EP1428990A1 - Drehschieberdichtung - Google Patents

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EP1428990A1
EP1428990A1 EP03028002A EP03028002A EP1428990A1 EP 1428990 A1 EP1428990 A1 EP 1428990A1 EP 03028002 A EP03028002 A EP 03028002A EP 03028002 A EP03028002 A EP 03028002A EP 1428990 A1 EP1428990 A1 EP 1428990A1
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EP
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sealing ring
sealing
slide valve
rotary slide
valve part
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Withdrawn
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EP03028002A
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English (en)
French (fr)
Inventor
Christoph Conradty
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L7/00—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements
    • F01L7/16—Sealing or packing arrangements specially therefor
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L7/00—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements
    • F01L7/02—Rotary or oscillatory slide valve-gear or valve arrangements with cylindrical, sleeve, or part-annularly shaped valves
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01L—CYCLICALLY OPERATING VALVES FOR MACHINES OR ENGINES
    • F01L2301/00—Using particular materials
    • F01L2301/02—Using ceramic materials

Definitions

  • the invention relates to a seal between the relatively rotatable parts of a rotary slide valve.
  • the seal between the two rotatable relative to each other Part of a rotary slide valve has the function, both in the closed position and also in the open position of the rotary slide valve and in any intermediate position prevent fluid across the gap between the two relative to each other can leak rotatable parts.
  • the function can be just as important be the penetration of foreign substances such as lubricating oil through the gap between the parts of the rotary slide valve which can be rotated relative to one another into those of the rotary slide valve to prevent influenced fluid channels.
  • the present invention has particular, if not exclusive, application of rotary slide valves as intake and exhaust valves in piston internal combustion engines in view of what has been known for a long time (e.g. CH-PS 222 337 from the Years 1943).
  • the sealing ring has a cylindrical ring shape with a lower end face facing away from the rotary valve body and the cylindrical one Roll contour of the rotary valve body corresponding to the curved upper, the rotary valve body facing end face, and it is supported by a plurality of between groove bottom and sealing ring each seated in blind holes of the sealing ring Helical compression springs held in contact with the rotary valve body, the can consist, among other things, of a ceramic material.
  • the object of the invention is to provide an improved sealing arrangement between a rotary valve housing and a rotary valve body rotatable relative thereto in the area of a To create opening of the housing or the rotary valve body.
  • the sealing arrangement of the housing opening can be assigned if this is the Inlet opening or outlet opening of the cylinder forms. But they are also use cases conceivable, on which the rotary valve body is fixed and the sealing arrangement is assigned to the rotary valve body opening and the rotary valve housing is relative to the rotary valve body.
  • the sealing arrangement according to the invention uses the fluid pressure in the Flow channel or in the opening surrounded by the sealing arrangement for generation or support of the contact pressure of the sealing ring on the counter surface.
  • the system pressure generated in each case is therefore dependent on the fluid pressure.
  • the sealing contact pressure In order to the sealing contact pressure is only as large as it is under the given Pressure conditions for a reliable seal is necessary. With the above State of the art, however, the selected contact pressure must be so large that it in the worst case is sufficient for a clean seal.
  • the sealing arrangement according to the invention thus has several advantages. On the one hand, it does not apply the need for sufficiently strong springs to ensure a clean seal to ensure the contact pressure of the sealing ring on the counter surface, but the invention only requires a relatively small basic prestressing of the sealing ring, around this at all from the groove receiving it in contact with the Lift the counter surface. This means that there is significantly less space required in the groove required, which also reduces the necessary expansion of the groove. Furthermore is at the sealing arrangement according to the invention the risk of malfunction in the form of the risk of Broken springs due to overload or fatigue as well as the risk of Fatigue or wear and tear of the springs, which changes the pressure properties, is eliminated. The stress on the sealing ring end face and / or the sealing counter surface is reduced on average and thereby the possible wear reduced.
  • Sealing arrangement expediently between the bottom of the groove and the sealing ring can be arranged, which produces only a lower basic bias, so that Sealing ring does not "fall” into the sealing groove, which is already due to the fact that necessary tolerances the sealing ring must allow some play.
