WO2019243123A1 - Hydrodynamisch wirksamer dichtring und drehdurchführung mit einem solchen dichtring - Google Patents

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WO2019243123A1
WO2019243123A1 PCT/EP2019/065284 EP2019065284W WO2019243123A1 WO 2019243123 A1 WO2019243123 A1 WO 2019243123A1 EP 2019065284 W EP2019065284 W EP 2019065284W WO 2019243123 A1 WO2019243123 A1 WO 2019243123A1
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WO
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sealing ring
flank
housing
groove
shaft
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PCT/EP2019/065284
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English (en)
French (fr)
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Andreas Laage
Original Assignee
Konzelmann Gmbh
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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
    • F16J15/44—Free-space packings
    • F16J15/441—Free-space packings with floating ring
    • 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
    • F16J15/3268—Mounting of sealing rings
    • F16J15/3272—Mounting of sealing rings the rings having a break or opening, e.g. to enable mounting on a shaft otherwise than from a shaft end
    • 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
    • F16J9/00—Piston-rings, e.g. non-metallic piston-rings, seats therefor; Ring sealings of similar construction
    • F16J9/12—Details
    • F16J9/20—Rings with special cross-section; Oil-scraping rings

Definitions

  • the invention relates to a sealing ring for mounting in a shaft groove or in a housing groove for sealing a rotating shaft against a fixed housing or the like, with at least one side flank for contact and sealing on a groove side wall of the shaft groove or the housing groove and with one indirectly on the flank or directly at an angle adjoining clamping surface for contact and sealing on the housing opposite the shaft groove or on the shaft opposite the housing groove.
  • the invention further relates to a rotary feedthrough with a rotatable shaft and a housing or the like which at least partially houses the shaft, a pressure space being arranged between the shaft and the housing and being sealed in the axial direction by a sealing ring arranged in a shaft groove or a housing groove , wherein the sealing ring has a lateral flank for contact and sealing on a groove side wall of the shaft groove or the housing groove and a clamping surface directly or at an angle adjoining the flank for contact and sealing on the housing opposite the shaft groove or on the shaft opposite the housing groove ,
  • it is provided to switch actuators by means of oil under high pressure.
  • the oil is directed through a central, axially aligned bore of a rotating shaft to the respective actuators.
  • Rotary feedthroughs are known for guiding the oil from stationary transmission parts into the central bore of the shaft.
  • a pressure chamber is formed all around the shaft.
  • the oil used for switching is introduced under high pressure from the outside.
  • At least one radially oriented bore is led from the pressure chamber as an oil feed to the central bore of the shaft.
  • the pressure chamber is sealed laterally by sealing rings, so that the oil cannot flow out or can only flow out to a small extent through a gap, as is formed between the rotating shaft and the stationary housing surrounding the shaft.
  • the sealing ring is usually designed as a rectangular sealing ring that can be opened or closed on a lock.
  • Such a sealing ring is then arranged in a circumferential groove in the shaft and bears with its outer clamping surface on the housing. Due to the oil pressure, the sealing ring is pressed with its outer clamping surface against the housing and with its flank facing away from the pressure chamber against the groove side wall facing away from the pressure chamber. The sealing ring thus seals with its flank and with its outer surface the outer outlet gap formed between the shaft and the housing.
  • the groove can also be arranged in the housing and the sealing ring can be accommodated in this groove.
  • the clamping surface of the sealing ring is then formed by its inner lateral surface with which it is pressed against the surface of the shaft opposite the groove.
  • the area with which the flank facing away from the pressure chamber lies against the groove side wall is thus reduced.
  • the pressurized oil gets between the flank and the groove side wall in the relief stage. It thus counteracts the oil pressure that acts on the flank facing the pressure chamber. This reduces the force with which the non-recessed area of the flank is pressed against the groove side wall, which results in a reduced friction.
  • the relief level enables a reduced contact area between the sealing ring and the groove side wall and at the same time a sufficiently large cross section of the sealing ring, so that it has the required mechanical stability.
  • the relief step leads to an increased material thickness of the sealing ring in the radial direction, which leads to a reduction in the radial contact pressure of the sealing ring and thus a reduction in the friction along its clamping surface.
  • hydrodynamically acting structures can also be provided on the sealing ring.
  • such hydrodynamically acting structures are formed as depressions in the flanks of the sealing ring, which form bevels that run against the direction of rotation of the sealing ring.
  • the oil pressure rises particularly in the area of the ends of the slopes, so that the sliding surface is relieved.
  • hydrodynamically acting structures are provided both on the flanks and on the outer surface of the sealing ring, a further reduction in the friction losses can be achieved.
  • the disadvantage of such structures which are oriented in the circumferential direction and which act hydrodynamically is the high production outlay. This applies in particular to sealing rings made of metal, in which the structures, which are only a few micrometers deep, have to be inserted in the flanks and the lateral surfaces in a periodic sequence.
  • US 2006/0055119 A1 shows a sealing ring for a rotating union, which can be introduced into a groove in a shaft.
  • the sealing ring lies with its outer surface against a housing housing the shaft and with a flank against a side wall of the groove and is pressed against the housing and the groove side wall by the oil pressure.
  • the sealing ring has chamfers of different pitch introduced into the flanks on its side facing away from the outer lateral surface.
  • the chamfers of different slopes alternate periodically in the circumferential direction, concave transition regions being arranged between the chamfers.
  • the concave transition areas create a hydrodynamic pressure build-up due to the gap widths that decrease in the opposite direction of rotation, which relieves the sliding surface.
  • the chamfers are dimensioned in such a way that oil under pressure leads to hydrostatic relief in the area of the chamfers.
  • the steeper chamfer has an angle between 8 ° and 45 °, preferably between 14 ° and 18 ° and the flatter chamfer has an angle between 8 ° and 60 °, preferably 45 °.
  • the object is achieved in that a radial chamfer which is hydrodynamically effective in the radial direction is attached to the at least one flank and which is transferred to the flank surface at an angle ⁇ into a flank surface of the flank such that the hydrodynamically effective radial chamfer in the radial direction Extent in the range of> 0.3mm, preferably> 0.5mm and that the hydrodynamically effective radial chamfer axially has a maximum depth in the range of 20pm to 50pm compared to the flank surface.
  • a chamfer starting in the radial direction with suitable dimensions on the flank of the sealing ring also leads to a hydrodynamic effect, which relieves the flank in the axial direction and thus reduces friction losses.
  • the hydrodynamic pressure build-up takes place through oil, which is drawn into the gap formed between the chamfer and the groove side wall by the rotation.
  • the hydrodynamically acting radial chamfer is inclined significantly less. No hydrostatic pressure is thus formed in the area of the hydrodynamically effective radial chamfer. The area thus contributes to the sealing of the sealing ring with respect to the groove side wall.
  • the radially rising, hydrodynamically effective radial chamfer is much easier to produce than known hydrodynamic structures acting in the circumferential direction.
  • hydrodynamic structures acting in the circumferential direction successive depressions and elevations are to be introduced into the flank of the sealing ring, which form the required bevels.
  • embossing processes with correspondingly complex shapes.
  • the radially starting, hydrodynamically effective radial chamfer can be produced in an embossing manner with much simpler shapes as well as in a cutting process, which considerably simplifies the manufacture of the sealing rings.
  • the object of the invention is further achieved in that the clamping surface opposite the at least one lateral sealing flank is transferred at a descending angle ⁇ into an axial chamfer which is hydrodynamically effective in the axial direction.
  • the hydrodynamically effective axial chamfer thus shows in the direction of the pressure chamber to be sealed and increases, starting from the pressure chamber, towards the clamping surface.
  • the hydrodynamically effective, axial chamfer creates a hydrodynamic load capacity in the radially outer area of the sealing ring, which is aligned radially. This relieves the sealing ring radially and reduces friction.
  • the hydrodynamic pressure build-up takes place through oil, which is drawn by the rotation into the gap arranged between the chamfer and the housing opposite the shaft groove or the shaft opposite the housing groove.
  • the hydrodynamically effective axial chamfer protects the housing against premature wear when the clamping surface provided with the hydrodynamically effective axial chamfer bears against the housing.
  • the housing is made of aluminum
  • microcracks occur on the surface of the housing in the interface with the clamping surface of the sealing ring.
  • parts of the surface of the housing can detach along the interface. This leads to increased wear.
  • the sealing ring grinds itself radially into the housing. It is then held in the axial direction both in the shaft groove of the shaft and in the ground groove on the housing. The shaft can then no longer be dismantled.
  • the hydrodynamically acting axial chamfer at least largely prevents the formation of the microcracks and thereby significantly reduces the wear on the housing. This effectively prevents me from grinding the sealing ring into the housing and preventing the shaft from being removed.
  • the sealing ring has at least one hydrodynamically effective radial chamfer and at least one hydrodynamically effective axial chamfer.
  • the formation of a hydrodynamically acting chamfer on the two pressed-on sliding surfaces of the sealing ring can minimize its friction and at the same time protect the housing against high wear.
  • An optimized relief of the flank of the sealing ring can be achieved in that the hydrodynamically effective radial chamfer is transferred into the flank surface at an angle a of less than 15 ° and greater than 0.5 ° and / or that the hydrodynamically effective axial chamfer is at an angle ß less than 15 ° and greater than 0.5 ° is transferred into the clamping surface.
  • the respective sliding surface is relieved by a hydrodynamically effective radial and / or axial chamfer designed in this way, but a sufficient contact pressure is maintained so that the required sealing effect is ensured.
  • the hydrodynamically effective radial chamfer and / or the hydrodynamically effective axial chamfer is arranged all around on the sealing ring and is interrupted at a lock of the sealing ring.
  • Such a chamfer, which is not or only interrupted at the lock, is advantageously simple and therefore inexpensive to manufacture.
  • a further relief of the sealing ring can be achieved in that a hydrostatic relief stage is arranged opposite the clamping surface and that a side surface of the hydrostatic relief stage is set back in relation to the hydrodynamically effective radial chamfer.
