Vorrichtung zur Zuführung von Drucköl in eine rotierende Welle
Die Erfindung betrifft eine Vorrichtung zur Zuführung von Drucköl in eine rotierende Welle, mit drehfest mit der Welle verbundenen ringförmigen Widerlagern und zwischen denselben in axialer Richtung wirkenden drehbaren Dichteiementen, die es ermöglichen, einen fest mit der Welle verbundenen hydraulischen Servomotor zu beaufschlagen, der zum Verstellen von Flügeln von Verstellpropellern oder Laufschaufeln an Kaplanturbinen dient.
Bekannt sind Ölzuführungen, die wie ein Gleitlager die Welle mit Spiel umschliessen, wobei die Lagerflä- che entsprechende Ringnuten mit nach aussen führenden Anschlussbohrungen aufweist. Die Verbindung mit den Servomotoren ist durch entsprechende Bohrungen in der Welle gegeben. Eine Abdichtung zwischen dem feststehenden und dem rotierenden Teil erfolgt lediglich durch Radialspalte konstanter Breite, deren Kleinstmass durch die Herstellungstechnologie begrenzt ist und relativ grosse Leckölmengen zur Folge hat.
Bekannt sind auch Wellenabdichtungen, bei denen der Dichtungsspalt axial angeordnet ist, wobei es üblich ist, eine verbesserte Dichtwirkung dadurch zu erreichen, dass die sich relativ zueinander bewegenden Teile an ihren Dichtflächen unter Ausnutzung des Druckes des abzudichtenden Mediums bzw. eines zusätzlichen Druckmittels aneinandergepresst werden und damit im Bereich der Festkörperreibung arbeiten.
Die Nachteile der eingangs geschilderten Ölzufüh- rung bestehen darin, dass bei niedrigen Drücken die anfallende Leckölmenge nicht mehr ausreicht, um eine unzulässige Erwärmung zu verhindern, während bei hohen Drücken die Leckölmenge zu gross wird, was auch bei axialer Anordnung des Dichtspaltes nicht eindeutig zu beseitigen ist. Mit der geschilderten Ausführung wird lediglich eine besonders gute Dichtwirkung bei hohem Druck oder aber bei Anwendung eines zusätzlichen Druckmittels eine Dichtung, die nur im Stillstand der Welle wirksam ist, erreicht. Diese Anordnungen führen unvermeidbar zu hohem Verschleiss.
Es wurde bereits vorgeschlagen, diese Nachteile dadurch zu beheben, dass an der eingangs geschilderten Zuführung ein radial nach aussen offener, zwei im wesentlichen achssenkrechte Stirnflächen aufweisender Ringraum geschaffen wird, der durch ein nicht umlaufendes, axial federnd angeordnetes Element abgeschlossen wird. Dieses Federellement soll derart gestaltet sein, dass sich bei der jeweiligen Druckbeaufschlagung ein entsprechender Dichtspalt einstellt, der gerade noch einen solchen Üldurchtritt gestattet, dass eine Schmierung der Gleitflächen gewährleistet ist und eine unzulässige Erwärmung vermieden wird.
Abgesehen davon, dass die Realisierung dieses Vorschlages technisch recht aufwendig erscheint, ist die Auslegung des Federelementes recht problematisch, was daher rührt, dass die Leckölmenge nicht nur von der Spaltgrösse, der Spaltlänge und dem Arbeitsdruck, sondern wesentlich von der Ölviskosität und damit von der Art des Öls und der Öltemperatur abhängt.
Vorgeschlagen wurde auch eine axial wirkende Dichtung mit Federdruck, bei der eingearbeitete Schmiertaschen die Festkörperreibung vermeiden sollen. Nachteilig ist jedoch der Federdruck, der keine optimale Spalteinstellung gewährleistet, da er unabhängig vom Druck des abzudichtenden Mediums ist.
Zweck der Erfindung ist es, eine Ölzuführung für Öl hohen Druckes in eine rotierende Welle zu schaffen.
Diese Vorrichtung soll in ihrer technischen Konzeption einfach aufgebaut sein, annähernd verschlussfrei in jedem Betriebszustand arbeiten und nur einen minimalen Leckölverlust zulassen. Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, ohne Inanspruchnahme mechanisch wirkender Abdichtmittel eine Vorrichtung für die Zu- und Abführung von Drucköl in eine rotierende Welle zu entwickeln. Die Vorrichtung muss so beschaffen sein, dass eine verschleissintensive Festkörperreibung verhindert wird und die Abdichtung der Vorrichtung hydrostatisch und/oder hydrodynamisch erfolgt.