  • This leaf spring therefore only has to exert a small force and a small spring travel and can therefore be made smaller and is far less likely to break or subjected to operational changes in the spring characteristic than this the conventional sealing arrangement mentioned above is the case.
  • Fig. 1 shows an exploded view of an approximately cylindrical valve spool body 1 with a lateral surface 11 and a valve channel 12 with a first opening 13 and a diametrically opposite but axially offset second Mouth opening 14, further a housing component in the form of a half-shell 2 with a Opening 21, which with the mentioned first opening 13 of the valve channel 12 of the Rotary slide body 1 cooperates, and a receiving groove surrounding the opening 21 22 for a sealing ring, further a sealing ring 3, which in the receiving groove 22 of the half-shell 2 is to be used, and an annularly shaped leaf spring 4 which between the groove base and the sealing ring 3 into the receiving groove 22 of the half-shell 2 is to be inserted.
  • the opening 21 of the half-shell is just like the mouth opening 13 of the Rotary vane body 1 is not circular, but in each appropriately selected Wise oval or elongated.
  • the receiving groove 22, the sealing ring 3 and the leaf spring 4th have an appropriate shape.
  • the sealing ring 3 is, as FIG. 2 shows as detail II of the illustration in FIG. 1, on one Slotted at the circumference, but formed with gas-tight overlapping ends 31, 32, so that changes in the circumferential length, for example, by thermal expansion movements can be recorded without accompanying radial movement.
  • the leaf spring 4 can be slightly corrugated in the circumferential direction and is designed so that it only exerts a weak pretensioning force on the sealing ring 3 in order to remove it from the groove base area to lift out into contact with the lateral surface 11 of the rotary valve body 1.
  • the housing in which the rotary valve body 1 is rotatably seated is not shown in detail. It is expediently divided axially and in which the outer surface of the rotary valve body 1 surrounding area formed with half-shells, one of which as a half-shell 2 is shown.
  • the housing forms part of the cylinder head, and the opening 21 of the half-shell 2 together with a corresponding opening of the adjacent housing part communicates with the cylinder.
  • FIG. 3 shows an enlarged schematic section through the arrangement of rotary valve body 1 and part of a cylinder head forming housing 20, here for the sake of simplicity, the half-shell 2 is not specifically shown, and that in the Receiving groove 22 seated sealing ring 3.
  • the leaf spring 4 from FIG. 1 is for simplicity also not shown in FIG. 3, because FIG. 3 is primarily intended to explain the function.
  • FIG. 3 shows that the receiving groove 22 is larger both in its width and in its depth than the sealing ring 3 is that further the sealing ring on the radially outer groove wall abuts and a space between the radially inner groove wall and the sealing ring and that there is also a space between the bottom of the sealing ring and the groove bottom of the receiving groove 22.
  • Fig. 3 further shows that the cylinder space Via the opening 21 and the gap between the housing 20 and the rotary valve body 1 connection with the free interior parts of the receiving groove radially inside and below the sealing ring 3 has.
  • the pressure of the medium in the cylinder therefore affects both radially inner surface of the sealing ring and on the lower end face of the sealing ring and thus exerts both a radial contact pressure against the outer groove wall also against a contact pressure acting on the lower end face of the sealing ring the surface area 11 of the rotary valve body 1.
  • the stronger the pressure in the cylinder the more the contact force with which the sealing ring 3 is pressed against the lateral surface 11 is therefore stronger of the rotary valve body 1 is pressed.
  • Fig. 4 shows a representation similar to Fig. 3 with additional advantageous features of Sealing ring 3.
  • the one facing the rotary valve body 1 modified end face of the sealing ring 3 modified.
  • a radially inner one Section 33 of the sealing face is slightly chamfered so that it is flush with the mantle 11 of the rotary valve body 1 forms a tapering gap, in the widened Area of pressure can get in from the combustion chamber and thereby a quasi Non-contact contact of the remaining part 34 of the sealing face is generated in the a minimal gas cushion between this surface area of the outer surface of the rotary valve body is produced.
  • This sealing surface area 34 of the sealing ring end face is preferably provided with a special diamond coating 35, the one hard, wear-resistant surface results.

