CN113474579A - 具有卸荷开口的密封环 - Google Patents

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Abstract

为了提出一种尽可能简单且紧凑地构造的、能够实现更高的使用寿命的并且能够灵活地匹配于不同使用条件的密封环(14)，根据本发明规定，在至少一个环分段(14a)上、优选在每个环分段(14a)上设有至少三个卸荷开口(25)，所述卸荷开口从环分段(14a)的径向位于内部的内周面(18)出发延伸直至径向位于外部的外周面(23)和/或延伸直至所述环分段(14a)的第二轴向环端部(RE2)，其中，所述卸荷开口(25)分别具有汇入到环分段(14a)的径向位于内部的内周面(18)中的第一卸荷开口端部(25a)，其中，在圆周方向上并排设置的两个卸荷开口(25)的第一卸荷开口端部(25a)以卸荷开口周向间距(z)相互间隔开地设置，其中，第一卸荷开口端部(25a)在轴向方向上相比于第二轴向环端部(RE2)更靠近第一轴向环端部(RE1)并且以卸荷开口轴向间距(x)与第一轴向环端部(RE1)间隔开地设置，所述卸荷开口轴向间距在环分段(14a)的轴向环宽度(RB)的4％至20％之间。

Description

具有卸荷开口的密封环
技术领域
本发明涉及一种具有至少三个环分段的密封环，各环分段分别在圆周方向上具有第一分段端部和第二分段端部，其中，一个环分段的第一分段端部的第一切向接触面贴靠在沿圆周方向与该环分段连接的一个环分段的第二分段端部的第二切向接触面上，以便产生密封环的径向密封，并且一个环分段的第一分段端部的朝向密封环的第一轴向环端部的第一轴向接触面贴靠在沿圆周方向与该环分段连接的一个环分段的第二分段端部的朝向密封环的第二轴向环端部的第二轴向接触面上，以便产生密封环的轴向密封。此外，本发明涉及一种用于密封平移往复运动的活塞杆的密封装置，其具有壳体，在该壳体中设有在轴向上相继设置的多个密封环；以及涉及一种活塞式压缩机，其具有压缩机壳体和设置在压缩机壳体上的至少一个缸壳体，在该缸壳体内活塞进行平移往复运动。
背景技术
采用十字头构造方式的、尤其是采用双作用构造方式的活塞式压缩机要求在缸中沿着往复运动的活塞杆密封曲柄侧的压缩空间，在该缸中存在随时间变化的(高)缸压力。这种密封通常是相对于存在于曲轴箱中的(低)压进行的，该(低)压基本等于周围环境压力。在这种密封装置中使用的密封元件被称为密封环并且设置在所谓的压力密封体中。在此，密封元件可以在一定程度上跟随活塞杆的侧向运动，而不会失去其密封效果。为了提高压力密封体的使用寿命和可靠性，在压力密封体中通常将多个这种密封环在轴向上串联。这种压力密封体或者说密封装置从现有技术中以极不同的构造方案充分已知，例如从GB928749A、US1008655A或者EP2056003A1中。
基于在活塞杆和密封环之间的相对运动，密封环在与活塞杆的接触面上会受到一定的磨损。这种环磨损通常要求剖分的环形状，其在环/活塞杆接触面上的材料磨耗的情况下要求环自行连续地调整。为此，大多使用径向和切向剖分的环，它们成对地嵌入压力密封体的密封腔中，以便相互覆盖出现的对接间隙，以补偿磨损。这种径向/切向剖分的环组合是单作用的密封装置，其仅朝十字头的方向密封，而在活塞式压缩机的曲柄侧重新膨胀阶段的过程中，径向的切口确保，不会将较高的压力包封在密封体中。众所周知，在剖分的环形状的情况下通常使用在外周上卷绕的软管弹簧，所述软管弹簧在无压力的状态下也将密封环压紧到活塞杆上。
特别是在较高的压力下，在传统组件中也可能出现密封环明显被挤压到在活塞杆和密封壳体或者说腔盘之间构成的间隙中。为了最大程度避免这样的挤压，可以在低压侧的环上和腔盘之间使用附加的、金属的、非面状地接触活塞杆的支承环，如例如在US3305241A中公开的那样。
在由一径向和一切向剖分的密封环组成的组合的情况下，朝向活塞杆的密封基本仅通过切向剖分的密封环实现，其各环分段通过切向的剖分引导部在磨损的情况下能够滑动到一起并且由此保留密封作用。径向剖分的密封环基本仅用于，在轴向方向和径向方向上密封切向的密封环的磨损间隙。径向的密封环仅磨损至各环分段在圆周方向上相互贴靠的程度。由此，径向和切向剖分的密封环的磨损是不同的。为防止径向和切向剖分的密封环相对于彼此扭转，因为这可能导致，不再覆盖切向剖分的密封环的磨损间隙并且因此可能失去密封效果，必须在各环之间设有防扭转装置。这种防扭转装置通常作为销实施，其插入在径向和切向剖分的密封环中配设的凹部内。因此，在EP2056003A1中已提出，不设置由一径向和一切向剖分的密封环组成的密封环组合，而是仅设有一个唯一的密封环，该密封环不仅径向地、而且也切向地剖分。由此，能够减小压力密封体的轴向构造长度并且因此减小整个密封装置的轴向构造长度。
随着压缩机的压缩压力升高，密封环的负荷以及因此其磨损也会增加。已知的一种减小分段式密封环的负载的方法是，设有压力补偿装置，如例如在EP2056003A1中示出的那样。在此，有针对性地将存在的较高压力经由在圆周方向上延伸的一个或者多个压力补偿凹槽引入到动态的密封面(径向上处于密封环和活塞杆之间)中并且在轴向上更靠近背离于压力的侧面(曲轴箱侧)方向。由此减小所述动态密封面中的单位面积压力，降低摩擦功率，并且增加使用寿命。但是，在这里不利的是，所述压力补偿的原理仅可提高直至一定的程度，因为由于所述压力补偿凹槽，密封环在轴向上余留的剩余壁厚不再足够稳定并且基于存在的压力而可能发生变形并且因此发生泄漏。高度压力补偿的密封环的一个另外的缺点在于，仅借助小的余力将所述环在径向上压紧到活塞杆上。由于活塞杆除了平移往复运动外，通常也进行一定的侧向运动，因此，密封环的轴向贴靠面上的摩擦力可能会阻碍或者至少延迟环的径向运动，从而可能导致环从活塞杆上抬起并且导致与此相关的泄漏。
CH439897A示出一种三体式切向剖分的密封环。在环分段上设有三个孔作为节流部位，它们居中设置在端面之间。为了轴向密封需要单独的盖环。US3305241公开了一种三体式切向剖分的密封环，其中，在每个环分段上有两个径向的孔居中设置在两个端面之间。所述孔汇入到内周面上的周向凹槽中。在这里也需要单独的盖环用于轴向密封。US1828178公开的不是用于密封的密封环，而是切向剖分的三体式刮油环。在内周面上设置有周向凹槽，该周向凹槽经由开口与轴向端面相连接。通过各开口将从活塞杆上刮除的油向外部输出。KR101898141B1公开了一种具有轴向和切向密封装置的四体式密封环。每个环分段还设置有一个中央卸荷孔。
发明内容
因此，本发明的任务在于，提出消除现有技术的缺点的一种密封环和一种密封装置。尤其是所述密封环应当尽可能简单且紧凑地构造、能够实现更高的使用寿命以及能够灵活地匹配于不同的使用条件。
根据本发明，该任务通过如下方式解决：在至少一个环分段上、优选在每个环分段上设有至少三个卸荷开口，所述卸荷开口从环分段的径向位于内部的内周面出发延伸直至径向位于外部的外周面和/或延伸直至环分段的第二轴向环端部，其中，所述卸荷开口分别具有汇入到环分段的径向位于内部的内周面中的第一卸荷开口端部，其中，沿圆周方向并排设置的两个卸荷开口的第一卸荷开口端部以卸荷开口周向间距相互间隔开地设置，其中，第一卸荷开口端部在轴向方向上相比于第二轴向环端部更靠近第一轴向环端部并且以卸荷开口轴向间距与第一轴向环端部间隔开地设置，所述卸荷开口轴向间距为环分段的轴向环宽度的4％至20％。由此实现一种密封环，其在装配状态中在压缩机运行期间能够使存在于外周面和第二轴向环端部处的高压和存在于第一轴向环端部处的相对于其较低的压力之间实现压力补偿。
优选所述卸荷开口周向间距为1mm至15mm，特别优选为2mm并且在同一环分段的所有卸荷开口之间的卸荷开口周向间距优选是等长的。由此能够改进压力补偿，尤其是在圆周方向上更均匀地实现压力补偿。
优选所述至少一个卸荷开口至少在卸荷开口端部处具有在圆周方向上的卸荷开口长度，该卸荷开口长度是密封环的轴向环宽度的2-100％，优选为2-50％，尤其是最大为轴向环宽度的25％。由此，例如可以在内周面上设有在相对小的区域内在圆周方向上延伸的槽状凹部。优选至少一个卸荷开口的邻接密封环的径向位于内部的内周面的至少一个区段朝第一轴向环端部的方向倾斜或者弯曲。由此能够根据密封环的径向磨损调整、尤其是提高压力补偿。
有利地，设有至少一个卸荷开口，其汇入到密封环的径向位于内部的内周面中的第一卸荷开口端部与该卸荷开口的汇入到密封环的径向位于外部的外周面中的第二卸荷开口端部在圆周方向上间隔开。由此例如能够在位于内部的内周面上第一分段端部的区域内设有卸荷孔，该卸荷孔倾斜地从位于内部的内周面延伸直至密封环的位于外部的外周面。
有利的是，在至少一个环分段的、优选每个环分段的径向位于外部的外周面上设有至少一个轴向凹槽，所述轴向凹槽从第一轴向环端部出发延伸直至第二轴向环端部。由此能够改进环分段的结构刚度并且因此改进密封环的结构刚度。
优选所述至少三个卸荷开口至少在其卸荷开口端部处分别具有轴向卸荷开口宽度，该轴向卸荷开口宽度是密封环的轴向环宽度的2-30％，优选为2-20％。有利地，至少一个卸荷开口具有直的延伸走向和恒定的圆形横截面，该圆形横截面具有卸荷开口直径，该卸荷开口直径在密封环的轴向环宽度的2-30％之间，优选在2-20％之间。由此，所述卸荷开口能够简单地制造，例如通过钻孔或者铣削，其中，所述尺寸已被证明有利于实现尽可能良好的压力补偿。
根据一种另外的有利的构造方案，在至少一个环分段上设有至少一个磨损开口，所述磨损开口从环分段的径向位于外部的外周面和/或第二轴向环端部出发朝环分段的径向位于内部的内周面的方向延伸，其中，所述至少一个磨损开口的朝向内周面的径向内部的磨损开口端部在该环分段的径向方向上与环分段的径向位于内部的内周面间隔开间距，该间距最高为在环分段的位于外部的外周面和径向位于内部的内周面之间延伸的径向环高度的40％，其中，所述磨损开口端部处于第一和第二轴向环端部之间并且与第一和第二轴向环端部间隔开。由此，从特定的、使在密封环的径向位于内部的内周面上的磨损开口露出的磨损状态开始，能够进一步提高压力补偿并且减小压紧力。
有利的是，至少一个磨损开口的朝向径向位于内部的内周面的至少一个端部区段朝第一轴向环端部的方向倾斜。由此，能够与在倾斜式卸荷开口的情况下类似地，从密封环的径向位于内部的内周面上的磨损开口露出开始，根据密封环的不断加剧的径向磨损调整、尤其是提高压力补偿特性。
有利地，至少一个磨损开口具有直的延伸走向和圆形横截面，所述圆形横截面具有磨损开口直径，该磨损开口直径是密封环的轴向环宽度的2-60％，优选为2-40％。由此能够简单地制造磨损开口，例如通过钻孔或者铣削，其中，所述尺寸已被证明有利于实现尽可能良好的压力补偿。
优选至少一个磨损开口的朝向第一轴向环端部的限定部以磨损开口轴向间距在轴向方向上与第一轴向环端部间隔开，该磨损开口轴向间距是轴向环宽度的2％至20％，优选为2-15％。由此能够改进压力补偿，而不会使密封环的稳定性不受允许地减小。