  • the hydrostatic relief step can be reset by means of a step or by an incline which, compared to the hydrodynamically effective radial chamfer, has a significantly enlarged angle with respect to the flank surface.
  • the hydrostatic relief stage provides additional relief for the sealing flank of the sealing ring. The surface of the flank rubbing against the groove side wall is reduced without the fleas (difference between the inner and the outer radius) of the sealing ring having to be reduced.
  • a mechanically sufficiently stable sealing ring is thus obtained, the contact pressure acting between the clamping surface and the associated contact surface of the clamping surface being additionally reduced by the comparatively large fleas of the sealing ring.
  • Exact centering of the sealing ring in the housing groove or the shaft groove can be achieved in that radially aligned centering cams are formed on the sealing ring opposite the clamping surface.
  • the centering cams facilitate in particular the assembly of the shaft into the housing, since the sealing ring or rings are aligned in a radially symmetrical manner without the contact of the respective clamping surface on the housing or the shaft by the centering cams. This avoids an eccentric position of the sealing rings when mounting the shaft in the housing, in which the sealing rings would block the insertion of the shaft into the housing.
  • the sealing ring is designed as an externally clamping sealing ring with a radially outwardly directed, outer clamping surface or as an internally clamping sealing ring with a radially inwardly directed, internal clamping surface.
  • an externally tensioning sealing ring it can be inserted into a circumferential shaft groove introduced into the shaft and can be pressed with its outer circumferential surface onto a circumferential housing or the like.
  • an internally tensioning sealing ring it is suitable for arrangements in which a housing groove is provided, into which the sealing ring is inserted. It is then pressed against the shaft with its internal clamping surface. In both cases, a hydrodynamically acting chamfer can be arranged on the respective sealing flank and / or on the clamping surface.
  • a simple assembly can be achieved in that the sealing ring is formed symmetrically to a central plane formed transversely to its axial direction.
  • the sealing ring then has two flanks opposite one another and formed in mirror image to one another, on each of which a hydrodynamically acting radial chamfer is attached. Additionally or alternatively, a hydrodynamic axial chamfer can be provided on both sides of the clamping surface.
  • a clamping ring designed in this way can be used in both possible mounting orientations.
  • a radial chamfer which is hydrodynamically effective in the radial direction and which faces the clamping surface is attached to the at least one flank of the sealing ring is transferred at an angle a into a flank surface of the flank, that the hydrodynamically effective radial chamfer has an extension in the radial direction of at least> 0.3 mm, preferably> 0.5 mm, that the hydrodynamically effective radial chamfer axially has a maximum depth in the range of 20 pm to 50pm with respect to the flank surface, that the sealing ring with its flank surface covers an outer outlet gap formed between the shaft and the housing or the like and facing away from the pressure chamber and in an abutment area lies against an outer groove side wall related to the pressure chamber and that the abutment area is in a radial direction Direction has an extent of greater than or equal to 0.1 mm.
  • the hydrodynamic radial chamfer relieves the pressure on the flank of the sealing ring. This reduces the friction in this area.
  • the at least provided contact area between the flank surface and the groove side wall avoids that the sealing ring merely rests on the groove side wall with its hydrodynamically acting radial chamfer, which on the one hand can lead to increased leakage and on the other hand at least reduces the hydrodynamic effectiveness of the radial chamfer.
  • the clamping surface opposite the at least one lateral sealing flank is transferred at a decreasing angle ⁇ into an axial chamfer that is hydrodynamically effective in the axial direction. Due to the hydrodynamically acting axial chamfer adjoining the clamping surface, the friction between the clamping surface and the adjoining interface of the shaft or the housing or the like is reduced. At the same time, increased wear on the housing can be avoided.
  • the rotary feedthrough preferably has at least one sealing ring with at least one of the features described above.
  • FIG. 2 shows a perspective side view of a first external sealing ring shown in FIG. 1,
  • FIG. 3a shows the sealing rings according to FIG. 3 in a modified embodiment
  • FIG. 6 is a side sectional view of a rotary union with two first internal sealing rings
  • FIG. 7 is a perspective side view of a first internal sealing ring shown in FIG. 6,
  • FIG. 9 in an enlarged sectional side view a second inner sealing ring
  • Fig. 10 shows a further enlarged side sectional view of a third internal sealing ring.
  • Fig. 11 in an enlarged sectional side view the in the figures
  • Figure 1 shows a side sectional view of a rotary union 10 with two first outer sealing rings 30.1.
  • the representation and the representations of the following FIGS. 2 to 10 are not to scale.
  • the first outer-tensioning sealing rings 30.1 are each arranged in a groove space 22 of a shaft groove 14.
  • the two shaft grooves 14 are incorporated all the way around in a shaft 12.
  • the rotatably mounted shaft 12 is guided in a housing 11. Only a section of the housing 11 and the shaft 12 is shown.
  • a pressure chamber 20 is formed as a circumferential recess in the shaft 12 between the first external sealing rings 30.1.
  • the pressure chamber 20 is connected to a central bore 13 of the shaft 12 via a radially aligned oil feed 15.
  • the central bore 13 runs axially along the central longitudinal axis of the shaft 12.
  • the housing 11 is pierced by an inlet 11.1.
  • a gap is formed between the shaft 12 and the housing 11.
  • the gap is sealed on both sides of the pressure chamber 20 by the two first outer sealing rings 30.1.
  • An inner outlet gap 21.1 facing the pressure chamber 20 and an outer outlet gap 21.2 facing away from the pressure chamber 20 are thus formed.
  • the first outer clamping sealing rings 30.1 are each pressed onto the housing 11 with an outer clamping surface 31.1.
  • the respective outer tensioning area 31.1 is formed by the outer jacket surface thereof.
  • the rotary feedthrough 10 is part of a vehicle transmission, not shown.
  • actuators for example a clutch or other switching elements
  • the oil is supplied to the pressure chamber 20 via the inlet 11.1 of the housing 11.
  • the oil With the shaft 12 rotating, the oil is guided into the central bore 13 and along it to the actuators via the oil feed 15.
  • the oil in the central bore 13 can pass through a corresponding rotary union 10 can also be removed.
  • the oil under high pressure is then fed from the central bore 13 via the oil feed 15 to the pressure chamber 20 and from there to the inlet 11.1 of the housing 11.
  • the oil can be supplied from the inlet 11.1 to a corresponding actuator, for example.
  • the oil can have a pressure of up to 8 MPa and the shaft 12 can be operated at speeds of up to 15,000 revolutions / min.
  • the first externally tensioning sealing rings 30.1 and correspondingly the further sealing rings 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 shown in FIGS. 4 to 10 seal the pressure space 20 along the gap formed between the shaft 12 and the housing 11, so that the required pressure is maintained and the oil leakage is kept low. Due to the high pressure and high speeds, the sealing rings 30.1, 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 are exposed to high mechanical loads.
  • the sealing rings 30.1, 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 are made of plastic in the present case. However, it is also conceivable to use sealing rings 30.1, 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 made of a metal, for example of gray cast iron.
  • FIG. 2 shows a perspective side view of a first external sealing ring 30.1 shown in FIG. 1.
  • the first external sealing ring 30.1 can be opened and closed with a lock 33.
  • the lock 33 is designed as a step lock.
  • any other suitable lock shape for example a double-T lock, a hook lock or an open joint (diagonal joint or straight joint) can be used.
  • Such a lock 33 is provided in all of the sealing rings 30.1, 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 shown in FIGS. 1 to 10.
  • the shown sealing rings 30.1, 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 are, apart from the respective area of the lock 33, mirror-symmetrical to a center plane of the respective sealing rings 30.1, 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 formed perpendicular to the axial direction.
  • the sealing rings 30.1, 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 can be installed in both possible orientations.
  • the opposite flanks of the first outer-sealing ring 30.1 each have a flank surface 32 and an adjoining, hydrodynamically effective first radial chamfer 34.1.
  • the opposite first radial bevels 34.1 are inclined towards one another, starting from the flank surfaces 32.
  • the first external sealing ring 30.1 is closed off internally by a hydrostatic relief stage 35.
  • Centering cams 37 are formed on an inner surface 36.1 of the first outer clamping sealing ring 30.1 opposite the outer clamping surface 31.1.
  • FIG. 3 shows an enlarged lateral sectional view of the first outer-tensioning sealing ring 30.1 shown in FIGS. 1 and 2.
  • the first externally tensioning sealing ring 30.1 is inserted into the groove space 22 of a shaft groove 14 of the rotary union 10 shown in FIG. 1.
  • the groove space 22 is delimited by a groove bottom 17.3 and one inner groove side wall 17.1 and one outer groove side wall 17.2 rising from the groove bottom 17.3 in the direction of the housing 11.
  • the inner groove side wall 17.1 is arranged opposite to the pressure chamber 20 and the outer groove side wall 17.2.
  • the first outer clamping sealing ring 30.1 bears on the housing 11 with its outer clamping surface 31.1.
  • the first outer-tensioning sealing ring 30.1 lies in a contact area 40 with a part of its outer flank surface 32 on the outer groove side wall 17.2. The remaining part of the outer flank surface 32 closes the outer outlet gap 21.2.
  • a first radial chamfer 34.1 of the first external sealing ring 30.1 connects to the flank surfaces 32.
  • the flank surfaces 32 are transferred at an angle 41 into the first radial chamfers 34.1.
  • the first radial chamfers 34.1 run through the angle 41 inwards, that is to say towards one another.
  • the hydrostatic relief stage 35 is integrally formed on the first external sealing ring 30.1. Side surfaces 35.1 of the hydrostatic relief stage 35 are set back by one step each compared to the first radial chamfers
  • the first external sealing ring 30.1 is aligned radially with respect to the shaft 12 during assembly, if the shaft 12 has not yet been inserted into the housing 11. It is thus possible to insert the shaft 12 with the first external sealing ring 30.1 into the housing 11 without the first external clamping ring
  • the outer-tensioning sealing ring 30.1 blocked the insertion movement by an eccentric positioning.
