WO2003020664A1 - Ringförmige dichtung, insbesondere für einen kugelhahn - Google Patents

Ringförmige dichtung, insbesondere für einen kugelhahn Download PDF

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WO2003020664A1
WO2003020664A1 PCT/EP2002/009531 EP0209531W WO03020664A1 WO 2003020664 A1 WO2003020664 A1 WO 2003020664A1 EP 0209531 W EP0209531 W EP 0209531W WO 03020664 A1 WO03020664 A1 WO 03020664A1
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sealing
sealing ring
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cavity
bearing
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Aloys Wobben
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Aloys Wobben
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    • F16K41/026—Spindle sealings with stuffing-box ; Sealing rings for spindles which only rotate, i.e. non-rising spindles for rotating valves
    • 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
    • F16K—VALVES; TAPS; COCKS; ACTUATING-FLOATS; DEVICES FOR VENTING OR AERATING
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    • F16K5/06—Plug valves; Taps or cocks comprising only cut-off apparatus having at least one of the sealing faces shaped as a more or less complete surface of a solid of revolution, the opening and closing movement being predominantly rotary with plugs having spherical surfaces; Packings therefor
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    • F16K5/0663—Packings
    • F16K5/0694—Spindle sealings

Definitions

  • the present invention relates to a sealing ring made of deformable material with a radially inwardly facing inner sealing surface and a radially outwardly facing outer sealing surface and a sealing system with a first component with a bore, a second component which is arranged in the bore, and a sealing ring of the type mentioned.
  • Seals for sealing annular gaps are required in technology, in particular in mechanical engineering, in a wide variety of geometrical and usage forms. A wide variety of designs of such seals - also known as prepared standard components, even standardized - are consequently known in the prior art.
  • One of the simplest forms of known annular seals is a rubber O-ring.
  • the so-called shaft sealing ring for example, a sealing element with a metal ring as the outer seat and a sealing lip made of rubber pointing radially inwards, is much more complicated in construction.
  • Shaft sealing rings of this type are used, for example, to seal a transmission housing from which a rotating shaft is guided.
  • the metal ring sits in the bore of the housing through which the shaft is guided, and the sealing lip bears against a circular cylindrical surface of the shaft that is as smooth-walled as possible.
  • the contact area between the sealing lip and the shaft surface is reduced to a ring line around the shaft - in that the sealing lip tapers radially inwards to a geometrically sharp edge.
  • This configuration allows high speeds of the shaft, for example gear oil, which is located inside the housing and which exits the housing. should be prevented by the seal forms a lubricating film under the sealing lip.
  • Dynamic pressure As is known, conditions in the area of the contact surface ensure that the oil does not penetrate outside under the sealing lip.
  • the plain bearings are regularly in the immediate vicinity of the seal. Since the plain bearings are often exposed to wear due to the relative movement of the two components, direct contact between the two components can nevertheless occur after a certain operating time, which makes the relative movement of the two components with respect to one another more difficult.
  • felt rings are known for sealing annular gaps around a component which is not only rotating but also translationally moved through the bore.
  • the effect of known sealing rings is often not sufficient, so that undesirable leakage can occur.
  • the invention has for its object to provide a seal and a sealing system, the sealing effect is improved.
  • a sealing ring made of deformable, preferably elastically deformable material, e.g. made of a polymer, two sealing surfaces, one of which faces radially inwards and one radially outwards. These sealing surfaces are then usually, e.g. in a suitably designed sealing groove in the area of the gap against complementary sealing surfaces of the components.
  • the sealing ring is characterized by at least one pressure surface which is designed as a wall of a cavity in the sealing ring.
  • the at least one pressure surface is essentially at least radially opposite at least one of the sealing surfaces, so that a fluid which is in the cavity under pressure against the pressure surface presses the at least one sealing surface outwards and therefore, with suitable installation, against a complementary sealing surface of a component.
  • This increased pressure of a sealing surface of the sealing ring according to the invention improves the sealing effect considerably. This is particularly advantageous in the case of annular gaps which are to be sealed against a fluid under pressure.
  • the pressure of the fluid can be used according to the invention by installing the sealing ring according to the invention in such a way that a fluid opening leading out of the cavity allows the fluid to penetrate into the cavity and there its pressure on the pressure surface and thereby exerted on the radially opposite sealing surface.
  • the cavity in the sealing ring is preferably designed in the form of a groove which is formed in an axial outer surface of the sealing ring on the circumference of the sealing ring.