根据一种另外的有利的构造方案，在至少一个环分段上设有至少一个补偿凹部，所述补偿凹部从该环分段的径向位于外部的外周面出发朝环分段的径向位于内部的内周面的方向延伸并且从第一轴向环端部出发朝第二轴向环端部的方向延伸，优选每个环分段设有至少一个补偿凹部。由此，能够减小对壁部的压紧力并且由此减小在径向方向上的摩擦，从而密封环能够更良好地跟随活塞杆的侧向运动。
此外，有利的是，在至少一个环分段的径向位于内部的内周面上设有至少一个启动凹部，所述启动凹部在该环分段的轴向方向上从第二轴向环端部出发朝第一轴向环端部的方向延伸并且在该环分段的径向方向上从环分段的径向位于内部的内周面出发朝环分段的径向位于外部的外周面的方向延伸，其中，所述启动凹部具有径向启动凹部深度，其最大为环高度的3％。由此，在密封环的未被启动凹部包括在内的径向位于内部的内周面上，可能在压缩机的启动阶段期间产生增加的单位面积压力，在高度压力补偿的密封环的情况下，这尤其有利于减少启动期间的泄漏。
此外，所述任务通过一种密封装置解决，其中，在密封装置中设有至少一个根据本发明的密封环；以及通过一种活塞式压缩机解决，其中，在压缩机壳体中设有至少一个根据本发明的密封环。
附图说明
下面参考附图1至附图8d更详细地阐述本发明，各附图示例性地、示意性地且非限制性地示出本发明的有利的构造方案。附图如下：
图1示出用于活塞杆的密封装置，
图2以等轴视图示出密封环，
图3a和图3b以对第一轴向环端部的俯视图示出密封环或者说环分段，
图4a和图4b以对第二轴向环端部的俯视图示出密封环或者说环分段，
图5a和图5b示出密封环上的压力情况，
图6以对外周面的俯视图和在密封环的不同位置处的剖视图示出密封环，
图7a至图7d分别示出具有采用不同构造方案的补偿凹部的密封环的环分段，
图8a至图8d以不同视图示出具有启动区段的密封环的环分段。
具体实施方式
图1中示出现有技术中已知的密封装置1(压力密封体)，其用于平移往复运动的活塞杆2，例如(未示出的)充分已知的具有十字头的活塞式压缩机的活塞杆。活塞杆2实施的基本是平移往复运动，如通过双箭头表示的那样。平移运动由已知的活塞式机械的十字头构造方式而产生，这种十字头构造方式尤其是用于大型的、运行相对缓慢的活塞式机械，例如用于气体压缩机或者大型柴油发动机。在此，推杆的侧力支撑在所谓的十字头铰链上，该十字头铰链支承地设置在曲轴箱中。由此，借助活塞杆固定在十字头上的活塞仅还实施基本平移的运动。十字头的设计原则上是已知的，因此，这里不对其作更详细地探讨。但是，纯平移运动在这里可理解为，活塞杆2也可能经受小幅的侧向运动。
在装配状态中，密封装置1这样设置在活塞式压缩机中，使得第一轴向密封端部AE1在轴向方向上朝向活塞式压缩机(未示出)的设置在缸中的活塞。密封装置1的相对置的第二轴向密封端部AE2朝向活塞式压缩机的曲轴箱。因此，密封装置1用于，将第一密封端部AE1处(缸中)的高压PH相对于第二密封端部AE2处(曲轴箱中)的相对于其较低的压力PN密封，该相对较低的压力基本等于周围环境压力或者可能略高。实现尽可能良好的密封效果是非常重要的，以确保，尽可能少的压缩介质可能离开缸进入曲轴箱中并且在某些情况下从那里进入周围环境中。尤其是在气体压缩机的情况下，例如在压缩天然气的气体压缩机的情况下，这极为重要，以避免在压缩机外部形成由气体和空气组成的可燃混合物，所述混合物在某些情况下可能导致起火或者爆炸。此外，出于安全原因要求尽可能良好的密封，以免危及压缩机周围的人员。作为附加，尽可能良好的密封有利于提高输送量并且因此提高压缩机的效率。
密封装置1通常具有基本呈圆柱体形的壳体3，该壳体例如能够由在轴向上相继设置的数量i个壳体分段3i(也称为腔盘)组装而成。在示出的例子中，密封装置1具有朝向连杆2的多个腔4，所述腔在这里通过各壳体分段3i中的凹部构成。在各腔4中分别设置有采用不同实施方式的一个或多个密封环7a-7c，例如开头所述的由径向剖分的密封环和切向剖分的密封环组成的组合，或者如示出的那样，是一个径向/切向剖分的组合式密封环7b。为了避免挤压密封环7a-c，在轴向上紧接着各密封环7a-c还能够分别设有支撑环8，该支撑环例如由合适的金属制成。示出的密封装置1示例性地具有三种不同类型的密封环7，其中，将所谓的压力破坏环或者“压力破坏件(pressure breaker)”设为邻接缸的第一密封环7a，其用于降低气体的流动速度。朝曲轴箱的方向与密封环7a邻接地有两个密封环7b分别设置在一个腔4b中。这些密封环7b在这里是常见的组合式径向/切向剖分密封环。在轴向上紧接其后的密封环7c分别设置在一个腔4c中，并且在示出的例子中通过缓冲腔4e与腔4b或者说设置于其中的密封环7b隔开。密封环7c在示出的实施例中构成密封屏障，如例如EP2376819B1或者EP2855982B1中描述的那样。为此，经由输入管道9向腔4c中输送处于压力下的密封介质，例如密封油。经由输出管道10能够将密封介质输出以实现循环。由于所述密封介质，各密封环7c从径向外部和在轴向上受到油压加载并且被该油压压向活塞杆2并且在轴向上彼此分开，以产生或者说改进密封。而各密封环7b借助设置在圆周上的软管弹簧11保持在活塞杆2上并且在运行中由于压力差而被压向活塞杆2。但是，通过借助密封环7c的密封屏障的密封只是为了完整起见而示出并且对于本发明无关紧要。
在密封装置1的第二轴向密封端部AE2处，紧接着密封环7c设置有两个刮环13，其设置用于，刮除并且收集附着在活塞杆2上的密封介质。刮环13刮除密封介质并且将其朝径向外部输出到腔4d中。从该腔4d中借助收集管道12将密封介质输出，然后例如过滤，收集在储存容器中并且重新输送给密封环7b。
图1中的密封装置1当然只是示例性的并且能够任意不同地实施，尤其是具有密封环7a-c和/或刮环13的其它布置方式。例如也可能完全放弃使用用于构成用于借助密封屏障密封的腔4c的壳体分段3i和缓冲腔4e，并且在密封装置1中仅设有具有用于密封环7b的腔4b和用于刮环13的一个或者多个腔4d的壳体分段3i。根据本发明，在密封装置1中设置有至少一个下面所描述的根据本发明实施的密封环14。
下面根据图2至图8d阐述的根据本发明的密封环14例如涉及图1中示出的密封环7b中的其一。但是，示出的密封装置1当然仅可理解为是示例性的，以用于阐述根据本发明的密封环14的应用。密封装置1当然也可能具有更多的或者更少的干式运行的密封环7a(压力破坏环)、密封环7b、借助密封介质受到加载的密封环7c和刮环13，例如也仅具有一个或多个干式运行的密封环7b，其中，设有至少一个根据本发明的密封环14。
图2中示出根据本发明的密封环14。该密封环14具有基本呈圆柱体形的中央开口15，在装配状态中，例如活塞式压缩机的平移往复运动的活塞杆2(见图1)延伸穿过所述开口。该圆柱体形开口15的直径、即密封环14的内径Di(见图3a)基本等于活塞杆2的直径，或者在运行中发生磨损的情况下也根据磨损进行调整，如还将更详细地阐述的那样。密封环14具有至少三个环分段14a，各环分段分别具有在圆周方向上的第一分段端部SE1和在圆周方向上的第二分段端部SE2。所述三个环分段14a优选相同地实施并且能够在圆周方向上彼此邻接地组装，以构成密封环14。将密封环14分成环分段14a的优点在于，能够更简单地将密封环14安装在活塞杆2上，并且能够更好地补偿在压缩机运行中出现的密封环14的磨损。尤其是不必为了围绕活塞杆2布置密封环14而拆卸活塞杆2。
在环分段14a的第一分段端部SE1处设有第一切向接触面19a和第一轴向接触面16(也可参见图3b)，其中，第一轴向接触面16朝向第一轴向环端部RE1。不仅第一切向接触面19a、而且第一轴向接触面16也优选通过第一磨损限定面22来限定。在示出的例子中，第一切向接触面19a和第一轴向接触面16直接彼此邻接，并且优选设置成彼此成直角。在极简单的情况下，能够在第一分段端部SE1处设有第一轴向分段凹部(也可参见图3b)，该第一轴向分段凹部从密封环14的第一轴向环端部RE1出发，部分地朝在轴向上相对置的第二轴向环端部RE2的方向延伸。第一轴向分段凹部的限定面由此构成第一切向接触面19a和第一轴向接触面16以及附加地构成第一磨损限定面22，其功能还将在下面详细阐述。
在环分段14a的第二分段端部SE2处设有第二切向接触面19b，该第二切向接触面贴靠在圆周方向上紧接其后的环分段14a的第一分段端部SE1的第一切向接触面19a上，以产生密封环14的径向密封。此外，在环分段14a的第二分段端部SE2处设有第二轴向接触面17(也可参见图4a+图4b)，该第二轴向接触面贴靠于在圆周方向上与其邻接的环分段14a的第一分段端部SE1的第一轴向接触面16上，以产生密封环14的轴向密封。第二切向接触面19b和第二轴向接触面17优选彼此邻接，并且有利地布置成彼此成直角。在极简单的情况下，如示出的那样，在环分段14a的第二分段端部SE2处设有第二轴向分段凹部(也可参见图4b)，该第二轴向分段凹部从密封环14的第二轴向环端部RE2出发，部分地在轴向上朝相对置的第一轴向环端部RE1的方向延伸。在此，第二轴向分段凹部的轴向限定部构成第二轴向接触面17，并且圆周方向上的限定部构成第二端部表面29。但是，第二轴向分段凹部并不构成第二切向接触面19b，该第二切向接触面例如通过如下方式构成：环分段14a于第二分段端部SE2处在径向外部切向地剖分。但是在这里应当说明的是，“切向”这一概念在与第一和第二切向接触面19a、19b的关联中并不强制性地指严格数学意义上的切向。这意味着，切向接触面19a、19b的延伸走向不一定必须构成曲面的、例如内径Di的或者外径Da的切线。由此，第一和第二分段凹部例如能够借助合适的铣刀制成或者在注塑工艺的过程中留空。
在装配状态中，密封环14这样设置在压缩机中，使得第一轴向环端部RE1朝向曲轴箱，在该曲轴箱中存低压PN，其基本等于周围环境压力(或者可能略高)，并且第二轴向环端部RE2朝向缸，在该缸中存在相比于其较高的压力PH。对此，下面也使用高压侧和低压侧的概念。在此应当说明的是，在多个密封环14在轴向上相继设置在密封装置1中的情况下，压力经由整个密封装置1从缸侧的高压PH降低到曲轴箱侧的与其相比较低的压力PN。这意味着，在轴向方向上作为第一个与缸邻接的密封环14比后面的朝向曲轴箱方向的密封环14承受更高的压力。也就是说，密封装置1的各密封环14上的压力情况通常各不相同。
在示出的例子中，在密封环14尚不具有磨损的新装配状态下，相邻接的环分段14a的在圆周方向上彼此朝向对方的第一和第二磨损限定面21、22由于磨损间距a而相互间隔开，尽管如此，切向接触面19a、19b和轴向接触面16、17当然仍然相互贴靠，以产生密封环14的径向和轴向密封。该磨损间距a用于，补偿密封环14在持续运行中在径向内部的内周面18上受到的磨损。在密封环14的径向外部的外周面23上能够设有周向凹槽20，该周向凹槽在圆周方向上围绕整个密封环14延伸。周向凹槽20设置用于，容纳(未示出的)软管弹簧11，所述软管弹簧将密封环14在径向上张紧并且在装配状态中保持在活塞杆2上，如根据图1已阐述的那样。
