EP2307770A1 - Dichtungsanordnung mit profildichtung - Google Patents

Dichtungsanordnung mit profildichtung

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Publication number
EP2307770A1
EP2307770A1 EP09769019A EP09769019A EP2307770A1 EP 2307770 A1 EP2307770 A1 EP 2307770A1 EP 09769019 A EP09769019 A EP 09769019A EP 09769019 A EP09769019 A EP 09769019A EP 2307770 A1 EP2307770 A1 EP 2307770A1
Authority
EP
European Patent Office
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machine part
sealing
movable machine
seal
edges
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP09769019A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Thomas Braun
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Parker Hannifin GmbH and Co KG
Original Assignee
Parker Hannifin GmbH and Co KG
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Filing date
Publication date
Family has litigation
First worldwide family litigation filed litigation Critical https://patents.darts-ip.com/?family=41100770&utm_source=google_patent&utm_medium=platform_link&utm_campaign=public_patent_search&patent=EP2307770(A1) "Global patent litigation dataset” by Darts-ip is licensed under a Creative Commons Attribution 4.0 International License.
Application filed by Parker Hannifin GmbH and Co KG filed Critical Parker Hannifin GmbH and Co KG
Publication of EP2307770A1 publication Critical patent/EP2307770A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • F16J15/164—Sealings between relatively-moving surfaces the sealing action depending on movements; pressure difference, temperature or presence of leaking fluid
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16J—PISTONS; CYLINDERS; SEALINGS
    • F16J15/00—Sealings
    • F16J15/16—Sealings between relatively-moving surfaces
    • F16J15/32—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings
    • F16J15/3204—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings with at least one lip
    • F16J15/3232—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings with at least one lip having two or more lips
    • F16J15/3236—Sealings between relatively-moving surfaces with elastic sealings, e.g. O-rings with at least one lip having two or more lips with at least one lip for each surface, e.g. U-cup packings

Definitions

  • the present invention relates to a sealing arrangement, in particular for hydraulic pistons or piston rods, with a stationary machine part, a movable machine part and a profile seal, which is arranged as a contact seal between the stationary machine part and the movable machine part in an installation space provided in the stationary machine part.
  • the invention further relates to a corresponding profile seal for such a sealing arrangement.
  • Such sealing arrangements with profile seals and such profile seals are basically known and are widely used in different embodiments.
  • a translationally movable machine part for example a piston rod
  • a stationary machine part If a translationally movable machine part, for example a piston rod, is to be moved hydraulically in a stationary machine part, then it is necessary to prevent the force-transmitting hydraulic fluid, such as an oil, from escaping.
  • hydraulic fluid such as an oil
  • profile seals are used as piston or rod seals.
  • Such a profile seal basically consists essentially of a base body with a cuboid cross-section and two high-pressure side sealing lips.
  • the profile seal is arranged in a groove, the installation space, the stationary machine part, wherein the groove usually has a rectangular cross-section. From a gap between the moving and stationary machine part can penetrate from the high pressure side hydraulic fluid into the installation space.
  • the profile seal is therefore at least with its radially outer (static) sealing lip on the groove base and at least with its radially inner (dynamic) sealing lip on the movable machine part, whereby the installation space is divided and propagation of the hydraulic fluid is avoided in the low pressure side part of the installation space.
  • the profile seal undergoes external forces which it presses against the groove walls and the movable machine part, thereby increasing the sealing effect of the profile seal.
  • the seal slides hydrodynamically on a lubricating film that forms between the moving machine part and the dynamic sealing lip.
  • a lubricating film that forms between the moving machine part and the dynamic sealing lip.
  • the invention has the object of developing a seal assembly and a profile seal for such a seal arrangement such that the problems described in terms of friction and energy efficiency and the jerky movement and the relatively large starting pressure after prolonged rest period are reduced or avoided altogether.
  • a specified in claim 1 seal assembly and a specified in claim 10 profile seal according to which the profile seal high pressure side has a static and a dynamic sealing lip, the movable machine part facing contact surface of the dynamic sealing lip has at least three sealing edges, at least in a pressureless state the high pressure side forward of the sealing edge, but not all sealing edges are in contact with the movable machine part and the other sealing edges with increasing distance from the high pressure side have an increasing distance from the movable machine part, and with increasing pressure, the other sealing edges in succession with the movable machine part in touch come.
  • the problem underlying the invention is completely solved in this way.
  • the invention is based on the finding that the problems described occur in the known sealing arrangements due to excessive sliding and static friction, since in the known sealing arrangements basically the dynamic sealing lip in the (pressureless) installation state almost completely or over the entire surface, but at least over a large area , is applied to the movable machine part.
  • a complete or full-surface concerns already in the unpressurized state is not necessary for a good sealing effect. Rather, it is sufficient if the dynamic sealing lip rests against the movable machine part at least at one point in the depressurized state, and the contact surface between the dynamic sealing lip and the movable machine part is increased only with increasing pressure.
  • this is achieved by a profile seal which has pressure-activated, cascaded dynamic sealing edges on the contact surface of the dynamic sealing lip facing the movable machine part, which abut one after the other with increasing pressure on the movable machine part.
  • the configuration may, for example, be selected such that in a pressureless state only a single sealing edge (the high pressure side foremost sealing edge) rests against the movable machine part and, as the pressure increases, more and more of the underlying further pressure edges are pressed against the movable machine part by deformation of the profile seal. until at a pressure above a threshold all sealing edges abut the movable machine part.
  • more and more sealing edges are "added” by the increasing pressure, so that as the pressure increases, so does the sealing effect, since the drag lugage is reduced.
  • sealing edges depends on the specific application, the dimensions, the pressures occurring and the like. Good functionality is achieved from three sealing edges. In principle, however, the invention also allows the use of only two sealing edges. In a practical embodiment, the dynamic sealing lip has exactly three sealing edges.
  • a “sealing edge" of a seal in the sense of the present application is formed from a circumferentially closed edge of the sealing profile, which comes under pretension after installation with the moving machine part in the sealing gap in touch.
  • a (preferably pointed) edge is formed by two converging surfaces. The angle between these surfaces is called the sealing edge angle.
  • the geometry of the sealing edge can be described by two angles.
  • the angle between the moving machine part and the surface of the sealing edge facing the pressure chamber substantially influences the formation of lubricating film when the rod is extended.
  • the angle between the second, pressure-facing surface of the sealing edge and the moving machine part significantly influences the return flow properties of the seal when retracting rod. Both angles associated with the biasing force and the effect of the system pressure generate a contact pressure in the contact surface. Their course over the contact length determines the hydrodynamic properties of the sealing edge such as film formation and return behavior.
  • Sealing edges which achieve good dynamic tightness, have generally oriented a steep surface pressure gradient towards the pressure chamber and oriented a flat gradient to the side facing away from the pressure.