Erfindungsgemäss wird diese Aufgabe dadurch gelöst, dass in dem Dichtelement für den Zu- und Rückfluss des Arbeitsmediums Kanäle angeordnet sind, die vom Dichtelement über eine Dichtfläche am Widerlager in die Welle übertreten und dass das Dichtelement aus einem Ringkolben und Ringzylinder besteht, die in sich einen in axialer Richtung volumenveränderlichen Ringzylinderraum als Arbeitskammer einschliessen, der mit den Dichtflächen wie auch mit den Kanälen wirkungsverbunden ist, und dass die Lagerung und Abdichtung des Dichtungselementes hydrodynamisch erfolgt, indem die Widerlager als sich auf Auflagern abstützende Anlaufscheiben ausgebildet sind, die sich bei Beaufschlagung durch das Arbeitsmedium im Bereich zwischen den Auflagern elastisch verformen in der Weise,
dass die Anlauffläche zum Auflager hin unter einem Anstellwinkel von 0 < a < 900 ausläuft, und/ oder hydrostatisch, indem die Dichtflächen über Schmier ölleitungen mit einem zusätzlichen Medium höheren Druckes beaufschlagt werden, so dass im Betriebszustand der Flächenauftrieb in den Dichtflächen gleich dem Arbeitsdruck im Ringzylinderraum ist, erfolgt.
Eine solche Ausbildung hat zur Folge, dass bei Einleitung des unter Druck stehenden Arbeitsmediiums in das Dichtelement sich in der Arbeitskammer ein Druck aufbaut, der den Ringkolben und Ringzylinder axial ausfahren lässt und zwischen den stirnseitigen Anlaufflächen dieser Körper und dem dazugehörigen Widerlager eine Abdichtung innerhalb der axialen Dichtflächen herbeiführt. Der in den Dichtflächen wirksam werdende Auftrieb muss hierbei kleiner sein als der axiale Druck im Ringzylinderraum. Unter dieser Bedingung wird eine kraftschlüssige Abdichtung erreicht. Der Übertritt des Arbeitsmediums vom Dichtele- ment zur Welle erfolgt über eine dieser Dichtflächen, wofür im Bereich dieser Dichtfläche Ringkanäle vorgesehen sind, in die Kanäle für die Zuführung und Rückführung des Arbeitsmediums münden.
Zur Gewährleistung der freien Rotation des Dichtelementes zwischen den Widerlagern ist es notwendig, die kraftschlüssige Verbindung im Dichtspalt aufiuhe ben und durch eine hydrodynamische und/oder hydrostatische Lagerung des Dichtelementes bei gleichzeitiger Abdichtung des Arbeitskreises gegen Leckverluste zu ersetzen. Diese Bedingung wird dadurch erfüllt, dass ein zusätzlicher Auftrieb innerhalb der Dichtflächen erzwungen wird, der so gross ist, dass dieser Flächenauftrieb mindestens gleich gross dem axialen Druck im Zylinderraum ist. Zu diesem Zweck sind als Widerlager Anlaufscheiben vorgesehen, die sich an wellenfesten Teilen auf Auflagern abstützen. Die Auflager haben eine radiale Lage und bilden mit den Anlaufscheiben in vorteilhafter Weise eine Einheit.
Durch die Auflager werden die Anlaufscheiben in elastisch verformbare Segmentabschnitte aufgeteilt. Bei einer Druckbeaufschlagung werden diese Abschnitte verformt so dass ihre Anlauffläche gegenüber ihrer Ruhelage einen Anstellwinkel von 0 < a annimmt, der in Höhe der Auflager ausläuft.
Durch diesen Anstellwinkel wird bei Eintritt einer relativen Drehbewegung zwischen den Anlaufflächen der Anlaufscheiben und des Dichtelementes eine hydrodynamische axiale Gleitlagerung erreicht, die ausreichend ist um eine Mischreibung innerhalb der Dichtflächen zu verhindern. Die Grösse der Dichtflächen ist dabei so bemessen, dass bis zur Randzone des Dichtungselementes der Druck des Arbeitsmediums vollständig kompensiert wird und Leckverluste weitestgehend ausgeschaltet sind. Dieser Effekt wird ver stärkt, wenn zusätzlich über im Dichtelement angeordnete Schmierölkanäle ein weiteres Medium höheren Druckes in die Dichtfläche eingeleitet wird. Der Druck des Mediums muss dabei grösser sein als der Druck des Arbeitsmediums für den Antrieb des Servomotors.