如果在内周面18上出现磨损，则软管弹簧11与缸侧的高压PH相结合以确保，密封环14自动径向调节，其方式为：各环分段14a的彼此朝向对方的切向接触面19a、19b相互滑动，如图3a中通过分段端部SE1、SE2处的箭头表示的那样。由于磨损，磨损间距a减小，直到达到最大可能的磨损调节，在所述最大可能的磨损调节的情况下，磨损间距变为零(a＝0)，并且在圆周方向上设置在环分段14a的第二分段端部SE2的端部处的第二磨损限定面21贴靠在圆周方向上相邻接的环分段14a的第一分段端部SE1的第一磨损限定面22上。
根据本发明，在至少一个环分段14a上、但优选在所有环分段14a上设有至少三个卸荷开口25，所述卸荷开口分别从密封环14的相应环分段14a的径向位于内部的内周面18出发延伸直至径向位于外部的外周面23和/或延伸直至密封环14的相应环分段14a的第二轴向环端部RE2。卸荷开口25是连续的凹部，其将位于内部的内周面18与径向位于外部的外周面23和/或第二轴向环端部RE2相连接。也就是说，卸荷开口25不是像迄今的现有技术中那样汇入到位于内部的内周面18上的环绕的周向凹槽中，而是直接汇入到位于内部的内周面18中。
卸荷开口25用于，有针对性地影响在压缩机运行中密封环14上处于密封环14的朝向缸的高压侧(第二轴向环端部RE2)和密封环14的朝向曲轴箱的低压侧(第一轴向环端部RE1)之间的压力情况，如下面还将根据图5a+图5b详细阐述的那样。
各卸荷开口25分别具有第一卸荷开口端部25a，所述第一卸荷开口端部汇入到密封环14的相应环分段14a的径向位于内部的内周面18中。相邻两个卸荷开口25的汇入到径向位于内部的内周面18中的卸荷开口端部25a在圆周方向上以卸荷开口周向间距z彼此间隔开地设置。这意味着，卸荷开口端部25a在径向位于内部的内周面18上未相互连接。由此，环分段14a的内周面18在圆周方向上在相邻的两个卸荷开口端部25a之间延伸。卸荷开口周向间距z根据环分段14a的尺寸优选为1mm至15mm，特别优选为1-10mm，例如为2、3、4、5、6、7、8、9、10、11、12、13、14mm。介于其间的间距也是可行的，例如为1.5mm、2.5mm、3.5mm、4.5mm、5.5mm等。在此，卸荷开口周向间距z不是从卸荷开口端部25a的中心至卸荷开口端部25a的中心进行测量的，而是表示在圆周方向上在各所述卸荷开口端部25a的限定部之间的间距，或者换言之是在圆周方向上在相邻的卸荷开口端部25a之间的内周面18的长度。但是，在一个环分段14a的各卸荷开口25的卸荷开口端部25a之间的卸荷开口周向间距z在此不必强制性地相等。
卸荷开口端部25a与第一轴向环端部RE1以卸荷开口轴向间距x间隔开地设置。由此，在轴向方向上，环分段14a的内周面18在卸荷开口端部25a和第一轴向环端部RE1之间延伸。卸荷开口轴向间距x是轴向环宽度RB的4％至20％，特别优选为4-15％，尤其是最大为10％，如在图2中和详细在图6中示出的那样。卸荷开口轴向间距x同样不是从卸荷开口端部25a的中心开始测量的，而又是从卸荷开口端部25a的限定部开始测量的，或者换言之是作为在轴向方向上在卸荷开口端部25a和第一轴向环端部RE1之间的内周面18的长度。但是，一个环分段14a的各卸荷开口25的各个卸荷开口端部25a的卸荷开口径向间距x在此不必强制性地相等。在此，轴向环宽度RB在第一和第二轴向环端部RE1、RE2之间延伸。对于卸荷开口25的构造方案的细节下面还将根据图6详细阐述。如图2中可以看到的那样，卸荷开口25的轴向卸荷开口宽度至少在卸荷开口端部25a处相比于环宽度RB是小的。在卸荷开口25(至少在卸荷开口端部25a处)为圆形横截面的情况下，轴向卸荷开口宽度等于直径。卸荷开口端部25a的轴向卸荷开口宽度优选为环宽度RB的2％-30％，优选2-25％，特别优选最大为20％，尤其是最大为15％。通常，卸荷开口端部25a不是居中处于密封环14的两个轴向环端部RE1、RE2之间，而是相比于第二轴向环端部RE2更靠近第一轴向环端部RE1。第一轴向环端部RE1在装配状态中朝向低压侧。
在各附图中、尤其是图2至图4b中示出的另外的特征、尤其是卸荷开口25的延伸走向、一个或者多个磨损开口27的设置、周向凹槽20或者轴向凹槽24是可选的并且将在下面进行描述。由此，根据图2的密封环14的构造方案示出一种具有相互独立的多个特征的有利的构造方案。
为了改进密封环14的结构刚度，能够在至少一个环分段14a的、优选每个环分段14a的外周面23上设有至少一个轴向凹槽24，所述轴向凹槽连续地在轴向方向上从第一轴向环端部RE1出发(可能被周向凹槽20中断)延伸直至第二轴向环端部。但是，优选每个环分段14a设有多个轴向凹槽24。在示出的例子中，各卸荷开口25在外周面23上分别汇入到一个轴向凹槽24中。但是，当然这不是强制性必要的，并且卸荷开口25也可能在圆周方向上除了轴向凹槽24外也汇入到密封环14的外周面23中(或者汇入到周向凹槽20中)。
所示出的实施方式中的各卸荷开口25分别以圆柱体形的孔的形式实施，因为它们能够特别简单地通过切削地方式制成。但是，当然也可能为一个或者多个卸荷开口设有非圆形的横截面和/或卸荷开口25的不直的延伸走向，然而这会提高制造卸荷开口25的耗费。
卸荷开口25优选具有直的延伸走向，使其能够尽可能简单地制成，例如借助圆柱体形的钻头或者铣刀。但是，当然也可能可以设想其他的制造方法，例如所述卸荷开口25可能直接借助注塑工艺制造，尤其是在注塑工艺的过程中内置到环分段14a中，而例如不需要事后钻孔。也可能可以设想，借助增材制造工艺、例如3D打印制造密封环14，其中，在制造期间又能够直接将卸荷开口25考虑在内。
但是，如何制造卸荷开口25对于本发明是无关紧要的，重要的在于，遵守对于卸荷开口25所要求的边界条件，即在圆周方向上的卸荷开口周向间距z，卸荷开口轴向间距x和对于卸荷开口25从径向位于内部的内周面18出发延伸直至径向位于外部的外周面和/或延伸直至第二轴向环端部RE2的要求(在所述外周面和第二轴向环端部处分别存在缸侧的高压PH)。在极简单的构造方案中，卸荷开口25在密封环14的径向方向上延伸，如在图6的剖视图A-A中示出的那样，即平行于轴向环端部RE1、RE2延伸。
但是，根据一种优选的构造方案，至少一个卸荷开口25的邻接密封环14的径向位于内部的内周面18的至少一个区段朝第一轴向环端部RE1的方向倾斜，例如以第一卸荷开口角度ε倾斜，如在图2中示出的例子中所表明的以及还将根据图6详细阐述的那样。由此，在密封环14的使用寿命期间能够有针对性地影响密封环14上的压力情况，从而能够使密封环14的压力补偿匹配于径向磨损。在极简单的情况下，相应的卸荷开口25也在这种构造方案中作为圆柱体形的孔实施，其中，孔轴线朝第一轴向环端部RE1倾斜。由此，汇入到径向位于外部的外周面23中的第二卸荷开口端部25b比卸荷开口25的汇入到径向位于内部的内周面18中的第一卸荷开口端部25a更靠近第一轴向环端部RE1。由于所述倾斜的延伸走向，第一卸荷开口端部25a在环分段14a径向磨损的情况下基本朝第一轴向环端部RE1的方向“行移”，由此，密封环14的压力补偿根据磨损提高，因为内周面18上的高压PH在轴向方向上更靠近第一轴向环端部RE1。这基本意味着，环分段14a的磨损越高，压力补偿也越高。由此减少密封环14在运行中对活塞杆2的径向压紧力并且提高密封环14的使用寿命。
为了使径向位于内部的内周面18上的压力在圆周方向上更好地分布，一个或者多个卸荷开口25例如也可能以铣孔/凹槽的形式在径向位于内部的内周面18内终止，所述铣孔/凹槽在圆周方向上在相对小的区域内延伸。在这种情况下，第一卸荷开口端部25a可能不再具有其余卸荷开口25(在径向上处于铣孔/凹槽和外部的外周面23和/或第二轴向环端部RE2之间)的优选呈圆形的横截面，而是可能通过铣孔/凹槽的相应形状构成。于是，在圆周方向上的卸荷开口周向间距z和在轴向方向上的卸荷开口轴向间距x可能从铣孔/凹槽的相应的限定部出发在轴向方向上和在圆周方向上进行测量。例如也可能设有一种长孔来代替铣孔/凹槽。通常，卸荷开口25至少在其卸荷开口端部25a处具有在圆周方向上的卸荷开口长度，该卸荷开口长度优选是密封环14的轴向环宽度RB的2-100％，优选为2-50％，尤其是最大为轴向环宽度RB的25％。通常，重要的是，各卸荷开口端部25a在径向位于内部的内周面18上不是通过在运行中设置用于压力补偿的周向凹槽相互连接的。因为周向凹槽尤其是与小的卸荷开口轴向间距x相结合而可能导致，在第一轴向环端部RE1处由环材料构成窄侧面。在运行中，该侧面可能诱发振动，这可能导致不均匀的磨损和不符合期望的不密封部位。
根据本发明的一种另外的有利的构造方案，在密封环14的至少一个环分段14a上、优选在每个环分段14a上附加地设有至少一个磨损开口27，所述磨损开口从径向位于外部的外周面23和/或密封环14的第二轴向环端部RE2出发经由在环高度RH的一部分上朝密封环14的径向位于内部的内周面18的方向延伸，但是在环分段14a的未磨损状态中并未延伸直至该环分段14a的内周面18。在孔的情况下，磨损开口27例如可能作为从外周面23出发朝向内周面18的方向的盲孔实施。当然，作为替选或者作为附加，所述作为孔实施的磨损开口27也可能从第二轴向环端部RE2出发朝内周面18的方向钻孔。对于磨损开口27而言，重要的是，(与其构造方案无关地)，所述至少一个磨损开口27的、在径向方向上以最远距离朝向内周面18的磨损开口端部27a(见图6)在环分段14a的径向方向上与该环分段14a的径向位于内部的内周面18间隔开间距，该间距最高为环高度RH的40％，优选最高为30％，特别优选最高为20％。在此，环高度RH在密封环14的位于外部的外周面23和径向位于内部的内周面18之间延伸，即基本等于密封环14的内径Di和外径Da之间的一半差值，如图4a中示出的那样。重要的是，磨损开口端部27a处于第一和第二轴向环端部RE1、RE2之间，并且与第一和第二轴向环端部RE1、RE2间隔开。这意味着，磨损开口端部27a不仅在轴向方向上、而且在圆周方向上看也均被环材料围绕，使其在相应的径向磨损的情况下才露出。
但是优选地，如在图2至图4中示出的那样，在环分段14上沿圆周设有多个磨损开口27，特别优选每个环分段14a设有至少两个磨损开口27。在示出的例子中，各磨损开口27从外周面23出发、或者说在这里从设置在外周面23上的外周凹槽20出发在密封环14的径向方向上(平行于轴向环端部RE1、RE2)朝内周面18的方向延伸，而不会到达内周面18，并且作为圆柱体形的孔实施。