  • the radial boundary surfaces of the groove then lie, particularly in the case of a circular-cylindrical tubular seal ring, its two seal surfaces (one pointing outwards and one pointing inwards) and press when pressure is applied. supply of the groove by a fluid under pressure, the sealing surfaces from the cross section of the sealing ring to the outside, ie radially outwards or radially inwards.
  • the sealing system comprises a first component with a bore, a second component which is arranged in the bore and a sealing ring for sealing the gap between the first and the second component against an at least temporarily pressurized fluid.
  • a roller bearing for receiving axial forces acting on the second component is further arranged between the two components between the first and the second component.
  • the roller bearing can either be arranged on the sealed side in the area of the gap between the two components or on the non-sealed side of this gap. In the latter case, the materials of the rolling bearing components must be selected so that there is resistance to the fluid.
  • roller bearing absorbs the forces absorbed by the slide bearing in the prior art and can therefore substantially relieve the load or even make it unnecessary.
  • the wear of the plain bearing is greatly reduced or avoided entirely.
  • the rolling bearing itself is almost wear-free even under high loads due to high forces and long relative high speeds that occur between the two components.
  • a sealing system is particularly advantageous in which a slide bearing, in particular an axial-radial slide bearing, is combined with a roller bearing on the sealed side on the pressure side of the seal. This results in a particularly advantageous sealing and absorption of the forces between the two components.
  • the sealing system is developed in an advantageous manner in that an axial deep groove ball bearing is selected as the rolling bearing.
  • the axial deep groove ball bearing is particularly suitable for regularly cramped conditions because it has a very compact shape.
  • it is designed to absorb the forces that often occur predominantly in the longitudinal direction of the bore in the first component, that is to say the axial forces, between the first and second components.
  • a further advantageous embodiment of the sealing system according to the invention comprises a first component with a bore, a second component which is arranged in the bore and a sealing ring of the type described above, which seals the gap between the two components against an at least temporarily pressurized fluid seals.
  • the sealing ring according to the invention can be combined with a roller bearing, as described above. In this way, a particularly long-lasting and secure sealing of the gap between the first and second component is achieved.
  • a simple and effective sealing is achieved with the sealing system according to the invention, in particular in the case of cylindrical jacket-shaped sealing gaps.
  • sealing ring and sealing system for sealing the gap between an actuating pin of a ball valve and the housing of a ball valve.
  • FIG. 1 shows a partially sectioned side view of an embodiment of the sealing system according to the invention
  • Figure 2 is a partially sectioned front view of a second embodiment of the sealing system according to the invention.
  • Figure 3 is a partially sectioned front view of a third embodiment of the sealing system according to the invention.
  • Figure 1 shows a housing 2 with a bore 4, in which an actuating pin of a ball valve (not shown) is arranged.
  • the gap between the actuating pin 6 and the housing 2 is sealed by a sealing ring 8 with an outer contour shaped like a circular cylinder.
  • the sealing ring 8 has an inwardly facing inner sealing surface 10 and an outwardly facing outer sealing surface 12.
  • the radially inwardly facing sealing surface 10 bears against a radially outwardly facing surface of the circular cylindrical actuating pin 6 and the radially outwardly facing sealing surface 12 against one radially inwardly facing surface 14 of a groove 16 in the housing 2, in which the sealing ring 8 is inserted.
  • a cavity 14 is formed in the sealing ring 8.
  • the cavity 14 is a groove in an axial outer surface 16 of the sealing ring 8.
  • the groove 14 opens in the direction of a fluid 18 which is under pressure in the housing 2 and which passes through the gap 4 between the actuating pin 6 and the wall of the bore 4 penetrates to the sealing ring 8 and pressurizes the cavity 14 there.
  • the cavity 14 has a wall 20 which is parabolic in cross-section.
  • the wall 20 is radially opposite one of the sealing surfaces 10, 12, each with a "leg" of the parabola, and presses this, acted upon by the pressure of the fluid 18, against the complementary ones Sealing surfaces of the housing 2 and the actuating pin 6.
  • the section 6a is positively connected to the ball (not shown) of the ball valve, which is arranged in the cavity 30 in the housing 2.
  • the section 6b has a cylindrical surface 7, against which the sealing surface 10 of the seal 8 seals.
  • a shoulder is formed which has a surface 40 lying perpendicular to the longitudinal direction of the actuating pin 6.
  • a shoulder is also formed, which has a surface 41 lying parallel to surface 40.
