DE4038300A1 - Hochdruck dichtungen - Google Patents

Description

Es sind metallische O-Ringe mit Silberoberfläche bekannt, die zur Abdichtung zwischen ebenen Flächen verwendet werden sollen.

Durch die gegenwärtige Erfindung wird aber erkannt, daß diese bei Wechsellast zwischen Flanschen und Pumpenplatten nicht dichten können, weil enge Spalten zwischen benachbarten Flächen auftreten.

Daher fehlt es an geeigneten Dichtungen für Wechsellast und hohe Drücke, so daß ein Bedarf für neue Dichtungen besteht.

Der Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, Dichtungen für Wechsel- Last bei hohen Drücken zu schaffen, die zwischen Flächen oder um Kolben einsetzbar sind und die Dichtung verbessert oder den Anwendungsbereich in höhere Drücke verlagern.

Die Aufgabe wird im technischen Gebiet des Gattungsbegriffs des Patentanspruchs 1 durch den kennzeichnenden Teil des Anspruchs 1 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausbildungen findet man in den Unteransprüchen 2 bis 34.

Die Fig. 1 bis 4 zeigen Schnitte durch Flansche der bekannten Technik. Fig. 21 erklärt die Grundlagen einer Berechnung. Fig. 22 und 26 bis 27, sowie 29, zeigen Berechnungs-Grundlagen, Formeln-Entwicklungen, Diagramme oder Tafeln, und die Fig. 5 bis 20, 23 bis 25, 28, 30 bis 33 und 36 bis 38 zeigen Schnitte durch Ausführungsbeispiele der Erfindung, während die Fig. 34 und 35 die Druckauswirkungen an Körpern definieren.

Beschreibung der Ausführungsbeispiele

Fig. 1 ist ein Längsschnitt durch eine Flanschverbindung, wie allgemein verwendet. Sie kann auch eine Zusammenschraubung von Pumpen- Platten sein. Der obere Deckel 1 ist mittels der Schrauben 3 an den unteren Deckel 2 fest angeschraubt. Mitten ist eine mit Fluid füllbare Kammer oder Leitung 5 vorhanden, die auch in Rohre 6 verlängert sein kann. Rund herum um die Kammer 5 ist eine kreisrunde Dichtringnut 4 zur Aufnahme eines Dichtringes eingearbeitet. Dieser mag z. B. Gummi oder härterer elastisch nachgiebiger Stoff sein, um eine gute Dichtung zwischen den Stirn­ flächen 7 und 8 der Platten 1 und 2 zu erreichen. Solche Dichtungen sind allgemein bekannt und bekannt ist, daß man metallische O-Ringe mit Oberflächenvergütung, z. B. mittels Versilberung, in die Dichtringnut 4 einlegen kann, wenn in der Kammer 5 hohe Drücke sind und man gegen hohe Drücke abdichten will.

Fig. 2 ist ein Schnitt durch Fig. 1 entlang derer gepfeilten Linie. Jedoch sind die Figuren gegeneinander um 30 Grad um die Achse gedreht, so daß man in Fig. 1 die Schrauben 3 besser sieht.

Obwohl diese Flanschverbindung dort, wo sie zweckdienlich ist, allgemein bewährt ist, kannsie für Hochdruck-Aggregate von 2000 und mehr Bar nicht ohne weiteres verwendet werden, denn es treten eine Anzahl von Erscheinungen auf, die den betriebssicheren Einsatz im Hochdruckbereich unmöglich oder schwierig machen.

Nach Fig. 3, die einen Ausschnitt aus Fig. 1, jedoch im Zustande sehr hohen Druckes, zeigt, verformen sich die Platten 1 und 2 diametral zu den Ausbauchungen 9 und 10 der Fig. 3. Dadurch hebt die Stirnfläche 7 von der Dichtringnut 4 ab und der in ihr liegende Dichtring kann nicht mehr dichten. Das Hochdruckfluid entweicht.

Fig. 4 ist ein Schnitt durch Fig. 2 entlang der gepfeilten Linie der Fig. 2 und ist damit eine Abwicklung entlang dem Teilkreisdurchmesser, auf dem die Achsen der Schrauben 3 sitzen. Fig. 4 zeigt den weiteren durch die Erfindung klargestellten Fehler, daß die Platten 1 und 2 auch zwischen zwei benachbarten Schrauben 3 örtlich voneinander abheben, indem sie die Ausbauchungen 11 und 12 unter dem hohem Druck in der Kammer 5 formen. Auch durch diese Ausbauchungen 11 und 12 entweicht das Fluid. Das Aggregat wird undicht.

Folglich werden durch die Erfindung neue erfindungsgemäße Anordnungen getroffen, die diese Undichtheiten verhindern oder in noch höhere Druckbereiche verlagern. Die Fig. 5 bis 20 sind daher vergrößerte Querschnitte durch die Dichtringnut 4 und in den einzelnen Figuren sind verschiedene Dichtmittel eingezeichnet.

Man sieht also in den Fig. 5 bis 20 jeweils die beiden Platten 1 und 2, deren Stirnflächen 7 und 8 durch einen engen Spalt 50 durch die Ausbauchungen 9, 10, 11 oder 12 voneinander getrennt sind. Die Kammer ist nicht eingezeichnet in den Fig. 5 bis 20, doch ist aus der Fig. 1 bekannt, daß sie rechts der jeweiligen Dichtringnut 4 liegt, der hohe Druck also von rechts her durch den Spalt zur Dichtringnut der betreffenden Figur kommt. Das ist in den genannten Figuren durch den Druck-Pfeil "P" angedeutet.

In Fig. 5 ist ein elastischer Dichtring, zum Beispiel O-Ring, Quadratring oder dergleichen, 14, in die Nut 4 eingelegt. Der Druck P drückt von rechts gegen den Ring 14 und quetscht den zu weichen Ring teilweise als Stück 13 in den Spalt. Im Laufe der Zeit wird der ganze Ring radial nach außen durch den Spalt gequetscht und das Aggregat ist wieder undicht. Das Fluid entweicht.

In Fig. 6 ist ein handelsüblicher, außen versilberter, metallischer O-Ring in die Dichtringnut 4 eingelegt. Er war anfänglich kreisrund, wurde aber beim Festziehen der Schrauben 3 oben oder unten zu den gekennzeichneten Abflachungen zusammengedrückt. Er hat Bohrungen 17 für das Eindringen des Hochdruckfluids in den hohlen Innenraum des Ringes herein. Das Fluid könnte und sollte von innen her den O-Ring nach außen aufweiten und gegen die Stirnfläche 7 und 8 der Platten 1 und 2, bzw. gegen den Boden der Nut 4 drücken und so dichten. Durch die Erfindung wurde aber erkannt, daß er das bei hohen Drücken oder Spalten von über 0,02 mm Weite nicht tut. Meistens tut er es nicht einmal dann, wenn die Spalte zwischen den Stirnflächen der Platten nur 0,01 mm weit sind. Denn die Wurzelbögen 16 des metallischen O-Ringes haben nur eine sehr kurze Länge und folglich nur eine ganz geringe Durchbiegung im elastischen Bereich des Hookschen Gesetzes. Sie biegen unter eigener Spannung nur tausendstel oder um 0,01 mm auf. Wenn der Spalt weiter als diese z. B. 0,01 mm ist, dann fließt das Fluid am metallischen O-Ring 15 der Fig. 6 zum Beispiel, wie in der Figur sichtbar, oben vorbei. Der metallische O-Ring ist dann von allen Seiten von außen von Fluiddruck umgeben und so auch von innen mit Druck beaufschlagt. Da sein äußerer Umfang aber länger ist, als seine den Innenraum umschließende Innenwandfläche, ist die Kraft auf ihn von außen größer, als von innen her, und folglich drückt sich der metallische O-Ring zusammen. Bei jedem neuen Druckhub der periodischen Druckwechsel von Niederdruck zu Hochdruck in der Kammer 5 wird der metallische O-Ring mehr zusammengedrückt und verliert so von Druckhub zu Druckhub mehr die Fähigkeit, die Ausbauchung 9, 10, 11 oder 12 abzudichten. Seine Wurzeln 16 werden immer kleiner und die Längen seiner planen Wandstücke zwischen den Wurzeln werden immer kürzer. Sein Material wird immer fester und seine Fähigkeit selber zu dichten wird immer geringer. Das ist eine ganz wichtige Erkenntnis der gegenwärtigen Erfindung.

In Fig. 7 ist ein handelsüblicher Nutring, dessen Urform strichliert gezeichnet ist, aus zum Beispiel Teflon, Hydrofit, Gummi, Nylon oder dergleichen in die Dichtringnut eingelegt. Unter dem hohen Druck wird er wieder teilweise als Stück 13 in den Spalt radial nach außen gequetscht und durch den Spalt aus der Nut 4 herausgequetscht. Oder, wie neuerdings erkannt, er wird völlig unkontrollfähig zu ungewollter Form zerquetscht, wie die ausgezogene Linie zeigt. Es kann sogar so kommen, wie vor kurzem erkannt, daß ein Stück 20 des Nutrings 18 radial nach innen in den Spalt, also dem Druckfluid entgegen, gequetscht wird. Das passiert nicht nur bei Nutringen, sondern kann auch bei anderen Ringen, zum Beispiel denen der Fig. 5 passieren. Stück 19 deutet an, daß der Ring völlig seine Ursprungsform verloren hat, nachdem er eine Zeitlang unter Druckwechsel in der Dichtringnut 4 gelegen hatte.

Eine wichtige Erkenntnis der gegenwärtigen Erfindung ist also, daß die Dichtring Systeme der Fig. 5 bis 7 für hohe Drücke oder Spalte um über 0,01 mm nicht mehr dichten können und nach kurzer Betriebszeit mit Druckwechseln wegen Undichtwerden ausfallen.

Deshalb werden ab Fig. 8 erfindungsgemäß Dichtmittel vorgestellt, durch die ganz oder teilweise Abdichtung der Ausbauchungen 9, 10, 11 oder 12 erreicht werden soll, oder durch die allgemeine Abdichtung gegen höhere Drücke möglich gemacht werden soll.

Dafür ist der Ecken-Dicht- und Stütz-Ring 20 in die Dichtringnut 4 eingelegt. Prinzipiell hat er Dreiecks-Querschnitt. Mit seiner radial äußeren meistens zylindrischen Fläche 24 liegt er an der äußeren, nach innen gekehrten Wand 23 der Ringnut 4 an und soll an ihr in axialer Richtung, also nach oben und unten in der Fig. 8, beweglich sein, aber nach Möglichkeit auch an der Fläche 23 der Wand dichten. Er kann etwas größeren Durchmesser, als die Wand 23 haben, um unter Spannung an ihr zu liegen und andere Mittel in der Nut zu halten. Seine der benachbarten Platte oder Membrane zugekehrte Endfläche sollte etwas, um etwa 3 bis 8 Grad, abgeschrägt sein, wie durch 26 angedeutet, um dem Druck­ gebiet zu gerichtet, eine scharfe Dichtlinie 5 zwischen der Schrägfläche 22 und der hinterschrägten Stirnfläche 26 zu bilden. Eine weitere Ausnehmung 25 an der radial äußeren Wand mag angebracht sein, um besser zu sichern, daß der Stützring 20 unter Fluiddruck aus der Kammer 5 und der Dichtringnut 4 fester gegen die Wand 23 gepreßt wird, um mit Fläche 24 an Fläche 23 zu dichten. Gegen die Platte 1 dichtet die scharfe Dichtlinie zwischen den Flächen 22 und 26. Diese scharfe Dichtlinie dient außerdem dazu, das Hereindringen von Dichtringstücken 13 in den Spalt zwischen den Platten 1 und 2 zu verhindern. Der Stützring 20 der Erfindung überwindet also wesentliche Mängel der bekannten Anordnungen der Fig. 5 bis 7.

Unterhalb des Stützrings 20 verbleibt die mit Dichtmittel füllbare Dichtstoffkammer 40. Diese soll mit elastischem Dichtstoff gefüllt werden. Der Druck "P" aus der Kammer 5 dringt von rechts durch den Spalt zwischen den Platten in die Dichtringnut 4 und drückt gegen den Dichtstoff 21 in der Dichtstoffkammer 40. Der Dichtstoff wird so gegen die Schrägfläche 22 des Stützrings 20 gepreßt. Die Schrägfläche 22 gibt zwei Kraftkomponenten gegen den Stützring 20. Wenn die Schrägfläche 22 den Winkel 45 Grad hat, sind die Kraftkomponenten einander gleich und ihrer Größe Fluiddruck "q" mal Angriffsfläche des Druckes "q". Eine der Kraftkomponenten ist in den betreffenden Figuren radial nach außen gerichtet und preßt die Fläche 24 gegen die Fläche 23. Die andere der Kraftkomponenten preßt den Stützring 20 mit der Dichtlinie zwischen den Flächen 22 und 26 gegen die Stirnfläche 7 der Platte 1. Der Dichtstoff 21 im Dichtstoffraum 40 soll unter dem Fluiddruck "q" gegen die Stirnfläche 7 der Platte 1, gegen die Schrägfläche 22 des Stützrings 20 und gegen die untere Wandfläche 44, sowie gegen einen Teil der Fläche 23 drücken. So soll es jedenfalls sein und wenn der Füllstoff elastisch genug ist, soll so eine einwandfreie Abdichtung der Kammer 5 gegen den Spalt radial außerhalb der Dichtringnut 4 erreicht werden.