如果磨损开口27是被钻孔的，则它们能够如示出的那样与所使用的钻头相应地具有锥形底部。如果磨损开口27例如是借助铣刀铣削的，则它们通常具有基本平整的基部。但是，当然其它的制造可能性也可能是可以考虑的，例如注塑或者增材制造。
磨损开口27的长度和直径基本取决于密封环14的期望的压力补偿特性，其中，径向方向上的长度或者说延伸部这样设计，使得磨损开口27的磨损开口端部27a以最高为密封环14的径向环高度RH的40％的间距与内周面18间隔开。在图2至图4中示出的例子中，磨损开口27在轴向方向上居中设置在两个环端部RE1、RE2之间。但是，它们也可能更靠近环端部RE1、RE2地设置，优选以磨损开口轴向间距y与第一轴向环端部RE1间隔开间距，该磨损开口轴向间距是环宽度RB的2％至20％，优选为2-15％，尤其是最大为10％，如根据图6还将更详细地阐述的那样。具体的轴向布置基本取决于密封环14的期望实现的压力补偿。
环分段14a的所述至少一个磨损开口27、或者说所述优选为多个的磨损开口27这样设计，使得从密封环14的特定磨损状态开始，使朝向内周面18的径向内部的磨损开口端部27a(见图2以及尤其是图6)露出。由此，磨损开口27从这一磨损状态开始，完全从外周面23延伸直至内周面18。因此，从这一磨损状态开始，磨损开口27如卸荷开口25那样起作用。尤其是所述磨损开口27随后在压缩机的运行中提高在密封环14的内周面18和外周面23之间的压力补偿，由此，例如能够避免密封环14的过早的不期望的萎陷。
但是，磨损开口27也可以类似于卸荷开口25从第二轴向环端部RE2出发朝内周面18的方向延伸，因为在第二轴向环端部RE2处也存在高压PH。
例如能够这样确定磨损开口27的尺寸，使得从所述使磨损开口27在内周面18上露出的磨损状态开始，在内周面18和外周面23之间实现基本完全的压力补偿。由此，密封环14虽然可能部分丧失其密封效果，但为此却能够减小、尤其是避免被损坏的危险。完全的压力补偿在这里可理解为，由压力引起而作用到外周面23上的和作用到内周面18上的径向力基本完全得到补偿，使得在径向方向上基本不再有由于压差引起的力作用到密封环14上。这基本意味着，密封环14从特定的磨损状态开始会自行失效。为此，优选地规定，密封装置1的其它的可能具有较小磨损的一个或者多个密封环14仍然基本正常发挥其密封效果。由此，失效的密封环14不必立即更换，这可能导致压缩机停机，而是可更易于遵守预定的维护间隔，例如从可以采用测量技术检测到的一定的泄漏量开始。
与卸荷开口25类似地可能有利的是，至少一个磨损开口27的朝向径向位于内部的内周面18的至少一个端部区段朝第一轴向环端部RE1的方向倾斜，例如倾斜磨损开口角度φ，如下面还将根据图6更详细地阐述的那样。由此，在这种情况下，压力补偿特性也能够经由磨损进行调整。优选各磨损开口27在圆周方向上分别设置在两个卸荷开口25之间，特别优选居中设置在两个卸荷开口25之间。
在图3a中以正交于第一轴向环端部RE1或者说优选为平整的第一环端部表面的俯视图示出在图2中示出的密封环14，该第一环端部表面在装配状态中朝向低压侧。图3b示出根据图3a的密封环14的单个环分段14a。在图3b中可以看出第一轴向分段凹部的形状，该第一轴向分段凹部设置在环分段14a的第一分段端部SE1上，以构成第一切向接触面19a和第一轴向接触面16。如已经描述的那样的，第一轴向分段凹部16从第一轴向环端部RE1出发在轴向上部分地朝相对置的第二轴向环端部RE2的方向延伸，使得在圆周方向上紧接其后的环分段14a的第二分段端部SE2能够嵌入所述第一轴向分段凹部中。也就是说，相邻的环分段14a在圆周方向上部分地重合，使得环分段14a的第一分段端部SE1的第一切线接触面19a贴靠在相邻的环分段14a的第二分段端部SE1的第二切向接触面19b上，以产生密封环14的径向密封。类似地，环分段14a的第一分段端部SE1的通过相应第一轴向分段凹部构成的第一轴向接触面16贴靠在第二分段端部SE2的通过相应第二轴向分段凹部构成的第二轴向接触面17上，以产生密封环14的轴向密封。第一轴向分段凹部和第二轴向分段凹部设置在环分段14a的在圆周方向上相对置的分段端部SE1、SE2上和相对置的轴向环端部RE1、RE2上。
在此，分段端部SE1、SE2在圆周方向上这样共同作用，使得所述切向接触面19a、19b彼此朝向对方并且能够相互滑动。由此能够在运行中实现密封环14的磨损调节，直至磨损间距a(见图2+图3a)环分段14a的第二分段端部SE2的第二磨损限定面21贴靠在相邻环分段14a的第一分段端部SE1的第一轴向分段凹部的第一磨损限定面22上。在环分段14a的第二分段端部SE2上，优选在第二切向接触面19b和第二磨损限定面21之间的过渡部处设有具有特定半径的外倒圆R2，以利于磨损调节或者说尤其是切向接触面19a、19b的相互滑动。有利地，在第一分段端部SE处与此类似地在第一切向接触面19a和第一磨损限定面22之间设有内倒圆R1，如在图3b和图4b中示出的那样。
磨损开口27在这里作为具有锥形底部的盲孔实施并且从外周面23出发，在这里即从周向凹槽20的底部出发，径向在部分的环高度RH上朝内周面18的方向延伸，其中，各磨损开口27的磨损开口端部27a分别在密封环14a的径向方向上与径向位于内部的内周面18间隔开间距，所述间距最高为密封环14的径向环高度RH的40％。在示出的密封环14中，每个环分段14a设有三个卸荷开口25和两个磨损开口27。在这里，磨损开口27在圆周方向上居中设置在卸荷开口25之间。磨损开口27在这里在密封环14的径向方向上(平行于轴向环端部RE1、RE2)延伸，而卸荷开口25则倾斜地实施，即朝第一轴向环端部RE1的方向倾斜，以便根据磨损情况提高压力补偿。但是，该构造方案当然仅可理解为是示例性的，确切的结构设计、以及卸荷开口25的和/或磨损开口27的数量和定向当然由本领域技术人员决定并且取决于期望的密封环14的应用领域和要实现的效果，尤其是要达到的压力补偿。
图4a和图4b以对第二轴向环端部RE2的俯视图示出密封环14或者说密封环14的单个环分段14a，该第二轴向环端部在安装状态中朝向压缩机的高压侧。尤其是在图4b中可以看到第二轴向分段凹部，该第二轴向分段凹部设置在环分段14a的第二分段端部SE2上，以构成第二轴向接触面17。第二切向接触面19b在径向方向上设置在第二分段端部SE2外部。第二轴向分段凹部部分地从第二轴向环端部RE2出发、尤其是从设置于其上的优选平整的第二环端部表面28出发在轴向上朝第一轴向环端部RE1、尤其是平整的第一环端部表面的方向延伸。除了第二轴向接触面17外，第二轴向分段凹部此外构成第二分段端部SE2的第二端部表面29，该第二端部表面与相邻的环分段14a的第一分段端部SE1的第一端部表面30间隔开分段间距b，如在图4a中示出的那样。因此，通过相邻的分段端部SE1、SE2的共同作用实现在径向上完全穿过密封环14并且在轴向上受到限定的径向凹部31，其宽度等于分段间距b。在密封环14持续磨损的情况下，分段间距b以与磨损间距a(见图2+图3a)类似的方式在一定的时长内减小，直至磨损间距a变为0(其中b>a)。在密封环14未磨损的(全新)状态中尺寸相等a＝b的情况下，磨损间距a在示出的例子中出于运动学的原因在持续磨损下比分段间距b更早变为零。这主要与具体的结构构造方案有关，尤其是与切向接触面19a、19b的布置有关。但是作为替选，端部表面29、30也可能用作磨损限定部(其中a>b)。
但是，切向接触面19a、19b例如也可能连续地从外周面23延伸直至内周面18。由此，磨损调节可能基本不再受磨损间距a的限制，如到目前为止示出的那样。因此，设置在第一分段端部SE1上的第一轴向分段凹部可能不再具有第一磨损限定面22，并且第二分段端部SE2可能不再具有第二磨损限定面21。在这种情况下，对磨损调节的限制例如可能通过第二轴向环端部RE2处的径向凹部31实现，其宽度等于分段间距b，如已根据图4a示出的那样。
当然也能够改变密封环14的材料和表面特性，以便在应用中获得尽可能最佳的结果。根据一种有利的构造方案，密封环14由合适的、经摩擦工艺优化的材料制成，例如由聚四氟乙烯(PTFE)复合材料制成。制造例如可能通过切削加工、通过注塑进行，但或者也可能通过增材制造工艺、例如3D打印完成。
在图5a中根据纵剖视图以简化的方式示意性地示出压缩机运行时在传统的密封环7b(见图1)上的压力情况。与之相比，在图5b中示出根据本发明的密封环14上的压力情况。密封环14优选设置在(未示出的)密封装置1中，该密封装置例如设置在压缩机的曲轴箱内，以密封活塞杆2(例如图1中那样)。密封环7b、14这样设置，使得相应的第一轴向环端部RE1朝向低压侧(曲轴箱侧)并且相应第二轴向环端部RE2朝向高压侧(缸侧)。密封环7b、14这样设置，使得相应第一轴向环端部RE1贴靠在密封装置1的壳体分段3i上，以便在径向方向上在第一轴向环端RE1和壳体分段3i之间产生密封。该密封对应于基本为静态的密封，因为在密封环14的第一轴向环端部RE1和壳体分段3i之间不存在相对运动或者仅存在极小的相对运动。
在此，在径向位于外部的外周面23上存在高压PH，并且在径向位于内部的内周面18上在第一轴向环端部RE1处存在相对于高压较低的压力PN。高压PH在径向方向上降低到低压PN，其中，示例中的压力曲线具有非线性的延伸走向。在第二轴向环端部RE2处存在高压PN并且在径向环高度RH上在径向位于外部的外周面23和径向位于内部的内周面18之间基本是恒定的。在此应当说明的是，密封装置1上的压力在轴向方向上从缸中的高压PH逐步经由相应设置的数量的密封环14降低到曲轴箱中的低压PN。这意味着，密封装置1的各密封环14上的压力情况通常当然是各不相同的。因此，存在于朝向缸的第一个密封环14上的高压PH不等于存在于跟随其后的密封环14上的高压PH。也就是说，本说明书中的高压PH和低压PN分别涉及一个密封环14。一个密封环14上的低压PN近似等于相应轴向上(朝曲轴箱的方向)跟随其后的密封环14的高压PH等等。
与此类似地，在径向位于外部的外周面23上存在高压PH，其中，所述压力基本在密封环14的轴向环宽度RB上在第二轴向环端部RE2和第一轴向环端部RE1之间是恒定的。在所述径向位于内部的、在运行中贴靠在平移往复运动的活塞杆2上的内周面18上实现在第二轴向环端部RE2处(缸侧)的高压PH和在第一轴向环端部RE1处(曲轴箱侧)的相对于该高压较低的压力PN之间的密封。基于在(位置固定的)密封环14和平移往复运动的活塞杆2之间的相对运动，这是一种动态密封。如在图5a中表明的那样，沿径向位于内部的内周面18大致得到基本呈线性的压力曲线，其中，压力从(第二轴向环端部RE2处的)高压PH减小到(第一轴向环端部RE1处的)低压PN。虽然原则上在内周面18上在轴向方向上的压降基于气态介质的可压缩性同样是非线性的，但在特定的情况下(例如在高的绝对压力下，高压PH和低压PN之间的压差很小)，为简单起见，能够通过线性函数对所述压力曲线很好地进行近似处理，如示出的那样。在图5a中示出的例子中，这意味着，密封环7b基于与根据本发明的密封环14相比更大的径向压力差而在径向上被更强力地压紧到活塞杆2上，这导致更高的磨损并且因此是不利的。作为附加，由于与第二轴向环端部RE2相比更大的径向压力差，图5a的密封环7b在第一轴向环端部RE1的区域内相比于在第二轴向环端部RE2处被更强力地压紧到活塞杆2上。这种不均匀的压力分布可能在某些情况下附加地导致不均匀的磨损，这同样是不利的。