Durch dieses Medium wird ein zusätzlicher hydrostatischer Auftrieb erreicht, der auch im Stillstand des Förderstromes für den Servomotor eine sichere Funktion des Dichtelementes gewährleistet.
In besonderen Fällen kann bei entsprechender Dimensionierung dieses hydrostatischen Auftriebes eine hydrodynamische Lagerung und Abdichtung verzichtet werden.
Die elastisch verformbaren Anlaufscheiben können dann entfallen. Zur weiteren Erhöhung der Funktionsfähigkeit des Dichtelementes ist zwischen den Kanälen für die Zu- und Rückführung des Arbeitsmediums ein doppelseitiges entsperrbares Rückschlagventil vorgesehen. Dieses Ventil verhindert im Zustand der Betriebsruhe des Servomotors, dass der Betriebsdruck innerhalb der Dichtung abfällt.
Gleiche Funktionen haben auch die in dem Verbindungssystem zwischen dem Ringzylinderraum und den Kanälen für die Zu- und Rückführung des Arbeitsmediums angeordneten Rückschlagventile zu erfüllen.
Jede der beschriebenen Ausführungen ermöglicht eine Ölförderung, Steuerung und Druckbegrenzung in einem geschlossenen System ausserhalb der Welle bei hohem Arbeitsdruck. Damit ist das Aufbringen auch grösster Hydraulikdrücke unter Verwendung standardisierter Hydraulikbaueinheiten bei geringem Leckölanfall möglich.
Die Erfindung soll nachstehend an Ausführungsbeispielen erläutert werden. In den dazugehörigen Zeichnungen zeigen
Fig. 1 das Dichtelement mit hydrodynamischer Lagerung und Abdichtung
Fig. 2 das Dichtelement mit hydrostatischer Lagerung und Abdichtung
Fig. 3 die Anlaufscheibe mit Auflagern
Fig. 4 die Anlaufscheibe nach Fig. 3 im geschnittenen und unbelasteten Zustand
Fig. 5 die Anlaufscheibe nach Fig. 4 im belasteten Zustand (stark betont).
In Fig. 1 ist das Dichtelement mit seinen spezifischen Einzelteilen, Ringkolben 2 und Ringzylinder 3 zu erkennen. In sich schliessen sie den Ringzylinderraum 10 ein, der mit den Dichtflächen 13; 14, wie auch mit den Kanälen 11; 17 für die Ölzuführung und -rückführung wirkungsverbunden ist. Der Ringkolben 2 und Ringzylinder 3 sind zueinander gegen Eigenverdrehung gesichert und sind zwischen den wellenfesten Anlaufscheiben 4; 5 drehbar gelagert. Die Anlaufscheiben 4; 5 stützen sich hierbei, wie auch Fig. 3 zeigt, auf den Auflagern 18 stirnseitig am Anlageflansch 8 bzw.
Anlagering 7 ab.
Durch den radialen Verlauf dieser Auflager 18 werden die Anlaufscheiben 4; 5 in freitragende Segmentbereiche unterteilt. In Fig. 4 wird zum besseren Verständis ein Teilstück dieser Anlaufscheiben 4; 5 im aufgerollten und im unbelasteten Zustand dargestellt.
Bei einer Druckbeaufschlagung der Vorrichtung über den Kanal 11 werden in der ersten Stufe der Ringkolben 2 und Ringzylinder 3 durch den sich im Ringzylinderraum 10 aufbauenden Druck axial auseinanderge drückt.
Ihre Anlaufflächen bilden dann mit den Anlaufflächen der Anlaufscheiben 4; 5 oder wie in Fig. 2 mit dem Anlaufflansch 8 und Anlaufring 7 eine Dichtfläche 13; 14. Das Flächenverhältnis der Dichtflächen 13; 14 zur axialen Stirnfläche im Ringzylinderraum 10 ist dabei so gewählt, dass immer eine Flächenpressung in den Dichtflächen 13; 14 gegeben ist. D. h. der Auftrieb in den Dichtflächen 13; 14 muss im Ruhezustand stets kleiner sein als der axial wirksam werdende Flächendruck im Ringzylinderraum 10.