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Abstract

Dichtungsanordnung zwischen den relativ zueinander drehbaren Teilen eines Drehschieberventils, mit einem Dichtungsring (3), der in einer eine Öffnung (21) eines Drehschieberventilteils (2) umgebenden Aufnahmenut (22) sitzt und mit seiner Stirnfläche dichtend mit der Mantelfläche (11) des anderen Drehschieberventilteils (1) zusammenwirkt, wobei der schwach vorgespannte (4) Dichtungsring (3) an der radial äußeren Nutwand der Aufnahmenut (22) anliegt und von der radial inneren Nutwand der Aufnahmenut sowie vom Nutboden durch einen mindestens im wesentlichen freien Zwischenraum beabstandet ist, in den über den Spalt zwischen den beiden Drehschieberventilteilen (1, 2) Strömungsmittel aus der Öffnung (21) des einen Drehschieberventilteils (2) eindringen und auf die radial innere Wandfläche sowie die dem Nutboden zugewandte Stirnfläche des Dichtungsrings einwirken kann. <IMAGE>

Description

Die Erfindung betrifft eine Dichtung zwischen den relativ zueinander drehbaren Teilen eines Drehschieberventils. Die Abdichtung zwischen den beiden relativ zueinander drehbaren Teilen eines Drehschieberventils hat die Funktion, sowohl in der Schließstellung als auch in der Öffnungsstellung des Drehschieberventils sowie in jeder Zwischenstellung zu verhindern, dass Strömungsmittel über den Spalt zwischen den beiden relativ zueinander drehbaren Teilen auslecken kann. Ebenso bedeutsam kann allerdings auch die Funktion sein, das Eindringen von Fremdstoffen wie beispielsweise Schmieröl über den Spalt zwischen den relativ zueinander drehbaren Teilen des Drehschieberventils in die vom Drehschieberventil beeinflussten Strömungsmittelkanäle zu verhindern.
Die vorliegende Erfindung hat insbesondere, wenngleich nicht ausschließlich, die Anwendung von Drehschieberventilen als Einlaß- und Auslassventile bei Kolbenverbrennungsmotoren im Blick, was an sich schon lange Zeit bekannt ist (z.B. CH-PS 222 337 aus dem Jahre 1943).
Im Zusammenhang mit dem Einsatz von Drehschieberventilen zur Ladungssteuerung von Kolbenverbrennungsmotoren ist es beispielsweise aus der EP 0 099 837 A2 bekannt, die Abdichtung zwischen dem walzenförmigen Drehschieberkörper und dem in aufnehmenden Gehäuse im Bereich der mit dem Zylinder verbundenen Gehäuseöffnung durch einen Dichtungsring herzustellen, der in einer Ringnut sitzt, welche die als Einlassbohrung oder Auslassbohrung zum Zylinder dienende Gehäuseöffnung konzentrisch umgibt und am Nutboden über Druckfedern abgestützt ist. Der Dichtungsring hat dabei eine Zylinderringform mit unterer, vom Drehschieberkörper abgewandter Stirnfläche und der zylindrischen Walzenkontur des Drehschieberkörpers entsprechend gewölbter oberer, dem Drehschieberkörper zugewandter Stirnfläche, und er wird durch eine Mehrzahl von zwischen Nutboden und Dichtungsring sitzenden jeweils in Sackbohrungen des Dichtungsrings greifenden Schraubendruckfedern in Anlage am Drehschieberkörper vorgespannt gehalten, der unter anderem aus einem keramischen Material bestehen kann.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine verbesserte Dichtungsanordnung zwischen einem Drehschiebergehäuse und einem relativ dazu drehbaren Drehschieberkörper im Bereich einer Öffnung des Gehäuses oder des Drehschieberkörpers zu schaffen. Bei einer Anwendung des Drehschieberventils als Einlaß- oder Auslassventil eines Verbrennungsmotors wird im allgemeinen die Dichtungsanordnung der Gehäuseöffnung zuzuordnen sein, wenn diese die Einlassöffnung oder Auslassöffnung des Zylinders bildet. Es sind aber auch Anwendungsfälle vorstellbar, an denen der Drehschieberkörper feststeht und die Dichtungsanordnung der Drehschieberkörperöffnung zuzuordnen ist und das Drehschiebergehäuse sich relativ zum Drehschieberkörper dreht.