图5b中示出根据本发明的密封环14，其中，该剖视图在卸荷开口25的区域内延伸，所述卸荷开口在这里作为圆柱体形的孔实施并且在密封环14的径向方向上平行于轴向环端部RE1、RE2延伸。但是如已提到的那样，每个环分段14a设有至少三个卸荷开口25，以使压力曲线在圆周方向上尽可能均匀地构成。在轴向环端部RE1、RE2处的和在径向位于外部的外周面23上的压力曲线基本与根据图5a的传统密封环7b一致。此时，通过每个环分段14a的所述至少三个卸荷开口25有针对性地影响在活塞杆2和密封环14之间沿径向位于内部的内周面18的动态密封面上的压力曲线。
如在图5b中可以看到的那样，在径向位于外部的外周面23(高压PH)和径向位于内部的内周面18(低压PN)之间实现压力补偿。这意味着，在第二轴向环端部RE2(缸侧)和卸荷开口25的第一卸荷开口端部25a的朝向第一轴向环端部RE1的限定部之间的压力是基本恒定的。从卸荷开口25的第一卸荷开口端部25a的朝向第一轴向环端部RE1的限定部和第一轴向环端部RE1开始，压力从高压PH减小到相对该高压较低的压力PN，其中，压力曲线近似于是基本呈线性的，如已根据图5a阐述的那样。
不同于根据图5a的密封环7b，在根据图5b的密封环14上，在第二轴向环端部RE2和卸荷开口25的第一卸荷开口端部25a的在轴向方向上朝向第一轴向环端部RE1的限定部之间的区域内实现基本完全的压力补偿。在图5a中的压力曲线和图5b中的压力曲线之间的压力差ΔP在图5b中以阴影线示出。从中得出，密封环14在轴向方向上由于径向的压力补偿相比于传统的密封环7b在更长的区域内得到支撑，并且仍然仅在第一卸荷开口端部25a的朝向第一轴向环端部RE1的限定部和第一轴向环端部RE1之间的区域内基于径向的压力差而被更强力地压紧到活塞杆2上。
在实践中，最大可能的压力补偿受限于各卸荷开口25彼此间的卸荷开口周向间距z、各卸荷开口端部25a与第一轴向环端部RE1的卸荷开口轴向间距x以及受限于密封环14的材料特性。结构构造这样实现，使得在各卸荷开口25之间在圆周方向上的卸荷开口周向间距z以及在卸荷孔25和第一轴向环端部RE1之间在轴向方向上的卸荷开口轴向间距x选择为，使得在给定材料的情况下确保密封环14的足够高的强度，使得尽可能不发生变形以及由此引起的在第一卸荷开口端部25a和密封环14的第一轴向环端部RE1之间的区域内的泄漏。
为确保这一点，卸荷开口周向间距z为1mm至15mm，卸荷开口轴向间距x为轴向环宽度RB的4％至20％，卸荷开口25的卸荷开口长度(至少在卸荷开口端部25a处)优选为环宽度RB的2％至100％，并且卸荷开口25的轴向卸荷开口宽度(至少在卸荷开口端部25a处)优选为轴向环宽度RB的2％-30％。在此，卸荷开口端部25a的轴向卸荷开口宽度和卸荷开口轴向间距x这样相互协调，使得至少满足如下条件，即卸荷开口端部25a非居中处于轴向环端部RE1、RE2之间，也就是说相比于第二轴向环端部RE2更靠近第一轴向环端部RE1。如果卸荷开口周向间距z过小，则可能过度削弱所述环，这可能导致不符合期望的变形和更高的泄漏。相反，如果卸荷开口周向间距z过大，则在某些情况下无法完全在各卸荷开口端部25之间构成高压PH。这可能在圆周方向上导致不利的压力分布并且因此导致压力补偿不足，这又可能导致更高的摩擦力并且由此导致更高的环磨损。当然，在图5b中示出的卸荷开口25的尺寸、形状和布置仅可理解为是示例性的，具体的结构构造方案取决于密封环14的应用领域并且由本领域技术人员决定。
在图6中根据密封环14的多个纵剖视图A-A至D-D示例性地示出布置卸荷开口25和磨损开口27的不同可能性。在剖视图A-A中示出卸荷开口25，其在密封环14的径向方向上延伸，即基本平行于所述两个轴向环端部RE1、RE2。卸荷开口25具有圆形的横截面并且以卸荷开口轴向间距x与第一轴向环端部RE1间隔开，该卸荷开口轴向间距从卸荷开口25的第一卸荷开口端部25a的限定部开始测量，所述第一卸荷开口端部朝向第一轴向环端部RE1。卸荷开口轴向间距x取决于密封环14的应用领域并且尤其是取决于期望的在密封环的径向位于内部的内周面18上的压力曲线，如已根据图5b示出的那样。卸荷开口轴向间距x是密封环14的轴向环宽度RB的4％至20％，优选为4-15％，特别优选为4-10％。如已提到的那样，卸荷开口轴向间距x不应当低于一定的最小间距，以确保密封环14的足够高的强度，其中，最小间距为轴向环宽度RB的4％。也就是说，如果卸荷孔25如示出的那样作为连续的径向延伸的孔实施，则其优选地主要设置在密封环14的朝向低压侧的半部分上。
如果卸荷开口25作为圆柱体形的孔实施，则卸荷开口直径dE优选在密封环14的轴向环宽度RB的2-30％之间，优选为2-25％，特别优选为2-20％，尤其是最大为15％。但是，卸荷开口25也能够具有非圆形的横截面，例如具有椭圆形的横截面或者长孔形式的横截面。在这种情况下，所述尺寸针对的是卸荷开口25的轴向开口宽度。
与卸荷开口25的横截面形状和延伸走向无关地，普遍适用的是，卸荷开口25的第一卸荷开口端部25a偏心地设置在径向位于内部的内周面18上。也就是说，相比于第二轴向环端部RE2，其在轴向方向上更靠近第一轴向环端部RE1。由此，卸荷开口25在第一卸荷开口端部25处的轴向卸荷开口宽度、例如在圆形横截面的情况下即为直径与卸荷开口轴向间距x有关。这意味着，与第一环端部RE1的卸荷开口轴向间距x越大，最大可能的轴向卸荷开口宽度就越小，以确保，相比于第二轴向环端部RE2，卸荷开口端部25a在轴向方向上更靠近第一轴向环端部RE1。
但是，如已提到的并且根据图2示出的那样，卸荷开口25也可能具有偏离密封环14的径向方向的延伸走向，如在图6中的剖视图D-D中示出的那样。卸荷开口25在这里类似于剖视图A-A具有圆形的横截面，但是卸荷开口25在轴向方向上以卸荷开口角度ε相对于径向方向倾斜地设置。由此，相比于径向内部的第一卸荷开口端部25a，卸荷开口的径向外部的第二卸荷开口端部25b更靠近第一轴向环端部RE1。在示出的例子中，卸荷开口角度ε在第一轴向环端部RE1和作为圆柱体形的孔实施的卸荷开口25的轴线之间进行测量。卸荷开口轴线间距x如已描述的那样从第一卸荷开口端部25a在径向位于内部的内周面18上的限定部开始测量，所述第一卸荷开口端部朝向第一轴向环端部RE1。当然，卸荷开口轴线间距x的值针对的是密封环14无磨损的全新状态。但是，在俯视图(图3+图4)中，卸荷开口25也能够具有偏离径向方向的延伸走向，即如下面还将根据图8b更详细地阐述的那样倾斜。
通过倾斜地设置至少一个卸荷开口25，能够根据密封环14的磨损改变压力补偿，因为径向内部的卸荷开口端部25的轴向位置与磨损相关地发生变化。在示出的例子中，卸荷开口端部25在密封环14的径向磨损v的情况下朝第一轴向环端部RE1的方向行移。这意味着，卸荷开口轴向间距xv在径向磨损v的情况下小于在密封环14的全新状态下的卸荷开口轴向间距x。当然，卸荷开口轴向间距xv的大小取决于卸荷开口角度ε。由此根据密封环14的磨损状态提高轴向方向上的压力补偿，其中，压力补偿的程度能够根据卸荷开口角度ε的大小选择。
但是，卸荷开口25不必完全地在其整个长度上倾斜地实施，原则上，如果仅卸荷开口25的邻接内周面18的区段朝第一轴向环端部RE1的方向倾斜，也可能是足够的。卸荷开口25的朝向外周面23的其余区段可能平行于环端部RE1、RE2延伸，如在剖视图D-D中用虚线表示的那样。由此，所述局部倾斜的卸荷开口25的压力补偿可能在一定时长内与磨损有关(第一卸荷开口端部25a朝第一环端部RE1的方向行移)，直至达到磨损v并且卸荷开口25的倾斜区段基本完全消失。
在磨损进一步加剧的情况下，所述压力补偿可能基于卸荷开口25的直的(虚线)区段基本保持恒定，因为第一卸荷开口端部25a不会进一步朝第一轴向环端部RE1的方向行移。在此，卸荷开口25的倾斜区段在密封环14的径向方向上的长度优选在环高度RH的0-60％之间，特别优选为40％。当然，整个卸荷开口25或者卸荷开口25的邻接内周面18的区段也可能具有完全或者部分弯曲的延伸走向以代替直的延伸走向。在这种情况下，卸荷开口25或者卸荷开口25的邻接内周面18的区段可能朝第一轴向环端部RE1的方向弯曲，使得第一卸荷开口端部25a与磨损有关地朝第一环端部RE1的方向行移。
根据本发明的一种另外的有利的构造方案，能够如已提到的那样，在密封环14上除了卸荷开口25外设有一个或者多个磨损开口27，如已根据图2描述的那样。在剖视图B-B中示出呈圆柱体形的孔形式的、具有锥形底部并且具有磨损开口直径dv的磨损开口27。在这里，该磨损开口27在密封环24的径向方向上、在示出的例子中即平行于第一和第二轴向环端部RE1、RE2延伸。但是，不同于卸荷开口25，磨损开口27从密封环14的径向位于外部的外周面23出发，仅在部分的环高度RH上朝径向位于内部的内周面18的方向延伸，而不会达到该内周面(全新状态下，无磨损)。这意味着，从密封环的特定的径向磨损v开始，磨损开口27才将密封环14的径向位于外部的外周面23与径向位于内部的内周面18相连接。由此，磨损开口27从该磨损状态v开始才有助于压力补偿并且然后才开始基本承担与卸荷开口25类似的功能。
所述至少一个磨损开口27以磨损开口轴向间距y与第一轴向环端部RE1间隔开，其中，该磨损开口轴向间距y从磨损开口27的在轴向方向上最靠近内周面18的点开始测量，因为该点会由于磨损而最先露出。这意味着，磨损开口27不与第一轴向环端部RE1相连接，而是仅与径向位于外部的外周面23和/或与第二轴向环端部RE2相连接。通常，朝向内周面18的径向内部的磨损开口端部27a由此处于第一和第二轴向环端部RE1、RE2之间。因此，磨损开口端部27a在轴向方向上和在圆周方向上来看被密封环14的材料围绕。在示出的例子中(剖视图B-B)，磨损开口27作为具有锥形底部的孔实施，由此，磨损开口轴线间距y测量直到磨损开口端部27a的顶点处。磨损开口轴向间距y能够与卸荷开口轴向间距x一样大，但是例如也可以不相同，如在图6中表明的那样。优选所述磨损开口轴向间距y在密封环14的轴向环宽度RB的2-20％之间，特别优选在2-15％之间，尤其是最大为10％。