Die Rückschlagventile 6 verhindern hierbei den Druckabfall im Druckzylinderraum 10. Der Übertritt des Arbeitsmediums vom Dichtelement in die welienfe- sten Teile erfolgt im Bereich der Dichtfläche 13 über die Ringkanäle 16.
Bei Rotation der Welle 1 mit den Anlaufscheiben 4;5 stellt sich in den Dichtflächen ein minimaler Spalt ein, wobei der Bereich einer Mischreibung nicht veflas sen wird.
Die Mischreibung muss jedoch für einen Dauerbetrieb verhindert werden. Durch die konstruktive Gestaltung der Anlaufscheiben, wie sie in Fig. 3 und 4 dargestellt ist, wird erreicht, dass diese Scheiben bei einer Beaufschlagung mit Drucköl wie ein Axialgleitlager arbeiten und eine schwimmende Lagerung des Dichtelementes zwischen den Anlaufscheiben 4; 5 bewirken.
Wie Fig. 5 zeigt, wird dieser hydrodynamische Effekt dadurch erreicht, dass die zwischen den Auflagern 18 liegenden Segmentbereiche der Anlaufscheiben 4; 5 sich bei der Beaufschlagung mit dem Drucköl elastisch durchbiegen und gegenüber der ebenen Anlauffläche einen Anstellwinkel a einnehmen. Dieser Anstellwinkel läuft im jeweiligen Bereich der Auflager 18 aus. Er bewirkt, dass beim Eintritt einer Reiativbewe- gung zwischen dem Dichtelement und der Welle 1 bzw.
ihrer wellenfesten Teile ein hydrodynamischer Auftrieb wirksam wird und damit ein freies Spiel innerhalb der Dichtflächen 13; 14 herbeiführt.
Dieses relativ geringe Spiel ist ausreichend, um eine metallische Reibung innerhalb der Dichtflächen 13; 14 auszuschalten. Gleichzeitig bewegt sich der Druckölverlust wie auch der Druckabbau in vertretbar kleinen Grenzen.
Das Ausführungsbeispiel nach Fig. 2 zeigt dagegen die Möglichkeiten einer hydrostatischen Lagerung des Dichtelementes zwischen dem Anlaufring 7 und dem Anlaufflansch 8. Der hydrostatische Zusatzauftrieb wird dadurch erreicht, dass über Schmierölleitungen 9 kontinuierlich kleine Mengen von Drucköl in die Dichtflächen 13; 14 eingeleitet werden.
Der nach dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 und 2 erzielte Zusatzauftrieb ist dabei so bemessen, dass er in Summe mit dem wirkenden Auftrieb in den Dichtflächen 13; 14 durch das Arbeitsmedium gleich dem Flächendruck im Ringzylinderrraum 10 ist. Damit der Servomotor nach Abschalten des öldruckes seine Stellung beibehält, wird das doppelseitig entsperrbare Rückschlagventil 15 wirksam, dasl zwischen den Kanälen 11 und 17 der o und -rückführung innerhalb der Welle 1 zugeordnet ist.
Device for supplying pressure oil to a rotating shaft
The invention relates to a device for supplying pressurized oil into a rotating shaft, with annular abutments connected in a rotationally fixed manner to the shaft and between the same rotating sealing elements which act in the axial direction and which make it possible to act on a hydraulic servomotor which is fixedly connected to the shaft and is used for adjustment of blades of controllable pitch propellers or blades on Kaplan turbines.
Oil feeds are known which, like a slide bearing, enclose the shaft with play, the bearing surface having corresponding annular grooves with outwardly leading connection bores. The connection with the servomotors is given by corresponding holes in the shaft. A seal between the stationary and the rotating part takes place only through radial gaps of constant width, the smallest size of which is limited by the manufacturing technology and results in relatively large amounts of leakage oil.
Shaft seals are also known in which the sealing gap is arranged axially, whereby it is usual to achieve an improved sealing effect in that the parts moving relative to one another are pressed against one another on their sealing surfaces using the pressure of the medium to be sealed or an additional pressure medium and so work in the area of solid friction.
The disadvantages of the oil supply described above are that at low pressures the amount of leakage oil is no longer sufficient to prevent inadmissible heating, while at high pressures the amount of leakage oil becomes too large, which cannot be clearly eliminated even with an axial arrangement of the sealing gap is. With the embodiment described, only a particularly good sealing effect is achieved at high pressure or, if an additional pressure medium is used, a seal that is only effective when the shaft is at a standstill. These arrangements inevitably lead to high wear.