  • the surface 40 of the first shoulder is in contact with an annular slide bearing 50 which is arranged in the bore 4.
  • the slide bearing 50 is designed as an axial-radial slide bearing and is supported in the area of a shoulder of the bore 4 on the cylindrical outer surface and the annular end face of this shoulder of the bore 4.
  • the axial-radial slide bearing is designed to absorb axial forces which are directed radially outward in the flow channel 19 containing the fluid 18.
  • the surface 40 of the first shoulder of the actuating pin faces away from the flow channel 19 of the fluid 18 and the annular end face of the shoulder of the bore 4 faces the flow channel 19.
  • a first bearing shell 61 of an axial deep groove ball bearing 60 is supported on the surface 41 of the second shoulder of the actuating pin 6.
  • the surface 41 faces away from the flow channel 19.
  • a second bearing shell 62 of the axial deep groove ball bearing is supported on a housing section 3 of the housing 2.
  • the balls of the deep groove ball bearing 60 are arranged between the first and second bearing shells 61, 62.
  • the upper end portion of the section 6c of the actuating pin 6, as in the previously described embodiment, can be provided with shaped surfaces, such as, for example, square surfaces, in order to introduce a torque about the longitudinal axis of the actuating pin 6 into the actuating pin.
  • the distances between the surfaces 40 and 41 of the actuating pin and the annular support surface in the shoulder of the bore 4 and the support surface on the housing section 3, which supports the second bearing shell 62, are selected such that axially outward forces from the actuating pin 6 into the housing section 3 are guided via the deep groove ball bearing 60 and the transmission of these forces via the slide bearing 50 is substantially or completely avoided. That is, the axial deep groove ball bearing 60 and the slide bearing 50 do not constitute an undetermined bearing since the slide bearing 50 has axial air.
  • FIG. 3 is identical to the embodiment of FIG. 2 with regard to the sections 6a, 6b of the actuating pin 6, the slide bearing 50 and the seal 8.
  • the housing 2 of the embodiment in FIG. 3 has a flattened portion 5 at the end of the bore 4 facing away from the flow channel 19.
  • the flattened portion 5 lies perpendicular to the longitudinal axis of the bore 4.
  • the annular surface 41 of the second shoulder of the actuating pin 6 projects beyond the flattened portion 5 of the housing 2.
  • a plate 70 is arranged on the surface 41 and has an annular depression 71.
  • the first bearing shell 61 is arranged in the annular depression 71.
  • the deep groove ball bearing 60 protrudes axially beyond the annular depression 71.
  • the second bearing shell 62 of the deep groove ball bearing 60 is arranged and supported in an annular depression 81 of a second plate 80.
  • the second plate 80 is connected to a housing section 3.
  • the torque required to actuate the actuating pin 6 can be made in the same way as in the previously mentioned embodiments via shaped surfaces which are in the end region of the Section 6c are arranged to be initiated.
  • the torque required for actuation can be introduced via the plate 70, provided that it is connected to the actuating pin 6 in a torque-proof manner.

Abstract

Erfindungsgemäss ist ein Dichtungsring aus verformbarem Werkstoff mit einer radial nach innen weisenden inneren Dichtungsfläche, und mit einer radial nach aussen weisenden äusseren Dichtungsfläche, gekennzeichnet durch mindestens eine Druckfläche, die als Wandung eines Hohlraums in dem Dichtungsring mindestens einer der Dichtungsflächen im Wesentlichen radial gegenüberliegt, so dass ein in dem Hohlraum gegen die Druckfläche anstehendes Fluid unter Druck die mindestens eine Dichtungsfläche nach aussen drückt; sowie ein Dichtungssystem mit einem ersten Bauteil mit einer Bohrung, einem zweiten Bauteil, das in der Bohrung angeordnet ist, und dem Dichtungsring zum Dichten des Spaltes zwischen dem ersten und dem zweiten Bauteil gegen ein mindestens zeitweise unter Druck stehendes Fluid.

Description

Ringförmige Dichtung, insbesondere für einen Kugelhahn
Die vorliegende Erfindung betrifft einen Dichtungsring aus verformbarem Werkstoff mit einer radial nach innen weisenden inneren Dichtungsfläche und einer radial nach außen weisenden äußeren Dichtungsfläche sowie ein Dichtungssystem mit einem ersten Bauteil mit einer Bohrung, einem zweiten Bauteil, das in der Bohrung angeordnet ist, und einem Dichtungsring der genannten Art.