磨损开口27从径向外部的外周面23出发的径向延伸、在这里即为所述圆柱体形的孔的磨损开口深度tv选择为，使得磨损开口端部27a在径向方向上与内周面18间隔开间距，该间距最高为径向环高度RH的40％，并且有利地根据预期的密封环的磨损v来选择。例如，可能在试验中测定特定的密封环材料在特定的运行条件下和在考虑到活塞杆2的表面粗糙度的情况下直至达到特定磨损v的时长。从中例如可能估算出，直至达到磨损v压缩机能够运行多长时间(例如运行多少小时)。于是，磨损开口27的磨损开口深度tv可能这样测量：磨损开口27从特定的运行小时数开始将径向外部的外周面23与径向内部的内周面18相连接，以便能够从该时刻开始实现更高的压力补偿。
但是也可能在密封环14上设有这样的至少一个磨损开口27，在所述磨损开口上，朝向径向位于内部的内周面18的至少一个端部区段朝第一轴向环端部RE1的方向倾斜。但是，优选的是，不仅磨损开口27的端部区段倾斜(如在剖视图C-C用虚线表示的那样)，而且整个磨损开口27也是倾斜的。尤其是至少一个磨损开口27能够作为圆柱体形的孔实施，所述孔从径向位于外部的外周面23出发倾斜地朝径向位于内部的内周面18的方向延伸，如在图6中的剖视图C-C中示出的那样。磨损开口27在这里以磨损开口角度φ相对于第一轴向环端部RE1倾斜。由此，可能类似于所述直的实施方案(剖视图B-B)从磨损v开始实现更高的压力补偿。作为附加，在根据剖视图C-C的倾斜的变型方案的情况下，从磨损v开始，压力补偿可能根据进一步加剧的磨损而自动提高，如已根据卸荷开口25阐述的那样。磨损开口深度tv在倾斜孔的情况下不等于孔深度，而是等于磨损开口27在径向方向上从径向位于外部的外周面23出发的最大延伸，如在剖视图C-C中示出的那样。
磨损开口27(在圆形横截面的情况下)的磨损开口直径dv例如能够等于卸荷开口直径vE或者与之不同。同样地，在磨损开口27和第一轴向环端部RE1之间的磨损开口角度φ可能等于卸荷开口角度ε或者与之不同。这又取决于使用密封环14的边界条件和在要实现的压力补偿方面的期望的特性。
但是，卸荷开口25和/或磨损开口27不必强制性地汇入到密封环24的径向位于外部的外周面23中。例如可能可以设想，作为替选或者作为附加，卸荷开口25和/或磨损开口27延伸到第二轴向环端部RE2中，例如如在关于卸荷开口25的剖视图A-A中和在关于磨损开口的剖视图B-B中用虚线表示的那样。由于缸侧的高压PH也存在于第二轴向环端部RE处，因此压力补偿的效果也可能借助卸荷开口25实现，其将径向位于内部的内周面18与第二轴向环端部RE2相连接或者借助磨损开口27实现，该磨损开口从特定的磨损v开始将内周面18与第二轴向环端部RE2相连接。但是，基于更简单的制造而有利的是，卸荷开口25和/或磨损开口尤其是以圆柱体形的孔的形式从密封环24的径向位于外部的外周面23出发设置直至径向位于内部的内周面18或者说朝径向位于内部的内周面的方向设置。
根据一种另外的有利的密封环14的构造方案，能够在密封环14上设有至少一个补偿凹部32，如在图7a至图7d中分别根据环分段14a示出的那样。所述至少一个补偿凹部32从密封环14的径向位于外部的外周面23出发在部分的环高度RH上朝密封环14的径向位于内部的内周面18的方向延伸，并且从第一轴向环端部RE1出发在部分的环高度RB上朝第二轴向环端部RE2的方向延伸。补偿凹部32基本用于，减小轴向压紧力并且因此在压缩机的运行中减小在第一轴向环端部RE1和密封装置1的壳体分段3i(示意性地在图7a中的剖视图E-E中示出)之间的接触面上的摩擦。
尤其是在高度压力补偿的密封环14的情况下(例如大量的卸荷开口25、小的卸荷开口周向间距z、小的卸荷开口轴向间距x)可能出现，在运行中由于高度的压力补偿而仍然仅借助相对小的合力将密封环14在径向上压向活塞杆2(例如见图5b)。在没有补偿凹部32的情况下，基于在第一轴向环端部RE1和壳体分段3i之间的接触面上的摩擦，密封环14在某些情况下可能仅不充分地跟随有可能在运行中出现的活塞杆2的侧向运动，这可能导致密封环14在径向方向上从活塞杆2上抬起并且由此导致不符合期望的泄漏。通过所述补偿凹部32减小反作用于密封环14的侧向运动的摩擦力，由此，密封环14能够更好地跟随活塞杆2在径向方向上的运动。补偿凹部32能够不同地构造，如下面根据图7a至图7d详细描述的那样，其中，左侧分别以俯视图示出环分段14a，而右侧则分别示出根据相应剖面线的剖视图。
在图7a中，补偿凹部32以具有宽度bA的细长凹槽的形式成型，其具有第一补偿凹部端部32a和在圆周方向上以特定角度与该第一补偿凹部端部间隔开的第二补偿凹部端部32b，如在示图左侧可以看到的那样。在剖视图E-E中可见的、补偿凹部32在径向方向上的最大延伸hA优选为径向环高度RH的60％。由此确保，在第一轴向环端部RE1上仍有足够大的静态密封面可用，该静态密封面与壳体分段3i上的接触面处于接触中，以实现径向密封。补偿凹部32在径向方向上的最大延伸hA与补偿凹部32的结构构造方案无关均是适用的。补偿凹部32在密封环14的轴向方向上的最大补偿凹部深度tA在密封环14的环宽度RB的1-40％之间，优选为0.5mm，其中，这同样与补偿凹部32的具体构造方案(图7a至图7d)无关地适用。
根据图7b的构造方案具有多个分离的补偿凹部32，所述补偿凹部在圆周方向上相互间隔开，如在左侧俯视图中示出的那样。由此，在圆周方向上位于外部地设置(在分段端部SE1、SE2上)的补偿凹部32例如能够与置于其间的补偿凹部32具有不同的尺寸，由此，压紧力能够沿圆周方向改变。右侧示出的剖视图F-F又示出相应的补偿凹部32在径向方向上的延伸hA以及补偿凹部深度tA。
图7c中的补偿凹部32的构造方案基本对应于图7a中的构造方案，但是区别在于，补偿凹部32沿圆周方向处于第一补偿凹部端部32a和第二补偿凹部端部32b之间的区域内具有附加的补偿凹部开口32c，该补偿凹部开口将补偿凹部32在径向上与径向位于外部的外周面23相连接，如在左侧俯视图中可以看到的那样。右侧示出的剖视图G-G又示出补偿凹部32在径向方向上的延伸hA以及补偿凹部深度tA。
图7d示出补偿凹部32的一种另外的构造方案，其中，补偿凹部32在其整个延伸部上沿圆周方向径向地与密封环的外周面23相连接，如在左侧俯视图中示出的那样。由此在壳体分段3i上形成相对大的接触面，缸侧的高压PH能够作用在所述接触面上，由此，相比于根据图7a至图7c的变型方案，密封环14对壳体分段3i的轴向压紧力能够进一步减小。右侧示出的剖视图H-H又示出相应的补偿凹部32在径向方向上的延伸hA以及补偿凹部深度tA。
但是，示出的变型方案当然只是示例性的，这些变型方案应当以非限制性的方式示出补偿凹部32的可能的结构构造。本领域技术人员当然也可以规定补偿凹槽32的其他构造方案。
在图8a至图8d中根据环分段14a示例性地示出根据本发明的密封环14的一种另外的有利的构造方案。如已充分描述的那样，在密封环14上设有多个卸荷开口25，在这里，每个环分段14a设有四个卸荷开口25，这些卸荷开口分别以卸荷开口周向间距z相互间隔开。但是，卸荷开口周向间距z不必在所有的卸荷开口25之间都是等长的(如示出的那样)，而例如也可能是不相同的。
在密封环14的至少一个环分段14a的径向位于内部的内周面18上，根据本发明的一种另外的有利的构造方案设有至少一个启动凹部(Anlaufausnehmung)33。所述至少一个启动凹部33在环分段14a的轴向方向上从第二轴向环端部RE2出发经由部分的环宽度RB朝第一轴向环端部RE1的方向延伸。在环分段14a的径向方向上，启动凹部33从环分段14a的径向位于内部的内周面18出发在一小部分的环高度RH上朝环分段14a的径向位于外部的外周面23的方向延伸。在圆周方向上，启动凹部33与相应的分段端部SE1、SE2间隔开。图8d示出环分段14a的等轴视图，其中，启动凹部33清楚可见。在示出的例子中，在环分段14a上仅设有一个启动凹部33，但是，当然也可能有相比于示出的启动凹部33更小的多个启动凹部33在圆周方向上彼此间隔开地并排设置在环分段14a上。
启动凹部33的设置尤其是在高度压力补偿的密封环14的情况下(例如多个卸荷开口25、小的卸荷开口周向间距z和小的卸荷开口轴向间距x)使用。在这种密封环14的情况下，当压缩机从静止状态启动时可能出现增加的泄漏，因为将密封环14压向活塞杆2的径向压紧力在某些情况下不足以补偿由制造引起的密封环14上的和/或活塞杆2上的容许公差或者可能的毛刺。通过设置至少一个启动凹部33，密封环14在启动阶段开始时在相比于径向位于内部的整个内周面18相对小的启动面34上贴靠在活塞杆2上。由此，在启动阶段开始时提高启动面34上的由压力引起的单位面积压力，这导致改进的密封效果并且因此导致更小的泄漏。启动阶段在此不仅可理解为活塞式压缩机的首次启动，而且也可理解为每次从静止状态中的启动(至少只要存在启动面34)。优选所述至少一个启动凹部33这样确定尺寸，使得环分段14a的剩余的启动面34占环分段14a的内周面18的25％至75％之间，优选为60％。如果在环分段14a上设置有多个启动凹部33，则所述面积比是启动凹部33的各个面积之和与环分段14a的内周面18的比例。
在图8a中以正交于径向位于内部的内周面18的视图示出密封环14的环分段14a。从在活塞式压缩机运行时存在缸侧的高压PH的第二轴向环端部RE2出发，启动凹部33在部分的环高度RB上朝第一轴向环端部RE1的方向延伸，在运行时，在所述第一轴向环端部上存在相对于高压较低的压力PN。在密封环14的轴向方向上的启动凹部宽度bAL优选为轴向环宽度RB的30％至90％，尤其是65％，以便在压缩机启动期间发挥足够高的作用。此外，在图8a中可以看到卸荷开口25的第一卸荷开口端部25a，所述第一卸荷开口端部分别在圆周方向上以卸荷开口周向间距z相互间隔开(从卸荷开口端部25a的彼此朝向对方的限定部开始测量)。
图8b示出根据图8a的剖面线I-I的环分段14a的径向剖视图。图8c示出在根据图8b的剖面线J-J的环分段14a的纵剖视图。在图8c中可以看到相比于径向环高度RH相对小的径向启动凹部深度tAL，该径向启动凹部深度在径向环高度RH的1％至最大3％之间的范围内波动，特别优选为2％。由于所述相对小的启动凹部深度tAL，启动特性如所述的那样得到改进，而不会在压缩机的正常运行期间根本性地改变密封环14的特性。因此，启动凹部33不是传统意义上的周向凹槽，其连接各卸荷开口25并且因此在压缩机的运行中不会促进压力补偿或者促进作用小得可以忽略不计。在启动面34磨损后，密封环14表现出与不具有启动凹部33的环相同的特性。由此，在本发明的范畴内，卸荷开口25的卸荷开口端部25a直接汇入到径向位于内部的内周面18中也可理解为是汇入到启动凹部33中。即根据图5b示出的压力情况基本也适用于具有启动凹部33的密封环14。如果在密封环14上设有多个启动凹部33，例如每个环分段14a具有一个启动凹部33(如示出的那样)，或者每个环分段14a具有多个启动凹部33，则这些启动凹部也能够不同地实施。例如各启动凹部33可能具有不同的径向启动凹部深度tAL和/或不同的形状和/或在轴向方向上具有不同的启动凹部宽度bAL，以便还能够更多变地构造密封环14的启动特性。但是边界条件、尤其是关于剩余的启动面34方面的边界条件保持不变。受制造条件限制，启动凹部33可能在某些情况下在边缘处也具有一定的半径，该半径例如由所使用的工具、例如铣刀的几何形状得出。