It has already been proposed to remedy these disadvantages by creating a radially outwardly open, two substantially axially perpendicular end faces having an annular space at the feed described above, which is closed by a non-circumferential, axially resilient element. This spring element should be designed in such a way that, when pressure is applied, a corresponding sealing gap is established which just allows such oil passage that lubrication of the sliding surfaces is guaranteed and impermissible heating is avoided.
Apart from the fact that the implementation of this proposal appears technically quite complex, the design of the spring element is quite problematic, which is due to the fact that the amount of leak oil depends not only on the gap size, the gap length and the working pressure, but essentially on the oil viscosity and thus on the type of the oil and the oil temperature.
An axially acting seal with spring pressure has also been proposed, in which integrated lubrication pockets are intended to avoid solid body friction. The disadvantage, however, is the spring pressure, which does not guarantee an optimal gap setting, since it is independent of the pressure of the medium to be sealed.
The purpose of the invention is to provide an oil feed for high pressure oil in a rotating shaft.
The technical concept of this device should be of simple construction, work almost without locking in every operating state and allow only a minimal leakage of oil. The object of the invention is to develop a device for the supply and discharge of pressurized oil into a rotating shaft without using mechanically acting sealing means. The device must be designed in such a way that wear-intensive solid body friction is prevented and the device is sealed hydrostatically and / or hydrodynamically.
According to the invention, this object is achieved in that channels are arranged in the sealing element for the inflow and return flow of the working medium, which pass from the sealing element via a sealing surface on the abutment into the shaft and that the sealing element consists of an annular piston and an annular cylinder, which in themselves have a include in the axial direction variable volume annular cylinder space as a working chamber, which is functionally connected to the sealing surfaces as well as to the channels, and that the storage and sealing of the sealing element is hydrodynamic, in that the abutments are designed as thrust washers which are supported on supports and which move when acted upon by the Elastically deform the working medium in the area between the supports in such a way that
that the contact surface towards the support runs out at an angle of incidence of 0 <a <900, and / or hydrostatically, in that the sealing surfaces are subjected to an additional medium of higher pressure via lubricating oil lines, so that in the operating state the surface lift in the sealing surfaces is equal to the working pressure in Annular cylinder space is done.
Such a design has the result that when the pressurized working medium is introduced into the sealing element, a pressure builds up in the working chamber, which allows the annular piston and annular cylinder to extend axially and a seal within the axial between the end-face contact surfaces of these bodies and the associated abutment Brings about sealing surfaces. The lift acting in the sealing surfaces must be smaller than the axial pressure in the annular cylinder space. A force-fit seal is achieved under this condition. The transfer of the working medium from the sealing element to the shaft takes place via one of these sealing surfaces, for which purpose ring channels are provided in the area of this sealing surface, into which channels for the supply and return of the working medium open.
To ensure the free rotation of the sealing element between the abutments, it is necessary to undo the frictional connection in the sealing gap and to replace it with a hydrodynamic and / or hydrostatic mounting of the sealing element while sealing the working circuit against leakage. This condition is fulfilled in that an additional lift is forced within the sealing surfaces, which is so great that this surface lift is at least equal to the axial pressure in the cylinder space. For this purpose, thrust washers are provided as abutments, which are supported on parts fixed to the shaft on supports. The supports have a radial position and form a unit with the thrust washers in an advantageous manner.
The thrust washers are divided into elastically deformable segment sections by the supports. When pressure is applied, these sections are deformed so that their contact surface assumes an angle of incidence of 0 <a compared to their rest position, which ends at the level of the support.
With this angle of attack, a hydrodynamic axial slide bearing is achieved when a relative rotational movement occurs between the contact surfaces of the stop washers and the sealing element, which is sufficient to prevent mixed friction within the sealing surfaces. The size of the sealing surfaces is dimensioned so that the pressure of the working medium is completely compensated up to the edge zone of the sealing element and leakage losses are largely eliminated. This effect is strengthened when a further medium of higher pressure is additionally introduced into the sealing surface via lubricating oil channels arranged in the sealing element. The pressure of the medium must be greater than the pressure of the working medium for driving the servomotor.
An additional hydrostatic buoyancy is achieved through this medium, which ensures a reliable function of the sealing element even when the delivery flow for the servomotor is at a standstill.
In special cases, if this hydrostatic buoyancy is dimensioned accordingly, hydrodynamic mounting and sealing can be dispensed with.