  • the size of a sealing edge depends on the size of the sealing profile.
  • the sealing edges have a height (measured from the bottom of the lubrication groove to the tip) of about 0.1 to 1 mm, preferably 0.2 to 0.6 mm, depending on the profile size of the seal.
  • the sealing edges are arranged in a depressurized state substantially along a sealing edge line extending obliquely to the outside of the movable machine part.
  • the distance of the sealing edges from the outside of the movable machine part (in a depressurized state) thus increases substantially linearly, so that even the sealing edges following the high-pressure side foremost sealing edge abut progressively with increasing pressure against the movable machine part.
  • the sealing edge distances from the outside of the movable machine part are not linearly related.
  • the angle between the sealing edge line and the outer side facing the movable machine part in the pressureless state, in the range between 5 ° and 60 °, in particular in the range between 5 ° and 30 °.
  • sealing edges are formed in such a way that a lubricant film pocket is formed between two adjacent sealing edges which bear against the movable machine part with increasing pressure.
  • angle information for the angle at which the sealing edges on the high pressure side or low pressure side to the facing outside of the movable machine part and extend the sealing edge itself forms specified. These angles depend strongly on the desired function, in particular the sealing effect and the desired return behavior, of the seal and can vary from seal to seal.
  • the individual sealing edges of a profile seal can also have different angles. The angles of the respective sealing edges are selected in particular with regard to the control of the towed lug or the return capacity. This is controlled by the radial stress distribution in the contact zone.
  • the profile seal can be designed differently.
  • the profile seal is designed as a grooved ring or compact seal.
  • FIG. 5 is a perspective sectional view through an embodiment of a profile seal according to the invention, 6 Reibkraft sectionsdiagramme for different seals under different test conditions, and
  • Fig. 7 is a perspective sectional view through a further embodiment of a profile seal according to the invention.
  • Fig. 1 shows a cross section of an embodiment of a seal assembly according to the invention in non-pressurized (ie defined only by the installation space deformation state of the seal cross-section) with a movable machine part 1, which is designed here as a cylindrical piston rod, a stationary machine part 2 and a profile seal 3.
  • the stationary machine part 2 and the profile seal 3 are arranged rotationally symmetrical about the cylinder longitudinal axis 4 of the movable machine part 1.
  • the stationary machine part 2 has a profiled section as an installation space 5, which is designed as a rectangular cross-section groove. In this groove 5, the profile seal 3 is arranged.
  • the profile seal is preferably made of tough elastic plastic, such as polyurethane, or rubber materials.
  • the profile seal 3 has a high pressure side (high pressure side H, right in the figure) on a radially outer (static) sealing lip 6 and a shorter radially inner (dynamic) sealing lip 7.
  • high pressure side H high pressure side
  • H radially outer
  • dynamic dynamic sealing lip 7.
  • three sealing edges 9, 10, 11 are provided in the embodiment shown, the profile seal, which have a different distance to the outer side 20 of the movable machine part 1.
  • the first sealing edge 9 touches in the installed state, the movable machine part 1, while the other two sealing edges 10 and 11 are spaced differently depending on the selected angle.
  • the profile seal On the opposite side of the profile seal 3, this touches the groove base 12 at least in the sealing edge region 13 of the static sealing lip 6.
  • the profile seal thus separates a high-pressure-side part 14 of the groove 5 from the remaining part of the groove 5 from.
  • the high-pressure side part 14 is filled with a hydraulic fluid which can flow through a utility gap 15 in the high-pressure side part 14 of the groove 5.
  • a pressure eg. Between 0 and 400 bar, applied. In the case of a plunger cylinder, for example, this pressure can displace the movable machine part 1 in the direction of the arrow 16.
  • the piston rod moves in the aforementioned pressurization according to the construction in the opposite direction, or is used as a damping pressure for regulating the speed.
  • the pressure of the hydraulic fluid is also applied to the outer edges of the profile seal 3, which faces the high pressure side part 14 of the groove 5, whereby the profile seal 3 can be deformed.
  • Low pressure side (low pressure side N, left in the figure) at atmospheric pressure is the profiled seal 3 with a contact surface 17 at a radially oriented portion 18 - the pressure-facing groove flank - the groove 5, wherein only a central portion of the radially oriented portion 18 is covered.
  • Low pressure side, the movable machine part 1 and the stationary machine part 2 are spaced apart by a sealing gap 19.
  • the static friction acting in this moment is essentially to be overcome.
  • This static friction is, unlike the known seal assemblies, significantly lower in the seal assembly according to the invention, since the contact surface between the profile seal 3 and the movable machine part 1 is significantly smaller than in the known seal assemblies.
  • the profile seal 3 touches the outer side 20 of the movable machine part 1 only in the region of the highest pressure side foremost sealing edge 9.
  • Such a lubricating film on the other hand is present in the inventive sealing arrangement even after prolonged rest, since due to the configuration of the profile seal 3 between the contact surface 8 of the dynamic sealing lip 7 and the outer side 20 of the movable machine part 1 lubricant is not squeezed, as in a pressureless state ( Resting state), the contact surface is significantly lower and the lubricant film can hold there. This is also due to the inventively relatively large lubricating film reservoir, which is formed in the space between the sealing edge 9, the movable machine part 1 of the radial wall 18 of the installation space and the dynamic sealing lip 7.
  • the profile seal 3 deforms and successively assumes the shapes shown in FIGS. 2 (for example at 3 bar), 3 (for example at 10 bar) and 4 (for example at 150 bar).
  • the profile seal 3 is deformed such that, in addition to the high pressure side foremost sealing edge 9, the second sealing edge 10 lying behind also bears against the outer side 20 of the movable machine part 1 when the pressure rises.
  • the profile seal 3 deforms further so that then the third sealing edge 11 also bears against the outside of the movable machine part 1.
  • the profile gasket 3 deforms even further, so that it assumes the shape and position shown in FIG. 4 and rests almost on the entire surface of the outer side 20 of the movable machine part 1.
  • the seal assembly according to the invention has a higher energy efficiency due to the design of the profile seal with pressure-activated, cascaded dynamic sealing edges, which - compared with known seal assemblies with comparable seals, in particular Nutringen - has reduced static friction and sliding.
  • Fig. 5 shows a perspective view through a cross section of a first embodiment of a profile seal 3 according to the invention, which is formed in this embodiment as a grooved ring (or lip ring).
  • the dashed line 20 the outside of the first machine part 1 is indicated.
  • These sealing edges each extend at certain angles on the high pressure side and the low pressure side opposite the outer side 20 of the movable machine part 1 and are themselves formed at a certain angle. These angles are drawn for the first sealing edge 9 and designated ⁇ , ⁇ and ⁇ .