在图8b中的剖视图I-I中再次示出不同变型方案中的卸荷开口25以及磨损开口27。设置在环分段14a的第二分段端部SE2处的卸荷开口25-1在这里区别于其余三个卸荷开口25-2。卸荷开口25-2作为圆柱体形的通孔实施并且具有在密封环14的或者说在这里即为环分段14a的径向方向上的延伸走向。由此，卸荷开口25-2未倾斜设置(如例如在图2至图4中那样)，即，具有卸荷开口角度ε＝0。也就是说，卸荷开口25-2平行于第一和第二环端部RE1、RE2延伸，如在图8c中可以看到的那样。
设置在环分段14a的第二分段端部SE2处的卸荷开口25-1在这里在偏离环分段14a的径向方向的方向上延伸。不同于所述以第一卸荷开口角度ε在轴向方向上倾斜的卸荷开口25(图2+图6中的剖视图D-D)，卸荷开口25-1这样设置，使其虽然处于图8中示出的剖面平面中，即平行于第一和第二环端部RE1、RE2，但却在该剖面平面中以第二卸荷开口角度ω偏离所述径向方向。这基本意味着，汇入到密封环14的径向位于外部的外周面23中的第二卸荷开口端部25-1b在圆周方向上与第一卸荷开口端部25-1a间隔开，该第一卸荷开口端部汇入到位于内部的内周面18中，如在图8b中示出的那样。
卸荷开口端部25-1a、25-1b的间距由卸荷开口角度ω和密封环14的外径Da的乘积ω*Da得出。通过卸荷开口25-1的所述倾斜的设置，也能够在位于内部的内周面18的靠近第二分段端部SE2的区段内实现压力补偿。基于相互邻接的两个环分段14a的分段端部SE2、SE1的重合，这种压力补偿可能无法借助径向延伸的类似于卸荷开口25-2的卸荷开口25实现或者难以实现。但是，当然也可能可以设想，在密封环14或者环分段14a上岗设有一个或者多个卸荷开口25，所述卸荷开口不仅以第一卸荷开口角度ε、而且也以第二卸荷开口角度ω偏离径向方向地设置。这意味着，第一卸荷开口端部25a可能与第二卸荷开口端部25b不仅在轴向方向上、而且也在圆周方向上间隔开。
所述两个磨损开口27在这里在环分段14a的径向方向上延伸。如在图8b中可以看到的那样，所述两个具有不同深度tv1＞tv2的磨损开口27从密封环14的径向位于外部的外周面23出发朝径向位于内部的内周面18的方向延伸。在磨损v＝RH-tv1的情况下，首先露出具有深度tv1的磨损开口27，并且在磨损加剧v＝RH-tv2的情况下露出具有深度tv2的磨损开口27。由此，压力补偿基本实现两级提升。当然也可能设有更多的或者更少的磨损开口27和/或卸荷开口25。附加于或者替代于所述不同的深度tv，一个或者多个磨损开口27也可能以第一磨损开口角度φ相对于密封环14的径向方向倾斜地设置(见图6中的剖视图C-C)和/或以类似于第二卸荷开口角度ω的(未示出的)第二磨损开口角度λ倾斜地设置，如已在图8b中示出的那样。
根据应用的不同，示出的本发明的实施方式当然能够任意组合，以实现期望的结果，尤其是实现密封环14的期望的压力补偿。优选至少一个根据本发明的密封环14设置在图1中示出的活塞式压缩机的密封装置1中，特别优选在轴向方向上相继设置多个根据本发明的密封环14。
最后应当再次指出的是，在图1至图8d中示出的实施方式中所描述的和示出的特征可视为是彼此独立的并且当然也能够本身单独地或者以任意的组合使用。密封环14例如不必强制性地如在图2中示出的那样具有卸荷开口25和磨损开口。在极简单的情况下，根据本发明的密封环14可能在至少一个环分段14a上包括具有任意形状的三个卸荷开口25，所述卸荷开口从内周面18出发延伸直至外周面23和/或延伸直至环分段14a的第二轴向环端部RE2，其中，各第一卸荷开口端部25a在内周面18上以特定的卸荷开口周向间距z相互间隔开并且以卸荷开口轴向间距x与第一轴向环端部RE1间隔开地设置，所述卸荷开口轴向间距是环分段14a的轴向环宽度RB的4％-20％。可选地，一个或者多个卸荷开口25可能倾斜地实施和/或可能设有一个或者多个磨损开口27，所述磨损开口中的一个或者多个磨损开口同样可以是倾斜的。此外可能可选地在密封环14上设有一个或者多个补偿凹部32和/或启动凹部33。

Claims (18)

1.密封环(14)，所述密封环具有至少三个环分段(14a)，所述环分段分别沿圆周方向具有第一分段端部(SE1)和第二分段端部(SE2)，其中，一个环分段(14a)的第一分段端部(SE1)的第一切向接触面(19a)贴靠在沿圆周方向与该环分段连接的环分段(14a)的第二分段端部(SE2)的第二切向接触面(19b)上，以便产生密封环(14)的径向密封，并且一个环分段(14a)的第一分段端部(SE1)的朝向密封环(14)的第一轴向环端部(RE1)的第一轴向接触面(16)贴靠沿圆周方向与该环分段连接的一个环分段(14a)的第二分段端部(SE2)的朝向密封环(14)的第二轴向环端部(RE2)的第二轴向接触面(17)上，以便产生密封环(14)的轴向密封，其特征在于，在至少一个环分段(14a)上、优选在每个环分段(14a)上设有至少三个卸荷开口(25)，所述卸荷开口从环分段(14a)的径向位于内部的内周面(18)出发延伸直至所述环分段(14a)的径向位于外部的外周面(23)和/或延伸直至第二轴向环端部(RE2)，各所述卸荷开口(25)分别具有汇入到环分段(14a)的径向位于内部的内周面(18)中的第一卸荷开口端部(25a)，沿圆周方向并排设置的两个卸荷开口(25)的第一卸荷开口端部(25a)以卸荷开口周向间距(z)相互间隔开地设置，其中，第一卸荷开口端部(25a)在轴向方向上相比于第二轴向环端部(RE2)更靠近第一轴向环端部(RE1)并且以卸荷开口轴向间距(x)与第一轴向环端部(RE1)间隔开地设置，所述卸荷开口轴向间距是环分段(14a)的轴向环宽度(RB)的4％至20％。
2.根据权利要求1所述的密封环(14)，其特征在于，所述卸荷开口周向间距(z)为1mm至15mm，优选为2mm。
3.根据权利要求1或2所述的密封环(14)，其特征在于，在一个环分段(14a)的所有卸荷开口(25)之间的卸荷开口周向间距(z)均是等长的。
4.根据权利要求1至3中任一项所述的密封环(14)，其特征在于，所述至少三个卸荷开口(25)至少在其卸荷开口端部(25a)处分别具有沿圆周方向的卸荷开口长度，所述卸荷开口长度是密封环(14)的轴向环宽度(RB)的2-100％，优选为2-50％，尤其是最大为轴向环宽度(RB)的25％。
5.根据权利要求1至4中任一项所述的密封环(14)，其特征在于，至少一个卸荷开口(25)的邻接密封环(14)的径向位于内部的内周面(18)的至少一个区段朝第一轴向环端部(RE1)的方向倾斜或者弯曲。
6.根据权利要求1至5中任一项所述的密封环(14)，其特征在于，设有至少一个卸荷开口(25)，所述卸荷开口的汇入到密封环(14)的径向位于内部的内周面(18)中的第一卸荷开口端部(25a)与所述卸荷开口(25)的汇入到密封环(14)的径向位于外部的外周面(23)中的第二卸荷开口端部(25b)沿圆周方向间隔开。
7.根据权利要求1至6中任一项所述的密封环(14)，其特征在于，在至少一个环分段(14a)的、优选每个环分段(14a)的径向位于外部的外周面(23)上设有至少一个轴向凹槽(24)，所述轴向凹槽从第一轴向环端部(RE1)出发延伸直至第二轴向环端部(RE2)。
8.根据权利要求1至7中任一项所述的密封环(14)，其特征在于，所述至少三个卸荷开口(25)至少在其卸荷开口端部(25a)处分别具有轴向卸荷开口宽度，所述轴向卸荷开口宽度是密封环(14)的轴向环宽度(RB)的2-30％，优选为2-20％。
9.根据权利要求8所述的密封环(14)，其特征在于，至少一个卸荷开口(25)具有直的延伸走向和恒定的圆形横截面，所述圆形横截面具有卸荷开口直径(dE)，所述卸荷开口直径在所述密封环(14)的轴向环宽度(RB)的2-30％之间，优选为2-20％。
10.根据权利要求1至9中任一项所述的密封环(14)，其特征在于，在至少一个环分段(14a)上设有至少一个磨损开口(27)，所述磨损开口从环分段(14a)的径向位于外部的外周面(23)和/或第二轴向环端部(RE2)出发朝所述环分段(14a)的径向位于内部的内周面(18)的方向延伸，其中，所述至少一个磨损开口(27)的朝向内周面(18)的径向内部的磨损开口端部(27a)在所述环分段(14a)的径向方向上与所述环分段(14a)的径向位于内部的内周面(18)间隔开间距，所述间距最高为在所述环分段(14a)的位于外部的外周面(23)和径向位于内部的内周面(18)之间延伸的径向环高度(RH)的40％，其中，所述磨损开口端部(27)处于第一和第二轴向环端部(RE1、RE2)之间并且与所述第一和第二轴向环端部(RE1、RE2)间隔开。
11.根据权利要求10所述的密封环(14)，其特征在于，至少一个磨损开口(27)的朝向所述径向位于内部的内周面(18)的至少一个端部区段朝第一轴向环端部(RE1)的方向倾斜。
12.根据权利要求10或11所述的密封环(14)，其特征在于，至少一个磨损开口(27)具有直的延伸走向和恒定的圆形横截面，所述圆形横截面具有磨损开口直径(dv)，所述磨损开口直径是所述密封环(14)的轴向环宽度(RB)的2-60％，优选为2-40％。
13.根据权利要求10至12中任一项所述的密封环，其特征在于，所述至少一个磨损开口(27)以磨损开口轴向间距(y)在轴向方向上与第一轴向环端部(RE1)间隔开，所述磨损开口轴向间距是轴向环宽度(RB)的2％至20％。
14.根据权利要求1至13中任一项所述的密封环(14)，其特征在于，在至少一个环分段(14a)上设有至少一个补偿凹部(32)，所述补偿凹部从所述环分段(14a)的径向位于外部的外周面(23)出发朝所述环分段(14a)的径向位于内部的内周面(18)的方向延伸并且从第一轴向环端部(RE1)出发朝第二轴向环端部(RE2)的方向延伸，优选每个环分段设有至少一个补偿凹部(32)。
15.根据权利要求1至14中任一项所述的密封环(14)，其特征在于，在至少一个环分段(14a)的所述径向位于内部的内周面(18)上设有至少一个启动凹部(33)，所述启动凹部在所述环分段(14a)的轴向方向上从第二轴向环端部(RE2)出发朝第一轴向环端部(RE1)的方向延伸并且在所述环分段(14a)的径向方向上从所述环分段(14a)的径向位于内部的内周面(18)出发朝所述环分段(14a)的径向位于外部的外周面(23)的方向延伸，所述启动凹部(33)具有径向启动凹部深度(tAL)，所述径向启动凹部深度最大为环高度(RH)的3％。