  • the outer-tensioning sealing ring 30.1 is provided with an assembly chamfer F, as shown in FIG. 3A.
  • the assembly chamfer is arranged in the transition area between the flank surface 32 or flank surfaces 32 and the clamping surface 31.1. Additionally or alternatively, it can also be provided that the housing 11 is provided with a corresponding assembly chamfer.
  • the pressure space 20 is connected to the groove space 22 via the inner outlet gap 21.1.
  • a high oil pressure also forms in the groove space 22.
  • the first outer clamping sealing ring 30.1 is pressed with its outer clamping surface 31.1 against the housing 11 and with its outer flank surface 32 in the contact area 40 against the outer groove side wall 17.2. Due to the pressure, a flank-side sealing gap 23 present between the flank surface 32 and the groove side wall 17.2 and a shell-side sealing gap 24 present between the outer clamping surface 31.1 and the housing 11 are largely closed. Therefore, only a small oil leakage current can flow out of the groove space 22 through the sealing gap 23 on the flank side and the sealing gap 24 on the casing side to the outer outlet gap 21.2.
  • the side surfaces 35.1 of the hydrostatic relief stage 35 are set back against the flank surfaces 32 to such an extent that the oil under high pressure in the groove space 22 is also between the side surface 35.1 and the outer surface Groove side wall 17.2 stands.
  • the hydrodynamically effective, first radial chamfer 34.1 has an extension of> 0.3 mm, preferably ⁇ 0.5 mm, in the radial direction. It represents a slope opening towards the groove space 22. This has a maximum distance of 20 pm to 50 pm measured in the axial direction with respect to the plane of the flank surface 32. This maximum distance is thus formed at the end of the hydrodynamically effective first radial chamfer 34.1 facing away from the outer clamping surface 31.1.
  • the hydrodynamically effective radial chamfers 34.1, 34.2, 34.4, 34.5 are transferred into the respective flank surfaces 32 at an angle 41 of less than 15 ° and greater than 0.5 °. For better illustration, the angle 41 and the maximum distance have been enlarged and are therefore not drawn to scale.
  • the angle 41 or the maximum distance between the hydrodynamically effective first radial chamfers 34.1 and the outer groove side wall 17.2 are so small that no hydrostatic oil pressure builds up in the region of the hydrodynamically acting first radial chamfers 34.1.
  • the area of the hydrodynamically effective first radial chamfer 34.1 thus contributes to sealing the groove space 22 and thus the pressure space 20.
  • oil into the area of the hydrodynamically effective first radial chamfer 34.1 In operation with the shaft 12 penetrating due to centrifugal forces and the oil pressure present, oil into the area of the hydrodynamically effective first radial chamfer 34.1.
  • the oil striving outwards runs against the tapering gap of the first radial chamfer 34.1. This creates a hydrodynamic effect in the radial direction.
  • the pressure build-up associated with this takes place predominantly in the transition region from the hydrodynamically effective first radial chamfer 34.1 into the subsequent flank surface 32.
  • the first external sealing ring 30.1 is relieved of pressure in the axial direction in its contact area 40 to the outer groove side wall 17.2.
  • the hydrodynamic effect is advantageously independent of the direction of rotation of the shaft 12.
  • the inventive design of the hydrodynamically effective first radial chamfer 34.1 ensures that the hydrodynamically caused increase in the oil pressure is only so great that the flank surface 32 is still sufficiently pressed against the outer groove side wall 17.2. This keeps the oil leakage low.
  • the contact area 40 has an extension of greater than or equal to 0.2 mm in the radial direction. This takes into account possible manufacturing tolerances of the housing 11, the shaft 12 and the first external sealing ring 30.1.
  • the specification of the contact area 40 ensures that the hydrodynamically effective first outer sealing ring 30.1 lies with a sufficiently large area on the outer groove side wall 17.2. This avoids an increased leakage flow.
  • the hydrodynamically effective first radial chamfer 34.1 is arranged partially in the area of the outer outlet gap 21.2, as a result of which the hydrodynamic effect would be lost.
  • FIG. 4 shows an enlarged lateral sectional view of a second external sealing ring 30.2.
  • the structure of the shaft 12 with the shaft groove 14 and the housing 11 with the inner and outer outlet gap 21.1, 21.2 correspond to the description of FIG. 3, to which reference is hereby made.
  • the second outer-tensioning sealing ring 30.2 too, this rests with its outer clamping surface 31.1 on the housing 11 and seals the sealing gap 24 on the jacket side.
  • one of the opposite flank surfaces 32 bears in the contact region 40 on the outer groove side wall 17.2, as a result of which the flank-side sealing gap 23 is sealed.
  • the flank surfaces 32 merge into a hydrodynamically effective second radial chamfer 24.2 at the angle 41 already described.
  • the second external sealing ring 30.2 does not have a hydrostatic relief stage 35.
  • the centering cams 37 are molded onto the inner surface 36.1 of the second outer-tensioning sealing ring 30.2 with the same function as described for FIG. 3.
  • the hydrodynamically effective, second radial chamfer 34.2 also extends in the radial direction in the range of> 0.3 mm, preferably> 0.5 mm. It represents an incline opening towards the groove space 22. This has a maximum distance in the range from 20 pm to 50 pm measured in the axial direction with respect to the plane of the flank surface 32.
  • the contact area 40 has an extension of greater than or equal to 0.2 mm in the radial direction.
  • the mode of operation and function of the second external sealing ring 30.2 thus corresponds, apart from the hydrostatic relief stage 35 which is not present, to the mode of operation and function described for FIG. 3 of the first external clamping ring 30.1 shown there, to the description of which reference is hereby made.
  • FIG. 5 shows a third enlarged sealing ring 30.3 in a further enlarged side sectional view.
  • the flanks of the third external sealing ring with the flank surfaces 32, the first radial chamfers 34.1 and the side surfaces 35.1 of the hydrostatic relief stage 35 as well as that Centering cams 37 correspond to the flanks or centering cams 37 of the first outer-tensioning sealing ring 30.1, so that the relevant description also applies to the third external-tensioning sealing ring 30.3.
  • hydrodynamically effective first axial chamfers 34.3 are provided on the side of the outer clamping surface 31.1. Starting from the outer clamping surface 31.1, the hydrodynamically effective first axial chamfer 34.3 facing the pressure chamber 20 forms a slope that is open towards the groove chamber 22. The greatest distance between the circumference of the outer clamping surface 31.1 and the hydrodynamically effective first axial chamfer 34.3 thus arises at the edge of the third external sealing ring 30.3. Due to the symmetrical structure of the third external sealing ring 30.3, a first axial chamfer 34.3 is also provided towards the outer groove side wall 17.2, which, however, has no hydrodynamic effect in the installation situation shown.
  • the first axial chamfers 34.3 are oriented at an angle 42 of less than 0.01 ° and greater than 0.001 °.
  • a hydrodynamic effect occurs along the first axial chamfer 34.3 facing the pressure chamber 20. Due to the oil leakage flow flowing along the jacket-side sealing gap 24, a hydrodynamically increased oil pressure is formed in the area of the approaching slope of the first axial chamfer 30.3 and the subsequent outer clamping surface 31.1. This reduces the contact pressure with which the third external sealing ring 30.3 is pressed onto the housing 11. This reduces the friction between the third external sealing ring 30.3 and the housing 11. Furthermore, there is a reduced alternating load on the housing 11, which is made of aluminum in the present case. Such an alternating load causes microcracks in the border area between the third external sealing ring 30.3 and the housing 11. As the crack depth increases, parts of the interface are released, which then leads to increased wear to lead.
  • the third external sealing ring 30.3 then works into the housing 11, so that the shaft 12 is no longer dismantled can be.
  • the formation of microcracks can be effectively avoided by the hydrodynamic relief of the third external sealing ring 30.3.
  • the first radial chamfer facing the outer groove side wall 17.2 is for the hydrodynamic relief of the third external sealing ring 30.3
  • the symmetrical structure of the third external sealing ring 30.3 offers the advantage that the third external sealing ring 30.3 can be used in both possible installation situations.
  • the first radial chamfer 34.1 and the first axial chamfer 34.3 show the advantage of simple positioning and the independence of their mode of action from the respective direction of rotation.
  • FIG. 6 shows a side view of a rotary union 10 with two first internal sealing rings 30.4.
  • the rotating union 10 is assigned to the rotatably mounted shaft 12 with the central bore 13 and to the housing 11 housing the shaft 12 at least in sections.
  • the pressure chamber 20 is incorporated as a circumferential recess in the housing 11. It is accessible from the outside via the inlet 11.1 and is connected to the central bore 13 via the oil feed 15.
  • a housing groove 16 is let into the housing 11 on each side of the pressure chamber 20.
  • a first inner sealing ring 30.4 is arranged in the housing grooves 16. The first inner sealing ring 30.4 seals the inner outlet gap
  • FIG. 7 shows a perspective side view of the first internal sealing ring 30.4 shown in FIG. 6.
  • the first inner-tensioning sealing ring 30.4 can be opened and closed via a lock 33, which is designed here as a T-lock.
  • the comparatively rigid first inner-tensioning sealing ring 30.4 can be mounted in the provided housing groove 16.
  • the inner clamping surface 31.2 is formed on an inner lateral surface of the first inner sealing ring 30.4.
  • flank 30.4 is symmetrical in relation to a center plane oriented transversely to its center axis.
  • the opposite flanks of the first inner-tensioning sealing ring 30.4 adjacent to the inner tensioning face 31.2 form flank faces 32 initially aligned parallel to one another.
  • the flank surfaces 32 are at an angle a 41 (see FIG. 8) in third radial chamfers
  • the third radial chamfers 34.4 are oriented such that they run towards one another starting from the flank surfaces 32. Following the third radial chamfers 34.4, the first internal sealing ring 30.4 merges in steps into a hydrostatic relief stage 35. This forms an outer surface 36.2 of the first inner sealing ring. Centering cams 37 are spaced apart from one another along the outer surface 36.2.