Aus Fig. 7 ist aber erkannt, daß Gummi, Teflon, Nylon usw. möglicherweise mit Teilen 20′ in den der Kammer 5 zu verbundenen Spalt radial nach innen eindringen oder sich auch zu ganz ungeplanten Formen 19-21′ usw. verändern, wenn der Druck in der Kammer 5 pulsiert. Daher mag man nach einem idealen Dichtstoff suchen, der innerhalb des elastischen Bereichs nach oben und unten zwischen den Flächen 7 und 44 komprimiert und expandiert, dabei abwechselnd die Dicke 44-28 und 44-27 erreicht und ansonsten wegen ausreichender Druckfestigkeit seine prinzipielle Querschnittsform 21 beibehält. Solchen Stoff sucht man im Taschenbuch des Ingenieurs, Huette I und findet auf Seite 1049 den idealen Stoff dafür, der einmal nicht rostet, also zur Abdichtung gegen Wasser geeignet ist, und der außerdem die Zugfestigkeit 110 kg/mm² und den Elastizitätsmodul 3700 kg/mm² hat, nämlich "Wolfram". Ist die Dichtringnut 4 genau 2 mm tief und der Spalt zwischen Platten 1 und 2 von der Weite 0,02 mm, dann ist der Abstand zwischen den Linien 28 und 27 der Fig. 8 von der Länge 0,02 mm. Um diesen Abstand öffnet und schließt der Spalt zwischen den Platten 1 und 2 abwechselnd unter den Druckwechseln in der Kammer 5. Und um diesen Weg von 0,02 mm bewegt sich der Stützring 20, der Bewegung der Stirnfläche 7 der Platte 1 folgend, an der Wand 23 auf und ab. Damit der Dichtstoff 21 die Kammer 5 einwandfrei abdichten kann, muß der Dichtstoff 21 die Fähigkeit haben, bei Dauerfestigkeit nach der Wöhlerkurve, also bei über 6 Millionen Lastwechseln um die Abmessung 28 -27=0,02 mm=(28-44)-(27-44) expandieren und komprimieren, ohne an Lebensdauer und Spannkraft zu verlieren. Prüfen wir das nach. Die Längendifferenz "delta L" = die Distanz zwischen den Linien 27 und 28, ist nach dem Hookschem Gesetz Spannung mal Länge geteilt durch den Elastizitätsmodul. Die Länge ist in Fig. 8 von der Distanz 27 minus 44, also 2 mm. Für den idealen Dichtstoff Wolfram nach Huette I gibt das "Delta L" = Längenschwankung = 110 kg/mm² mal 2 mm Länge geteilt durch 3700 kg/mm²=0,059 mm. Der Dichtstoff Wolfram kann also um einen fast dreimal größeren Wert expandieren und komprimieren, als er es in Fig. 8 muß, um Abdichtung gegen die Kammer 5 zu erreichen. Da er nur um 0,02 expandieren und komprimieren braucht, also nur um etwa ¹/₃ seiner zulässigen maximalen Spannung, ist anzunehmen, daß er Dauerfestigkeit nach den Regeln der Wöhlerkurve, also nach den Regeln der Festigkeitslehre hat.

Nach diesen Überlegungen der gegenwärtigen Erfindung sollte also der Dichtring 21 aus Wolfram gebaut und in die Dichtringnut 4 eingelegt werden. Das war während des Sommers des Jahres 1990. Da der Dichtring 21 im Ausland gedreht werden sollte, mußte das Wolfram- Material anhand von englischsprachiger USA Literatur gesucht und bestellt werden. Dabei entstand eine große Überraschung, die nämlich, daß der Elastizitätsmodul des Wolfram in Wirklichkeit rund 12mal höher ist, als das Taschenbuch des Ingenieurs, Huette I, uns in der Haupttafel für Eigenschaften der Metalle lehrt.

Die Frage des Elastizitätsmoduls des Wolfram mußte also weiter geprüft werden, was auch bei Wolfram Fachfirmen in der BRD geschah. Dabei kam dann heraus, daß die USA Angaben richtig sind, die Angabe im Taschenbuch des Ingenieurs, Huette I, Seite 1049 aber völlig unwahr, also falsch ist. Daraus muß die Erfindung erkennen, daß Wolfram nicht für den Dichtring 21 verwendet werden kann.

Folglich, durch das deutschsprachige Ingenieursbuch "Huette I" unsicher geworden, wurde im Handbuch der Metalle der USA Metallsociety nach geeigneten Stoffen, vor allem unter den Silber Legierungen gesucht. Dort wurde der für das Plombieren von Zähnen der Menschen verwendete Stoff "DENTAL AMALGAM" gefunden, der eine Druckfestigkeit von etwa 35 kg/mm² hat, also bei Wasserdrücken bis 3500 Bar keine Verformungen 19-20′ der Fig. 7 bildet. Sein Elastizitätsmodul ist nur etwa 1000 kg/mm², so daß dieser Silber-Legierungsstoff ebenfalls die Bewegungen von 27 zu 28 und umgekehrt, also die Expansion und Kompression durchhalten kann, ohne seine prinzipiellen Querschnitt 21 der Fig. 8 zu dem unkontrollierbarem Querschnitt 20′-19 der Fig. 7 zu verformen. Allerdings darf dieser Zahn­ plombierstoff nur für geringe Temperaturen verwendet werden, weil er bei Temperaturen um und über 75 Grad Celsius beginnt, sich aufzulösen oder unzuverlässig zu werden. Ferner müßte er noch weiter in der Praxis erprobt werden, weil im USA Handbuch für Metalle geschrieben steht, daß die Angabe des Elastizitätsmoduls = 1000 kg/mm² unzuverlässig oder zweifelhaft ist.

Ein anderer, dem Hookschen Gesetz und der Wöhler- Kurve folgender Stoff für Dichtringe 21 der Fig. 8 für Drücke bis 4000 Bar wurde bisher nicht gefunden. Doch wird danach weiter gesucht.

Solange ein solcher geeigneter Dichtstoff für den Ring 21 der Fig. 8 nicht mit Sicherheit vorhanden ist, hat die gegenwärtige Erfindung aufgrund ihrer eigenen Erkenntnisse anzunehmen, daß der Dichtring 21 der Fig. 8 entweder zu unelastisch ist, die Expansionen und Kompressionen von 44 bis 27 und 28 durchzuführen. Dann könnte er keine Dichtung erzielen. Oder aber er ist weich mit zu geringer Druckfestigkeit und dann muß man annehmen, daß er mit Stück 20′ radial nach innen in den Spalt zwischen den Platten 1 und 2, also dem Druck 1 und 2 den Spalt zwischen ihnen durch die Zugkraft der Schrauben 3 nicht mehr schließen, weil Dichtringmaterial 20′ zwischen die Platten 1 und 2 gelangt ist. Radial nach außen dringt kein Dichtringmaterial in den Spalt zwischen den Platten ein, weil es daran zu allen Zeiten durch die scharfe Dichtlinie zwischen den Flächen 22 und 26 des Stützrings 20 der betreffenden Figuren gehindert ist.

Es ist nun nahe liegend, daß Eindringen der Stücke 20′ in den Spalt radial nach innen durch die Anordnung eines radial nach innen gerichteten Stützringes 31 der Fig. 10 zu verhindern. Der Stützring 31 der Fig. 10 soll also dem Stützring 20 der betreffenden Figuren radial entgegengesetzt gerichtet wirken. Um dann ausreichend Platz für das Einlegen eines Dichtrings in die Kammer 40 zu behalten, mögen die Stützringe 30 und 31 der Fig. 10 daher eine 30grädige Schrägfläche statt der 45grädigen Schrägfläche 22 der Fig. 8 haben.

Hier aber tritt die nächste erfindungsgemäße Überlegung ein, mämlich die, daß der Stützring 31 keine Garantie dafür bietet, daß er zu allen Zeiten mit seiner Stirnflächen-Dichtlinie gegen die Stirnfläche 7 der Platte 1 gepreßt bleibt. Denn der Druck mag von allen Seiten gegen ihn wirken. Er mag daher einen Abstand von der Stirnfläche 7 der Platte 1 behalten und einen Zwischenraum, den Spalt 45, zwischen seiner Stirnfläche und der Fläche 7 der Platte 1 bilden. Denn Druck von allen Seiten bewirkt Unstabilität und verhindert somit eine stabile Anpreßkraft in einer bestimmten Richtung. Ob das System der Fig. 10 betriebssichere Abdichtung für lange Zeit erreichen kann, bleibt daher vorläufig unsicher und es ist im Rahmen der Erfindung zweckdienlich, nach weiteren oder sichereren Abdichtmitteln für die Anordnungen der Fig. 1 bis 4 zu suchen.

In Fig. 11 ist daher ein metallischer Nutring mit Wurzel 32 und von ihr erstreckten und axial nach außen angewinkelten, radial nach innen gerichteten Schenkeln 33 in die Nut 4 eingelegt. Die Schenkel bilden zwischen den Platten 1 bis 2 bei geöffnetem Spalt 50 die Anstellwinkel "alpha" und die Schenkel selbst bilden zwischen ihren axialen Endflächen die Winkel "beta". Die Dichtringlinien an den Spitzen der Schenkel und deren Nachbarschaft mögen mit einer weicheren Oberflächenschicht versehen sein und so die Rückfläche. Zum Beispiel mögen so die Versilberungen, Verkupferungen, Verteflonierungen usw. 46 am sonst zum Beispiel aus hoch qualitativen Niro Stahl oder Federstahl hergestelltem metallischem Nutring angebracht werden. Bei Öffnen und Schließen des Spaltes 50 schwenken die Schenkel im Rahmen des Winkels "alpha" und ihre vorderen Dichtringlinien halten die Abdichtung der Kammer 5 aufrecht. Doch sei voraus verraten, daß solche metallischen Nutringe, wie später erkannt werden wird, nicht für sehr hohe Drücke realisierbar sind, weil das in Fig. 12 beschriebene eintreten mag.

Fig. 12 illustriert, daß für hohe Drücke um 4000 Bar die Winkel "beta" des metallischen Nutrings 34 sehr groß werden, die Schwenkwinkel "alpha" aber so klein werden, daß ein Zwischenraum 35 zwischen dem oberen der Schenkel und der Stirnfläche 7 der Platte 1 verbleibt. Der metallische Nutring 34 der Fig. 12 kann also nicht dichten.

In Fig. 13 ist daher ein dünnes Metallblech 36 vor die Innenwand des metallischen Nutrings 32 gelegt und dieses dünne Dichtblech 36 ist mit Verlängerung(en) 37 über den Dichtring 32 hinaus ausgedehnt, so daß das Dichtblech 36-37 den Spalt 35 der Fig. 12 verschließt. Mit Hilfe der Anordnung der Fig. 13 kann man also den erfindungsgemäß erkannten Mangel der Fig. 12 überwinden. Doch erfordert die erfolgreiche Anwendung des Dichtbleches 36-37 wichtiges "know-how" das aus dem entsprechenden RER Bericht zu entnehmen ist, weil sowohl der Flexibilität, als auch der Durchbiegung mit Eindringen des Bleches 36-37 (oder eines Teils davon) in den Spalt 35 eine Rolle spielen und beachtet werden müssen, wenn ein Dichterfolg erreicht werden soll.

In Fig. 14 wird eine weitere erfindungsgemäße Abdicht-Anordnung vorgestellt. Verwendet ist im Prinzip der aus der Fig. 8 bekannte Stützring 20, der im Detail in Fig. 14 als Stützring 38 gezeichnet ist. Teile, die in einer der Figuren beschrieben sind, in anderen der Figuren aber wieder die gleichen Bezugszeichen haben, werden bei den anderen Figuren nicht wieder beschrieben, weil sie aus der ersten Beschreibung bekannt sind. Man erkennt in Fig. 14, daß unter dem Stützring 38 der Ring 39 angeordnet ist. Der Ring 39 hat eine Schrägfläche, die die Schrägfläche 22′ des Stützrings 38 berührt. Die Schrägflächen, die unter dem Winkel von 45 Grad (oder anderen, komplementären Winkeln) angestellt sein mögen, bilden die gemeinsame Auflage 41, in denen sich die beiden komplementären Schrägflächen der Ringe 38 und 39 berühren und aneinander gleiten können. Gleitschmierungsfelder 44′′ für Schmiermittel oder Druckfüllung mögen angeordnet sein. Das wesentliche der Fig. 14 ist, daß die Schrägfläche des Ringes 39 einen größeren Durchmesser hat, als die des Ringes 39. Bei einem mittleren Durchmesser von z. B. 120 mm mag die Schrägfläche des Ringes 39 etwa bis 0,3 mm größer sein, im Durchmesser, als die des Stützringes 38. Dadurch wird bewirkt, daß beim Anspannen der Schrauben 3 der innere Ring 39 unter dem Druck der Schräglinie des Ringes 38 radial nach innen zusammen gedrückt wird, weil die auf der Nutbodenfläche 44 aufliegende untere Stirnfläche 53 auf liegt und in axialer Richtung nicht entweichen kann. Diese Zusammendrückung kann im Rahmen des Hookschen Gesetzes dann bis etwa 0,3 mm betragen und dadurch entsteht eine starke radial nach außen gerichtete Spannung im Ring 39. Der Ring 39 wird dadurch zum Stützring für den Stützring 38. Die Spannung im inneren Stützring 39 preßt gegen die Schrägfläche des äußeren Stützring 38 und preßt dadurch den äußeren Stützring 38 zur dichtenden Anpressung seiner Dichtringlinie 51 an die Stirnfläche 7 der Platte 1 bei wirksamer Abdichtung des Spaltes 50 zwischen den Platten 1 und 2.