  • the high-pressure side angle ⁇ is preferably in the range between 15 ° and 90 °, in particular between 30 ° and 75 ° (in the embodiment shown approximately at 35 °).
  • these angular ranges also apply to the angles at the other sealing edges 10, 11 (or further sealing edges in the case of more than three sealing edges). In principle, these angles can have the same sizes for all three sealing edges, but in general the angles are determined separately for each sealing edge.
  • the specific size of the individual angles is determined by different factors, in particular the pressures occurring, the purpose, the number of sealing edges, the dimensioning of other parts of the seal assembly and the like.
  • the size of the individual angles also has an influence on the formation of the lubricating film deposits, which form with increasing pressure between two respectively adjacent sealing edges, which then abut the outer side 20 of the movable machine part 1, ie these angles also influence the entrainment and Discharge behavior of the lubricant (return behavior via the radial stress distribution arising in the sealing element).
  • the sealing edges 9, 10, 11 in the unpressurized state approximately at an angle at an angle ⁇ (between 5 ° and 60 °, preferably 5 ° and 30 °) to the outer side 20 of the first machine part 1 extending sealing edge line 21, so that the distance of the individual sealing edges 9, 10, 11 increases to the outside 20 largely linear.
  • ⁇ between 5 ° and 60 °, preferably 5 ° and 30 °
  • FIG. 6 shows a plurality of friction force comparison diagrams which shows the frictional force Fr occurring over the movement speed v of the first machine part 1 at different temperatures and pressures. It compares two embodiments of the profile seal according to the invention with two comparable seals.
  • the Reibkraftkurven for the two embodiments of the invention are designated A and B, the friction force curves for comparative seals are denoted by C and D.
  • the comparative seal D corresponds to a currently standard standard U-ring.
  • the embodiments according to the invention in some cases with a clear distance, perform best in this comparison.
  • 7 shows a perspective view through a cross section of a further embodiment of a profile seal 3 'according to the invention, which is designed as a compact seal in this embodiment.
  • a static sealing lip 6 and a dynamic sealing lip 7 are provided in between, this compact seal 3 'is a middle sealing lip 23.
  • the basic structure of such a compact seal is known in the art, so that will not be discussed further here.
  • the contact surface 8 facing the movable machine part is, as in the embodiment of the profile seal 3 shown in FIG. 5, provided with three cascaded sealing edges 9, 10, 11, for the structure, arrangement and mode of operation of which above with reference to FIGS 1 to 5 shown embodiment applies accordingly.

Abstract

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Dichtungsanordnung, insbesondere für hydraulische Kolben oder Kolbenstangen, mit einem ruhenden Maschinenteil (2), einem beweglichen Maschinenteil (1) und einer Profildichtung (3, 3'), die als Berührungsdichtung zwischen dem ruhenden Maschinenteil (2) und dem beweglichen Maschinenteil (1) in einem in dem ruhenden Maschinenteil (2) vorgesehenen Einbauraum (5) angeordnet ist. Um insbesondere das Problem des ruckartigen Anfahrens, insbesondere nach längerer Ruhezeit, zu vermeiden, und die Gleitreibung während der Bewegung zu minimieren, werden erfindungsgemäß eine Dichtungsanordnung sowie eine entsprechende Profildichtung für eine solche Dichtungsanordnung vorgeschlagen, bei der die Profildichtung (3, 3') hochdruckseitig eine statische Dichtlippe (6) und eine dynamische Dichtlippe (7) aufweist, bei der die dem beweglichen Maschinenteil (1) zugewandte Anlagefläche (8) der dynamischen Dichtlippe (7) mindestens drei Dichtkanten (9, 10, 11) aufweist, bei der in drucklosem Zustand mindestens die hochdruckseitig vorderste Dichtkante (9), aber nicht alle Dichtkanten mit dem beweglichen Maschinenteil (1) in Berührung stehen und die weiteren Dichtkanten (10, 11) mit zunehmendem Abstand von der Hochdruckseite (H) einen zunehmenden Abstand von dem beweglichen Maschinenteil (1) aufweisen, und bei dem mit zunehmendem Druck die weiteren Dichtkanten (10, 11) nacheinander mit dem beweglichen Maschinenteil (1) in Berührung kommen.

Description

Dichtungsanordnung mit Profildichtung
Die vorliegende Erfindung betrifft eine Dichtungsanordnung, insbesondere für hydraulische Kolben oder Kolbenstangen, mit einem ruhenden Maschinenteil, einem beweglichen Maschinenteil und einer Profildichtung, die als Berührungsdichtung zwischen dem ruhenden Maschinenteil und dem beweglichen Maschinenteil in einem in dem ruhenden Maschinenteil vorgesehenen Einbauraum angeordnet ist. Die Erfindung betrifft ferner eine entsprechende Profildichtung für eine solche Dichtungsanordnung. Derartige Dichtungsanordnungen mit Profildichtungen sowie derartige Profildichtungen sind grundsätzlich bekannt und werden in unterschiedlicher Ausgestaltung vielfach eingesetzt.
Soll ein translatorisch bewegliches Maschinenteil, etwa eine Kolbenstange, in einem ruhenden Maschinenteil hydraulisch bewegt werden, so ist es notwendig, die kraftübertragende Hydraulikflüssigkeit, etwa ein Öl, am Austritt zu hindern. Dazu werden grundsätzlich sogenannte Profildichtungen als Kolben- oder Stangendichtungen eingesetzt.
Eine solche Profildichtung besteht grundsätzlich im Wesentlichen aus einem Grundkörper mit quaderförmigem Querschnitt und zwei hochdruckseitigen Dichtlippen. Die Profildichtung ist in einer Nut, dem Einbauraum, des ruhenden Maschinenteils angeordnet, wobei die Nut meist einen rechteckförmigen Querschnitt aufweist. Aus einem Zwischenraum zwischen beweglichem und ruhendem Maschinenteil kann von der Hochdruckseite her Hydraulikflüssigkeit in den Einbauraum eindringen. Die Profildichtung liegt deshalb zumindest mit seiner radial äußeren (statischen) Dichtlippe am Nutgrund und zumindest mit seiner radial inneren (dynamischen) Dichtlippe am beweglichen Maschinenteil auf, wodurch der Einbauraum unterteilt wird und eine Ausbreitung der Hydraulikflüssigkeit in den niederdruckseitigen Teil des Einbauraums vermieden wird.
Während einer Druckbeaufschlagung mittels der Hydraulikflüssigkeit erfährt die Profildichtung äußere Kräfte, die sie verstärkt an die Nutwandungen und das bewegliche Maschinenteil presst, wodurch die Dichtwirkung der Profildichtung gesteigert wird.