  • FIG. 8 shows an enlarged lateral sectional view of the first inner-tensioning sealing ring 30.4 shown in FIGS. 6 and 7.
  • the first inner clamping sealing ring 30.4 bears on the shaft 12 with its inner clamping surface 31.2. As a result, a jacket-side sealing gap 24 formed between the inner clamping surface 31 .2 and the shaft 12 is sealed. With its flank surface 32 facing away from the inner outlet gap 21.1 and thus from the pressure chamber 20, the first inner-tensioning sealing ring 30.4 lies in the contact area 40 on the outer groove side wall 17.2, whereby the flank-side sealing gap 23 is sealed.
  • the third radial chamfers 34.4 form wedge-shaped bevels which open continuously towards the groove bottom 17.3.
  • the third radial chamfer 34.4 which is in contact with the outer groove side wall 17.2 is flydrodynamically effective.
  • the dimensioning of the third radial chamfer 34.4 corresponds to the dimensioning of the first radial chamfer 34.1 shown in FIG. 3.
  • the flank surfaces 32 are transferred into the first radial chamfers 34.1 at an angle a, which is less than 0.01 ° and greater than 0.001 °.
  • the first inner clamping sealing ring 30.4 is pressed with its inner clamping surface 31.2 against the shaft 12 and with its one flank surface 32 in the contact area 40 against the outer groove side wall 17.2.
  • the outer outlet gap 21.2 is sealed off from the groove space 22 and thus from the pressure space 20.
  • the contact area 17.2 has an extension of greater than or equal to 0.2 mm in the radial direction.
  • FIGS. 9 shows an enlarged internal sectional view of a second internal sealing ring 30.5.
  • the fourth radial bevels 34.5 formed are thus guided at an angle a 41 with respect to the flank surfaces 32 and extend up to the outer surface 36.2 of the second internal sealing ring 30.5. They are transferred into a rounding area in the outer surfaces 36.2.
  • the function of the fourth radial chamfers 34.5 corresponds to the function of the third radial chamfers 34.4 described in FIG. 8.
  • FIG. 10 shows a further enlarged sectional sectional view of a third internal sealing ring 30.6.
  • the structure of the third inner-tensioning sealing ring 30.6 essentially corresponds to that of the first inner-tensioning sealing ring 30.4, wherein, in addition to the opposite edges of the inner tensioning surface 31.2, falling, hydrodynamically effective second axial chamfers 34.6 are arranged.
  • the second axial chamfer 34.6 facing the inner outlet gap 21.1 and thus the pressure chamber 20 is hydrodynamically effective.
  • the hydrodynamically active second axial chamfer 34.6 leads to a relief of the third internal clamping ring 30.6 along its inner clamping surface 31.2. This can reduce friction and wear in this area.
  • a sealing ring 30.1, 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 with its clamping surface 31.1, 31.2 is in contact with an adjacent component (housing 11 or shaft 12) made of aluminum, the relief of the clamping surface 31.1, 31.2 can lead to the formation of microcracks in the aluminum surface can be avoided. As a result, it is avoided that the respective sealing ring 30.1, 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 is worked into the aluminum surface, as a result of which the removal of the shaft 12 from the housing 11 would be blocked.
  • the hydrodynamically effective radial chamfers 34.1, 34.2, 34.4, 34.5 have an extension in the radial direction of> 0.3 mm, preferably> 0.5 mm and a maximum depth of 20 pm to 50 pm compared to the respective flank surface 32.
  • the hydrodynamically effective radial chamfers 34.1, 34.2, 34.4, 34.5 are transferred into the respective flank surface 32 at an angle 41 of less than 15 ° and greater than 0.5 °.
  • a hydrodynamic relief of the clamping surface 31.1, 31.2 is achieved when the hydrodynamically effective axial chamfers 34.3, 34.6 are transferred at an angle ⁇ 42 smaller than 0.01 ° and larger than 0.001 ° into the assigned clamping surfaces 31.1, 31.2.
  • FIG. 11 shows the sealing ring 30.1 shown in FIGS. 1 to 3, a change being made in the area of the first radial chamfer 34.1 compared to the design according to FIG. 3.
  • the surface area of the first radial phase is provided with a wave structure.
  • This wave structure W forms a hydrodynamically effective contour, the wave crests and the wave troughs extending in the radial direction or essentially in the radial direction. It is also conceivable that the wave crests and the wave troughs are inclined to the radial direction. With this hydrodynamically effective contour, the resulting load-bearing capacity of the sealing ring 30.1 in the area of the radial chamfer 34.1 is increased in favor of better support behavior.

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Abstract

Die Erfindung betrifft einen Dichtring, wie er zur Abdichtung von Drehdurchführungen zu rotierenden Wellen gegenüber einem umgebenden Gehäuse verwendet ist, sowie eine entsprechende Drehdurchführung. Dabei ist es vorgesehen, dass an der zumindest einen Flanke des Dichtrings eine in radialer Richtung hydrodynamisch wirksame, radiale Fase angebracht ist, welche zur Spannfläche hin in einem Winkel α in eine Flankenfläche der Flanke übergeleitet ist, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase in radialer Richtung eine Erstreckung von ≥0,3mm, vorzugsweise ≥0,5mm aufweist und dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase axial eine maximale Tiefe von 20µm bis 50µm gegenüber der Flankenfläche aufweist. Weiterhin ist es vorgesehen, dass die Spannfläche gegenüberliegen zu der zumindest einen seitlichen abdichtenden Flanke in einem abfallenden Winkel β in eine in axialer Richtung hydrodynamisch wirksame, axiale Fase übergeleitet ist. Durch die hydrodynamisch wirksame, radiale bzw. axiale Fase wird ein reibungs-und verschleißarmer Dichtring bereitgestellt.

Description

Hydrodynamisch wirksamer Dichtring und Drehdurchführung mit einem solchen Dichtring
Die Erfindung betrifft einen Dichtring zur Montage in einer Wellennut oder in einer Gehäusenut zur Abdichtung einer drehenden Welle gegenüber einem feststehenden Gehäuse oder dergleichen, mit zumindest einer seitlichen Flanke zur Anlage und Abdichtung an einer Nutseitenwand der Wellennut oder der Gehäusenut und mit einer an die Flanke mittelbar oder unmittelbar in einem Winkel anschließenden Spannfläche zur Anlage und Abdichtung an dem der Wellennut gegenüberliegenden Gehäuse oder an der der Gehäusenut gegenüberliegenden Welle.
Die Erfindung betrifft weiterhin eine Drehdurchführung mit einer drehbaren Welle und einem die Welle zumindest teilweise einhausenden Gehäuse oder dergleichen, wobei zwischen der Welle und dem Gehäuse ein Druckraum angeordnet ist, der in axialer Richtung jeweils durch einen in einer Wellennut oder einer Gehäusenut angeordneten Dichtring abgedichtet ist, wobei der Dichtring eine seitliche Flanke zur Anlage und Abdichtung an einer Nutseitenwand der Wellennut oder der Gehäusenut und eine an die Flanke mittelbar oder unmittelbar in einem Winkel anschließende Spannfläche zur Anlage und Abdichtung an dem der Wellennut gegenüberliegenden Gehäuse oder an der der Gehäusenut gegenüberliegenden Welle aufweist. Für verschiedene Getriebearten im Kraftfahrzeugbau ist es vorgesehen, Aktuatoren mittels unter hohem Druck stehenden Öls zu schalten. Dabei wird das Öl durch eine zentrale, axial ausgerichtete Bohrung einer rotierenden Welle zu den jeweiligen Aktuatoren geleitet. Um das Öl von ruhenden Getriebeteilen in die zentrale Bohrung der Welle zu leiten sind Drehdurchführungen bekannt. Bei solchen Drehdurchführungen ist umlaufend zur Welle ein Druckraum ausgebildet. In diesen wird von außen das zum Schalten verwendete Öl unter hohem Druck eingeleitet. Vom Druckraum ist zumindest eine radial ausgerichtete Bohrung als Ölzuführung zu der zentralen Bohrung der Welle geführt. Der Druckraum ist seitlich durch Dichtringe abgedichtet, sodass das Öl nicht oder nur in geringem Maße durch einen Spalt, wie er zwischen der rotierenden Welle und dem die Welle umschließenden, ruhenden Gehäuse ausgebildet ist, abfließen kann. Dabei ist der Dichtring zumeist als Rechteck-Dichtring ausgebildet, der an einem Schloss geöffnet bzw. geschlossen werden kann. Ein solcher Dichtring ist dann in einer umlaufend in die Welle eingebrachten Nut angeordnet und liegt mit seiner äußeren Spannfläche an dem Gehäuse an. Durch den Öldruck wird der Dichtring mit seiner äußeren Spannfläche gegen das Gehäuse und mit seiner dem Druckraum abgewandten Flanke gegen die dem Druckraum abgewandte Nutseitenwand gedrückt. Damit dichtet der Dichtring mit seiner Flanke und mit seiner Mantelfläche den zwischen der Welle und dem Gehäuse ausgebildeten äußeren Austrittsspalt ab.
In einer alternativen Ausführung kann die Nut auch in dem Gehäuse angeordnet und der Dichtring in dieser Nut aufgenommen sein. Die Spannfläche des Dichtrings ist dann durch seine innere Mantelfläche gebildet, mit welcher er an die der Nut gegenüberliegende Oberfläche der Welle angedrückt ist.
