the embodiment of FIGS. 4-6, a different sealing ring design is used in the sealing chamber 14. This sealing ring 20 has a rectangular cross-section and, as shown in particular in FIG. 5, has a lubricating groove 22 starting from the top surface 21, the inlet side for the lubricating film-forming medium, and a further lubricating groove 24 starting from the opposite top surface 23.
These oil grooves do not go through to the opposite head surface, but end just before it.
They are arranged offset by 1800.
The operation of this sealing ring is as follows: The medium conveyed under pressure in the pipe union penetrates through the annular gap 26, which is shown greatly enlarged in FIG. 5 for better understanding, between parts 4 and 5 and thus reaches the sealing chamber 14 and the sealing ring 20. It then enters the lubricating groove 22 and, during the rotary movement between the parts 4 and 5, forms a lubricating film on the outer surface of the part 4, which is supplemented and thus maintained by the line medium constantly flowing to the lubricating groove 22. The lubricating groove 24 extending from the other head surface 23 of the sealing ring 20 sweeps over this lubricating film, absorbs small amounts of this lubricating film and distributes them over the remainder of the outer casing of the part 4 that is surrounded by the sealing ring.
The lubricating film formed by the line medium from the inlet side thus extends over the entire width of the sealing ring 20. The service life of the sealing ring is thus decisively improved and the friction losses are significantly reduced.
In the sealing ring shown in FIGS. 5 and 6, its relationships and dimensions are shown greatly enlarged.
This sealing ring design is provided with a further improvement. On the head surface 23 of the sealing ring 20 facing away from the action of pressure, the edge edge facing the annular gap is grooved in the form of a quarter circle 25. This prevents the sealing ring from squeezing into the annular gap 19 behind the sealing chamber 14 under the action of the pressure from the line medium, which could lead to the premature destruction of the sealing ring.
PATENT CLAIMS:
1. Rotatable screwed pipe connection, especially for high-pressure lines, consisting of a feed piece with a smooth guide pin and an outer collar with thread, a drainage piece with a smooth outer collar that is rotatably mounted on the guide pin over its entire length, a union nut with a smooth inner collar and internal thread matching the thread on the outer collar of the supply piece, as well as an axial pressure roller bearing arranged between the supply and discharge piece, thereby
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tuckers (5) has a trapezoidal cross-section seal (14) open to the outer jacket of the guide pin (4) so that its pressure-averted end face (15) forms an angle with the axis of the discharge piece, so that the sealing chamber is seen in cross-section at the bottom of the groove has a greater axial expansion than against the outer jacket of the guide pin, and that an elastic sealing ring (16) with a rectangular cross-section, which is under the influence of the pressure of the line medium, is inserted in this sealing element in a manner known per se , the inside diameter of the sealing 'inges in the unpressurized state corresponds to the outside diameter of the guide pin.