In der Regel gleitet die Dichtung hydrodynamisch auf einem Schmierfilm, der sich zwischen dem beweglichen Maschinenteil und der dynamischen Dichtlippe bildet. Zur Begünstigung dieser Schmierfilmbildung sind bspw. Profildichtungen bekannt, deren dem beweglichen Maschinenteil zugewandte Anlagefläche der dynamischen Dichtlippe rilliert ist, bei der die Rillen als Schmierfilmdepots dienen.
Bei den bekannten Dichtungsanordnungen mit Profildichtungen wurde jedoch festgestellt, dass es bei sehr langsamer Bewegung zu einem ruckartigen Bewegungsablauf kommen kann und dass nach längerer Ruhezeit der Schmierfilm zum Teil aus der Kontaktzone der Gleitdichtfläche verdrängt wird, wodurch die effektiven Kontaktflächen und die adhesiven Kräften stark zunehmen können. Zum erneuten Anfahren ist dann ein verhältnismäßig großer Druck erforderlich, der nach dem Losbrechen des beweglichen Maschinenteils zu einer ruckartigen Bewegung desselben führt.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Dichtungsanordnung sowie eine Profildichtung für eine solche Dichtungsanordnung derart weiterzubilden, dass die beschriebenen Probleme hinsichtlich Reibung und Energieeffizienz sowie des ruckartigen Bewegungsablaufs und des verhältnismäßig großen Anfahrdrucks nach längerer Ruhezeit verringert oder gänzlich vermieden werden.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine in Anspruch 1 angegebene Dichtungsanordnung sowie einen in Anspruch 10 angegebenen Profildichtung gelöst, wonach die Profildichtung hochdruckseitig eine statische und eine dynamische Dichtlippe aufweist, die dem beweglichen Maschinenteil zugewandte Anlagefläche der dynamischen Dichtlippe mindestens drei Dichtkanten aufweist, in drucklosem Zustand mindestens die hochdruckseitig vorwärts der Dichtkante, aber nicht alle Dichtkanten mit dem beweglichen Maschinenteil in Berührung stehen und die weiteren Dichtkanten mit zunehmendem Abstand von der Hochdruckseite einen zunehmenden Abstand von dem beweglichen Maschinenteil aufweisen, und mit zunehmendem Druck die weiteren Dichtkanten nacheinander mit dem beweglichen Maschinenteil in Berührung kommen.
Die der Erfindung zugrundeliegende Aufgabe wird auf diese Weise vollkommen gelöst. Der Erfindung liegt dabei die Erkenntnis zugrunde, dass die geschilderten Probleme bei den bekannten Dichtungsanordnungen aufgrund einer zu hohen Gleit- und Haftreibung auftreten, da bei den bekannten Dichtungsanordnungen grundsätzlich die dynamische Dichtlippe im (drucklosen) Einbauzustand bereits nahezu vollständig bzw. ganzflächig, zumindest jedoch großflächig, an dem beweglichen Maschinenteil anliegt. Ein solches vollständiges bzw. vollflächiges Anliegen bereits im drucklosen Zustand ist jedoch für eine gute Dichtwirkung gar nicht erforderlich. Es reicht vielmehr aus, wenn die dynamische Dichtlippe im drucklosen Zustand zumindest an einem Punkt an dem beweglichen Maschinenteil anliegt und erst mit zunehmendem Druck die Berührungsfläche zwischen der dynamischen Dichtlippe und dem beweglichen Maschinenteil vergrößert wird. Erfindungsgemäß wird dies durch eine Profildichtung erzielt, der druckaktivierte, kaskadierte dynamische Dichtkanten an der dem beweglichen Maschinenteil zugewandten Anlagefläche der dynamische Dichtlippe aufweist, die erst nacheinander mit zunehmendem Druck an dem beweglichen Maschinenteil anliegen.
Die Ausgestaltung kann bspw. so gewählt sein, dass in drucklosem Zustand nur eine einzige Dichtkante (die hochdruckseitig vorderste Dichtkante) an dem beweglichen Maschinenteil anliegt und bei zunehmendem Druck immer mehr der dahinter liegenden weiteren Druckkanten durch Verformung der Profildichtung an das bewegliche Maschinenteil herangedrückt werden, bis bei einem über einer Schwelle liegenden Druck alle Dichtkanten an dem beweglichen Maschinenteil anliegen. Es werden also quasi durch den zunehmenden Druck immer mehr Dichtkanten „hinzugeschaltet", so dass bei zunehmendem Druck auch die Dichtwirkung ansteigt, da sich die Schleppleckage reduziert.
In drucklosem Zustand bildet sich somit bei der erfindungsgemäßen Profildichtung, insbesondere wenn nur eine oder wenige Dichtkanten an dem beweglichen Maschinenteil anliegen, eine verhältnismäßig große Schmierfilmtasche zwischen der einen (oder den wenigen) Dichtkante(n) und der niederdruckseitigen Wandung des Einbauraums, die dazu beiträgt, wodurch quasi ein „Austrocknen" bei längerer Standzeit verhindert wird. Bei der erfindungsgemäßen Dichtungsanordnung ist somit die insbesondere beim Anfahren der Maschine wirkende Haftreibung geringer als bei den bekannten Dichtungsanordnungen, da der Schmierfilm nicht so stark aus der Kontaktzone der Gleitdichtfläche verdrängt wird. Dies basiert auf der Größe der Kontaktfläche und des radialen Spannungsverlaufs in der Kontaktzone. Ferner ist auch die im Betrieb der Maschine wirkende Gleitreibung geringer als bei bekannten Dichtungsanordnungen, da insgesamt (jedenfalls unterhalb des genannten Schwelldrucks) die Berührungsfläche zwischen dynamischer Dichtlippe und beweglichem Maschinenteil geringer ist.
Die Anzahl der Dichtkanten hängt von dem konkreten Anwendungsbereich, den Dimensionen, den auftretenden Drücken und dergleichen ab. Eine gute Funktionsweise wird ab drei Dichtkanten erreicht. Grundsätzlich lässt die Erfindung jedoch auch den Einsatz von nur zwei Dichtkanten zu. In einer praktischen Ausgestaltung weist die dynamische Dichtlippe genau drei Dichtkanten auf.
Eine „Dichtkante" einer Dichtung im Sinne der vorliegenden Anmeldung wird gebildet aus einer in Umfangsrichtung geschlossenen Kante des Dichtungsprofils, welche unter Vorspannung bereits nach dem Einbau mit dem bewegten Maschinenteil im Dichtspalt in Berührung kommt.