Um eine geringe Leckage zu erreichen ist es vorteilhaft, wenn die Dichtringe mit einer hohen Flächenpressung an die jeweils gegenüberliegenden Flächen gedrückt werden. Nachteilig führt dies jedoch zu hohen Reibungsverlusten, welche sich in einem erhöhten Kraftstoffverbrauch auswirken. Wie in der öffentlich zugängigen Dissertation„Untersuchungen zur Funktion und Auslegung von Reckteckdichtringen für Drehdurchführungen“ (Mirco Gronitzki, Gottfried Wilhelm Leibniz Universität Hannover, 2006) dargelegt, kann die Reibung durch eine hydrostatische Entlastungsstufe verringert werden. Bei einer solchen hydrostatischen Entlastungsstufe ist die Flanke des Dichtrings in ihrem von der Spannfläche abgewandten Bereich, beispielsweise durch eine Stufe oder durch eine Schräge, gegenüber dem an der Nutseitenwand anliegenden Flankenbereich zurückgesetzt. Die Fläche, mit welcher die dem Druckraum abgewandte Flanke an der Nutseitenwand anliegt, wird so reduziert. Gleichzeitig gelangt das unter Druck stehende Öl im Bereich der Entlastungsstufe zwischen die Flanke und die Nutseitenwand. Es wirkt so dem Öldruck, welcher auf die dem Druckraum zugewandte Flanke einwirkt, entgegen. Dadurch wird die Kraft, mit welcher der nicht zurückgesetzte Bereich der Flanke an die Nutseitenwand angedrückt wird, reduziert, wodurch sich eine verringerte Reibung ergibt. Durch die Entlastungsstufe werden eine reduzierte Kontaktfläche zwischen dem Dichtring und der Nutseitenwand und gleichzeitig ein ausreichend großer Querschnitt des Dichtrings ermöglicht, sodass dieser die erforderliche mechanische Stabilität aufweist. Weiterhin führt die Entlastungsstufe zu einer vergrößerten Materialstärke des Dichtrings in radialer Richtung, was zu einer Verringerung der radialen Anpresskraft des Dichtrings und damit einer Verringerung der Reibung entlang seiner Spannfläche führt.
Wie in der Dissertation weiter aufgeführt, können an dem Dichtring auch hydrodynamisch wirkende Strukturen vorgesehen sein. Solche hydrodynamisch wirkenden Strukturen sind vorliegend als Eintiefungen in den Flanken des Dichtrings ausgebildet, welche entgegen der Drehrichtung des Dichtrings anlaufende Schrägen ausbilden. Flierdurch steigt der Öldruck insbesondere im Bereich der Enden der Schrägen an, sodass die Gleitfläche entlastet wird.
Aus der Schrift EP 1 992 851 B1 ist eine Dichtungsanordnung zur Abdichtung einer Drehdurchführung für Fluide zwischen einer Welle und einem Gehäuse bekannt. Dabei sind sowohl an den Flanken als auch an der Mantelfläche des vorgesehenen Dichtrings in Drehrichtung wirkende, hydrodynamische Strukturen eingebracht. Diese bilden entgegen der Drehrichtung anlaufende Schrägen aus, deren Breite sich zusätzlich entgegen der Drehrichtung verringert. Der Ölspalt im Bereich der hydrodynamisch wirkenden Strukturen wird somit entgegen der Drehrichtung sowohl durch die anlaufenden Schrägen als auch durch die sich jeweils verringernde Breite der Strukturen in seinem Querschnitt reduziert, wodurch ein zusätzlicher Anstieg des hydrodynamischen Druckaufbaus und damit eine zusätzliche Entlastung der Gleitflächen erreicht wird. Da die hydrodynamisch wirkenden Strukturen sowohl an den Flanken als auch an der Mantelfläche des Dichtrings vorgesehen sind, kann eine weitere Reduzierung der Reibungsverluste erreicht werden. Nachteilig bei solchen in Umfangsrichtung ausgerichteten, hydrodynamisch wirkenden Strukturen ist der hohe Fertigungsaufwand. Dies gilt insbesondere für aus Metall gefertigte Dichtringe, bei denen die nur wenige Mikrometer tiefen Strukturen in periodischer Folge in die Flanken und die Mantelflächen eingebracht werden müssen.
Die US 2006/0055119 A1 zeigt einen Dichtring für eine Drehdurchführung, der in eine Nut einer Welle eingebracht werden kann. Dabei liegt der Dichtring mit seiner Mantelfläche an einem die Welle einhausenden Gehäuse und mit einer Flanke an einer Seitenwand der Nut an und wird durch den Öldruck gegen das Gehäuse und die Nutseitenwand gedrückt. Um Fertigungstoleranzen betreffend der Einhaltung der Nutbreite über deren gesamte Flöhe ausgleichen zu können weist der Dichtring an seiner der äußeren Mantelfläche abgewandten Seite in die Flanken eingebrachte Fasen unterschiedlicher Steigung auf. Dabei wechseln sich die Fasen unterschiedlicher Steigung in Umfangsrichtung periodisch ab, wobei zwischen den Fasen konkav verlaufende Übergangsbereich angeordnet sind. Bei sich drehendem Dichtring bewirken die konkaven Übergangsbereiche durch die sich entgegen der Drehrichtung verringernden Spaltbreiten einen hydrodynamischen Druckaufbau, der zu einer Entlastung der Gleitfläche führt. Weiterhin sind die Fasen derart dimensioniert, dass unter Druck stehendes Öl im Bereich der Fasen zu einer hydrostatischen Entlastung führt. So weist die steilere Fase einen Winkel zwischen 8° und 45°, vorzugsweise zwischen 14° und 18° und die flachere Fase einen Winkel zwischen 8° und 60°, vorzugsweise von 45° auf. Es befindet sich somit auch bei nicht drehendem Dichtring unter Druck stehendes Öl im Bereich der Fasen und führt so zu der bereits beschriebenen, hydrostatischen Entlastung.
Es ist Aufgabe der Erfindung, einen Dichtring für Drehdurchführungen bereitzustellen, der bei guter Dichtwirkung und geringen Reibungsverlusten einfach herstellbar ist. Die Aufgabe wird dadurch gelöst, dass an der zumindest einen Flanke eine in radialer Richtung hydrodynamisch wirksame, radiale Fase angebracht ist, welche zur Spannfläche hin in einem Winkel a in eine Flankenfläche der Flanke übergeleitet ist, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase in radialer Richtung eine Erstreckung im Bereich von > 0,3mm, vorzugsweise > 0,5mm aufweist und dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase axial eine maximale Tiefe im Bereich von 20pm bis 50pm gegenüber der Flankenfläche aufweist. Wie sich überraschenderweise gezeigt hat, führt auch eine in radialer Richtung in geeigneter Dimensionierung anlaufende Fase an der Flanke des Dichtrings zu einem hydrodynamischen Effekt, der zu einer Entlastung der Flanke in axialer Richtung und damit zu einer Reduzierung der Reibungsverluste führt. Dabei erfolgt der hydrodynamische Druckaufbau durch Öl, welches durch die Drehung in den zwischen der Fase und der Nutseitenwand gebildeten Spalt hineingezogen wird. Gegenüber bekannten Fasen, wie sie zur Ausbildung hydrostatisch wirkender Entlastungsstufen vorgesehen sind, ist die hydrodynamisch wirkende radiale Fase deutlich geringer geneigt. Es bildet sich somit im Bereich der hydrodynamisch wirksamen radialen Fase kein hydrostatischer Druck aus. Der Bereich trägt damit zur Abdichtung des Dichtrings gegenüber der Nutseitenwand bei. Die radial ansteigende, hydrodynamisch wirksame radiale Fase ist deutlich einfacher herstellbar als bekannte, in Umfangsrichtung wirkende hydrodynamische Strukturen. Bei solchen in Umfangsrichtung wirkenden hydrodynamischen Strukturen sind aufeinanderfolgende Senken und Erhebungen in die Flanke des Dichtrings einzubringen, welche die erforderlichen Schrägen ausbilden. Solche Strukturen sind letztendlich nur durch Prägeverfahren mit entsprechend aufwändig herzustellenden Formen zu fertigen. Die radial anlaufende, hydrodynamisch wirksame radiale Fase kann hingegen sowohl prägend mit dabei deutlich einfacheren Formen als auch spanend hergestellt werden, wodurch der Fertigung der Dichtringe wesentlich vereinfacht wird.
Die Aufgabe der Erfindung wird weiterhin dadurch gelöst, dass die Spannfläche gegenüberliegend zu der zumindest einen seitlichen abdichtenden Flanke in einem abfallenden Winkel ß in eine in axialer Richtung hydrodynamisch wirksame, axiale Fase übergeleitet ist. Montiert weist die hydrodynamisch wirksame axiale Fase somit in Richtung des abzudichtenden Druckraums und steigt, ausgehend vom Druckraum, zur Spannfläche hin an. Durch die hydrodynamisch wirksame, axiale Fase wird in dem radial äußeren Bereich des Dichtrings eine hydrodynamische Tragfähigkeit erzeugt, die radial ausgerichtet ist. Dadurch wird der Dichtring radial entlastet und die Reibung dadurch reduziert. Der hydrodynamische Druckaufbau erfolgt durch Öl, welches durch die Drehung in den zwischen der Fase und dem der Wellennut gegenüberliegenden Gehäuse oder der der Gehäusenut gegenüberliegenden Welle angeordneten Spalt hineingezogen wird. Zusätzlich zu der reduzierten Reibung wird durch die hydrodynamisch wirksame axiale Fase das Gehäuse gegenüber vorzeitigem Verschleiß geschützt, wenn die mit der hydrodynamisch wirksamen axialen Fase versehene Spannfläche an dem Gehäuse anliegt. Insbesondere, wenn das Gehäuse aus Aluminium besteht, entstehen in der Grenzfläche zu der Spannfläche des Dichtrings Mikrorisse an der Gehäuseoberfläche. Bei fortschreitender Ausbreitung der Mikrorisse können sich entlang der Grenzfläche Teile aus der Oberfläche des Gehäuses herauslösen. Diese führen zu einem erhöhten Verschleiß. Nach längerer Betriebszeit schleift sich der Dichtring so radial in das Gehäuse ein. Er ist dann in axialer Richtung sowohl in der Wellennut der Welle als auch in der eingeschliffenen Nut am Gehäuse gehalten. Die Welle kann dann nicht mehr demontiert werden. Durch die hydrodynamisch wirkende, axiale Fase wird die Ausbildung der Mikrorisse zumindest weitestgehend unterbunden und dadurch der Verschleiß des Gehäuses deutlich reduziert. Damit wird wirksam vermieden, dass ich der Dichtring in das Gehäuse einschleift und die Welle nicht mehr ausgebaut werden kann.