Die dichtenden oder gleitenden Flächen bzw. Linien der Teile der Fig. 14 können wieder mit weichen metallischen Überzügen für bessere Abdichtung versehen sein. Siehe die Teile mit Bezugszeichen 46.

In der Fig. 14 sind aber zwei wichtige unterschiedliche Ausführungsbeispiele der Erfindung gezeigt. Nämlich die der "weichen Anpressung" und die der "harten Anpressung".

Bei der weichen Anpressung ist ein Fluiddruck Verbindungskanal 53, (Schlitz, Bohrung) durch den inneren Stützring 39 ausgebildet. Der Druck tritt dann in die Kammer 56 unter dem äußeren Stützring ein. Der innere Stützring 39 drückt dann im wesentlichen lediglich mit seiner eigenen inneren Spannkraft gegen den äußeren Stützring 38. Beim Ausführungsbeispiel der "harten Anpressung" ist der Verbindungskanal 53 fortgelassen. Der Fluiddruck herrscht dann im wesentlichen im Kammernteil 40, während der Kammernteil 56 vom Druck des Kammernteils 40 getrennt ist. Die Härte der Anpressung entsteht dann dadurch, daß der Druck radial von innen aus Kammernteil 40 gegen den inneren Stützring wirkt, so daß der innere Stützring mit großer Kraft gegen den äußeren Stützring gepreßt wird und so die beiden Stützringe mit ihren Flächen 41 hart gegeneinander und die Linie 51 hart gegen die Fläche 7, sowie die Grund-Stirnfläche 43 des inneren Dichtrings mit großer Kraft gegen die Boden Auflage-Fläche 44 der Nut 4 gepreßt wird. In der Praxis mögen Zustände zwischen der weichen und der harten Anpressung, sowie auch Querschnitts-Verformungen der beiden Stützringe auftreten. Man beachte, daß in den Fig. 14 bis 16 noch angedeutet ist, daß die Bodenflächen 44 der Nut 4 in diesen Ausführungsbeispielen radial nur kurz sein brauchen, also präzise geschliffen oder geläppt werden können, wenn man radial der Flächen 44 Unterdrehungen 57 ausbildet.

In den Fig. 15 und 16 ist der gleiche Stützring 47 in zwei verschiedenen Lagen gezeigt. Daher gehören die Fig. 15 und 16 zusammen. Der Stützring 47 ist im Prinzip ein äußerer Stützring 20, wie z. B. in Fig. 8. Man erinnere sich daran, daß er mit größerem Durchmesser produziert sein mag (wie bei früheren Figuren beschrieben), um bereits unter eigener Vorspannung in der Nut 4 angeordnet zu sein, so daß die eigene innere Spannung Anpressung seiner Außenfläche 24 an die bereits beschriebene Nutwand 23 bringt. Die Besonderheit des Stützringes 47 besteht darin, daß zwischen der Hinterdrehung 25 und dem Hauptteil der abgeschrägten Stirnfläche 26 eine axial in Richtung auf Platte 1 vorstehende Ringnase 49 angeordnet ist. Unter dem Stützring 47 befindet sich die Feder (z. B. Tellerfeder) 48 und drückt den Stützring 47 gegen die Stirnfläche 7 der Platte 1. Dabei bleibt aber noch ein Zwischenraum 58 zwischen der Ringnase 49 und der Stirnfläche 1, während die Dichtlinie 51 bereits an der Stirnfläche 7 anliegt. Der Spalt 58 mag z. B. die halbe Weite, wie der beschriebene Spalt 50 haben. Fig. 16 illustriert, wie der Stützring 47 unter sehr hohem Fluiddruck umgekippt wird. Bei welchen Drücken er wie weit umkippen kann, also um welchen Winkel er umkippen darf, ohne Dauerfestigkeit zu verlieren, kann man aus entsprechenden RER-Berichten erfahren. In Fig. 16 ist er unter hohem Fluiddruck im Uhrzeigersinne umgekippt. Die Ringnase liegt jetzt mit ihrer radial äußeren Kante 52 an der Stirnfläche 7. Die vordere bereits bekannte Dichtlinie 51 ebenfalls. Der Rücken liegt jetzt mit der unteren Ringlinie 59 an der bereits beschriebenen Wand 23 der Nut 4. Man hat jetzt bei dem sehr hohen Druck also drei Liniendichtungen 51, 52 und 59. Wenn zwischen den Platten 1 und 2 eine Membrane liegt, hat diese die größere Festigkeit. Der Stützring 47 wird dann bei der Lage der Fig. 16 zum idealen Dichtring an der harten Membrane, denn die Linien 51 und 52 werden dann mit dem hohem Druck unter dem Ring 47 gegen die Membrane oder gegen die Fläche 7 gepreßt. Ist der radiale Abstand zwischen den Linien 51 und 52 zum Beispiel 4 mm und der Druck "P" 4000 Bar, also 40 kg pro mm², dann ist die Anpreßkraft der Linien 51 und 52 pro mm Umfangslänge an jeder Linie 40 kg mal 4 geteilt durch 2 (jede Linie erhält die Hälfte der Kraft) = 80 Kilogramm. Die Anpreßkraft ist also doppelt so hoch, wie der Fluid- Druck und die Abdichtung ist somit geradezu erzwungen. Sie kann wiederum durch Oberflächenschichten an den Dichtlinien und ihrer Nachbarschaft noch weiter verbessert werden. Die Wand 23 ist meistens weicher, so daß die Linie 59 durch Eindrückung in die Wand 23 dichten kann.

Die Tellerfeder 48 ist ein Hilfsmittel zur Sicherung der Anpressung des Ringes 47 an die Stirnfläche 7 für die Zeiten, zu denen kein Druck in der Kammer 40 ist. Die Kraft der Tellerfeder 48 ist relativ schwach, wenn die Durchmesser oder Radien groß, die Radiendifferenz zwischen Außenradius "R" und Innenradius "r" aber klein ist. Die Tellerfeder Berechnung nach Almen und Laszlo gilt dann nicht mehr. Die maximalen Spannungen in den Kanten der Tellerfeder 48 errechnet man daher nach der vereinfachten Eickmann Formel:

Die Formel (1) kann man auch benutzen, um den Winkel (phi) zu berechnen, um den der Stützring 47 maximal gekippt werden darf, um innerhalb des elastischen Bereichs nach dem Hookschen Gesetz Dauerfestigkeit mit langer Lebensdauer zu behalten.

In den Fig. 17 bis 20 wird gezeigt, wie nach dem gegenwärtigem Stand der Erfindung vermutet wird, das Eindringen von weichen Dichtstoffteilen 13 oder 20 in den Spalt 50 zu verhindern. Radial nach außen geschieht das in den Fig. 17 bis 19 durch den bereits beschriebenen Stützring 20. Zur Abdichtung radial nach innen werden in den Fig. 17 bis 19 unterschiedliche erfindungsgemäße Ausführungsbeispiele gezeigt. In Fig. 17 ist der innere Stützring 60 angeordnet. Er hat einen Tellerfedernteil 60 mit einer Druck-Durchlaßbohrung (Kanal) 61 und einen radial inneren Axialfortsatzteil 62, der wiederum, und zwar radial nach innen zu, mit einem Druck Durchlaßkanal 63 versehen ist. Zur Verhinderung von Reibung unter Druck kann statt des Kanals 63 auch ein Abstand zwischen der betreffenden Wand der Nut 4 und der radialen Innenfläche des Teils 62 ausgebildet werden. Der Federnteil 60 wird anhand der Gleichung (1) so berechnet, die Feder abwechselnd im elastischen Dauerfestigkeitsbereich spannt und entspannt, wobei die axiale Stirnfläche 81 des Teiles 62 zu allen Zeiten dichtend an der Stirnfläche 7 oder der Membrane anliegend und dort dichtend, ausgebildet ist. Im Dichtraum 40 befindet sich weicher Dichtstoff, z. B. Gummi, Teflon, ein O-Ring oder dergl. Der Druck "P" dringt durch die Kanäle 63 und 61 in die Kammer 40 und preßt den weichen Dichtstoff gegen die Stirnfläche 7 oder gegen die Membrane. Entweichen des unter Druck gegebenenfalls pulverisierenden oder verformenden Dichtstoffs aus Kammer 40 in den Spalt 50 hinein ist nach radial außen durch die Dichtlinie 51 und nach radial innen durch die Fläche 81 oder eine ihrer Kanten verhindert. Der Teil 62 schwingt bei Druckwechseln auf und ab in Fig. 17.

In Fig. 18 ist der Dichtstoff im Raum 40 durch den dünnen Nutring 64 gehalten. Dünn ist er deshalb, damit seine Schenkel 66 mit ausreichend großen Winkeln "alpha" um die gemeinsame Wurzel 65 schwenken zu können. Dadurch soll errreicht werden, daß die jeweilige Spitze eines der Schenkel zu allen Zeiten auf der Bodenfläche 44 und die des anderen Schenkels an der Fläche 7 oder der Membrane anliegen bleiben. Ist das der Fall, dann kann kein weicher Dichtstoff aus der Kammer 40 entweichen.

Um die Anpreßkräfte der Spitzen der Schenkel 66 zu verstärken, kann ein entgegengesetzt gerichteter Nutring 67 mit Schenkeln 68 um Wurzel 67 zwischen die Schenkel 66 des Nutrings 64 eingesetzt werden. Der Druck "P" drückt dann gegen den Rücken des Nutrings 67 und preßt dessen Wurzel in Richtung auf den Nutring 64. Die Nutringe können einfach oder doppelt durch Verbindungen, z. B. Schweißungen, 69, miteinander verbunden sein. Wenn der Druck die Wurzel 67 zwischen den Schenkeln 68 nach links drückt (Fig. 18) pressen die Schenkel in Axialrichtung, also in Richtung auf die Flächen 44 und 7 die Schenkelspitzen der Schenkel 66 des anderen Nutrings stärker gegen die Flächen 7 und 44, als das ohne den Nutring 67, 68 der Fall wäre. Gegebenenfalls ist der Nutring 67-68 unvermeidbar zusammen mit dem Nutring 64.

In Fig. 19 ist ein selbstanpressender innerer Stützring 70 zwecks Abdichtung des Spaltes 50 nach innen angeordnet. Die Wand der Nut 4 hat hier eine Schrägfläche 71 und der innere Stützring 70 hat eine dazu komplementäre Dicht- und Gleit-Fläche 72. Ferner ist ein Druckkanal 73 zur Kammer 40 angeordnet. Der Ring 70 ist mit kleinerem Durchmesser hergestellt, als die Schrägfläche 71 der Wand der Nut 4. Zum Beispiel ist die Fläche 72 im Durchmesser etwa bis zu 0,25 mm kleiner, als die Fläche 71. Dadurch entsteht eine radial nach innen gerichtete Anpreßkraft durch innere Spannung im Ring 70, mit der dieser Ring mit Kraft "K" gegen die Schrägfläche 71 gepreßt wird. Unter der winkelmäßigen Anstellung der Schrägflächen 71-72 wird der innere Stützring 70 so mittels innerer eigener Spannkraft durch die winkelmäßig bestimmte Kraftkomponente der Kraft "K" axial nach oben gegen die Fläche 7 oder gegen die Membrane gepreßt. Für die Berechnung der Ringe 70 und 75 der Fig. 19 und 20 benutze man wieder die bereits im obigen benutzte Formel:

Der Ring 70 hat dann die Stirnfläche 74, die auch eine Dichtlinie 81 bildend, schräg sein kann. Der Ring 70 folgt dann den Bewegungen der Stirnfläche 7 und hält bei Druckwechseln die Abdichtung des Kammernteils 40 aufrecht, indem er an der Schrägfläche 71 herauf und herunter gleitet. Das tut er aber nicht unbedingt, wenn falsche, aneinander fressende Materialien verwendet werden, was auch für andere Ringe der Erfindung gilt.

In Fig. 20 ist der außere Stützring 20 durch den neuen äußeren Stützring 75 ersetzt. Dieser hat eine radial äußere Schrägfläche 77 und die Stirnfläche 78 mit Dichtlinie 80. Die Wand der Nut 4 radial nach außen ist durch eine zur Fläche 77 komplementäre Schrägfläche 76 gebildet. Die Fläche 77 wird wieder etwas größer hergestellt, als die Schrägfläche 76. Zum Beispiel bis zu 0,3 mm größer, wenn die Flächen 76, 77 einen mittleren Durchmesser von etwa 120 mm haben. Zwischen die Stützringe 70 und 75 kann jetzt weicher Dichtstoff eingelegt werden, zum Beispiel ein handelsüblicher O-Ring oder anderes, besseres Material, falls es gefunden werden sollte.