Diese Aufgabe wird durch die im Anspruch 1 angegebene Dichtungsanordnung gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind Gegenstand der Unteransprüche.
Die erfindungsgemäße Dichtungsanordnung verwendet den Strömungsmitteldruck im Strömungskanal bzw. in der von der Dichtungsanordnung umgebenen Öffnung zur Erzeugung bzw. Unterstützung des Anlagedrucks des Dichtungsrings an der Gegenfläche. Der jeweils erzeugte Anlagedruck ist damit abhängig von dem Strömungsmitteldruck. Damit ist der Dichtungsanpressdruck jeweils nur gerade so groß, wie er unter den gegebenen Druckbedingungen für eine zuverlässige Abdichtung notwendig ist. Bei dem oben erwähnten Stand der Technik muß der gewählte Anpressdruck dagegen so groß sein, dass er im ungünstigsten Fall für eine saubere Abdichtung ausreicht.
Die erfindungsgemäße Dichtungsanordnung hat damit mehrere Vorteile. Zum einen entfällt die Notwendigkeit von ausreichend starken Federn, um einen die saubere Abdichtung gewährleistenden Anpressdruck des Dichtungsrings an die Gegenfläche zu erzeugen, sondern bei der Erfindung bedarf es nur einer relativ kleinen Grundvorspannung des Dichtungsrings, um diesen überhaupt aus der ihn aufnehmenden Nut heraus in Anlage an die Gegenfläche zu heben. Damit ist in der Nut deutlich weniger konstruktiver Platzbedarf erforderlich, was auch die notwendige Ausdehnung der Nut verringert. Des weiteren ist bei der erfindungsgemäßen Dichtungsanordnung die Störungsgefahr in Gestalt der Gefahr von Federbrüchen durch Überlastung oder Übermüdung sowie auch die Gefahr einer durch Ermüdung oder Ausleiern der Federn mit dadurch veränderten Andrückeigenschaften eliminiert. Die Beanspruchung der Dichtungsringstirnfläche und/oder der Dichtungsgegenfläche wird im zeitlichen Mittel verringert und dadurch wird auch der mögliche Verschleiß reduziert.
Zur Erzeugung der Grundvorspannung des Dichtungsrings kann bei der erfindungsgemäßen Dichtungsanordnung zweckmäßigerweise zwischen Nutgrund und Dichtungsring eine Blattfeder angeordnet sein, die nur eine geringere Grundvorspannung erzeugt, damit der Dichtungsring nicht in die Dichtungsnut "fällt", die schon wegen der Berücksichtigung der notwendigen Toleranzen den Dichtungsring ein gewisses Bewegungsspiel gestatten muß. Diese Blattfeder muß daher nur eine geringe Kraft aufbringen sowie einen geringen Federweg und kann daher kleiner ausgebildet sein und ist weitaus weniger bruchgefährdet oder betriebsbedingten Veränderungen der Federcharakteristik unterworfen, als dies bei der oben erwähnten herkömmlichen Dichtungsanordnung der Fall ist.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nachstehend unter Bezugnahme auf die anliegenden Zeichnungen mehr im einzelnen beschrieben. In den Zeichnungen zeigt:
Fig. 1
eine auseinandergezogene perspektivische Darstellung eines Drehschieberkörpers und einer Halbschale als Gehäusebauteil und der Dichtungsanordnung,
Fig. 2
die Einzelheit II des in Fig. 1 gezeigten Dichtungsrings,
Fig. 3
eine vergrößerte Schnittdarstellung als Funktionsbild der Dichtungsanordnung, und
Fig. 4
eine Darstellung ähnlich Fig. 3 mit weiteren Modifikationen des Dichtungsrings.