Entsprechend einer besonders bevorzugten Ausgestaltungsvariante der Erfindung kann es vorgesehen sein, dass der Dichtring zumindest eine hydrodynamisch wirksame radiale Fase und zumindest eine hydrodynamisch wirksame axiale Fase aufweist. Durch die Ausbildung jeweils einer hydrodynamisch wirkenden Fase an den beiden angedrückten Gleitflächen des Dichtrings kann dessen Reibung minimiert werden und gleichzeitig ein Schutz des Gehäuses vor hohem Verschleiß erreicht werden. Ein optimierte Entlastung der Flanke des Dichtrings kann dadurch erreicht werden, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase in einem Winkel a kleiner als 15° und größer als 0,5° in die Flankenfläche übergeleitet ist und/oder dass die hydrodynamisch wirksame axiale Fase in einem Winkel ß kleiner als 15° und größer als 0,5° in die Spannfläche übergeleitet ist. Durch eine so ausgebildete, hydrodynamisch wirksame radiale und/oder axiale Fase wird die jeweilige Gleitfläche entlastet, wobei jedoch ein ausreichender Anpressdruck erhalten bleibt, so dass die erforderliche Dichtwirkung gewährleistet ist.
Um die Flanke des Dichtrings gleichmäßig zu entlasten und damit eine gleichmäßige Reibung entlang des Umfangs und eine gleichmäßige Drehung des Dichtrings zu erreichen kann es vorgesehen sein, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase und/oder die hydrodynamisch wirksame axiale Fase umlaufend an dem Dichtring angeordnet ist und an einem Schloss des Dichtrings unterbrochen ist. Vorteilhaft ist eine solche, nicht oder nur an dem Schloss unterbrochene Fase einfach und damit kostengünstig herzustellen.
Ergänzend zu der hydrodynamischen Fase kann eine weitere Entlastung des Dichtrings kann dadurch erreicht werden, dass gegenüberliegend zur Spannfläche eine hydrostatische Entlastungsstufe angeordnet ist und dass eine Seitenfläche der hydrostatischen Entlastungsstufe zurückgesetzt gegenüber der hydrodynamisch wirksamen radialen Fase angeordnet ist. Die hydrostatische Entlastungsstufe kann dabei mittels einer Stufe oder durch eine Schräge, welche im Vergleich zu der hydrodynamisch wirksamen, radialen Fase einen deutlich vergrößerten Winkel gegenüber der Flankenfläche aufweist, zurückgesetzt sein. Durch die hydrostatische Entlastungsstufe wird eine zusätzliche Entlastung der abdichtenden Flanke des Dichtrings erreicht. Die aneinander reibende Fläche der Flanke zu der Nutseitenwand wird verringert, ohne dass dazu die Flöhe (Differenz zwischen dem inneren und dem äußeren Radius) des Dichtrings reduziert werden muss. Es wird so ein mechanisch ausreichend stabiler Dichtring erhalten, wobei der zwischen der Spannfläche und der zugeordneten Anlagefläche der Spannfläche wirkende Anpressdruck zusätzlich durch die vergleichsweise große Flöhe des Dichtrings reduziert wird. Eine exakte Zentrierung des Dichtrings in der Gehäusenut oder der Wellennut kann dadurch erreicht werden, dass gegenüberliegend zur Spannfläche radial ausgerichtete Zentriernocken an den Dichtring angeformt sind. Die Zentriernocken erleichtern insbesondere die Montage der Welle in das Gehäuse, da der oder die Dichtringe auch ohne die Anlage der jeweiligen Spannfläche an dem Gehäuse bzw. der Welle durch die Zentriernocken radialsymmetrisch ausgerichtet sind. Dadurch wird bei der Montage der Welle in das Gehäuse eine exzentrische Lage der Dichtringe vermieden, in welcher die Dichtringe das Einschieben der Welle in das Gehäuse blockieren würden.
Vorzugsweise kann es vorgesehen sein, dass der Dichtring als außenspannender Dichtring mit einer radial nach außen gerichteten, äußeren Spannfläche oder als innenspannender Dichtring mit einer radial nach innen gerichteten, inneren Spannfläche ausgebildet ist. Als außenspannender Dichtring kann dieser in einer in die Welle eingebrachten, umlaufenden Wellennut eingelegt werden und mit seiner äußeren Mantelfläche an einem umlaufenden Gehäuse oder dergleichen angedrückt sein. Als innenspannender Dichtring eignet sich dieser für Anordnungen, bei denen eine Gehäusenut vorgesehen ist, in die der Dichtring eingelegt ist. Er ist dann mit seiner innenliegenden Spannfläche an die Welle angedrückt. In beiden Fällen kann an der jeweils abdichtenden Flanke und/oder an der Spannfläche eine hydrodynamisch wirkende Fase angeordnet sein.
Eine einfache Montage kann dadurch erreicht werden, dass der Dichtring symmetrisch zu einer quer zu seiner Achsrichtung ausgebildeten Mittenebene ausgebildet ist. Der Dichtring weist dann zwei gegenüberliegende und spiegelbildlich zueinander ausgebildete Flanken auf, an denen jeweils eine hydrodynamisch wirkende, radiale Fase angebracht ist. Zusätzlich oder alternativ dazu kann auf beiden Seiten der Spannfläche eine hydrodynamisch wirkende, axiale Fase vorgesehen sein. Ein derart ausgebildeter Spannring kann in beiden möglichen Montageausrichtungen verwendet werden.
Die die Drehdurchführung betreffende Aufgabe der Erfindung wird dadurch gelöst, dass an der zumindest einen Flanke des Dichtrings eine in radialer Richtung hydrodynamisch wirksame, radiale Fase angebracht ist, welche zur Spannfläche hin in einem Winkel a in eine Flankenfläche der Flanke übergeleitet ist, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase in radialer Richtung eine Erstreckung zumindest >0,3mm, vorzugsweise >0,5mm aufweist, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase axial eine maximale Tiefe im Bereich von 20pm bis 50pm gegenüber der Flankenfläche aufweist, dass der Dichtring mit seiner Flankenfläche einen zwischen der Welle und dem Gehäuse oder dergleichen ausgebildeten und dem Druckraum abgewandten, äußeren Austrittsspalt abdeckt und in einem Anlagebereich an einer auf den Druckraum bezogen äußeren Nutseitenwand anliegt und dass der Anlagebereich in radialer Richtung eine Erstreckung von größer oder gleich 0,1 mm aufweist. Durch die hydrodynamisch wirkende, radiale Fase wird die an der Nutseitenwand anliegende Flanke des Dichtrings entlastet. Dadurch sinkt die Reibung in diesem Bereich. Durch den mindestens vorgesehenen Anlagebereich zwischen der Flankenfläche und der Nutseitenwand wird vermieden, dass der Dichtring lediglich mit seiner hydrodynamisch wirkenden radialen Fase an der Nutseitenwand anliegt, was zum einen zu einer erhöhten Leckage führen kann und zum anderen die hydrodynamische Wirksamkeit der radialen Fase zumindest verringert.
Vorzugsweise kann es vorgesehen sein, dass die Spannfläche gegenüberliegend zu der zumindest einen seitlichen abdichtenden Flanke in einem abfallenden Winkel ß in eine in axialer Richtung hydrodynamisch wirksame, axiale Fase übergeleitet ist. Durch die an die Spannfläche anschließende, hydrodynamisch wirkende axiale Fase wird die Reibung zwischen der Spannfläche und der anliegenden Grenzfläche der Welle oder des Gehäuses oder dergleichen verringert. Gleichzeitig kann ein erhöhter Verschleiß des Gehäuses vermieden werden.
Vorzugsweise weist die Drehdurchführung zumindest einen Dichtring mit zumindest einem der zuvor beschriebenen Merkmale auf.
Die Erfindung wird im Folgenden anhand der in den Zeichnungen dargestellten Ausführungsbeispiele näher erläutert. Es zeigen: Fig. 1 in einer seitlichen Schnittdarstellung eine Drehdurchführung mit zwei ersten außenspannenden Dichtringen,
Fig. 2 in einer perspektivischen Seitenansicht einen in Figur 1 gezeigten ersten außenspannenden Dichtring,
Fig. 3 in einer vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung den in den Figuren
1 und 2 gezeigten ersten außenspannenden Dichtring,
Fig. 3a den Dichtringen gemäß Figur 3 in einer veränderten Ausführungsform,
Fig. 4 in einer vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung einen zweiten außenspannenden Dichtring,
Fig. 5 in einer weiter vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung einen dritten außenspannender Dichtring,
Fig. 6 in einer seitlichen Schnittdarstellung eine Drehdurchführung mit zwei ersten innenspannenden Dichtringen,
Fig. 7 in einer perspektivischen Seitenansicht einen in Figur 6 gezeigten ersten innenspannender Dichtring,
Fig. 8 in einer vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung den in den Figuren
6 und 7 gezeigten ersten innenspannenden Dichtring,
Fig. 9 in einer vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung einen zweiten innenspannenden Dichtring und
Fig. 10 in einer weiter vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung einen dritten innenspannenden Dichtring. Fig. 11 in einer vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung den in den Figuren
1 bis 3 gezeigten ersten außenspannenden Dichtring mit einer technischen Ergänzung.
Figur 1 zeigt in einer seitlichen Schnittdarstellung eine Drehdurchführung 10 mit zwei ersten außenspannenden Dichtringen 30.1. Die Darstellung sowie die Darstellungen der nachfolgenden Figuren 2 bis 10 sind nicht maßstäblich.