Der Ring 75 wird also unter eigener Spannung und unter Fluid-Druck radial nach außen und durch seine Kraftkomponente aus der Kraft "K" der Schrägflächen 76-77 axial nach oben gegen die Stirnfläche 7 der Wand 1 gepreßt, der innere Stützring 70 erhält die gleiche Anpreßwirkung gegen die Stirnfläche 7 aus den radial entgegengesetzt gerichteten inneren Spannungen und Fluid-Druck.

Von praktischer Wichtigkeit ist noch, daß in den Fig. 19 und 20 keine tragende, dichtende, oder präzise hergestellte Bodenfläche 44 ausgebildet sein muß. Es kann eine grobe Bodenfläche 57 von ungenauer Tiefe der Nut 4 verwendet werden, insbesondere dann, wenn die Schrägflächen 71 und 76 der Wände der Nut 4 durch Hinterdrehungen 82 gut herstellbar ausgebildet sind.

Es bleibt nur noch zu untersuchen, welche Winkel "alpha" und "beta" die Schenkel der metallischen Nutringe der Fig. 11 und 12 haben dürfen, um innerhalb der Dauerfestigkeit des elastischen Bereichs des Materials zu bleiben. Dazu nimmt der Deutsch lesende wieder sein Taschenbuch des Ingenieurs, Huette I, zur Hand. Er findet auf Seite 873 und 887 die Berechnungsformeln für einendig und zweiendig eingespannte Träger mit durchgehend gleicher Streckenlast. Diese Formeln geben die Spannungen und die Durchbiegungen unter der Streckenlast, die dem Fluiddruck entspricht.

Diese Formeln sind sehr schön, aber sie haben ein "P", das als Punktlast definiert ist. Die Durchbiegung "f" soll beim einendig eingespannten Träger mit Streckenlast gleich "f"=(P/EI) L³/8 sein und beim zweiendig eingespannten Träger mit Streckenlast soll sie "f"=(P/EI) L³/384 sein.

Untersuchen wir das mal kritisch, denn wir haben ja schon den ersten Reinfall mit den Angaben über Wolfram mit Huette I erlebt. Nennen wir die Streckenlast mal "q"=kg/mm². Dann ist sie gleich dem Fluiddruck mit dem wir rechnen wollen. Das äußere Biegemoment, das dann am Träger (dem Schenkel des metallischen Nutrings) angreift, ist dann:

Das gibt die nächste Überraschung, denn man kann den Eindruck bekommen, daß statt mit "P" in obigen Huette-Gleichungen besser mit "q" gerechnet werden sollte und daß die "L³" dann zu "L hoch 4" werden könnten. Also verlassen wir das uns zu unzuverlässig werdende Taschenbuch des Deutsch lesenden Ingenieurs und wenden uns der USA-Literatur für Studierende zu. Dort finden wird, daß man in USA für Streckenlast nicht "P", sondern "w" verwendet. Wir verwenden "q", meinen aber das gleiche, wie das "w" der USA Lehrbücher.

In den USA-Lehrbüchern findet man dann tatsächlich statt des "L³" der Hütte das "L hoch 4" und folgende Formeln (mit unserem "q"):
für einendig gesp. Träger:

für zweiendig gesp. Träger:

Nach diesen entstandenen Unsicherheiten legen wird die öffentliche Literatur zur Seite und verlassen uns auf die eigenen RER-Berichte. Im RER-8609 wurden die Biegeprobleme untersucht. Wir wiederholen sie sehr gekürzt anhand der Fig. 21. Wir sehen einen einendig eingespannten Träger von der Dicke "t" im Schnitt. Seine Querschnittsfläche ist F=bt, doch lassen wird das "b", also die Breite "b" fort, indem wir sie "b=1" setzen, also mit einem Träger der Breite b=1 rechnen. Die mittlere strichlierte Linie zeigt die Mittelfaser mit"Y"=0, von wo aus "Y" nach oben und unten bis Y=1 geht. Wenn ein äußeres Moment "Mo" zum Beispiel die Last P am Hebel L wirkt, entsteht ein äußeres Biegemoment "Mo", daß im inneren des Trägers die Spannung Sigma max an den oberen und unteren Enden der Ordinaten Y=1 bringt. Man erhält eine Biegung innerhalb des Trägers mit Winkel "kappa". Aus dem RER-8609 erfahren wir, daß der integrale Mittelwert über "y" und der integrale Mittelwert über die Spannung "sigma" folgende Werte haben:

und

Das innere Biegemoment soll demnach:

sein.

Anhand der Fig. 21 setzen wir das innere Biegemoment oberhalb der Mittelfaser im Traeder der Fig. 21

und setzen "kappa" = "sigma max/y" ein: und b=1; um das innere Biegemoment "Mbi" oder "Mi" zu erhalten.

Berechnet haben wir aber nur das innere Biegemoment "Mbi" oder "Mi" oberhalb der Mittelfaser "O". Unterhalb der Mittelfaser tritt ein gleich starkes inneres Biegemoment auf. Diese beiden inneren Biegemomente wirken dem äußeren Biegemoment entgegen. Wir müssen also schreiben:

und erhalten so einen direkten Zusammenhang zwischen den beiden inneren und dem äußerem Biegemoment. Die Gleichung (11) können wir dann nach "sigma max" umformen und erhalten die wichtige Gleichung:

Aus Fig. 21 sehen wird aber direkt, daß "y" halb so groß, wie die Trägerdicke "t" ist. Also y=t/2. Setzen wir das in Gleichung (12) ein, erhalten wir:

Unsere wichtige Gleichung lautet also, nochmal herausgestellt:

Man liest mehrfach in der deutschsprachigen Literatur, daß die Tragkraft des einendig eingespannten Trägers mit gleichförmiger Streckenlast P=2 sigma zul mal W/L sei. Darin muß man wieder das P durch unser "qL" ersetzen und erhält:

qL = 2δ_zul · W/L und: q = 2δ_zul · W/L², (15)

worin "W" das Widerstandsmoment W=(t²/6) ist. Setzen wird diesen Wert ein, erhält man:

oder umgeformt:

Also, wieder unsere für Fig. 21 wichtige Gleichung (14). Nach dieser Doppelkontrolle der Gleichung (14) vertrauen wir ihr und versuchen, die Schenkel der metallischen Nutringe der Fig. 11 und 12 zu berechnen. Dabei interessiert uns nur ein metallischer Nutring aus bestem Federstahl oder aus bestem Niro-Stahl, so daß wir ein maximales Sigma von 60 kg/mm² zulassen wollen.

Gleichung (14) umgeformt, bringt:

worin "sigma max" nach obigem für unsere Rechnung in Fig. 21=60 kg/mm² wird und wir für die Vergleichsrechnung "t"=1 setzen.

Dann wird der zulässige Fluid-Druck "q" ganz einfach 20/L². Diese Ausrechnung ist in der Tabelle der Fig. 21 gebracht. Daraus ist der Winkel "beta" der Schenkelform bekannt und die Durchbiegung wird:

so daß man auch den Anstellwinkel "alpha" der Schenkel der metallischen Nutringe für den elastischen Bereich des Metalls mit Dauerfestigkeit errechnen kann.

Die erhaltenen Daten aus der Tafel der Fig. 21 sind danach in Fig. 22 als Diagramm aufgetragen und in Fig. 21 sind unter zwei beispielhafte Nutringe maßstäblich eingezeichnet.

Die in Fig. 21 unten eingezeichneten metallischen Nutringe für sigma max=60 kg/mm² innere Spannung sind 10 : 1 vergrößert gezeichnet, aber auch in Orginalgröße verhältnisgetreu. Der linke ist für 100 Bar, der rechte für 4000 Bar Fluiddruck "q".

Anhand der Fig. 22 kann man jetzt für alle Längen entsprechende metallische Nutringe mit 60 kg/mm² maximaler innerer Spannung konstruieren. Zumindestens bis 4000 Bar und darüber haben metallische Nutringe wirklich kein hohes Anwendungsgebiet mehr, weil die zulässigen Durchbiegungen "f" zu klein werden.

In Fig. 23 ist die Dichtheit zwischen den Platten 1 und 2 bei denen die Spalte 50 entstehen, auf andere Weise gelöst. Bevor die Fig. 23 und 24 beschrieben werden, sei erst noch mal ein Blick auf die Fig. 3 und 4 geworfen. Bei kleinen Teilkreisdurchmessern der Achsen der Schrauben 3 kann man die Ausbauchungen 11 und 12 unberechnet lassen, weil sie die Ausbauchungen 7, 8 der Fig. 2 nicht überschreiten, denn die Achsabstände zwischen zwei benachbarten Schrauben 3 sind gering. Wenn die Schrauben aber mit ihren Achsen auf großen Teilkreisdurchmessern von z. B. 180 mm sitzen, so kann der Abstand zwischen benachbarten Schrauben bei 8 Schrauben pro Platte schon etwas über 60 mm sein. Der Abstand zwischen den benachbarten Schraubenköpfen ist jedoch gering und liegt meistens unter 10 mm.

Die Dicke der Platten 1 und 2 ist bei Hochdruck von 4000 Bar meistens gut 50 mal dicker, als die Dicke der Stützringe. Plattendicke "t" der Platten 1 und 2 zum Beispiel je 75 mm. Die Dicke der Stützringe ist 0,8 bis 2 mm, im Mittel Stützringdicke "t"=1,4 mm.

Die Platten 1 und 2 kann man der Schraubkraft der Schrauben 3 wegen als beidendig eingespannte Träger betrachten, wenn man die Ausbauchungen 11 und 12 errechnen will. Dann gilt für die Durchbiegung "f":

Die Stützringstrecken zwischen zwei benachbarten Schrauben der Fig. 4 aber bilden dann beidseitig frei aufliegende Träger und deren Durchbiegung "f" wird dann:

oder:

Im folgendem Rechenbeispiel sei die Mitte zwischen Achsabstand und Kopfabstand der Schrauben, also 60+10/2=35 mm angenommen und der Fluiddruck soll 4000 Bar=40 kg/mm² sein. Mit Platten=t=75 und Stützringe t =1,4.

Dann erhält man für die Durchbiegung der Platten zu den Formen 7 und 8 der Fig. 4: mit I=t³/12

und für die Durchbiegefähigkeit der Stützringe:

Man sieht daraus, daß die Stützringe der Erfindung sich leicht der nur geringen Durchbiegung 7 und 8 der Fig. 4 anschmiegen können. Doch nachrechnen, ob sie nicht brechen, also die obigen Formeln für die maximale Spannung sigma benutzen. Sie war für unsere Anwendung 60 kg/mm².

Dann folgt für die Stützringe:

Die Stützringe schmiegen sich also den Durchbiegungen 11 und 12 der Fig. 4 an, ohne zu brechen, denn sie sind 0,6076/0,000212=2866 mal durchbiegungsfähiger, als die Platten 1 und 2 in Fig. 4 biegen, ohne daß die Dichtringe ihre Dauerfestigkeit verlieren würden.

In Fig. 23 ist die Platte 2 mit einer Ausnehmung 95 versehen, in die die Druckplatte 96 axial beweglich eingepaßt ist. Sie soll durch den Fluiddruck gegen die Stirnfläche 7 der Platte 1 drücken und an ihr abdichten. Da sie weitgehend vom Fluiddruck umspült ist, hat sie selber keine Durchbiegungen im Sinne der Fig. 3 und 4. Sie ist mit einer Ringnase 91 axial vorstehend versehen, deren Stirnflächen gegen die Platte 1 drückt und an ihr gegen Fluidausfluß aus Kammer 5 dichten soll. Dazu muß sie die radial äußere Ringnut 90 radial außerhalb der Ringnase 91 haben, damit der Druck aus der Kammer 95 gegen die Platte 96 stärker ist, als der Druck in der Dichtung 91 plus dem Druck radial innerhalb der Dichtung 91 im Raum 92. Bei mäßigem Druck von einigen hundert Atmosphären funktioniert die Platte, indem man sie durch O-Ringe in einer Ringbett-Nut abdichtet. Bei den hier behandelten hohen Drücken aber werden solche O-Ringe plattiert oder pulverisiert und dringen bei einer einzigen Nacht Wechsellast durch die Passungsspalte. Folglich müssen durch die gegenwärtige Erfindung Maßnahmen getroffen werden, die das verhindern und die Anordnung der Fig. 23 für 4000 Bar betriebssicher machen. Daher wird in die Kammer 95 rückwärts der Druckplatte 96 der radial äußere Stützring 20 angeordnet. Radial innerhalb von ihm wird die Dichtmittelkammer 83 ausgebildet und mit weichem Dichtstoff gefüllt, der Kunststoff, Gummi oder weiches Metall sein mag. Dieser aber würde nach den Regeln der gegenwärtigen Erfindung ebenfalls pulverisiert oder gegen den Druck in die Kammer 5 gequetscht, so daß er seine Dichtwirkung verlieren würde. Die Dichtmittelkammer 83 wird daher durch die Ringeinlage 86 radial nach innen durch die Erfindung begrenzt. Da der Druckring unter Hochdruck um die Spaltweite 50 nach oben gedrückt wird, entstehen axial des Begrenzungsrings 86 die beiden Spalte 88, 89 von je halber Weite des Spaltes 50. Es kann auch ein einziger Spalt von der Weite 50 sein. Durch diesen Spalt (die Spalte) 88, 89 würde das Dichtmittel aus Kammer 83 ggf. in die Druckkammer 5 entweichen, denn an dem äußeren Stützring 20 kann es ja nicht vorbei, denn der ist mit Vorspannung eingesetzt, wie in einigen der vorausgegangenen Figuren. Erfindungsgemäß müssen daher noch die radial inneren Stützringe 84 und 85 radial außerhalb um Teile des Begrenzungsringes 86 herum gesetzt werden, um die Spalte 88, 89 verschlossen zu halten und Auslauf des Dichtmittels aus der Kammer 83 zu verhindern. Die Stützringe 20, 84 und 85 können durch Mittel der vorauf beschriebenen einschlägigen Figuren ersetzt oder für sichere Abdichtung vervollkomnet werden.