The elastically deformable thrust washers can then be omitted. To further increase the functionality of the sealing element, a double-sided releasable check valve is provided between the channels for the supply and return of the working medium. When the servomotor is idle, this valve prevents the operating pressure within the seal from dropping.
The check valves arranged in the connection system between the annular cylinder space and the channels for the supply and return of the working medium also have to fulfill the same functions.
Each of the designs described enables oil delivery, control and pressure limitation in a closed system outside the shaft at high working pressure. This means that even the greatest hydraulic pressures can be applied using standardized hydraulic modules with little leakage oil.
The invention is to be explained below using exemplary embodiments. Show in the accompanying drawings
1 shows the sealing element with hydrodynamic bearing and seal
Fig. 2 the sealing element with hydrostatic bearing and seal
3 shows the thrust washer with supports
FIG. 4 shows the thrust washer according to FIG. 3 in the cut and unloaded state
5 shows the thrust washer according to FIG. 4 in the loaded state (strongly emphasized).
In Fig. 1, the sealing element with its specific individual parts, annular piston 2 and annular cylinder 3 can be seen. They enclose the annular cylinder space 10, which with the sealing surfaces 13; 14, as well as with the channels 11; 17 is functionally linked for the oil supply and return. The ring piston 2 and ring cylinder 3 are secured against each other against twisting and are between the shaft-fixed thrust washers 4; 5 rotatably mounted. The thrust washers 4; 5 are supported here, as also shown in FIG. 3, on the supports 18 at the end face on the contact flange 8 or
Attachment ring 7.
Due to the radial course of these supports 18, the thrust washers 4; 5 divided into self-supporting segment areas. In Fig. 4, a portion of these thrust washers 4; 5 shown in the rolled up and unloaded state.
When the device is pressurized through the channel 11, the ring piston 2 and ring cylinder 3 are axially pushed apart by the pressure building up in the ring cylinder chamber 10 in the first stage.
Your contact surfaces then form with the contact surfaces of the thrust washers 4; 5 or, as in FIG. 2, with the stop flange 8 and stop ring 7, a sealing surface 13; 14. The area ratio of the sealing surfaces 13; 14 to the axial end face in the annular cylinder space 10 is selected so that there is always a surface pressure in the sealing surfaces 13; 14 is given. I.e. the buoyancy in the sealing surfaces 13; 14 must always be smaller in the rest state than the axially effective surface pressure in the annular cylinder space 10.
The check valves 6 prevent the pressure drop in the pressure cylinder space 10. The transfer of the working medium from the sealing element into the parts that are fixed to the shaft takes place in the area of the sealing surface 13 via the annular channels 16.
When the shaft 1 with the thrust washers 4, 5 rotates, a minimal gap is created in the sealing surfaces, the area of mixed friction not being veined.
However, mixed friction must be prevented for continuous operation. The structural design of the thrust washers, as shown in Fig. 3 and 4, it is achieved that these disks work like an axial sliding bearing when pressurized oil and a floating mounting of the sealing element between the thrust washers 4; 5 effect.
As FIG. 5 shows, this hydrodynamic effect is achieved in that the segment areas of the thrust washers 4; 5 bend elastically when the pressure oil is applied and assume an angle of incidence a with respect to the flat contact surface. This angle of incidence expires in the respective area of the supports 18. It has the effect that when a frictional movement occurs between the sealing element and the shaft 1 or
their shaft-fixed parts a hydrodynamic buoyancy is effective and thus a free play within the sealing surfaces 13; 14 brings about.
This relatively small play is sufficient to prevent metallic friction within the sealing surfaces 13; 14 off. At the same time, both the pressure oil loss and the pressure reduction are within reasonably small limits.
The embodiment according to FIG. 2, on the other hand, shows the possibilities of hydrostatic mounting of the sealing element between the thrust ring 7 and the thrust flange 8. The additional hydrostatic buoyancy is achieved in that small amounts of pressure oil are continuously introduced into the sealing surfaces 13; 14 are initiated.
The additional buoyancy achieved according to the exemplary embodiment according to FIGS. 1 and 2 is dimensioned such that it, in total, with the buoyancy acting in the sealing surfaces 13; 14 is equal to the surface pressure in the annular cylinder space 10 due to the working medium. So that the servomotor maintains its position after the oil pressure has been switched off, the check valve 15, which can be unlocked on both sides, is effective, which is assigned to the oil return within the shaft 1 between the channels 11 and 17.