Die ersten außenspannenden Dichtringe 30.1 sind jeweils in einem Nutraum 22 einer Wellennut 14 angeordnet. Die beiden Wellennuten 14 sind umlaufend in einer Welle 12 eingearbeitet. Die drehbar gelagerte Welle 12 ist in einem Gehäuse 11 geführt. Dabei ist von dem Gehäuse 11 und der Welle 12 jeweils nur ein Ausschnitt gezeigt. Zwischen den ersten außenspannenden Dichtringen 30.1 ist ein Druckraum 20 als umlaufende Eintiefung in die Welle 12 eingeformt. Der Druckraum 20 ist über eine radial ausgerichtete Ölzuführung 15 mit einer Zentralbohrung 13 der Welle 12 verbunden. Die Zentralbohrung 13 verläuft axial entlang der Mittellängsachse der Welle 12. Im Bereich des Druckraums 20 ist das Gehäuse 11 von einem Einlass 11.1 durchbrochen. Um eine freie Drehung der Welle 12 innerhalb des Gehäuses 11 zu ermöglichen, ist zwischen der Welle 12 und dem Gehäuse 11 ein Spalt ausgebildet. Der Spalt wird beidseitig des Druckraums 20 durch die beiden ersten außenspannenden Dichtringe 30.1 abgedichtet. Dem Druckraum 20 zugewandt ist so ein innerer Austrittsspalt 21.1 und vom Druckraum 20 abgewandt ein äußerer Austrittsspalt 21.2 gebildet. Die ersten außenspannenden Dichtringe 30.1 sind jeweils mit einer äußeren Spannfläche 31.1 an das Gehäuse 11 angedrückt. Dabei ist bei den ersten außenspannenden Dichtringen 30.1 die jeweils äußere Spannfläche 31.1 durch deren äußere Mantelfläche gebildet.
Die Drehdurchführung 10 ist in dem gezeigten Ausführungsbeispiel Teil eines nicht dargestellten Fahrzeuggetriebes. Bei dem Getriebe werden mittels unter Druck stehenden Öls Aktuatoren, beispielsweise eine Kupplung oder anderweitige Schaltelemente, bedient. Das Öl wird über den Einlass 11.1 des Gehäuses 11 dem Druckraum 20 zugeführt. Über die Ölzuführung 15 wird das Öl bei sich drehender Welle 12 in die Zentralbohrung 13 und entlang dieser zu den Aktuatoren geleitet. In einer funktionalen Umkehr kann das Öl der Zentralbohrung 13 durch eine entsprechende Drehdurchführung 10 auch entnommen werden. Das unter hohem Druck stehende Öl wird dann von der Zentralbohrung 13 über die Ölzuführung 15 dem Druckraum 20 und von diesem dem Einlass 11.1 des Gehäuses 11 zugeführt. Von dem Einlass 11.1 kann das Öl beispielsweise einem entsprechenden Aktuator zugeführt werden.
Je nach Anwendung kann das Öl einen Druck von bis zu 8 MPa aufweisen und die Welle 12 bei Drehzahlen von bis zu 15.000 Umdrehungen/min betrieben werden. Die ersten außenspannenden Dichtringe 30.1 sowie entsprechend die in den Figuren 4 bis 10 gezeigten, weiteren Dichtringe 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 dichten den Druckraum 20 entlang des zwischen der Welle 12 und dem Gehäuse 11 ausgebildeten Spalts ab, sodass der erforderliche Druck aufrechterhalten und die Öl- Leckage gering gehalten wird. Durch den hohen Druck und die hohen Drehzahlen sind die Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 einer hohen mechanischen Belastung ausgesetzt. Die Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 sind vorliegend aus Kunststoff hergestellt. Es ist jedoch auch denkbar, Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 aus einem Metall, beispielsweise aus Grauguss, zu verwenden.
Figur 2 zeigt in einer perspektivischen Seitenansicht einen in Figur 1 gezeigten ersten außenspannenden Dichtring 30.1.
Der erste außenspannende Dichtring 30.1 kann mit einem Schloss 33 geöffnet und geschlossen werden. Das Schloss 33 ist vorliegend als Stufen-Schloss ausgebildet. Es kann jedoch jede andere geeignete Schlossform, beispielsweise ein Doppel-T- Schloss, ein Hakenschloss oder auch ein offener Stoß (Schrägstoß oder gerader Stoß), verwendet sein. Jeweils ein solches Schloss 33 ist bei allen der in den Figuren 1 bis 10 gezeigten Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 vorgesehen. Die gezeigten Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 sind, abgesehen von dem jeweiligen Bereich des Schlosses 33, spiegelsymmetrisch zu einer senkrecht zur Achsrichtung ausgebildeten Mittenebene der jeweiligen Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 ausgebildet. Die Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 können so in beiden möglichen Ausrichtungen montiert werden. Ausgehend von der äußeren Spannfläche 31.1 weisen die gegenüberliegenden Flanken des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 jeweils eine Flankenfläche 32 und eine daran anschließende, hydrodynamisch wirksame erste radiale Fase 34.1 auf. Die gegenüberliegenden ersten radialen Fasen 34.1 sind dabei, ausgehend von den Flankenflächen 32, aufeinander zu geneigt. Nach innen ist der erste außenspannende Dichtring 30.1 durch eine hydrostatische Entlastungsstufe 35 abgeschlossen. An einer der äußeren Spannfläche 31.1 gegenüberliegenden Innenfläche 36.1 des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 sind Zentriernocken 37 angeformt.
Figur 3 zeigt in einer vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung den in den Figuren 1 und 2 gezeigten ersten außenspannenden Dichtring 30.1. Der erste außenspannende Dichtring 30.1 ist in den Nutraum 22 einer Wellennut 14 der in Figur 1 gezeigten Drehdurchführung 10 eingelegt. Der Nutraum 22 ist dabei von einem Nutboden 17.3 und jeweils einer von dem Nutboden 17.3 in Richtung zum Gehäuse 11 aufstrebenden, inneren Nutseitenwand 17.1 und äußeren Nutseitenwand 17.2 begrenzt. Die innere Nutseitenwand 17.1 ist in Richtung zum Druckraum 20 und die äußere Nutseitenwand 17.2 gegenüberliegend angeordnet. Der erste außenspannende Dichtring 30.1 liegt mit seiner äußeren Spannfläche 31.1 an dem Gehäuse 11 an. An seiner entgegengesetzt zum Druckraum 20 angeordneten, äußeren Flanke liegt der erste außenspannende Dichtring 30.1 in einem Anlagebereich 40 mit einem Teil seiner äußeren Flankenfläche 32 an der äußeren Nutseitenwand 17.2 an. Der verbleibende Teil der äußeren Flankenfläche 32 schließt den äußeren Austrittsspalt 21.2 ab.
An die Flankenflächen 32 schließt sich jeweils eine erste radiale Fase 34.1 des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 an. Dazu sind die Flankenflächen 32 in einem Winkel 41 in die ersten radialen Fasen 34.1 übergeleitet. Die ersten radialen Fasen 34.1 verlaufen, ausgehend von den Flankenflächen 32, um den Winkel 41 nach innen, also aufeinander zu, geneigt. Im Anschluss an die ersten radialen Fasen 34.1 ist die hydrostatische Entlastungsstufe 35 an den ersten außenspannenden Dichtring 30.1 angeformt. Seitenflächen 35.1 der hydrostatischen Entlastungsstufe 35 sind über jeweils eine Stufe zurückgesetzt gegenüber den ersten radialen Fasen
34.1 angeordnet.
Die an der Innenfläche 36.1 angeformten Zentriernocken 37, von denen in der in Figur 3 gewählten Darstellung eine im Schnitt gezeigt ist, liegen an dem Nutboden 17.3 an oder stehen diesem unmittelbar gegenüber. Dadurch ist der erste außenspannende Dichtring 30.1 während der Montage, wenn die Welle 12 noch nicht in das Gehäuse 11 eingeführt ist, radial gegenüber der Welle 12 ausgerichtet. Es wird so ermöglicht, die Welle 12 mit dem ersten außenspannenden Dichtring 30.1 in das Gehäuse 11 einzuschieben, ohne dass der erste außenspannende Dichtring
30.1 durch eine exzentrische Positionierung die Einschubbewegung blockiert. Zur erleichterten Montage kann es auch vorgesehen sein, dass der außenspannende Dichtring 30.1 mit einer Montagefase F versehen ist, wie dies Figur 3A zeigt. Die Montagefase ist dabei im Übergangsbereich zwischen der Flankenfläche 32 bzw. den Flankenflächen 32 und der Spannfläche 31.1 angeordnet. Zusätzlich oder alternativ kann es auch vorgesehen sein, dass das Gehäuse 11 mit einer entsprechenden Montagefase versehen ist.
Der Druckraum 20 ist über den inneren Austrittsspalt 21.1 mit dem Nutraum 22 verbunden. Dadurch bildet sich auch in dem Nutraum 22 ein hoher Öldruck aus. Durch diesen wird der erste außenspannende Dichtring 30.1 mit seiner äußeren Spannfläche 31.1 gegen das Gehäuse 11 und mit seiner äußeren Flankenfläche 32 im Anlagebereich 40 gegen die äußere Nutseitenwand 17.2 gepresst. Durch die Anpressung sind ein zwischen der Flankenfläche 32 und der Nutseitenwand 17.2 vorliegender, flankenseitiger Dichtspalt 23 und ein zwischen der äußeren Spannfläche 31.1 und dem Gehäuse 11 vorliegender, mantelseitiger Dichtspalt 24 weitestgehend geschlossen. Es kann daher nur ein geringer Öl-Leckstrom aus dem Nutraum 22 durch den flankenseitigen Dichtspalt 23 und den mantelseitigen Dichtspalt 24 zu dem äußeren Austrittsspalt 21.2 abfließen.