Die bisher beschriebenen Verformungen der Platten 1, 2 beruhen zum großen Teil auf der Ermüdung der Platten und der Schrauben besonders unter Wechsellast hoher Drücke. Teilweise können die Verformungen, zum Beispiel die Verformungen zu 11 und 12 der Fig. 4 aber auch örtliche Verformungen nahe der Stirnflächen der Platten sein. Zum Beispiel können die den Stirnflächen nahen Teile der Platten zusammengequetscht werden, ohne daß die Durchbiegungen durch die betroffene ganze Platte völlig hindurch gehen. In solchen Fällen kann man Abhilfe dadurch schaffen, daß die Stirnflächen 7, 8 usw. verfestigt und verdichtet werden, zum Beispiel durch Hämmern, Druckrollen, Pressen usw. Anschließend wären die Platten zu härten, um größere Festigkeit zu erhalten.

Die durch die Platten und die Schauben durchgehenden Verformungen oder Verlängerungen kann man dadurch beträchtlich reduzieren, daß die Platten und die Bolzen unter dauernde kontinuierliche Hochdruck-Last gesetzt werden, die fluktuierende Wechsellast also ausgeschaltet wird. Schrauben sind bei Dauerlast mindestens sechsmal länger haltbar und formgetreu als unter Wechsellast und die Platten etwa dreimal.

Fig. 23 bis 25 zeigen daher erfindungsgemäße Anordnung von Druckplatten oder Druckringen in Druckkammern, die dauernde gleichbleibende Hochdrucklast bewirken sollen.

Die Durchbiegungen 7 und 8 der Fig. 3 sind übrigens in Pumpen mit durch Schrauben zusammen gehaltenen Platten nicht unbedingt schädlich. Sie schaffen lediglich toten Raum mit Kompression der Fluide in ihnen. Diese Kompressionen und Raumvergrößerungen der Kammern in Pumpen kann man durch längere Kolbenhube oder größere Kolbendurchmesser leicht ausgleichen, so daß die Pumpen betriebssicher bleiben und die Wirkungsgrade durch Ausbauchungen 9, 10 nur wenig abnehmen. Vorausgesetzt natürlich, daß die Dichtungen zwischen den Platten dauerhaft funktionieren, also das Ziel dieser Erfindung erreicht wird.

In Fig. 24 ist zwischen die beiden Platten 1 und 2 noch eine mittlere Platte "M" eingespannt. An ihren Enden sind zentrisch die Pumpenkammern 99 und 103 ausgebildet, die durch die Zuleitungen 101 und 102 abwechselnd Hochdruck liefern oder als Motor mit Hochdruck beaufschlagt bzw. aus anderen Gründen abwechselnd mit Hochdruck beaufschlagt sind. Es soll also dann Hochdruck in Kammer 99 herrschen, wenn Niederdruck in Kammer 103 vorhanden ist und umgekehrt, Hochdruck in Kammer 103, wenn Niederdruck in Kammer 99 vorhanden ist.

Ferner soll der Wunsch der Erfindung angestrebt werden, daß die Schrauben 3 zu allen Zeiten gleich stark gespannt bleiben, und die Platten 1, 2 und M zu allen Zeiten gleich stark komprimiert, gleichgültig, wie oft auch die periodischen Lastwechsel und Beaufschlagungen der Kammern 99, 103 sind. Zu dem Zwecke wird in einer Ausnehmung, zum Beispiel im Deckel 1, ein Druckring 97 mit einer Ringnase 91 angeordnet. Die Ringnase soll gegen die mittlere Platte oder gegen eine zwischengelegte Membrane andrücken und abdichten. Die Rückseite des Druckringes in Kammer 98 muß also einen größeren Querschnitt haben, als die Fläche mit dem mittleren Durchmesser der Ringnase 91 und der Druck der jeweiligen Hochdruck-Kammer 99 oder 103 muß jeweils gegen die Rückwand des Druckringes 97, also in die Kammer 98 geleitet werden. Von der Kammer 99 wird daher ebenfalls erfindungsgemäß, die Leitung 100 zu ersten Ventil 104 angeordnet und von der Kammer 103 wird die Leitung 107 zum zweiten Ventil 106 gesetzt. Die beiden Ventile 104 und 106 können in einer Kammer angeordnet und durch die Feder 105 gespannt gehalten werden. Jenseits der Ventile 104, 106, also von der Kammer in die hinein sie unter Druck aus den Leitungen 100 oder 107 öffnen, beginnt die Druckleitung 108 und führt in die Anpreßkammer 98, also zur Rückseite des Druckrings 97. Je nachdem, welche der Kammern 99 oder 103 den höheren Druck hat, öffnet das Ventil 104 oder 106 und so ist jeweils der höhere Fluiddruck in die Anpreß- Kammer 98 geleitet, so daß in ihr immer der höhere Druck herrscht. Der Druckring 97 ist daher zu allen Zeiten fest gegen die Mittelplatte "M" gepreßt und die Schrauben 3 haben zu allen Zeiten während der Druckwechsel die gleiche hohe Spannung, während die drei Platten zu allen Zeiten gleichbleibend hohe Kompression = Verkürzung haben. Vorausgesetzt natürlich, daß die Druckwechsel bei gleichen Hochdruck- und Niederdruck- Werten erfolgen und ferner vorausgesetzt, daß die Druckwechsel, Abbau und Aufbau unmittelbar erfolgen ohne tote Zeiten zwischen ihnen. Für den Fall toter Zeiten oder Halbdruckdifferenzen mag ein Druckfluidspeicher 109 angeordnet werden, der zur Leitung 108 verbunden ist. Er mag mittels Gas, mittels Kolben 110 und Feder 111 oder durch eine Menge kompimierter Flüssigkeit, arbeiten. Die Druckplatte 97 ist in der Fig. 24 ein Druckring, denn er hat eine mittlere Bohrung, in die der Plattenfortsatz 112 dichtend eingreift. Die Anpreßkammer 98 muß daher die gleichen Abdichtmittel für hohe Drücke erhalten, wie die Kammer 95 der Fig. 23. Jedoch muß die Kammer 98 der Fig. 24 solche Abdichtmittel auch radial nach innen gegen den Fortsatz 112 erhalten, also symmetrische Dichtmittel zusätzlich zu denen der Fig. 23. Da in Fig. 24 kein Platz zum Abringen von Bezugszeichen vorhanden ist und die Dichtmittel Prinzipien aus Fig. 23 usw. bekannt sind, werden in Fig. 24 keine Bezugszeichen für die Dichtmittel eingetragen und die Dichtmittel Teile werden nur teilweise eingezeichnet.

Wenn man die Ventilanordnung 104, 106 mit ihren Leitungen usw. fortlassen will, kann man die Anordnung der Fig. 23 auch in die Platte 2 einbauen. Man hätte dann die Mittelplatte "M" der Fig. 24 und die Platten 1 und 2 mit entgegengesetzt gerichteten Anordnungen der Fig. 23.

In Fig. 24 benötigt man aber nur eine Anpreßkammer und nur einen Anpreßring und außerdem sorgt die Anordnung der Ventile mit dem Druckspeicher für alle Zeiten gleiche Belastung der Schrauben und Platten.

Man hat also auf den ersten Blick den Eindruck, daß alle anderen Dichtmittel, die bisher beschrieben wurden, fortgelassen werden können und die Fig. 24 das Ei des Kolumbus sei, das alle Probleme löst.

Das muß aber nicht so sein, denn die Erfindung erkennt und berücksichtigt, daß in der Kammer 99 je abwechselnd Hochdruck und Niederdruck herrscht. Wenn aber in der Kammer Niederdruck herrscht, muß der Druckring unter dem Druck an seiner Rückseite ähnliche Spannung erleiden, wie wir sie vorher für die metallischen Nutringe der Erfindung berechnet hatten. Nehmen wir als erste Näherungsrechnung an, daß der der Mitte zugehende Teil der Druckplatte 97 ein in Höhe der Ringnase einendig eingespannter Träger sei. Mittlerer Durchmesser der Ringnase sei 120 mm, der Durchmesser des Plattenfortsatzes 112 sei 20 mm. Dann wäre die Trägerlänge nach Formel (3)=(120-20)/2 =50 mm. Der Druck an der Rückseite des Druckringes 97 sei 4000 Bar =40 kg/mm². Die Dicke "t" des Druckringes 97 sei 20 mm. Dann wird die maximale Spannung nach der wichtigen Gleichung (14):

δ_max = 3qL²/t² = 3 · 40 · 50²/20² = 750kg/mm².

Ooohhh, das ist aber gut, daß nachgerechnet wurde, denn 60 kg/mm² wollen wir ja nur zulassen, weil die Druckplatte 97 sonst für Wechsellast nicht dauerfest ist. Was nun tun?

Erst einmal die alten Eickmann′schen Patent-Offenlegungsschriften durchsuchen. Und da findet man eine genauere Berechnungsmöglichkeit, nämlich die nach der Europa OS 01 02 441, Fig. 23. Diese wichtige Figur wird daher als Fig. 29 in der gegenwärtigen Schrift wiederholt. Man sieht aus Fig. 29, Gleichung (6); daß das Moment nach radial innen von der Ringnase aus gerechnet folgenden Wert hat:

Setzen wir die aktuellen Werte für den Vergleich mal ein. Für "ϕ"=180 Grad wird die erste Klammer zu "pi". Mit R=60, r=10, q=40 folgt:

Diesem äußeren Biegemoment halten zwei innere Biegemomente nach Fig. 21 und nach Gleichung (10) das Gleichgewicht. In Gleichung (10) setzen wir für "y"=(t/2) ein:

Und, da die inneren Momente am ganzen Umfang der Ringnase wirken, wir mit dem halbem Umfang rechneten, muß mit R×pi multipliziert werden. Dann:

und:

Weil jetzt nicht mit den Trägern, sondern mit der Formel für Teller­ federnsegmente nach Fig. 29 gerechnet wurde, ist die Spannung um mehr als die Hälfte gesunken. Man könnte noch nach den weiteren Formeln der Fig. 29 weiter nachprüfen. Jedenfalls aber ist die Spannung immer noch viel zu hoch. Die Druckplatte wird bei diesen Abmessungen radial innen nach unten durchbiegen, die Betriebs-Sicherheit stören und schließlich nach kurzer Zeit brechen.

Um solchen Bruch zu verhindern, muß entweder die Anordnung nach Fig. 25 ausgeführt werden, oder der mittlere Durchmesser der Ringnase geändert werden, beziehungsweise die Durchmesser der Druckplatte müssen bei Beibehaltung ihres Querschnitts geändert werden.

Legt man die Ringnase mehr in die Mitte der Radien der Druckplatte, dann werden die "delta R" Werte wesentlich kürzer und die Druckplatte kann in den Bereich zulässiger Maximalspannungen kommen.

Ein relativ sicheres, aber aus Raumgründen nicht immer anwendbares Mittel zur Verhinderung zu hoher Spannungen in dem Druckring ist die Lösung nach Fig. 25. Darin ist die Platte 1 mit einer Halterung 114 versehen, die eine Auflage 115, 116 für das radial innere Ende des Druckringes 97 bildet. Das oben berechnete Biegemoment fällt dann weg, weil die Druckplatte 97 radial innen festgehalten ist. Die weiteren Teile der Fig. 25 sind aus Fig. 24 bekannt.

In Fig. 26 sieht man den Querschnitt einer Tellerfeder und daneben die Formel für die Berechnung ihrer Tragkraft "P", nämlich die Formel (22):

Diese Formel gilt jedoch nur für wirkliche Tellerfedern, bei denen der Innenradius etwa die Hälfte des Außenradius ist, also R≅2r. Diese Formel stammt aus dem Schnorr-Handbuch aus dem Jahre 1955. Genaueres findet man in den RER-Berichten. Schnorr verwendet zur Tragkraftberechnung den Wert (alpha). Er ist bei Schnorr nur für "r/R"=0,25 bis 0,7 gegeben. Diese Werte von Schnorr sind im Diagramm der Fig. 26 benutzt und dann ist bis "null" durchgestroket. Für die in dieser gegenwärtigen Schrift betrachteten Anpreßringe liegt r/R sehr nahe bei 1. So nahe bei 1, daß die Tellerfeder Formeln nicht mehr gelten. Für eine grobe Überschlagsrechnung aber mögen die Werte der Fig. 26 verwendet werden.