16.用于密封平移往复运动的活塞杆(2)的密封装置(1)，所述密封装置具有壳体(3)，在所述壳体中设有轴向相继地设置的多个密封环(7)，其中，设有至少一个根据权利要求1至15中任一项所述的密封环(14)。
17.活塞式压缩机，所述活塞式压缩机具有压缩机壳体和设置在所述压缩机壳体上的至少一个缸壳体，在所述缸壳体中活塞进行平移往复运动，其中，活塞经由活塞杆与设置在压缩机壳体中的曲柄轴相连接，并且所述活塞式压缩机具有至少一个设置在压缩机壳体中的、根据权利要求1至15中任一项所述的密封环(14)，以用于密封活塞杆。
18.根据权利要求17所述的活塞式压缩机，其特征在于，在所述压缩机壳体中设有具有壳体(3)的密封装置(1)，在所述壳体中设有轴向相继设置的多个密封环(7)，其中，设有至少一个根据权利要求1至15中任一项所述的密封环(14)。
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Families Citing this family (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US20170335972A1 (en) * 2016-05-17 2017-11-23 Compressor Products International, Llc Rod packing
HUE065759T2 (hu) 2020-05-18 2024-06-28 Dover Pumps & Process Solutions Segment Inc Nagynyomású gáz tömítés
US20220389922A1 (en) * 2021-06-08 2022-12-08 Dover Pumps & Process Solutions Segment, Inc. Expansion chamber for progressive sealing system
US20240159229A1 (en) * 2022-11-16 2024-05-16 Hoerbiger Wien Gmbh Sealing device for a piston rod of a reciprocating compressor

Citations (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1999094A (en) * 1933-10-31 1935-04-23 William G G Godron Sealing device, packing and the like
CH439897A (de) * 1963-06-14 1967-07-15 Linde Ag Stopfbüchspackung
US3743303A (en) * 1970-12-29 1973-07-03 Gen Electric Force balanced split ring dynamic shaft seals
US4301893A (en) * 1979-07-27 1981-11-24 St Jean Richard P Lantern rings
FR2602847A1 (fr) * 1986-07-28 1988-02-19 Sealol E G G Systeme d'etancheite pour arbre tournant dans un element support
DE4221199A1 (de) * 1991-07-09 1993-02-04 Otto Dipl Ing Kraic Abdichtung an einem rotierenden koerper
US6145843A (en) * 1998-10-19 2000-11-14 Stein Seal Company Hydrodynamic lift seal for use with compressible fluids
CN1317655A (zh) * 2000-04-10 2001-10-17 赫尔比格压缩机技术服务有限公司 组合密封环
CN101424343A (zh) * 2007-10-31 2009-05-06 贺尔碧格压缩机技术控股有限公司 多体式密封环
KR101898141B1 (ko) * 2018-08-03 2018-10-04 (주)킨텍코리아 패킹링

Family Cites Families (17)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
GB191004082A (en) 1910-02-18 1910-05-19 Ridley Copeland Improvements in or relating to Metallic Packing for Piston and like Rods.
US1008655A (en) 1910-11-19 1911-11-14 John H Lewis Metallic packing for piston-rods.
US1828178A (en) 1928-09-01 1931-10-20 Garlock Packing Co Piston rod packing and scraping device
GB928749A (en) 1960-07-28 1963-06-12 Union Carbide Corp Improvements in or relating to seals
US3305241A (en) 1965-10-19 1967-02-21 Cooper Bessemer Corp Packing ring structure
US3544118A (en) * 1968-10-01 1970-12-01 Koppers Co Inc Pressure balanced shaft seal
US3915459A (en) * 1974-05-13 1975-10-28 Dresser Ind Turbo-machinery seal
JPS55160172A (en) * 1979-05-31 1980-12-12 Toshiba Corp Shaft seal for hydraulic machine
JPH09196182A (ja) 1996-01-12 1997-07-29 Mitsubishi Heavy Ind Ltd 油圧シリンダのピストンリング
JP3517151B2 (ja) 1999-04-06 2004-04-05 株式会社タンケンシールセーコウ セグメントリング
US6959930B2 (en) 2003-05-15 2005-11-01 Delaware Capital Formation, Inc. Combination oil scrapper ring/gas seal assembly
JP4477588B2 (ja) 2006-03-01 2010-06-09 株式会社日立プラントテクノロジー 往復圧縮機
DE102006023157B3 (de) 2006-05-16 2008-01-24 Trelleborg Sealing Solutions Germany Gmbh Dichtungsanordnung zur Druckentlastung
AT507564B1 (de) 2009-01-12 2010-06-15 Hoerbiger Kompressortech Hold Dichtanordnung zur abdichtung einer kolbenstange eines kolbenkompressors
US8827277B2 (en) * 2010-08-20 2014-09-09 Zengli Yang Oil-reserving piston ring
AT512945B1 (de) 2012-06-04 2013-12-15 Hoerbiger Kompressortech Hold Dichtanordnung zur Abdichtung einer hin- und hergehenden Kolbenstange eines Kolbenkompressors
DE102012019166B4 (de) 2012-09-28 2015-03-12 Stasskol Gmbh Dichtring zur Abdichtung einer oszillierenden Stange oder einer rotierenden Welle

Patent Citations (10)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1999094A (en) * 1933-10-31 1935-04-23 William G G Godron Sealing device, packing and the like
CH439897A (de) * 1963-06-14 1967-07-15 Linde Ag Stopfbüchspackung
US3743303A (en) * 1970-12-29 1973-07-03 Gen Electric Force balanced split ring dynamic shaft seals
US4301893A (en) * 1979-07-27 1981-11-24 St Jean Richard P Lantern rings
FR2602847A1 (fr) * 1986-07-28 1988-02-19 Sealol E G G Systeme d'etancheite pour arbre tournant dans un element support
DE4221199A1 (de) * 1991-07-09 1993-02-04 Otto Dipl Ing Kraic Abdichtung an einem rotierenden koerper
US6145843A (en) * 1998-10-19 2000-11-14 Stein Seal Company Hydrodynamic lift seal for use with compressible fluids
CN1317655A (zh) * 2000-04-10 2001-10-17 赫尔比格压缩机技术服务有限公司 组合密封环
CN101424343A (zh) * 2007-10-31 2009-05-06 贺尔碧格压缩机技术控股有限公司 多体式密封环
KR101898141B1 (ko) * 2018-08-03 2018-10-04 (주)킨텍코리아 패킹링

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