Dichtungen zum Abdichten von ringförmigen Spalten werden in der Technik insbesondere im Maschinenbau in den unterschiedlichsten geometrischen und Verwendungs-Formen benötigt. Im Stand der Technik sind folglich verschie- denste Bauformen solcher Dichtungen - auch als vorbereitete Standardbauteile, sogar genormt - bekannt. Eine der einfachsten Formen bekannter ringförmiger Dichtungen ist ein O-Ring aus Gummi. Wesentlich komplizierter im Aufbau ist zum Beispiel der sogenannte Wellendichtring, ein Dichtungselement mit einem Metallring als äußerem Sitz und einer radial nach innen weisenden Dichtungs- lippe aus Gummi.
Derartige Wellendichtringe dienen zum Beispiel der Dichtung eines Getriebegehäuses, aus dem eine sich drehende Welle herausgeführt ist. Dazu sitzt der Metallring in der Bohrung des Gehäuses, durch das die Welle geführt ist, und die Dichtungslippe liegt gegen eine möglichst glattwandige kreiszylindrische Mantelfläche der Welle an. Die Kontaktfiäche zwischen der Dichtungslippe und der Wellenoberfläche ist reduziert auf eine Ringlinie um die Welle - und zwar dadurch, dass sich die Dichtlippe radial nach innen zu einer geometrisch scharfen Kante verjüngt. Diese Ausgestaltung gestattet hohe Drehzahlen der Welle, wobei zum Beispiel Getriebeöl, das sich im Inneren des Gehäuses befindet und das vom Austritt aus dem Gehäuse. durch die Dichtung gehindert werden soll, einen Schmierfilm unter der Dichtlippe bildet. Dynamische Druck- Verhältnisse im Bereich der Kontaktfläche sorgen dabei bekannterweise dafür, dass das Öl nicht unter der Dichtlippe hindurch nach außen dringt.
Ein weiteres Problem bei der Gestaltung der vorgeschriebenen Dichtungen ergibt sich daraus, dass das Fluid, gegen welches der Spalt zwischen den beiden Bauteilen abgedichtet werden soll, regelmäßig unter Über- oder Unterdruck steht und aus diesen Druckverhältnissen folgend eine Kraft auf mindestens eines der Bauteile ausgeübt wird. Zur Aufnahme dieser Kraft ist es bekannt, zusätzliche Gleitlager zwischen dem ersten und dem zweiten Bauteil anzuordnen. Diese Gleitlager nehmen die durch den Fluiddruck ausgeübten Kräfte auf und sorgen für eine leichtgängigere Beweglichkeit zwischen den beiden Bauteilen, als wenn die Werkstoffe, aus denen die beiden Bauteile gefertigt sind, direkt aufeinander reiben würden.
Aus konstruktiven Gründen liegen die Gleitlager regelmäßig in unmittelbarer Nähe der Dichtung. Da die Gleitlager häufig durch die Relativ-Bewegung der beiden Bauteile zueinander einem Verschleiß ausgesetzt sind, kann nach einer gewissen Betriebsdauer dennoch ein direkter Kontakt zwischen den beiden Bauteilen auftreten, wodurch die Relativ-Bewegung der beiden Bauteile zueinander erschwert wird.
Weiterhin ist nachteilhaft, dass Verschleißpartikel aus dem Gleitlager in den Bereich der Dichtung geraten können. Dies führt zu verstärktem Verschleiß der Dichtung und bewirkt somit regelmäßig ein Nachlassen der Dichtungswir- kung. Zudem kann selbst ohne Verschleiß der Dichtung durch Migration von Verschleißpartikel durch den Dichtspalt hindurch eine Verformung der Dichtung und daraus folgend eine Leckage auftreten.
Weiterhin sind zur Dichtung ringförmiger Spalten um ein sich nicht nur dre- hendes, sondern auch translatorisch durch die Bohrung bewegtes Bauteil insbesondere Filzringe bekannt.
Insbesondere gegen Fluide, die unter Druck stehen, genügt die Wirkung bekannter Dichtungsringe oft nicht, so dass es zu unerwünschter Leckage kom- men kann. Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Dichtung und ein Dichtungssystem zu schaffen, deren Dichtungswirkung verbessert ist.
Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß durch eine Dichtung mit den Merkmalen des Anspruches 1 gelöst. Bevorzugte Ausgestaltungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.