Fig. 1 zeigt in auseinandergezogener Darstellung einen etwa walzenförmigen Ventilschieberkörper 1 mit einer Mantelfläche 11 und einem Ventilkanal 12 mit einer ersten Mündungsöffnung 13 und einer diametral gegenüberliegenden, aber axial versetzten zweiten Mündungsöffnung 14, weiter ein Gehäusebauteil in Gestalt einer Halbschale 2 mit einer Öffnung 21, die mit der erwähnten ersten Mündungsöffnung 13 des Ventilkanals 12 des Drehschieberkörpers 1 zusammenwirkt, und einer die Öffnung 21 umgebenden Aufnahmenut 22 für einen Dichtungsring, weiter einen Dichtungsring 3, der in die Aufnahmenut 22 der Halbschale 2 einzusetzen ist, und eine ringförmig geformte Blattfeder 4, die zwischen dem Nutgrund und dem Dichtungsring 3 in die Aufnahmenut 22 der Halbschale 2 einzulegen ist.
Wie man sieht, ist die Öffnung 21 der Halbschale ebenso wie die Mündungsöffnung 13 des Drehschieberkörpers 1 nicht kreisrund, sondern in jeweils zweckentsprechend gewählter Weise oval bzw. länglich. Die Aufnahmenut 22, der Dichtungsring 3 und die Blattfeder 4 haben eine entsprechende Form.
Der Dichtungsring 3 ist, wie Fig. 2 als Einzelheit II der Darstellung in Fig. 1 zeigt, an einer Stelle des Umfangs geschlitzt, jedoch mit sich gasdicht überlappenden Enden 31, 32 ausgebildet, so dass Veränderungen der Umfangslänge beispielsweise durch Wärmedehnungsbewegungen ohne begleitende Radialbewegung aufgenommen werden können.
Die Blattfeder 4 kann in Umfangsrichtung leicht gewellt sein und ist so ausgelegt, dass sie nur eine schwache Vorspannkraft auf den Dichtungsring 3 ausübt, um diesen aus dem Nutgrundbereich heraus in Anlage an die Mantelfläche 11 des Drehschieberkörpers 1 zu heben.
Das Gehäuse, in dem der Drehschieberkörper 1 drehbar sitzt, ist nicht im einzelnen dargestellt. Es ist zweckmäßigerweise axial geteilt und in dem die Mantelfläche des Drehschieberkörpers 1 umgebenden Bereich mit Halbschalen ausgebildet, von denen eine als Halbschale 2 dargestellt ist. Beim Einsatz des Drehschieberventils als Einlaß- bzw. Auslassventil eines Kolbenmotors bildet das Gehäuse einen Teil des Zylinderkopfs, und die Öffnung 21 der Halbschale 2 zusammen mit einer entsprechenden Öffnung des angrenzenden Gehäuseteils steht mit dem Zylinder in Verbindung.
Fig. 3 zeigt einen vergrößerten schematischen Schnitt durch die Anordnung von Drehschieberkörper 1 und einem Teil eines Zylinderkopfs bildenden Gehäuse 20, wobei hier aus Vereinfachungsgründen die Halbschale 2 nicht eigens dargestellt ist, sowie dem in der Aufnahmenut 22 sitzenden Dichtungsring 3. Die Blattfeder 4 aus Fig. 1 ist der Einfachheit halber ebenfalls in Fig. 3 nicht dargestellt, da Fig. 3 vor allem die Funktion erläutern soll.
Fig. 3 zeigt, dass die Aufnahmenut 22 sowohl in ihrer Breite als auch in ihrer Tiefe größer als der Dichtungsring 3 ist, dass weiter der Dichtungsring an der radial äußeren Nutwand anliegt und ein Zwischenraum zwischen der radial inneren Nutwand und dem Dichtungsring besteht, und dass auch ein Zwischenraum zwischen der Unterseite des Dichtungsrings und dem Nutboden der Aufnahmenut 22 besteht. Fig. 3 zeigt weiter, dass der Zylinderraum über die Öffnung 21 und dem Spalt zwischen Gehäuse 20 und Drehschieberkörper 1 Verbindung mit den freien Innenraumteilen der Aufnahmenut radial innerhalb und unterhalb des Dichtungsrings 3 hat. Der Druck des Mediums im Zylinder wirkt also sowohl auf die radial innere Fläche des Dichtungsrings als auch auf die untere Stirnfläche des Dichtungsrings und übt somit sowohl einen radialen Anpressdruck gegen die äußere Nutwand als auch einen auf die untere Stirnfläche des Dichtungsrings wirkenden Anpressdruck gegen die Mantelfäche 11 des Drehschieberkörpers 1 aus. Je stärker der Druck im Zylinder, desto stärker ist daher die Anpresskraft, mit welcher der Dichtungsring 3 an die Mantelfläche 11 des Drehschieberkörpers 1 angedrückt wird.