Eine (bevorzugt spitze) Kante wird gebildet durch zwei einander zulaufende Flächen. Der Winkel zwischen diesen Flächen wird als Dichtkantenwinkel bezeichnet. Die Geometrie der Dichtkante lässt sich durch zwei Winkel beschreiben. Der Winkel zwischen dem bewegten Maschinenteil und der dem Druckraum zugewandten Fläche der Dichtkante beeinflusst wesentlich die Schmierfilmbildung bei ausfahrender Stange. Der Winkel zwischen der zweiten, druckabgewandten Fläche der Dichtkante und dem bewegten Maschinenteil beeinflusst wesentlich die Rückfördereigenschaften der Dichtung bei einfahrender Stange. Beide Winkel verbunden mit der Vorspannkraft und der Wirkung des Systemdrucks erzeugen in der Kontaktfläche eine Kontaktpressung. Deren Verlauf über der Kontaktlänge bestimmt die hydrodynamischen Eigenschaften der Dichtkante wie Schmierfilmbildung und Rückförderverhalten. Dichtkanten, die eine gute dynamische Dichtheit erreichen, haben in der Regel einen steilen Flächenpressungsgradienten zum Druckraum hin orientiert und einen flachen Gradienten zur druckabgewandten Seite hin orientiert. Die Größe einer Dichtkante hängt von der Größe des Dichtungsprofils ab. Bei vielen Anwendung der erfindungsgemäßen Dichtung haben die Dichtkanten eine Höhe (gemessen vom Grund der Schmiernut bis zur Spitze) von ca. 0,1 bis 1 mm, bevorzugt 0,2 bis 0,6 mm, je nach Profilgröße der Dichtung.
In einer bevorzugten Ausgestaltung ist vorgesehen, dass die Dichtkanten in drucklosem Zustand im Wesentlichen entlang einer schräg zur Außenseite des beweglichen Maschinenteils verlaufenden Dichtkantenlinie angeordnet sind. Der Abstand der Dichtkanten von der Außenseite des beweglichen Maschinenteils (in drucklosem Zustand) nimmt somit im Wesentlichen linear zu, so dass auch die der hochdrucksei- tig vordersten Dichtkante nachfolgenden Dichtkanten schrittweise mit zunehmendem Druck sich an das bewegliche Maschinenteil anlegen. Grundsätzlich ist es jedoch auch möglich, dass die Dichtkantenabstände von der Außenseite des beweglichen Maschinenteils nicht in linearem Zusammenhang stehen.
Ferner ist in einer Ausgestaltung vorgesehen, dass im drucklosen Zustand der Winkel zwischen der Dichtkantenlinie und der ihr zugewandten Außenseite des beweglichen Maschinenteils im Bereich zwischen 5° und 60°, insbesondere im Bereich zwischen 5° und 30°, liegt.
Zur Verbesserung der Schmierfilmbildung ist ferner bevorzugt vorgesehen, dass die Dichtkanten derart ausgebildet sind, dass zwischen zwei benachbarten, bei zunehmendem Druck an das bewegliche Maschinenteil anliegenden Dichtkanten eine Schmierfilmtasche gebildet ist.
In weiteren Unteransprüchen sind bevorzugte Winkelangaben für die Winkel, unter denen die Dichtkanten hochdruckseitig bzw. niederdruckseitig zu der zugewandten Außenseite des beweglichen Maschinenteils verlaufen und die die Dichtkante selbst bildet, angegeben. Diese Winkel hängen stark von der gewünschten Funktion, insbesondere der Dichtungswirkung und dem gewünschten Rückförderverhalten, der Dichtung ab und können von Dichtung zu Dichtung unterschiedlich ausfallen. Auch die einzelnen Dichtkanten einer Profildichtung können unterschiedliche Winkel aufweisen. Die Winkel der jeweiligen Dichtkanten werden insbesondere im Hinblick auf die Steuerung der Schleppleckage bzw. des Rückfördervermögens ausgewählt. Dies wird über die radiale Spannungsverteilung in der Kontaktzone gesteuert.
Grundsätzlich kann die Profildichtung unterschiedlich ausgestaltet sein. Bevorzugt ist die Profildichtung als Nutring oder Kompaktdichtung ausgestaltet.
Weitere Vorteile ergeben sich aus der Beschreibung und der beigefügten Zeichnung. Es versteht sich, dass die vorstehend genannten und die nachstehend noch erläuterten Merkmale nicht nur in der jeweils angegebenen Kombination, sondern auch in anderen Kombinationen oder in Alleinstellung verwendbar sind, ohne den Rahmen der vorliegenden Erfindung zu verlassen.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand der in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispiele beispielhaft erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine erfindungsgemäße Dichtungsanordnung in drucklosem Zustand,
Fig. 2 die erfindungsgemäße Dichtungsanordnung bei einem ersten Arbeitsdruck,
Fig. 3 die erfindungsgemäße Dichtungsanordnung bei einem zweiten Arbeitsdruck,
Fig. 4 die erfindungsgemäße Dichtungsanordnung bei einem dritten Arbeitsdruck,
Fig. 5 eine perspektivische Schnittdarstellung durch eine Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Profildichtung, Fig. 6 Reibkraftvergleichsdiagramme für unterschiedliche Dichtungen bei unterschiedlichen Prüfbedingungen, und
Fig. 7 eine perspektivische Schnittdarstellung durch eine weitere Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Profildichtung.
Fig. 1 zeigt einen Querschnitt einer Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Dichtungsanordnung in drucklosem (d.h. nur durch den Einbauraum definiertem Deformationszustand des Dichtungsquerschnittes) mit einem beweglichen Maschinenteil 1, das hier als zylinderförmige Kolbenstange ausgeführt ist, einem ruhendem Maschinenteil 2 und einer Profildichtung 3. Das ruhende Maschinenteil 2 und die Profildichtung 3 sind rotationssymmetrisch um die Zylinderlängsachse 4 des beweglichen Maschinenteils 1 angeordnet. Das ruhende Maschinenteil 2 weist einen profilierten Abschnitt als Einbauraum 5 auf, der als im Querschnitt rechteckförmige Nut ausgeführt ist. In dieser Nut 5 ist die Profildichtung 3 angeordnet. Die Profildichtung ist bevorzugt aus zähelastischem Kunststoff, etwa Polyurethan, oder Gummiwerkstoffen gefertigt.
Die Profildichtung 3 weist hochdruckseitig (Hochdruckseite H, in der Figur rechts) eine radial äußere (statische) Dichtlippe 6 und eine kürzere radial innere (dynamische) Dichtlippe 7 auf. An der dem beweglichen Maschinenteil 1 zuweisenden Anlagefläche 8 der inneren Dichtlippe 7 sind bei der gezeigten Ausführungsform der Profildichtung 3 drei Dichtkanten 9, 10, 11 vorgesehen, die einen unterschiedlichen Abstand zu der Außenseite 20 des beweglichen Maschinenteils 1 aufweisen. Die erste Dichtkante 9 berührt im Einbauzustand das bewegliche Maschinenteil 1, während die beiden weiteren Dichtkanten 10 und 11 je nach gewähltem Winkel unterschiedlich weit davon beabstandet sind.