Zum Dichten eines ringförmigen Spaltes zwischen zwei Bauteilen hat ein Dichtungsring aus verformbarem, vorzugsweise elastisch verformbarem Werkstoff, z.B. aus einem Polymer, zwei Dichtungsflächen, von denen eine radial nach innen und eine radial nach außen weist. Diese Dichtungsflächen liegen dann üblicherweise, z.B. in einer im Bereich des Spaltes geeignet ausgebildeten Dichtungsnut gegen komplementäre Dichtungsflächen der Bauteile an. Erfindungsgemäß ist der Dichtungsring gekennzeichnet durch mindestens eine Druckfläche, die als Wandung eines Hohlraums in dem Dichtungsring ausgebildet ist. Die mindestens eine Druckfläche liegt mindestens einer der Dichtungsflächen im Wesentlichen radial gegenüber, so dass ein Fluid, das in dem Hohlraum unter Druck gegen die Druckfläche ansteht, die mindestens eine Dichtungsfläche nach außen und daher bei geeignetem Einbau gegen eine komplementäre Dichtungsfläche eines Bauteils drückt. Durch diesen erfindungsgemäß verstärkten Druck einer Dichtungsfläche des erfindungsgemäßen Dichtungsrings verbessert sich die Dichtungswirkung wesentlich. Dies ist insbesondere vorteilhaft bei Ringspalten, die gegen ein unter Druck stehendes Fluid abgedichtet werden sollen. In einer derartigen Einbausituation des erfin- dungsgemäßen Dichtungsrings lässt sich erfindungsgemäß der Druck des Fluides nutzen, indem der erfindungsgemäße Dichtungsring so eingebaut ist, dass eine aus dem Hohlraum nach außen führende Fluidöffnung das Fluid in den Hohlraum dringen lässt und dort seinen Druck auf die Druckfläche und dadurch auf die radial gegenüberliegende Dichtungsfläche ausübt.
Vorzugsweise ist der Hohlraum in dem Dichtungsring ausgebildet in Gestalt einer Nut, die in einer axialen Außenfläche des Dichtungsringes auf dem Umfang des Dichtungsringes ausgebildet ist. Die radialen Begrenzungsflächen der Nut liegen dann, insbesondere bei kreiszylinderrohrförmiger Ausgestal- tung des Dichtungsringes, dessen beiden Dichtungsflächen (eine nach außen und eine nach innen weisend) gegenüber und drücken bei Druckbeaufschla- gung der Nut durch ein unter Druck stehendes Fluid die Dichtungsflächen von dem Querschnitt des Dichtungsringes nach außen, d.h. radial nach außen bzw. radial nach innen.
Das erfindungsgemäße Dichtungssystem umfasst ein erstes Bauteil mit einer Bohrung, ein zweites Bauteil, das in der Bohrung angeordnet ist und einen Dichtungsring zum Dichten des Spaltes zwischen dem ersten und dem zweiten Bauteil gegen ein mindestens zeitweise unter Druck stehendes Fluid. Zwischen dem ersten und dem zweiten Bauteil ist weiterhin ein Wälzlager zur Aufnahme von auf das zweite Bauteil einwirkenden axialen Kräften zwischen den beiden Bauteilen angeordnet.
Das Wälzlager kann dabei entweder auf der abgedichteten Seite im Bereich des Spalts zwischen den beiden Bauteilen angeordnet sein oder auf der nicht abgedichteten Seite dieses Spalts. Im letztgenannten Fall sind die Werkstoffe der Wälzlagerbauteile so zu wählen, dass eine Beständigkeit gegenüber dem Fluid gegeben ist.
Das Wälzlager nimmt die im Stand der Technik von dem Gleitlager aufge- nommenen Kräfte auf und kann daher das Gleitlager wesentlich entlasten o- der sogar entbehrlich machen. Der Verschleiß des Gleitlagers wird dadurch stark verringert bzw. vollständig vermieden. Das Wälzlager selbst ist selbst bei hohen Belastungen durch hohe Kräfte und zeitlich lang auftretende und hohe Relativgeschwindigkeiten zwischen den beiden Bauteilen nahezu verschleiß- frei.
Besonders vorteilhaft ist ein Dichtungssystem, bei dem auf der Druckseite der Dichtung ein Gleitlager, insbesondere ein Axial-Radialgleitlager mit einem Wälzlager auf der abgedichteten Seite kombiniert wird. Hierdurch wird eine besonders vorteilhafte Abdichtung und Aufnahme der Kräfte zwischen den beiden Bauteilen erreicht.