In Fig. 27 sind dann einige Tragkraftwerte berechnet, die die Anpreßkräfte der tellerfederähnlichen Teile der oben beschriebenen Figuren dieser Schrift geben. Darin sind die Andrückkräfte "K". Ihnen entspricht also "P" der Fig. 26 und 27. Im rechtem Teil der Fig. 27 sind die Spannungen anhand der Formel (1) berechnet. Denn man muß ja sicher sein, daß die Spannungen nicht zu hoch werden und der betreffende Ring nicht bricht. Für die im Vergleich zu den Radien extrem kurzen Radiendifferenzen ist aber auch die Formel (1) möglicherweise sehr ungenau. Aber sie ist für die Grobkontrolle in Fig. 27 benutzt. Um sicher zu sein, sollten die aktuell zu bauenden Ringelemente im Test gemessen werden.

Aus der Tafel der Fig. 27 findet man zum Beispiel, daß eine Tellerfeder mit 1,5 mm Dicke und Radien R=50, r=48 einen Anstellwinkel "ϕ=8,53 Grad und eine Durchbiegung "f"=0,3 mm bei einer maximalen Spannung von 62,9 kg/mm² zuläßt und eine Anpreßkraft von "K"=135 kg erreicht. Am mittlerem Umfang wären das 0,44 kg/pro mm Umfangslänge. Man sieht daraus, daß eine in die Dichtringnuten 4 passende Tellerfeder möglicherweise bei baulich angenehmen Abmessungen dauerfest und stark genug sein könnte. Zur Sicherheit kann man sie 1,4 statt 1,5 mm dick machen. So erhält man die Fig. 28, die somit eine Verbesserung der Fig. 17 ist. Neu in Fig. 28 ist, daß der Axialfortsatz 62 an seiner Stirnfläche die Abschrägung 143 erhielt, um eine scharfe Dichtlinie 144 zu bilden. Noch praktischer ist es anhand der Berechnung nach Fig. 27 die Fig. 17 zur Fig. 32 zu verbessern. Man sieht, daß Teil 62 dann sehr kurz werden kann und wesentliche Strecken des Nutenbodens der Nut 4 nicht fein bearbeitet werden brauchen, was durch die Grobzeichen angedeutet ist. Ferner ist in Fig. 32 noch wesentlich, daß zwischen der inneren Wandfläche 145 des Elements 60-62 und der inneren Wand 146 der Ringnut 4 ein Abstand 147 ausgebildet ist, so daß Reibung beim Komprimieren und Expandieren des federnden Elements 60-62 völlig ausgeschlossen ist. Die Nut 4 der Fig. 32 ist leicht herstellbar und das Element 60-62 auch, weil es einen langen Federweg von 0,3 mm hat, also Fehler von einigen hunderstel mm zugelassen werden können. Der in den Raum 40 einzulegende weiche Dichtstoff mag formgegossen, also billig, sein und das Element 60 wird dann so gebaut, daß es beim Zusammenschrauben der Platten von "f"=0,3 auf etwa "f"=0,04 zusammen gedrückt ist. Falls obige Berechnungen etwa stimmen sollten, könnte die Fig. 32 ein gutes Dichtmittel im Sinne der gegenwärtigen Erfindung werden.

Interessant wäre es, zu wissen, ob die Mittel der Fig. 20 oder der Fig. 32 besser in der Praxis wirken. Man weiß es nicht vorher und deshalb sei wieder eine Berechnung versucht, diesmal anhand der Fig. 30 und 31. Sie zeigen zum Beispiel die Stützringe 75 und 70 der Fig. 20. Wir wollen die Anpreßkraft "K" erfahren, die wir oben für das Element der Fig. 32 in etwa berechnet hatten. Der Ring 70, 75 wird um "delta D" im Durchmesser größer oder kleiner gedreht, als er später nach Einbau in die Nut 4 erhält. Beim Einpressen in Nut 4 wird der Durchmesser "D" des Ringes 75 um "delta D" kleiner, der Ring 70 um "delta D" größer. Dadurch entstehen in den Ringen Spannungen. Man sollte mit den mittleren Durchmessern rechnen, doch sind die im gegenwärtigen Anwendungsfall so wenig unterschiedlich von denen in den Figuren, so daß wir die Fig. 30 und 31 zugrunde legen, bis später was genaueres gegeben werden mag. Ebenso vereinfachen wir den Dreiecksquerschnitt bei der Spannungsberechnung.

Zunächst wollen wir feststellen, welche Zusammendrückung oder Ausdehnung bei maximaler Spannung sigma=60 kg/mm² möglich ist. Wir berechnen nur einen der Ringe und nehmen 100 mm mittleren Durchmesser an. Der Ring sei im Mittel (im Dreieck) 2 mm dick und er sei 2 mm hoch. Aus der Spannungsformel (2) errechnen wir mittels Umformung die erlaubte Aufweitung oder Zusammendrückung:

Der im Mittel 120 mm Durchmesser-Ring 75 der Fig. 30 kann also mit etwa 0,28 mm Übermaß gedreht werden und der etwas kleinere Ring 70 der Fig. 31 mit etwa 0,27 mm Untermaß. Die Linien zeigen die gedrehte oder gepreßte Form, die schraffierten Querschnitte der Figuren die Form nach Einpressung in die Ringnut 4.

Für die Berechnung der Kraftkomponente "K", mit der der Ring 75 oder 70 gegen die Stirnfläche 7 der Platte 1 oder der Membrane drückt, verwenden wir vorläufig die aus Eickmann′schen Offenlegungsschriften bekannte Formel (23):

indem wir sie umformen zu:

Dann erhalten wir für obiges Beispiel mit D=100, "Delta D"=0,28 und d=96:
[n=100/96=1,042;]=24,81; und

Bei der angenommenen 2 mm Bauhöhe ist P mit 2 mm zu multiplizieren und man erhält 2×2,42=4,84 kg pro mm Umfangslänge.

Da aber Reibung zwischen den Flächen herrscht, die später bei Hochdruck noch sehr hoch werden kann, ist mit Wirkungsgrad "eta" zu multiplizieren. Wir fassen die Berechnung zur Formel (25) zusammen und schreiben sie in die Fig. 30 ein.

Darin ist der Winkel "delta" der Schrägflächen berücksichtigt. Bei Delta=30 Grad erhält man sin 30 Grad=0,5, also die Kraft K=2,42 kg pro mm Umfangsfläche.

Im berechneten besten Falle der Fig. 27, 32 war die Kraft "K" nur 1,87 kg pro mm Umfangslänge. Doch erleidet die Feder der Fig. 32 keinerlei Reibung, während die Stützringe der Fig. 20 und 30-31 erhebliche Reibung an den Wänden erleiden können und diese bei Hochdruck sehr hoch werden kann. In Fig. 32 muß man sorgfältig darauf achten, daß der Querschnitt des einzulegenden Dichtstoffrings (weicher Stoff) nicht größer, als der freie Querschnitt der Kammer 40 werden darf, weil sonst das Element 60-62 an seiner Federung behindert ist oder sie überhaupt unmöglich wird. Andererseits soll in der Kammer 40 möglichst kein ungefüllter Raum verbleiben, damit der Weichstoffring nicht zu den unkontrollierbaren Formen der Fig. 7 zerquetscht wird.

Wenn man sich um Abdichtungen für Drücke bis 4000 Bar bemüht, dann braucht man aber auch eine Pumpe, die dauerfest 4000 Bar erzeugen kann. Denn sonst haben die Dichtungen ja keinen Sinn. Dafür wird das Pumpeninnere der Fig. 33 vorgesehen, obwohl auch andere Systeme des Verfahrens verwendbar sind.

Das äußere Zylindergehäuse besteht aus starkem Material, zum Beispiel aus hochfestem Stahl. In seinem inneren befindet sich der innere Zylinder 125. Der innere Zylinder 125 besteht auch aus hochfestem Material, aber aus solchem an dem der Kolben 121 gleiten kann, ohne heiß zu laufen und ohne zu fressen. Der Außendurchmesser des inneren Zylinders wird mit Übermaß relativ zum Innendurchmesser des äußeren Zylinders hergestellt. Zur Berechnung des Übermaßes mag man die Formeln dieser Schrift sinngemäß verwenden. Der äußere Zylinder wird dann zwecks Ausdehnung hoch erwärmt, und nach Erwärmung wird der innere Zylinder in die Ausnehmung des außeren eingelegt. Nach Erkalten des äußeren Zylinders ist der innere dann zusammengedrückt, wobei sein Material verfestigt wurde. Die Zylinderbohrung zur Aufnahme des Kolbens 121 wird bevorzugterweise einer weiteren Materialverfestigung durch Innenrollen, Innendrücken oder Durchzwängen eines Passungsbolzens zur Verfestigung 140 verstärkt. Die Zylinderbohrung erhält am vorderen Ende eine innere Erweiterung 134 zur Sammlung von Druckfluid mit Druck zwischen Maximal- und Nieder-Druck. Der Kolben 121 ist ansonsten stellenweise auf die Länge der Lauffläche 140 mit engem Passungsspiel im Zylinder abgedichtet. Vom Raum 134 aus wird der Innendurchmesser mit Konusfläche 133 nach der Spitze zu langsam verjüngt. Das geschieht auf Länge 139. Weiter der Spitze zu bildet sich die erste Dichtung, die vordere Dichtung 130 auf Länge 137 und weiter nach vorne erweitert sich der Innendurchmesser zur Form 129 auf die kurze Länge 136. Der Kolben ragt zu allen Zeiten bevorzugterweise durch den Zylinder hindurch und bringt den Kolbenhub der Länge 135 im Raume 120, der mit dem Umgebungsraum 141 zur Außenkammer 120-141 geformt ist. Von dem vorderen Ende der Außenkammer 120-141 erstrecken sich die Verbindungsleitungen 122 und 123 zu den Einlaß- und Auslaß-Ventilen oder diese Ventile sind beide oder eines davon an den Stellen 122 bzw. 123 angeordnet. Der vordere Teil 127 des inneren Zylinders bildet eine konische Außenfläche, die sich nach vorne verengt und rückwärts am rückwärtigen Ende zum steileren Konus des Zwischenstückes 126 übergeht.

Der vordere Konus 127 hat die Länge 136 plus 137 plus 138. Der in der Kammer 120 erzeugte Druck pflanzt sich in die den vorderen Zylinderteil umgebende Außenkammer 141 fort. Es herrscht also Druck von radial außen, der den vorderen Zylinderteil zusammen zu drücken versucht.

Für die örtliche Zusammendrückung des vorderen Zylinderteils benutze man die in anderen Patentanmeldungen des Verfassers beschriebene Formel:

Darin ist "m=1/my" mit "my" = Poissons ratio.
Für guten Stahl ist "m" = etwa 3,33.
R ist der äußere Radius,
r ist der innere Radius.
Pi ist der innere Druck (der im Passungsspalt oder in den Räumen 134 bzw. zwischen 133 und 121, 140 und 121, 130 und 121 oder 129 und 121).
Po ist der Druck in der Außenkammer 141-120.
E ist der Elastizitätsmodul der Teile 127, 126 und
"" = japanisches "Ro" ist jeder beliebige Radius R, r oder jeder beliebige Radius dazwischen.

Beginnend mit dem unteren Ende des Konus 126 kann man so millimeterweise bis zur Spitze am oberen Ende der Länge 136 die Zusammendrückungen der Konen 126, 127 berechnen. Dabei ist aber eine zusätzliche Rechnung zu machen, die die Durchbiegungen "f" der Berechnungen im ersten Teil dieser Schrift berücksichtigt. Die "f" Berechnungen sollten dazu von planen Trägern auf runde Konen umgeformt werden. Man weiß aus Fig. 21 (siehe Fig. 21 unten rechts), daß der Konus für Teil 126 steil sein muß, damit der Konus nicht wegen Überspannung brechen kann und man weiß aus Fig. 21 auch, daß er bei 127 weniger steil sein kann, wenn der einendig eingespannte Träger in zweiendig oder einendig freie Auflage übergeht. Siehe zum Beispiel das Prinzip der Gleichung (4), (5), (19), (20).

Da die vordere Dichtung 130 eine Auflage des konischen Trägers bildet, kann der vordere Konus 127 eine geringere Neigung der Außenfläche haben, als der hintere Konus 126.

In der Kammer 120 herrsche der volle hohe Druck, zum Beispiel 4000 Bar = 40 kg/mm². Er pflanzt sich in den Konus Raum 129 fort. Bei 130 ist der vordere Zylinderteil so konstruiert, daß der Konus bei 130 soweit zusammengedrückt, daß der Passungsspalt um den Kolben 121 auf Länge 137 zu "null" oder sehr nahe null wird. So nahe zu "null", daß gerade noch Heißlaufen oder Fressen vermieden wird. Die vordere Dichtung dichtet also ganz oder teilweise gegen den hohen Druck ab. Es fließt dann überhaupt kein Hochdruckfluid durch die Passung 130-121 oder nur wenig. Zwischen 121 und 140, also im hinteren Teil des Zylinders herrscht Passungs-Spalt Abdichtung mit dem Durchfluß:

mit η = Viskosität = kgs/m²,
Δp = kg/cm²,
d, L, δ = mm.

Darin ist "Q" die Durchflußmenge in cm³/sec; "L" die Dichtlänge 140 in mm, "d" der Kolbendurchmesser des Kolbens 121 in mm und "delta" die radiale Differenz zwischen Innendurchmesser 140 und Außendurchmesser 121, also der radiale Passungsspalt.