Auf der gegenüberliegenden Seite der Profildichtung 3 berührt diese den Nutgrund 12 zumindest im Dichtkantenbereich 13 der statischen Dichtlippe 6. Die Profildichtung trennt somit einen hoch druckseitigen Teil 14 der Nut 5 vom übrigen Teil der Nut 5 ab. Der hochdruckseitige Teil 14 ist mit einer Hydraulikflüssigkeit befüllt, welche durch einen Nutzspalt 15 in den hochdruckseitigen Teil 14 der Nut 5 einströmen kann. Mit der Hydraulikflüssigkeit wird auf der Hochdruckseite H ein Druck, bspw. zwischen 0 und 400 bar, aufgebracht. Dieser Druck kann bspw. bei einem Plungerzy- linder das bewegliche Maschinenteil 1 in Pfeilrichtung 16 verschieben. Bei anderen Zylinderkonstruktionen mit Zylinderkolben verfährt die Kolbenstange bei der vorgenannten Druckbeaufschlagung konstruktionsgemäß in die entgegengesetzte Richtung, oder wird als Dämpfungsdruck zur Geschwindigkeitsregulierung eingesetzt. Gleichzeitig liegt der Druck der Hydraulikflüssigkeit auch an den Außenkanten der Profildichtung 3 an, die dem hochdruckseitigen Teil 14 der Nut 5 zugewandt sind, wodurch die Profildichtung 3 verformt werden kann.
Niederdruckseitig (Niederdruckseite N, in der Figur links) bei Atmosphärendruck liegt die Profildichtung 3 mit einer Anlagefläche 17 an einem radial orientierten Bereich 18 - der druckabgewandten Nutflanke - der Nut 5 an, wobei nur ein mittlerer Teil des radial orientierten Bereichs 18 bedeckt wird. Niederdruckseitig sind das bewegliche Maschinenteil 1 und das ruhende Maschinenteil 2 durch einen Dichtspalt 19 voneinander beabstandet.
Wird aus dem gezeigten Ruhezustand die Maschine angefahren, indem das bewegliche Maschinenteil 1 in Pfeilrichtung 16 verfahren wird, ist im Wesentlichen die in diesem Moment wirkende Haftreibung zu überwinden. Diese Haftreibung ist, anders als bei den bekannten Dichtungsanordnungen, bei der erfindungsgemäßen Dichtungsanordnung deutlich geringer, da die Berührungsfläche zwischen der Profildichtung 3 und dem beweglichen Maschinenteil 1 deutlich kleiner ist als bei den bekannten Dichtungsanordnungen. Erfindungsgemäß berührt die Profildichtung 3 die Außenseite 20 des beweglichen Maschinenteils 1 nämlich nur im Bereich der hoch- druckseitig vordersten Dichtkante 9. Das eingangs geschilderte, bei bekannten Dichtungsanordnungen auftretende Problem des ruckartigen Anfahrens, insbesondere nach längerer Ruhezeit, tritt somit erfindungsgemäß nicht oder nur geringfügig auf. Dies hängt auch damit zusammen, dass bei den bekannten Dichtungsanordnungen, bei denen auch bereits im Einbauzustand die dynamische Dichtlippe 7 (nahezu) vollflächig, zumindest jedoch großflächig, die Außenseite des beweglichen Maschinenteils 1 berührt bzw. durch einen Vorspanndruck dagegen gedrückt ist, nach längerer Ruhezeit kein oder kaum Schmierfilm mehr in dieser Berührzone vorhanden ist. Ein solcher Schmierfilm ist dagegen bei der erfindungsgemäßen Dichtungsanordnung auch nach längerer Ruhezeit vorhanden, da aufgrund der Ausgestaltung der Profildichtung 3 das zwischen der Anlagefläche 8 der dynamischen Dichtlippe 7 und der Außenseite 20 des beweglichen Maschinenteils 1 vorhandene Schmiermittel nicht ausgepresst wird, da in drucklosem Zustand (Ruhezustand) die Berührungsfläche deutlich geringer ist und sich der Schmierfilm dort halten kann. Dies liegt auch an dem erfindungsgemäß verhältnismäßig großen Schmierfilmreservoir, das sich im Raum zwischen der Dichtkante 9, dem beweglichen Maschinenteil 1 der radialen Wandung 18 des Einbauraums und der dynamischen Dichtlippe 7 gebildet ist.
Mit zunehmendem Druck verformt sich die Profildichtung 3 und nimmt nacheinander die in den Figuren 2 (bspw. bei 3 bar), 3 (bspw. bei 10 bar) und 4 (bspw. bei 150 bar) gezeigten Formen an. Wie in Fig. 2 erkennbar ist, verformt sich die Profildichtung 3 so, dass bei ansteigendem Druck zusätzlich zu der hochdruckseitig vordersten Dichtkante 9 nun auch die dahinterliegende zweite Dichtkante 10 an der Außenseite 20 des beweglichen Maschinenteils 1 anliegt. Zwischen den Dichtkanten 9 und 10 bildet sich dann auch eine Schmierfilmtasche 22. Bei noch weiter ansteigendem Druck (Fig. 3) verformt sich die Profildichtung 3 so weiter, dass dann auch die dritte Dichtkante 11 an der Außenseite des beweglichen Maschinenteils 1 anliegt. Bei noch weiter ansteigendem Druck verformt sich die Profildichtung 3 noch weiter, so dass er die in Fig. 4 gezeigte Form und Lage einnimmt und nahezu vollflächig an der Außenseite 20 des beweglichen Maschinenteils 1 anliegt.
Somit steigt also mit zunehmendem Druck die Dichtungswirkung der Profildichtung 3 dynamisch an, da die Schleppleckage durch die Anlage der weiteren Dichtkanten abnimmt. Dadurch erhöht sich auch zwangsläufig die im Betrieb der Maschine hauptsächlich zwischen Profildichtung 3 und beweglichem Maschinenteil 1 wirken- de Gleitreibung. Während jedoch bei den bekannten Dichtungsanordnungen die Gleitreibung auch schon bei geringem Druck verhältnismäßig groß ist (da die Berührungsfläche zwischen Profildichtung 3 und beweglichem Maschinenteil 1 auch bei geringem Druck zumeist größer ist, und auch die Vorspannung etwas stärker ausgelegt wurde), wirkt bei der erfindungsgemäßen Dichtungsanordnung bei geringem Druck nur eine geringe Gleitreibung aufgrund geringerer Berührungsfläche und steigt erst mit zunehmendem Druck - quasi mit zunehmendem Bedarf an Dichtungswirkung - weiter an.