Das Dichtungssystem wird in vorteilhafter Weise weitergebildet, indem als Wälzlager ein axiales Rillenkugellager gewählt wird. Das axiale Rillenkugellager ist besonders für die regelmäßig beengten Verhältnisse geeignet, da es eine sehr kompakte Form aufweist. Darüber hinaus ist es ausgebildet, um die häufig überwiegend in Längsrichtung der Bohrung im ersten Bauteil auftretenden Kräfte, also die Axialkräfte, zwischen dem ers- ten und zweiten Bauteil aufzunehmen.
Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform des erfindungsgemäßen Dichtungssystems umfasst ein erstes Bauteil mit einer Bohrung, ein zweites Bauteil, das in der Bohrung angeordnet ist und einen Dichtungsring der zuvor be- schriebenen Art, der den Spalt zwischen den beiden Bauteilen gegen ein zumindest zeitweise unter Druck stehendes Fluid abdichtet.
In besonders vorteilhafter Weise kann der erfindungsgemäße Dichtungsring mit einem Wälzlager, wie zuvor beschrieben, kombiniert werden. Auf diese Weise wird eine besonders langlebige und sichere Abdichtung des Spalts zwischen dem ersten und zweiten Bauteil erreicht.
Insbesondere bei zylindermantelförmigen Dichtspalten wird mit dem erfindungsgemäßen Dichtungssystem eine einfache und wirkungsvolle Abdichtung erreicht.
Besonders bevorzugt ist die Verwendung des erfindungsgemäßen Dichtungsrings und Dichtungssystems zur Abdichtung des Spaltes zwischen einem Betätigungszapfen eines Kugelhahns und dem Gehäuse eines Kugelhahn- Ventils.
Durch den Druck des Fluids auf die Innenfläche des in der Kugel ausgebildeten Strömungskanals wird eine Kraft auf die Kugel ausgeübt, die auf den an der Kugel befestigten Betätigungszapfen übertragen wird. Diese Kraft wird bei dem erfindungsgemäßen Dichtungssystem in vorteilhafter Weise über das Wälzlager aus dem Betätigungszapfen in das Gehäuse des Kugelhahnventils eingeleitet. Gegebenenfalls vorhandene Gleitlager sowie die Dichtung selbst werden daher bei dem erfindungsgemäßen Dichtungssystem nicht oder nur gering mit diesen Kräften beaufschlagt und somit wesentlich entlastet. Ein Verschleiß der Dichtung und Gleitlager findet daher nicht oder kaum statt. Bevorzugte Ausführungsformen der Erfindung werden mit Bezug zu den anhängenden Zeichnungen beschrieben. Darin zeigen:
Figur 1 eine teilgeschnittene Seitenansicht einer Ausführungsform des erfindungsgemäßen Dichtungssystems,
Figur 2 eine teilgeschnittene Frontansicht einer zweiten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Dichtungssystems und
Figur 3 eine teilgeschnittene Frontansicht einer dritten Ausführungsform des erfindungsgemäßen Dichtungssystems.
Figur 1 zeigt ein Gehäuse 2 mit einer Bohrung 4, in der ein Betätigungszapfen eines Kugelhahns (nicht dargestellt) angeordnet ist. Der Spalt zwischen dem Betätigungszapfen 6 und dem Gehäuse 2 ist durch einen Dichtungsring 8 mit einer kreiszylinderrohrförmigen Außenkontur abgedichtet.
Der Dichtungsring 8 hat eine nach innen weisende innere Dichtungsfläche 10 und eine nach außen weisende äußere Dichtungsfläche 12. Die radial nach innen weisende Dichtungsfläche 10 liegt gegen eine nach radial außen weisende Fläche des kreiszylindrischen Betätigungszapfens 6 an und die radial nach außen weisende Dichtungsfläche 12 gegen eine radial nach innen weisende Fläche 14 einer Nut 16 in dem Gehäuse 2, in die der Dichtungsring 8 eingesetzt ist.