Fig. 4 zeigt eine Darstellung ähnlich Fig. 3 mit zusätzlichen vorteilhaften Merkmalen des Dichtungsrings 3.
Wie man sieht, ist bei der Anordnung nach Fig. 4 die dem Drehschieberkörper 1 zugewandte dichtende Stirnfläche des Dichtungsrings 3 modifiziert. Ein radial innenliegender Abschnitt 33 der dichtenden Stirnfläche ist leicht abgeschrägt, so dass er mit der Mantelfäche 11 des Drehschieberkörpers 1 einen sich verjüngenden Spalt bildet, in dessen erweiterten Bereich der Druck aus dem Brennraum hineingelangen kann und dadurch ein quasi berührungsfreies anliegen des übrigen Teils 34 der dichtenden Stirnfläche erzeugt, in dem ein minimales Gaspolster zwischen diesem Flächenbereich der Mantelfläche des Drehschieberkörpers erzeugt wird. Dieser dichtende Flächenbereich 34 der Dichtungsringstimfläche ist vorzugsweise mit einer speziellen Diamantbeschichtung 35 versehen, die eine harte, verschleißfeste Oberfläche ergibt.

Claims (5)

  1. Dichtungsanordnung zwischen den relativ zueinander drehbaren Teilen eines Drehschieberventils, mit einem Dichtungsring (3), der in einer eine Öffnung (21) eines Drehschieberventilteils (2) umgebenden Aufnahmenut (22) sitzt und mit seiner Stirnfläche dichtend mit der Mantelfläche (11) des anderen Drehschieberventilteils (1) zusammenwirkt,
    dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtungsring (3) an der radial äußeren Nutwand der Aufnahmenut (22) anliegt und von der radial inneren Nutwand der Aufnahmenut sowie vom Nutboden durch einen mindestens im wesentlichen freien Zwischenraum beabstandet ist, in den über den Spalt zwischen den beiden Drehschieberventilteilen (1, 2) Strömungsmittel aus der Öffnung (21) des einen Drehschieberventilteils (2) eindringen und auf die radial innere Wandfläche sowie die dem Nutboden zugewandte Stirnfläche des Dichtungsrings einwirken kann, und dass eine schwache Vorspannung des Dichtungsrings (3) gegen die Mantelfläche (11) des anderen Drehschieberventilteils (1) vorgesehen ist.
  2. Dichtungsanordnung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen dem Dichtungsring (3) und dem Nutboden der Aufnahmenut (22) eine Blattfeder (4) eingelegt ist, die eine schwache Vorspannung des Dichtungsrings (3) in Anlage mit dem genannten anderen Drehschieberventilteil (1) erzeugt.
  3. Dichtungsanordnung nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtungsring (3) radial geschlitzt ist und die den Schlitz begrenzenden Ringenden (31, 32) sich gasdicht in Umfangsrichtung überlappen.
  4. Dichtungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der radial innere Abschnitt (33) der dem anderen Drehschieberventilteil (1) zugewandten Stirnfläche des Dichtungsrings (3) schwach abgeschrägt ist, so dass sich der Dichtspalt zwischen der Stirnfläche des Dichtungsring (3) und der Mantelfläche (11) des anderen Drehschieberventilteils (1), bezogen auf den Dichtungsring, radial einwärts schwach erweitert.
  5. Dichtungsanordnung nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die mit der Mantelfläche (11) des anderen Drehschieberventilteils (1) dichtend zusammenwirkende Stirnfläche des Dichtungsrings (3) mindestens in ihrem tragenden Bereich (34) diamantbeschichtet oder mit einer anderen harten Oberflächenbeschichtung versehen ist.
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