Insgesamt weist somit die erfindungsgemäße Dichtungsanordnung eine höhere Energieeffizienz aufgrund der Ausgestaltung der Profildichtung mit druckaktivierten, kaskadierten dynamischen Dichtkanten auf, die - verglichen mit bekannten Dichtungsanordnungen mit vergleichbaren Dichtungen, insbesondere Nutringen - eine verminderte Haft- und Gleitreibung aufweist.
Fig. 5 zeigt eine perspektivische Darstellung durch einen Querschnitt einer ersten Ausführungsform einer erfindungsgemäßen Profildichtung 3, die in dieser Ausführungsform als Nutring (oder Lippenring) ausgebildet ist. Durch die gestrichelte Linie 20 ist die Außenseite des ersten Maschinenteils 1 angedeutet. Deutlich erkennbar sind die kaskadiert angeordneten Dichtkanten 9, 10, 11. Diese Dichtkanten verlaufen jeweils unter bestimmten Winkeln auf der Hochdruckseite und der Niederdruckseite gegenüber der Außenseite 20 des beweglichen Maschinenteils 1 und sind selbst unter einem bestimmten Winkel gebildet. Diese Winkel sind für die erste Dichtkante 9 eingezeichnet und mit α, ß und γ bezeichnet. Der hochdruckseitige Winkel α liegt vorzugsweise im Bereich zwischen 15° und 90°, insbesondere zwischen 30° und 75° (im gezeigten Ausführungsbeispiel etwa bei 35°). Der niederdruckseitige Winkel γ liegt vorzugsweise im Bereich zwischen 5° und 45°, insbesondere zwischen 15° und 40° (im gezeigten Ausführungsbeispiel etwa bei 25°), und der Dichtkantenwinkel ß (= 180° - α - γ) liegt vorzugsweise im Bereich zwischen 45° und 160°, insbesondere zwischen 75° und 130° (im gezeigten Ausführungsbeispiel etwa bei 120°). Diese Winkelbereiche gelten grundsätzlich auch für die Winkel an den anderen Dichtkanten 10, 11 (bzw. weiteren Dichtkanten bei mehr als drei Dichtkanten). Grundsätzlich können diese Winkel bei allen drei Dichtkanten jeweils dieselben Größen aufweisen, im Allgemeinen werden die Winkel jedoch für jede Dichtkante gesondert bestimmt. Die konkrete Größe der einzelnen Winkel bestimmt sich nach unterschiedlichen Faktoren, insbesondere den auftretenden Drücken, dem Einsatzzweck, der Anzahl der Dichtkanten, der Dimensionierung weiterer Teile der Dichtungsanordnung und dergleichen. Insbesondere hat die Größe der einzelnen Winkel auch einen Einfluss auf die Bildung der Schmierfilmdepots, die sich bei ansteigendem Druck zwischen zwei jeweils benachbarten Dichtkanten, die dann an die Außenseite 20 des beweglichen Maschinenteils 1 anliegen, bilden, d.h. diese Winkel beeinflussen auch das Einschlepp- und Ausschleppverhalten des Schmiermittels (Rückförderverhalten über die im Dichtelement entstehende radiale Spannungsverteilung).
Wie sich aus Fig. 5 entnehmen lässt, liegen die Dichtkanten 9, 10, 11 im drucklosen Zustand in etwa auf einer schräg unter einem Winkel δ (zwischen 5° und 60°, vorzugsweise 5° und 30°) zur Außenseite 20 des ersten Maschinenteils 1 verlaufenden Dichtkantenlinie 21, so dass der Abstand der einzelnen Dichtkanten 9, 10, 11 zur Außenseite 20 weitestgehend linear zunimmt. Dies ist jedoch nicht zwingend erforderlich.
Fig. 6 zeigt mehrere Reibkraftvergleichsdiagramme, die die auftretende Reibkraft Fr über der Bewegungsgeschwindigkeit v des ersten Maschinenteils 1 bei unterschiedlichen Temperaturen und Drücken zeigt. Verglichen werden darin zwei Ausführungsformen der erfindungsgemäßen Profildichtung mit zwei vergleichbaren Dichtungen. Die Reibkraftkurven für die beiden erfindungsgemäßen Ausführungsformen sind mit A und B bezeichnet, die Reibkraftkurven für Vergleichsdichtungen sind mit C und D bezeichnet. Die Vergleichdichtung D entspricht einem derzeit üblichen Standard- Nutring. Wie sich leicht erkennen lässt, schneiden die erfindungsgemäßen Ausführungsformen, teilweise mit deutlichem Abstand, in diesem Vergleich am besten ab. Fig. 7 zeigt eine perspektivische Darstellung durch einen Querschnitt einer weiteren Ausfuhrungsform einer erfindungsgemäßen Profildichtung 3', die in dieser Ausführungsform als Kompaktdichtung ausgebildet ist. Auch bei dieser Ausführungsform sind ein eine statische Dichtlippe 6 und eine dynamische Dichtlippe 7 vorgesehen. Dazwischen liegt bei dieser Kompaktdichtung 3' eine mittlere Dichtlippe 23. Der grundsätzliche Aufbau einer solchen Kompaktdichtung ist dem Fachmann bekannt, so dass hier nicht weiter darauf eingegangen wird. Die dem beweglichen Maschinenteil zugewandte Anlagefläche 8 dagegen ist, wie bei der in Fig. 5 gezeigten Ausführungsform der Profildichtung 3, mit drei kaskadierten Dichtkanten 9, 10, 11 versehen, für deren Aufbau, Anordnung und Funktionsweise das oben in Bezug auf die in den Figuren 1 bis 5 gezeigte Ausführungsform Gesagte entsprechend gilt.
Es versteht sich, dass die Erfindung nicht auf die gezeigten Ausführungsformen beschränkt ist. Zahlreiche Varianten sind denkbar, insbesondere in Bezug auf die Anzahl, Anordnung und Ausgestaltung der Dichtlippen und Dichtkanten.

Claims

Patentansprüche
1. Dichtungsanordnung, insbesondere für hydraulische Kolben oder Kolbenstangen, mit einem ruhenden Maschinenteil (2), einem beweglichen Maschinenteil (1) und einer Profildichtung (3, 3'), die als Berührungsdichtung zwischen dem ruhenden Maschinenteil (2) und dem beweglichen Maschinenteil (1) in einem in dem ruhenden Maschinenteil (2) vorgesehenen Einbauraum (5) angeordnet ist, wobei die Profildichtung (3, 3') hochdruckseitig eine statische Dichtlippe (6) und eine dynamische Dichtlippe (7) aufweist, wobei die dem beweglichen Maschinenteil (1) zugewandte Anlagefläche (8) der dynamischen Dichtlippe (7) mindestens drei Dichtkanten (9, 10, 11) aufweist, wobei in drucklosem Zustand mindestens die hochdruckseitig vorderste Dichtkante (9), aber nicht alle Dichtkanten mit dem beweglichen Maschinenteil (1) in Berührung stehen und die weiteren Dichtkanten (10, 11) mit zunehmendem Abstand von der Hochdruckseite (H) einen zunehmenden Abstand von dem beweglichen Maschinenteil (1) aufweisen, und wobei mit zunehmendem Druck die weiteren Dichtkanten (10, 11) nacheinander mit dem beweglichen Maschinenteil (1) in Berührung kommen.
2. Dichtungsanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass an der dynamischen Dichtlippe (7) genau drei Dichtkanten (9, 10, 11) angeordnet sind.
3. Dichtungsanordnung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtkanten (9, 10, 11) in drucklosem Zustand im Wesentlichen entlang einer schräg zur Außenseite des beweglichen Maschinenteils (1) verlaufenden Dichtkantenlinie (21) angeordnet sind.
4. Dichtungsanordnung nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass in drucklosem Zustand der Winkel (δ) zwischen der Dichtkantenlinie (21) und der ihr zugewandten Außenseite (20) des beweglichen Maschinenteils (1) im Bereich zwischen 5° und 60° vorzugsweise im Bereich zwischen 5° und 30°, liegt.
5. Dichtungsanordnung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtkanten (9, 10, 11) derart ausgebildet sind, dass zwischen zwei benachbarten, bei zunehmendem Druck an das bewegliche Maschinenteil (1) anliegenden Dichtkanten (9, 10) eine Schmierfilmtasche (22) bildet.
6. Dichtungsanordnung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtkanten (9, 10, 11) in drucklosem Zustand einen Dichtkantenwinkel (ß) im Bereich zwischen 45° und 160°, insbesondere zwischen 75° und 130°, bilden.
7. Dichtungsanordnung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtkanten (9, 10, 11) hochdrucksei tig unter einem ersten Winkel (α) im Bereich zwischen 15° und 90°, insbesondere zwischen 30° und 75°, zu der zugewandten Außenseite (20) des beweglichen Maschinenteils verlaufen.
8. Dichtungsanordnung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtkanten (9, 10, 11) niederdruckseitig unter einem zweiten Winkel (δ) im Bereich zwischen 5° und 45°, insbesondere zwischen 15° und 40°, zu der zugewandten Außenseite (20) des beweglichen Maschinenteils (1) verlaufen.
9. Dichtungsanordnung nach einem der vorstehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Profildichtung (3, 3') so ausgestaltet ist, dass in drucklosem Zustand nur die hochdruckseitig vorderste Dichtkante (9) mit dem beweglichen Maschinenteil (1) in Berührung steht.
10. Profildichtung (3, 3') für eine Dichtungsanordnung nach Anspruch 1, die als Berührungsdichtung zwischen dem ruhenden Maschinenteil (2) und dem beweglichen Maschinenteil (1) in einem in dem ruhenden Maschinenteil (2) vorgesehenen Einbauraum (5) anzuordnen ist, wobei die Profildichtung (3, 3') hochdruckseitig eine statische und eine dynamische Dichtlippe aufweist, wobei die dem beweglichen Maschinenteil (1) zugewandte Anlagefläche (8) der dynamischen Dichtlippe (7) mindestens drei Dichtkanten (9, 10, 11) aufweist, wobei in drucklosem Zustand mindestens die hochdruckseitig vorderste Dichtkante (9), aber nicht alle Dichtkanten mit dem beweglichen Maschinenteil (1) in Berührung stehen und die weiteren Dichtkanten (10, 11) mit zunehmendem Abstand von der Hochdruckseite (H) einen zunehmenden Abstand von dem beweglichen Maschinenteil (1) aufweisen, und wobei mit zunehmendem Druck die weiteren Dichtkanten (10, 11) nacheinander mit dem beweglichen Maschinenteil (1) in Berührung kommen.
11. Profildichtung (3, 3') nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Profildichtung als Nutring oder Kompaktdichtung ausgestaltet ist.
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Families Citing this family (6)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102011003744A1 (de) * 2011-02-08 2012-08-09 Aktiebolaget Skf Dichtungsanordnung
CN104405879A (zh) * 2014-10-31 2015-03-11 柳州市二和汽车零部件有限公司 轻轿车刹车主缸皮碗
DE102015223503A1 (de) 2015-11-27 2017-06-01 Robert Bosch Gmbh Dichtring für eine Kolbendichtung einer kolbenbestückten hydraulischen Vorrichtung und kolbenbestückte hydraulische Vorrichtung
WO2017221064A2 (en) * 2016-06-20 2017-12-28 Novotema Spa Dual lip seal with controlled variable deformation
DE102021121894B3 (de) 2021-08-24 2023-02-23 Schaeffler Technologies AG & Co. KG Hydraulische Betätigungsvorrichtung für ein Maschinenbauteil, Dichtungseinrichtung zur Verwendung in einer hydraulischen Betätigungsvorrichtung und Verfahren zur dynamischen Entlüftung eines Druckraums einer hydraulischen Betätigungsvorrichtung
DE102021212080B3 (de) 2021-10-26 2022-12-22 Trelleborg Sealing Solutions Germany Gmbh Dichtring mit druckaktivierbarer Zusatzdichtkante sowie Dichtungsanordnung

Family Cites Families (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US2489715A (en) * 1944-11-18 1949-11-29 Clayton Mark & Company Packing
GB1142265A (en) * 1967-02-14 1969-02-05 Trist Mouldings & Seals Ltd Improvements relating to sealing rings
DE3511260A1 (de) * 1985-03-28 1986-10-02 Detlev 4455 Wietmarschen Meiners Dichtmanschette fuer leitungsmolche
DE4300889C1 (de) * 1993-01-15 1994-08-25 Mueller Heinz Konrad Prof Dr I Dichtring für hydraulische Kolben oder Kolbenstangen
JPH0914451A (ja) * 1995-07-04 1997-01-14 Ckd Corp ピストン及びシリンダ
DE19728605C2 (de) * 1997-07-04 2000-03-02 Freudenberg Carl Fa Stangen- oder Kolbendichtung
EP1701071A1 (de) * 2005-03-08 2006-09-13 Carl Freudenberg KG Dichtungsring

Non-Patent Citations (2)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Title
FREITAG E ET AL: "Polyurethannutringe mit verringerter Reibung-low friction Seal LF 300", SEALING SYSTEMS FOR FLUID POWER APPLICATIONS : BALANCING LEAKAGE, CONTROL AND PERFORMANCE ; MAY 3 - 4, 1999 IN DRESDEN / 11TH INTERNATIONAL SEALING CONFERENCE DRESDEN. [INSTITUT FÜR FLUIDTECHNIK DER TU DRESDEN,, 3 May 1999 (1999-05-03), pages 331 - 347, XP009191930 *
See also references of WO2009156170A1 *

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