In dem Dichtungsring 8 ist ein Hohlraum 14 ausgebildet. Der Hohlraum 14 ist eine Nut in einer axialen Außenfläche 16 des Dichtungsringes 8. Die Nut 14 öffnet sich in Richtung eines in dem Gehäuse 2 unter Druck stehenden Flui- des 18, welches durch den Spalt 4 zwischen dem Betätigungszapfen 6 und der Wandung der Bohrung 4 zu dem Dichtungsring 8 vordringt und dort den Hohlraum 14 mit Druck beaufschlagt. Der Hohlraum 14 hat eine in seinem Querschnitt parabelförmige Wandung 20. Die Wandung 20 liegt mit jeweils einem "Schenkel" der Parabel radial je einer der Dichtungsflächen 10, 12 gegenüber und drückt diese, beaufschlagt durch den Druck des Fluides 18, ge- gen die komplementären Dichtungsflächen des Gehäuses 2 und des Betätigungszapfens 6. Der Betätigungszapfen 6 der in Figur 2 dargestellten Ausführungsform weist einen ersten Abschnitt 6a, einen zweiten Abschnitt 6b und einen dritten Abschnitt 6c auf. Der Abschnitt 6a ist formschlüssig mit der Kugel (nicht darge- stellt) des Kugelhahns verbunden, die im Hohlraum 30 im Gehäuse 2 angeordnet ist. Der Abschnitt 6b weist eine zylindrische Oberfläche 7 auf, gegen welche die Dichtungsfläche 10 der Dichtung 8 abdichtet.
Am Übergang von Abschnitt 6a in Abschnitt 6b ist ein Absatz ausgebildet, der eine senkrecht zur Längsrichtung des Betätigungszapfens 6 liegende Fläche 40 aufweist. Am Übergang vom Abschnitt 6b zum Abschnitt 6c ist ebenfalls ein Absatz ausgebildet, der eine parallel zur Fläche 40 liegende Fläche 41 aufweist.
Die Fläche 40 des ersten Absatzes ist in Kontakt mit einem ringförmigen Gleitlager 50, welches in der Bohrung 4 angeordnet ist. Das Gleitlager 50 ist als Axial- Radialgleitlager ausgeführt und stützt sich im Bereich eines Absatzes der Bohrung 4 an der zylindrischen Außenfläche und der ringförmigen Stirnfläche dieses Absatzes der Bohrung 4 ab. Das Axial-Radialgleitlager ist aus- gebildet, um Axialkräfte, die im das Fluid 18 enthaltenden Strömungskanal 19 radial nach außen gerichtet sind, aufzunehmen. Zu diesem Zweck ist die Fläche 40 des ersten Absatzes des Betätigungszapfens vom Strömungskanal 19 des Fluids 18 abgewandt und die ringförmige Stirnfläche des Absatzes der Bohrung 4 dem Strömungskanal 19 zugewandt.
Auf der Fläche 41 des zweiten Absatzes des Betätigungszapfens 6 stützt sich eine erste Lagerschale 61 eines Axial-Rillenkugellagers 60 ab. Die Fläche 41 ist dem Strömungskanal 19 abgewandt.
Eine zweite Lagerschale 62 des Axial-Rillenkugellagers stützt sich an einem Gehäuseabschnitt 3 des Gehäuses 2 ab.
Zwischen der ersten und zweiten Lagerschale 61 , 62 sind die Kugeln des Rillenkugellagers 60 angeordnet. Der obere Endabschnitt des Abschnitts 6c des Betätigungszapfens 6 kann, wie bei der zuvor beschriebenen Ausführungsform auch, mit Formflächen, wie beispielsweise Vierkant-Flächen versehen sein, um ein Drehmoment um die Längsachse des Betätigungszapfens 6 in den Betätigungszapfen einzuleiten.
Die Abstände der Flächen 40 und 41 des Betätigungszapfens und der ringförmigen Auflagefläche im Absatz der Bohrung 4 sowie der Stützfläche am Gehäuseabschnitt 3, der die zweite Lagerschale 62 stützt, sind so gewählt, dass axial nach außen gerichtete Kräfte aus dem Betätigungszapfen 6 in den Gehäuseabschnitt 3 über das Rillenkugellager 60 geleitet werden und die Ü- bertragung dieser Kräfte über das Gleitlager 50 im wesentlichen oder vollständig vermieden wird. D.h., dass axiale Rillenkugellager 60 und das Gleitlager 50 stellen keine überbestimmte Lagerung dar, da das Gleitlager 50 über axiale Luft verfügt.
Die in Figur 3 gezeigte Ausführungsform ist hinsichtlich der Abschnitte 6a, 6b des Betätigungszapfens 6, des Gleitlagers 50 und der Dichtung 8 identisch mit der Ausführungsform der Figur 2.
Das Gehäuse 2 der Ausführungsform der Figur 3 weist eine Abflachung 5 an dem dem Strömungskanal 19 abgewandten Ende der Bohrung 4 auf. Die Abflachung 5 liegt senkrecht zur Längsachse der Bohrung 4.