Da die Innenfläche des hinteren Zylinderteils in der beschriebenen Weise verfestigt wurde, weitet sie sich nur wenig oder nicht unter inneren Druck im Passungsspalt auf. Der Kolben 121 wurde durch Drücken, Rollen usw., sowie durch Härten verfestigt und verringert seinen Durchmesser unter Druck im Passungsspalt nur wenig. Am hinteren Ende der zweiten Dichtung 121-140 ist der Druck null. Wenn durch die erste Dichtung 130-121 noch Fluid in die Kammer 134-133-121 entweicht, bildet es in diesen Kammern einen Zwischendruck, dessen Höhe zwischen dem vollen Hochdruck und null liegt. Dieser Zwischendruck ist bei der Berechnung der Konen mit zu berücksichtigen. Die Druckdifferenz zwischen dem hinteren Ende des Passungsspaltes 121-140 und der Kammer 134 wird dann in der zweiten Dichtung soweit abgedichtet, daß die aus der Kammer 120 ausströmende Flüssigkeit oder das Gas ein technisch erreichbares Minimum wird.

Die scharf gezeichneten Konenflächen können in gebogene Kurven übergehen.

Im Idealfall soll der vordere Konusteil 130-137 sich so weit durchbiegen, daß der Passungsspalt "null" wird, der Kolben aber noch nicht eingequetscht wird. Wenn die Fläche 130 mit der Zeit abnutzt, also aufweitet, soll der vordere Konus unter der Druckdifferenz sich wieder weiter zusammendrücken, indem er auch bei Abnutzung das Traumspiel "null" zwischen Kolben 121 und erster Dichtung 130-121 automatisch aufrecht erhält. Dieses "Traumspiel" ist der Passungsspalt sehr nahe zu "null", bei dem Heißlaufen, starke Abnutzung oder Fressen gerade noch vermieden werden, der Fluiddurchlaß aber zum technisch möglichen Minimum wird.

Während die Theorie eine ideale Lösung mit Fig. 33 zeigt, mag die Praxis wesentlich komplizierter werden.

Wie es beispielsweise komplizierter werden kann, zeigen die folgenden Figuren. In den Fig. 34 und 35 sind ein quadratischer Balken und ein runder Kolben gegenüber gestellt. Beide befinden sich unter der Streckenlast, dem Fluid-Druck, "q". Der Körper der linken Fig. 34 ist von oben mit Fluiddruck belastet und liegt unten auf einer Ebene auf. Seine Seitenlängen sind "L". Unter der Last "q" drückt er sich um den Wert "delta L" = sigma mal "L" geteilt durch Elektrizitätsmodul "E" zusammen.

Der Kolben der Fig. 35 aber ist durch Fluid im Passungsspalt oder in der Zylinderkammer am ganzen Umfang von dem Fluiddruck "q" belastet. Der quadratische Querschnitt der Fig. 34 hat die Belastungslängen "L" je oben und unten. Sein Querschnitt ist "L²". Das Verhältnis der Belastungslänge zum Querschnitt ist also: G=2L/L².

Der Kolben der Fig. 35 hat den Durchmesser "L", der den Längen "L" der Fig. 34 gleich ist. Dann ist seine mit "q" belastete Umfangsfläche "U"=L · Π. Sein Querschnitt aber ist F=L² Π/4. Das Verhältnis "G" ist dann: "G"=L · Π/L² Π/4=4L Π/L² Π. Darin heben die "Π" sich auf und man erhält: G=4L/L².

Wir erhielten also:

G=2L/L² (Fig. 34) und: G=4L/L² (Fig. 35)

und sehen daraus, daß der Querschnitt, also das Material des Kolbens, doppelt so hoch belastet ist durch den Druck "q", als der quadratische Körper. Wenn dann keine weiteren inneren Verhältnisse eine Rolle spielen würden, wäre die Durchmesser-Verringerung des Kolbens etwa doppelt so hoch, wie die Zusammendrückung des quadratischen Körpers oder des längs gerichteten Stabes.

Bei 4000 Bar und 20 mm Kolbendurchmesser erhielt man grob eine Durchmesser-Verringerung von etwa 0,05 mm. Rechnet man jedoch nach der Formel (26), indem man den Innendurchmesser des Zylinders zu "null" macht, dann ist die Durchmesser-Verringerung des Kolbens etwas unter 0,02 mm bei gleichem Druck und Durchmesser. Was stimmt, ist noch unbekannt. Nehmen wir mal die beiden Werte als Grenzwerte an. Der Körper der Fig. 34 dehnt sich entlang der Pfeile "B" seitlich aus, wenn er oben zusammen gedrückt wird. Da der Kolben der Fig. 35 nicht nach der Seite ausweichen kann, verlängert er sich bei seiner Zusammendrückung unter Druck. Die Kompression der Metalle ist selten bekannt und sie bleibe daher vorläufig unberücksichtigt.

Unter dem Fluiddruck von Innen dehnt sich der Zylinder aus, nach den bereits aus Offenlegungsschriften des Erfinders bekannten Formeln. Zum Beispiel auch nach der Formel (26) oder nach der Formel (23). Angenommen, daß 07761 00070 552 001000280000000200012000285910765000040 0002004038300 00004 07642 der Außendurchmesser des Zylinders etwa zehnmal größer ist, als der Innendurchmesser und der Innendruck 4000 Bar beträgt, ist die Durchmesser-Erweiterung des Innendurchmessers etwa 0,05 mm.

Nach Fig. 36 dringt das Druckfluid unter z. B. 4000 Bar von oben her in den Passungsspalt 150 zwischen Kolben und Zylinder ein, der z. B. mit 0,01 mm produziert war. Am unteren Ende des Zylinders oder des Passungsspaltes ist der Druck "null". Innerhalb des Passungsspaltes fällt er also vom Hochdruck zum Niederdruck ab.

Am oberen Ende wird der Innendurchmesser des Zylinders nach unseren Überlegungen aufgeweitet um den Betrag 151 und oben wird der Kolben nach unseren Überlegungen zusammengedrückt um den Wert 150. Den Zylinder hatten wir bei der Beschreibung gegen Aufweitung verfestigt, so daß man statt der errechneten 0,05 mm weniger, z. B. 0,02 mm, annehmen kann. Nehmen wir für die Kolben-Verengung den geringsten errechneten Wert an, der ja auch 0,02 mm war, wäre am druckseitigen Ende des Passungs-Spaltes eine Aufweitung (siehe Fig. 36, nämlich 151+152) von 0,04 mm erfolgt.

Nach Gleichung (27) sei die Verhältnis-Zahl der Leckage durch den Spalt zwischen Kolben und Zylinder =1. Bei Aufweitung von 0,01 mm auf 0,05 mm, nach obigem, wird die Leckage durch den Spalt um die dritte Potenz von 5 größer, also die Leckage wird am druckseitigen Eingang des Passungsspaltes der Fig. 36 infolge der Aufweitung und Zusammendrückung 125mal größer. Da der Spalt am unterem, drucklosen Ende, nicht oder weniger verändert, nehmen wir als Kompromiß mal eine 80fache Vergrößerung der Leckage infolge der beschriebenen Durchmesser Veränderungen an.

Das kann man teilweise noch ausgleichen durch Verwendung entsprechender Öle. Denn es gibt Ölsorten, die bei 4000 Bar 80 mal zäher sind, als bei 0 Bar. Die Leckage würde dann trotz der 4000 Bar nicht größer sein, als bei Niederdruck.

Wasser ist aber nicht viel zäher bei 4000 Bar, als bei 0 oder 100 Bar. Wasser kann man daher nicht durch höhere Zähigkeit abdichten, so daß die Fig. 36 für Wasser eine sehr hohe Leckage bringt.

Für Abdichtung von Wasser und vieler anderer Flüssigkeiten gegen hohen Druck verwendet man also besser die Fig. 33 oder die Fig. 37-38. Dabei ist die Verlängerung des Kolbens zu berücksichtigen, die sich aus seiner Zusammendrückung, wie eben beschrieben, ergibt. Der Zylinder muß also die Verlängerung 165 der Fig. 37 erhalten, damit der Kolben nicht an den Deckel 167 anstößt.

Die Fig. 37 und 38 zeigen, daß man erfindungsgemäß den Dichtteil der ersten Dichtung der Fig. 33 austauschbar gestalten kann und außerdem, daß eine Dichthülse 157 für gewisse Fälle besser sein kann, als die Mittel der Fig. 33. Entsprechend hat der Zylinder 124 eine Ausnehmung 155, in die der Einsatz 155 eingelegt ist, während radial innerhalb des Einsatzes 156 die Dichthülse 157 eingesetzt ist und den Kolben 121 mit der ersten Dichtung 130 abdichtet. Das geschieht im Prinzip so, wie in der Fig. 33. Doch hat die konische Dichthülse 157 eine rückwärtige Auflage, indem die Endfläche 160 der Dichthülse auf der planen Bodenfläche 163 der Ausnehmung des Zylinders 124 aufliegt. Damit die Dichthülse 157 unter Druck aus Raum 141 und aus Zwischenraum 166 gegen die Wand 163 gepreßt wird, ist der Zwischendruck Raum 133 bis auf den Außendurchmesser der Ausnehmung 162 ausgedehnt. Kann auch fortgelassen werden, wenn der Konus 133 steil genug ist. Ein Dichtring Bett 161 kann dem Rücken der Hülse 157 zugeordnet werden, um Leckage von radial außen aus Kammer 141 in die Zwischendruck-Kammer 162, 134 zu verhindern. Ein Dichtring oder Stützring mag in das Bett 161 eingelegt werden.

Am anderen Ende ist die Dichthülse mit ihrer Endfläche 158 vor der Haltefläche 159 gelegen, doch ist der Zwischenraum 166 vorgesehen, damit bei der Zusammendrückung der Dichthülse diese nicht eingequetscht wird, weil sie sich ja bei Durchmesser-Verringerung achsial verlängert.

Unter den Druckwechseln kann die Dichthülse 157 jetzt frei im Zylinder verengen und erweitern, wobei die Rückfläche 160 auf der Auflagefläche 163 radial gleitet. Die Dichthülse 157 kann ggf. teilweise so dünnwandig gebaut sein, daß ihre Festigkeit unbedeutend wird im Vergleich zu den Fluiddrücken und die erste Dichtung 130 dann fast wie eine weiche aus Kunststoff wirkt, so daß kleine Verunreinigungen zeitweilig die erste Dichtung 130 aufweiten, die Materialien der Dichtung 130 und des Kolbens 121 aber nicht aneinander heißlaufen.

Wenn die erste Dichtung 130 abgenutzt ist, schraubt man den Ventilkopf 167 ab und legt einen neuen Satz Teile 156 und 157 in die Ausnehmung 155 ein. Oder man tauscht lediglich die verbrauchte Dichthülse 157 gegen eine neue aus und verwendet den alten Einsatz 156 weiter.

Fig. 38 zeigt als Alternative zur Fig. 37 einmal, daß die erste Dichtung 130 als austauschbares Einsatzteil 164 in der Dichthülse 157 oder dem Teil 127 der Fig. 33 angeordnet sein kann und zum anderen, daß die Dichthülse mittels einer Federung 169 bzw. Ring 168 und Feder 169 gegen die Auflagefläche 163 der Fig. 37 gedrückt werden kann. Der Ring 168 gibt dann nach oben nach, wenn die Dichthülse sich bei ihrer Zusammendrückung unter Fluiddruck von außen axial nach oben verlängert. Durch die Anordnung eines Sitzes für das Dichtstück 164 in der Hülse 157 oder dem Konus 127 kann man das zum besten Dichten bei wenig Reibung und ohne Gefahr des Heißlaufens am Kolben 121 geeignete Material für die Dichtung 130 verwenden, während man für den Konus 127 oder die Dichthülse 157 das am günstigsten dehnende und zusammenziehende Material verwenden kann. Leider ist der ideale Materialstoff für das Dichtstück 164 bisher nicht gefunden worden. Jedenfalls keines für lange Lebensdauer für mehrere tausend Stunden. Die Teile 157-164 mögen auch ein Verbundstoff sein, aus unterschiedlichen Materialien.

Zum erweiterten Verständnis dieser Schrift wird auf die anderen Patente und Offenlegungsschriften des Erfinders, sowie auf die einschlägigen RER-Berichte der Firma Rotary Engine Keknyusho verwiesen.

Da die Erfindung teilweise noch näher in den jetzigen oder zukünftigen Patentansprüchen beschrieben ist, sollen diese Patentansprüche mit als Teil der Beschreibung der Aufgabe, Lösung oder der Ausführungsbeispiele der Erfindung gelten.

Die in dieser Schrift gebrachten Berechnungsbeispiele und Formeln sind nur vorläufige und zum Teil sehr grobe. Es wird keine Garantie für die volle Richtigkeit gegeben. Die Berechnungsgrundlagen mögen in der Zukunft durch Versuche und Messungen oder durch Auffinden geeigneter Literatur verbessert, ergänzt, oder berichtigt werden.

Claims (34)

1. Bauteil mit mindestens zwei einander zugekehrten Flächen, einer Druckfluidkammer und einer zwischen den Flächen zur Abdichtung der Druckfluidkammer eingesetzten Dichtung, dadurch gekennzeichnet, daß Anordnungen zur Dichtung gegen Drücke von über eintausend Atmosphären eingebaut sind.