Die ringförmige Fläche 41 des zweiten Absatzes des Betätigungszapfens 6 ragt über die Abflachung 5 des Gehäuses 2 hinaus. Auf der Fläche 41 ist eine Platte 70 angeordnet, die eine ringförmige Einsenkung 71 aufweist. In der ringförmigen Einsenkung 71 ist die erste Lagerschale 61 angeordnet.
Das Rillenkugellager 60 steht axial über die ringförmige Einsenkung 71 hin- aus. Die zweite Lagerschale 62 des Rillenkugellagers 60 ist in einer ringförmigen Einsenkung 81 einer zweiten Platte 80 angeordnet und abgestützt. Die zweite Platte 80 ist mit einem Gehäuseabschnitt 3 verbunden.
Bei der Ausführungsform der Figur 3 kann das zur Betätigung des Betäti- gungszapfens 6 erforderliche Drehmoment in gleicher Weise wie bei den vorhin genannten Ausführungsformen über Formflächen, die im Endbereich des Abschnitts 6c angeordnet sind, eingeleitet werden. Alternativ kann das zur Betätigung erforderliche Drehmoment über die Platte 70 eingeleitet werden, sofern dieses drehmomentfest mit dem Betätigungszapfen 6 verbunden ist.

Claims

Ansprüche
1. Dichtungsring aus verformbarem Werkstoff mit einer radial nach innen weisenden inneren Dichtungsfläche, und mit einer radial nach außen weisenden äußeren Dichtungsfläche, gekennzeichnet durch mindestens eine Druckfläche (20), die als Wandung eines Hohlraums (14) in dem Dichtungsring (8) mindestens einer der Dichtungsflächen (10, 12) im Wesentlichen radial gegenüberliegt, so dass ein in dem Hohlraum (14) gegen die Druckfläche (20) anstehendes Fluid (18) unter Druck mindestens eine Dichtungsfläche (10, 12) nach außen drückt.
2. Dichtungsring nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass der Hohlraum (14) eine nach außen führende Fluid-Öffnung aufweist.
3. Dichtungsring nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Hohlraum eine Nut (14) ist in einer axialen Außenfläche (16) des Dichtungsrings (8).
4. Dichtungsring nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtungsring (8) aus elastisch verformbarem Werkstoff hergestellt ist.
5. Dichtungsring nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtungsring (8) kreiszylinderrohrförmig ist.
6. Dichtungssystem mit einem ersten Bauteil (2) mit einer Bohrung (4), einem zweiten Bauteil (6), das in der Bohrung (4) angeordnet ist, und einem Dichtungsring (8) zum Dichten des Spaltes zwischen dem ersten und dem zweiten Bauteil (6) gegen ein mindestens zeitweise unter Druck stehendes Fluid (18), gekennzeichnet durch ein Wälzlager zur Aufnahme axialer Kräfte zwischen dem ersten und dem zweiten Bauteil.
7. Dichtungssystem nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Wälzlager als Axial-Rillen-Kugellager ausgebildet ist.
8. Dichtungssystem nach dem Oberbegriff des Anspruchs 6 oder Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtungsring (8) nach einem der vorherge- henden Ansprüche 1-5 ausgebildet ist.
9. Dichtungssystem nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass das zweite Bauteil (6) und die Bohrung (4) kreiszylindrisch sind.
10. Dichtungssystem nach einem der Ansprüche 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Hohlraum (14) eine Öffnung für das unter Druck stehende Fluid (18) aufweist.
11. Dichtungssystem nach einem der Ansprüche 6 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass das erste Bauteil ein Gehäuse (2) eines Kugelhahn-Ventils ist und das zweite Bauteil der Betätigungszapfen (6) eines Kugelhahns.
12. Dichtungssystem nach Anspruch 11 , sofern abhängig von Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass das Wälzlagers so angeordnet ist, dass es axial zum Betätigungszapfen wirkende Kräfte aufnehmen kann, die über das die Kugel des Kugelhahns durchströmende Fluid auf den Betätigungszapfens ausge- übt werden.
13. Dichtungssystem nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, dass eine erste Lagerschale des Wälzlagers auf einer dem in der Kugel ausgebildeten Strömungskanal abgewandten, mit dem Betäti- gungszapfens verbundenen Fläche abgestützt ist und eine zweite Lagerschale des Wälzlagers auf einer dem Strömungskanal zugewandten, mit dem Gehäuse verbundenen Fläche abgestützt ist
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