2. Bauteil nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Bauteil in einer Flanschverbindung, einem Hochdruck-Aggregat, einer Pumpe oder an Platten als Dichtungs-Aggregat angewendet ist.

3. Aggregat nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß in einer zweier aneinander liegenden Platten eine Nut zur Aufnahme einer Dichtung ausgebildet und in die Nut ein Dichtring eingelegt ist, der gegen eine örtlich von einer der Platten abhebende Fläche drückt.

4. Aggregat nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Dichtring ein Stützring 20 mit äußerer Anlagefläche 24, vorderer Schrägfläche 22, hinterschrägter Stirnfläche 26 und einer Dichtlinie 51 zwischen der Stirnfläche und der Schrägfläche ist (Fig. 8).

5. Aggregat nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß dem Stützring 20 ein elastischer Dichtring 14, die Schrägfläche 22 berührend, die Stirnfläche 7 einer Wand berührend und den Boden der Dichtringnut berührend, vorgelegt ist (Fig. 8).

6. Aggregat nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Dichtring 21 aus einem Material besteht, daß innerhalb des elastischen Bereichs einen Spaltenabstand 50 von mehreren hundertstel Millimetern expandieren und komprimieren kann, wobei es gleichzeitig eine Druckfestigkeit besitzt, die über die Expansion und Kompression hinausgehende Verformung verhindert (Fig. 8).

7. Aggregat nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß in die Ringnut 4 zwei Stützringe 30 und 31 eingelegt sind, von denen einer an der radialen Außenwand und der andere an der radialen Innenwand der Ringnut 4 anliegt, zwischen den Stützringen ein elastischer Dichtring angeordnet sein kann und die Stützringe relativ zu den genannten Wänden parallel zu den Wänden beweglich ausgebildet sind (Fig. 10)

8. Aggregat nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Stützring 20, 30, 31, 47, 38, 70, 75 in seiner Längsrichtung (Dicke) mindestens 100 (bis 400)mal kürzer, als sein Umfang ist, um selbst dann, wenn er aus hochwertigem Stahl besteht, Durchbiegungen benachbarter Flächen folgend, an diese dichtend angeschmiegt, die Ringnut 4 verschließen kann (Fig. 8 usw.).

9. Aggregat nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Dichtring 32, 34 als metallischer Nutring mit Wurzel 32 und von ihr erstreckenden, angewinkelten Schenkeln 33 ausgebildet ist (Fig. 11).

10. Aggregat nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß dem Nutring 34 ein Dichtstreifen 36 die Spitzen der Schenkel um die Längen 37 überragend, vorgelegt ist und die Verlängerungen 37 die Stirnflächen der benachbarten Platte oder den Boden der Dichtringnut 4 berühren (Fig. 13).

11. Aggregat nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß einem Stützring 47 eine Tellerfeder 48 untergelegt ist (Fig. 15, 16).

12. Aggregat nach Anspruch 4 oder 11, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen der radialen Endfläche 24 des Stützrings 47 und seiner hinterschrägten Stirnfläche 26 eine Ausnehmung 25 ausgebildet ist und zwischen der Ausnehmung 25 und der hinterschrägten Stirnfläche 26 eine axial vorstehende Ringnase 49 angeordnet ist (Fig. 15-16).

13. Aggregat nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß der Stützring 47 in der Ringnut 4 etwas kippbar so eingelegt ist, daß nach dem Kippen der Fluiddruck im Teil der Nut 4 unter ihm zwei Ringlinien 51 und 52 gegen die benachbarte abzudichtende Fläche 7 einer Platte oder einer Membrane preßt (Fig. 15-16).

14. Aggregat nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß in der Ringnut 4 ein äußerer und ein innerer Stützring eingelegt sind, wobei der äußere Stützring die Außenwand 23 und der innere Stützring die Innenwand 223 berührt (Fig. 10, 17, 19, 20).

15. Aggregat nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die innere Wand 223 der Ringnut 4 nach außen erweiternd konisch zur Fläche 71 geformt ist und der innere Stützring 70 mit einer dazu komplementären Fläche 72 an der Fläche 71 anliegend angeordnet ist (Fig. 19, 20).

16. Aggregat nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß die äußere und innere Fläche der Ringnut 4 nach außen konisch erweiternd zu Flächen 71 und 76 ausgebildet sind, und an diesen Flächen Stützringe 70 bzw. 75 mit zu den Flächen 71 und 76 komplementären Flächen 72 und 77 anliegend angeordnet sind (Fig. 19, 20).

17. Aggregat nach Ansprüchen 14 bis 16, dadurch gekennzeichnet, daß die Stützringe 70, 75 mit relativ zu den Wandflächen größeren bzw. kleineren Durchmessern geformt sind, um nach Einspannen in die Ringnut 4 gegenüber den genannten Wandflächen Vorspannung zu haben (siehe Fig. 30, 31), durch die die Ringe sich unter eigener innerer Spannkraft an den Schrägflächen in Richtung vom Nutboden 44 weg gegen die Stirnfläche 7 der benachbarten Platte 1 oder einer benachbarten Membrane drücken (Fig. 19, 20).

18. Aggregat nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Ring als dünner, nach radial innen offener, vorgespannter Nutring mit Schenkeln 66 um die gemeinsame Wurzel 65 ausgebildet ist und ihm ein innerer Nutring 67-68 die Schenkel 66 berührend und entgegengesetzt gerichtet, vor- und eingelegt ist, damit Druck auf die Wurzel 67 des inneren Nutrings seine Schenkel 68 die Schenkel 66 des äußeren Nutrings stärker gegen die benachbarte Stirnfläche 7 bzw. den Nutboden 44 drücken (Fig. 18).

19. Aggregat nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Nutenboden stellenweise eine präzise Fläche 44 bildet, die von tieferen, ungenauen Hinterdrehungen 57 begrenzt sein kann (Fig. 17 usw.).

20. Aggregat nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß zur Abdichtung in Richtung auf die Druckkammer 5 zu in die Ringnut 4 eine Tellerfeder gespannt in die Ringnut 4 eingelegt ist, die den Nutenboden 44 und die Stirnfläche 7 der benachbarten Platte oder einer benachbarten Membrane berührt, wobei das Tellerfedern- Element 60 etwas flach gedrückt gespannt ist, die Fläche 7 mit einer an der Feder oder ihrem Axialfortsatz 62 ausgebildeten Fläche 81 oder Linie 144, dem Ende einer Schrägfläche 143, berührt und an ihr dichtet, wobei ein Kanal 61 vorgesehen ist, der Fluiddruck in die Innenkammer 40 leiten kann und außerdem eine Fluidleitung 63 zum Kanal 61 angeordnet ist. (Fig. 17).

21. Aggregat nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen dem Federnelement 60, 61, 62 und der inneren Wand 146 der Ringnut 4 ein Abstand 147 ausgebildet und somit zwischen der Wand 146 und der Rückenfläche 145 des genannten Ringelements plaziert ist, so daß das Federnelement 60, 61, 62, 145, 143, 144 ohne Reibung unter eigener innerer Spannung des Federnteils 60 in der Ringnut 4 axial expandierend und komprimierend, den axialen Bewegungen der Fläche 7 des Nachbarteils folgend und mit der Ringlinie 143 an der genannten Fläche 7 dichtend, angeordnet ist (Fig. 28 und 32).

22. Aggregat nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß in einem Körper (zum Beispiel in Platte 2 einer Pumpe) eine Druckplatte 96 in eine Ausnehmung 95 eingepaßt ist, Druck hinter das rückwärtige Ende der Druckplatte geleitet ist, die Druckplatte einer benachbarten Platte 1 zu gerichtet, eine an der Nachbarplatte 1 dichtende Ringnase 91 formt, die durch den Fluiddruck an dem rückwärtigen Ende der Druckplatte gegen die Nachbarplatte 1 gepreßt wird und daß mindestens ein Stützring 20 als Eckendichtung an die Druckplatte 95 und eine zylindrische Wand der Ausnehmung des Körpers 2 gelegt ist (Fig. 23, 24, 25).

23. Aggregat nach Anspruch 22, dadurch gekennzeichnet, daß in der Kammer 95 ein Dichtmittelraum 83 und dessen Abdichtung radial nach innen, dem Druckfluid zu, ein Begrenzungsring 86 und Stützringe 84, 85 angeordnet sind (Fig. 23-25).

24. Aggregat nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen zwei äußeren Platten 1 und 2 eine Mittelplatte "M" mittels Schrauben 3 zusammengeklemmt sind, zentral in den Enden der Mittelplatte die durch Leitungen 101, 102 abwechselnd mit Hochdruck und Niederdruck verbunden, die Druckfluidkammern 99 und 103 ausgebildet sind, eine Anpreßkammer 98 in einer der Platten, (zum Beispiel in Platte 1) ausgebildet ist, in der Anpreßkammer eine Druckplatte 97 mit dichtender Ringnase 91 passend und abgedichtet eingelegt ist und ein Steuerungsmittel zur abwechselnden Verbindung des Druckfluids aus der derzeitigen mit dem höheren Druck gefüllten Kammer 99 oder 103 mit der Anpreßkammer 98 angeordnet ist (Fig. 24).

25. Aggregat nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, daß das Steuermittel zwei durch Leitungen 100 bzw. 107 mit der betreffenden Kammer 99, 103 verbundene, zum Beispiel mit der Feder 105 gespannte Ventile 104 und 106 sind, hinter denen eine Leitung 108 zur Anpreßkammer 98 verbindet (Fig. 24).

26. Aggregat nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß der Leitung 108 ein Druckspeicher 109 verbunden ist (Fig. 24).

27. Aggregat nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß die Anpreßkammer eine von einem inneren Zapfen 112 durchsetzte Ringkammer ist, die Druckplatte dann als Druckring ausgebildet ist, und daß Stützringe und Dichtraum Begrenzungsmittel der Anpreßkammer zugeordnet sind (Fig. 24).

28. Aggregat nach Anspruch 25, dadurch gekennzeichnet, daß durch die Anpreßkammer 98 und den Druckring 97 eine Halterung 115, 116, das Mittelstück der Druckplatte umgreifend und haltend, angeordnet und in der Platte 1 gehalten ist, um Durchbiegungen der Druckplatte und zu hohe Spannungen in ihr zu verhindern (Fig. 25).

29. Aggregat nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß ein Kolben 121 in einem Zylinder reziprokierend und abgedichtet angeordnet ist und der Zylinder aus einem mit Passungs-Spalt die zweite Abdichtung bildendem hinterem Zylinderteil 125 und einem, die erste, durch anschmiegbare Dichtlippe gebildete erste Dichtung besorgendem vorderem Zylinderteil 127 besteht (Fig. 33).

30. Aggregat nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß der vordere Zylinderteil in eine Ausnehmung hereinragt, die eine äußere, mit dem Zylinder 120 verbundene, mit Hochdruck beaufschlagte Außenkammer 141 bildet, und die Kolbenspitze zu allen Zeiten der Kolbenhübe den vorderen Zylinderteil überragt.

31. Aggregat nach Anspruch 29, dadurch gekennzeichnet, daß der vordere Zylinderteil vom hinteren Zylinderteil aus den steilen Konusteil 126 bildet, an den sich der Spitze des vorderen Zylinderteils zu der spitzere Konusteil 127 anschließt, die vordere Spitze des vorderen Zylinderteils innen den abgeschrägten Einlaßkonus 129 kurzer Länge bildet, hinter dem die erste Dichtung 130 den Kolben 121 eng umgreifend auf Länge 137 ausgebildet ist und an den sich nach rückwärts der innere, sich bis zur Zwischendruck- Kammer 134 erweiternde Innenkonus 133 mit Länge 139 erstreckt, die Zwischenkammer 134 durch die zweite, die hintere Dichtung 140 innerhalb des hinteren Zylinderteils begrenzt ist, und die genannten Konen und Längen so bemessen sind, daß bei dem verwendeten Material der Konen die Fläche oder Linie 130, die erste Dichtung bildend, unter den Drücken außen und innen des vorderen Zylinderteils zu allen Zeiten eng an die Oberfläche des Kolbens gedrückt bleibt Fig. 33, 37, 38).

32. Aggregat nach Anspruch 31, dadurch gekennzeichnet, daß der vordere Zylinderteil vom hinteren getrennt und durch eine Dichthülse 157 ersetzt ist, die Dichthülse von einem Einsatz 156 umgeben sein mag und vom Ventilkopfnahem Ende eine Ausnehmung 155 in den Zylinder 124 eingeformt ist, in die nach Abnahme des Ventilkopfes 167 der Einsatz 156 und/oder die Dichthülse 157, die Dichthülse 157 den Kolben 121 umgreifend, eingesetzt werden können.

33. Aggregat nach Anspruch 32, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichthülse 157 als Austausch- oder Ersatz-Teil ausgebildet ist (Fig. 37).

34. Aggregat nach Anspruch 33, dadurch gekennzeichnet, daß im Vorderteil der Dichthülse 157, 127 ein Sitz zur Aufnahme einer austauschbaren Dichtung 164, die die erste Abdichtung 130 bildet, angeordnet ist (Fig. 38).