Die Seitenflächen 35.1 der hydrostatischen Entlastungsstufe 35 sind soweit gegenüber den Flankenflächen 32 zurückgesetzt, dass das in dem Nutraum 22 unter hohem Druck stehende Öl auch zwischen der Seitenfläche 35.1 und der äußeren Nutseitenwand 17.2 steht. Der auf die dem Druckraum 20 zugewandte Seitenfläche
35.1 einwirkende Öldruck wird somit durch den auf die der äußeren Nutseitenwand
17.2 zugewandte Seitenfläche 35.1 der hydrostatischen Entlastungsstufe 35 einwirkenden Öldruck kompensiert. Durch diese Maßnahme wird der Druck, mit welchem die Flankenfläche 32 des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 im Anlagebereich 40 gegen die äußere Nutseitenwand 17.2 angedrückt wird, reduziert, wobei gleichzeitig in radialer Richtung eine ausreichende Materialstärke des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 erhalten wird. Durch den reduzierten Anpressdruck des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 an der äußeren Nutseitenwand 17.2 werden die Reibung zwischen dem ersten außenspannenden Dichtring 30.1 und der äußeren Nutseitenwand 17.2 sowie der Verschleiß des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 und der Nutseitenwand 17.3 reduziert. Wegen der durch die hydrostatische Entlastungsstufe erhöhten Materialstärke des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 in radialer Richtung wird der Anpressdruck der äußeren Spannfläche 31.1 und damit die Reibung und der Verschleiß in diesem Bereich verringert.
Die hydrodynamisch wirksame, erste radiale Fase 34.1 weist in radialer Richtung eine Erstreckung von >0,3mm, vorzugsweise^ 0,5mm auf. Sie stellt eine sich zum Nutraum 22 hin öffnende Schräge dar. Diese weist gegenüber der Ebene der Flankenfläche 32 einen in axialer Richtung gemessenen maximalen Abstand von 20pm bis 50pm auf. Dieser maximale Abstand ist somit an dem der äußeren Spannfläche 31.1 abgewandten Ende der hydrodynamisch wirksamen, ersten radialen Fase 34.1 ausgebildet. Die hydrodynamisch wirksamen radialen Fasen 34.1 , 34.2, 34.4, 34.5 sind in einem Winkel 41 kleiner als 15° und größer als 0,5° in die jeweiligen Flankenflächen 32 übergeleitet. Zur besseren Darstellungen sind der Winkel 41 sowie der maximale Abstand vergrößert und somit nicht maßstabsgerecht gezeichnet. Der Winkel 41 bzw. der maximale Abstand der hydrodynamisch wirksamen, ersten radialen Fasen 34.1 und der äußeren Nutseitenwand 17.2 sind so gering, dass sich im Bereich der hydrodynamisch wirkenden, ersten radialen Fase 34.1 kein hydrostatischer Öldruck aufbaut. Der Bereich der hydrodynamisch wirksamen ersten radialen Fase 34.1 trägt somit zur Abdichtung des Nutraums 22 und damit des Druckraums 20 bei. Im Betrieb bei sich drehender Welle 12 dringt aufgrund von Zentrifugalkräften sowie dem vorliegenden Öldruck Öl in den Bereich der hydrodynamisch wirksamen ersten radialen Fase 34.1 ein. Das nach außen strebende Öl läuft gegen den sich verjüngenden Spalt der ersten radialen Fase 34.1 an. Dadurch bildet sich in radialer Richtung eine hydrodynamische Wirkung aus. Der damit verbundene Druckaufbau erfolgt vorwiegend im Übergangsbereich von der hydrodynamisch wirksamen ersten radialen Fase 34.1 in die anschließende Flankenfläche 32. Durch diesen Druckaufbau erfährt der erste außenspannende Dichtring 30.1 eine Druckentlastung in Achsrichtung in seinem Anlagebereich 40 zu der äußeren Nutseitenwand 17.2. Dadurch werden die Reibung und/oder der Verschleiß zwischen der Nutseitenwand 17.2 und dem ersten außenspannenden Dichtring 30.1 deutlich reduziert. Vorteilhaft stellt sich die hydrodynamische Wirkung unabhängig von der Drehrichtung der Welle 12 ein.
Durch die erfindungsgemäße Ausbildung der hydrodynamisch wirksamen ersten radialen Fase 34.1 ist sichergestellt, dass der hydrodynamisch bewirkte Anstieg des Öldrucks nur so groß ist, dass weiterhin eine ausreichende Anpressung der Flankenfläche 32 an die äußere Nutseitenwand 17.2 erfolgt. Dadurch wird die Öl- Leckage gering gehalten.
Der Anlagebereich 40 weist in radialer Richtung eine Erstreckung von größer oder gleich 0,2mm auf. Darin sind mögliche Fertigungstoleranzen des Gehäuses 11 , der Welle 12 und des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 berücksichtigt. Durch die Vorgabe des Anlagebereichs 40 ist sichergestellt, dass der hydrodynamisch wirksame erste außenspannende Dichtring 30.1 mit einer ausreichend großen Fläche an der äußeren Nutseitenwand 17.2 anliegt. Damit wird ein erhöhter Leckagestrom vermieden. Weiterhin wird vermieden, dass die hydrodynamisch wirksame erste radiale Fase 34.1 teilweise im Bereich des äußeren Austrittsspalts 21.2 angeordnet ist, wodurch der hydrodynamische Effekt verlorenginge.
Figur 4 zeigt in einer vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung einen zweiten außenspannenden Dichtring 30.2. Der Aufbau der Welle 12 mit der Wellennut 14 sowie das Gehäuse 11 mit dem inneren und dem äußeren Austrittsspalt 21.1 , 21.2 entsprechen der Beschreibung zu Figur 3, auf welche hiermit Bezug genommen wird.
Auch bei dem zweiten außenspannenden Dichtring 30.2 liegt dieser mit seiner äußeren Spannfläche 31.1 an dem Gehäuse 11 an und dichtet den mantelseitigen Dichtspalt 24 ab. Eine der gegenüberliegenden Flankenflächen 32 liegt, wie zu Figur 3 beschrieben, in dem Anlagebereich 40 an der äußeren Nutseitenwand 17.2 an, wodurch der flankenseitige Dichtspalt 23 abgedichtet ist. Die Flankenflächen 32 gehen in dem bereits beschriebenen Winkel 41 in jeweils eine hydrodynamisch wirksame zweite radiale Fase 24.2 über. Abweichend zu dem in Figur 3 gezeigten ersten außenspannenden Dichtring 30.1 weist der zweite außenspannende Dichtring 30.2 keine hydrostatische Entlastungsstufe 35 auf. Die Zentriernocken 37 sind mit gleicher Funktion wie zu Figur 3 beschrieben an der Innenfläche 36.1 des zweiten außenspannenden Dichtrings 30.2 angeformt.
Die hydrodynamisch wirksame, zweite radiale Fase 34.2 weist in radialer Richtung ebenfalls eine Erstreckung im Bereich von >0,3mm, vorzugsweise >0,5mm auf. Sie stellt eine sich zum Nutraum 22 hin öffnende Schräge dar. Diese weist gegenüber der Ebene der Flankenfläche 32 einen in axialer Richtung gemessenen maximalen Abstand im Bereich von 20pm bis 50pm auf. Der Anlagebereich 40 weist in radialer Richtung eine Erstreckung von größer oder gleich 0,2mm auf.
Die Wirkungsweise und Funktion des zweiten außenspannenden Dichtrings 30.2 entspricht somit, abgesehen von der nicht vorliegenden hydrostatischen Entlastungsstufe 35, der zu Figur 3 beschriebenen Wirkungsweise und Funktion des dort gezeigten ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 , auf dessen Beschreibung hiermit verwiesen wird.
Figur 5 zeigt in einer weiter vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung einen dritten außenspannenden Dichtring 30.3. Die Flanken des dritten außenspannenden Dichtrings mit den Flankenflächen 32, der ersten radialen Fasen 34.1 sowie der Seitenflächen 35.1 der hydrostatischen Entlastungsstufe 35 wie auch die Zentriernocken 37 entsprechen den Flanken bzw. Zentriernocken 37 des ersten außenspannenden Dichtrings 30.1 , sodass die diesbezügliche Beschreibung auch für den dritten außenspannenden Dichtring 30.3 zutreffend ist.
Im Unterschied zu dem ersten außenspannenden Dichtring 30.1 sind seitlich der äußeren Spannfläche 31.1 hydrodynamisch wirksame erste axiale Fasen 34.3 vorgesehen. Ausgehend von der äußeren Spannfläche 31.1 bildet die dem Druckraum 20 zugewandte, hydrodynamisch wirksame erste axiale Fase 34.3 eine zum Nutraum 22 hin geöffnete Schräge. Der größte Abstand zwischen dem Umfang der äußeren Spannfläche 31.1 und der hydrodynamisch wirksamen ersten axialen Fase 34.3 ergibt sich somit jeweils am Rand des dritten außenspannenden Dichtrings 30.3. Aufgrund des symmetrischen Aufbaus des dritten außenspannenden Dichtrings 30.3 ist auch zur äußeren Nutseitenwand 17.2 hin eine erste axiale Fase 34.3 vorgesehen, welche in der gezeigten Einbausituation jedoch keine hydrodynamische Wirkung aufweist.
Gegenüber der äußeren Spannfläche 31.1 sind die ersten axialen Fasen 34.3 in einem Winkel 42 kleiner als 0,01 ° und größer als 0,001 ° ausgerichtet.
Ein hydrodynamischer Effekt stellt sich entlang der dem Druckraum 20 zugewandten ersten axialen Fase 34.3 ein. Durch den entlang des mantelseitigen Dichtspalts 24 fließenden Öl-Leckagestrom bildet sich im Bereich der anlaufenden Schräge der ersten axialen Fase 30.3 und der anschließenden äußeren Spannfläche 31.1 ein hydrodynamisch erhöhter Öldruck aus. Durch diesen wird die Anpresskraft, mit welcher der dritte außenspannende Dichtring 30.3 an das Gehäuse 11 angedrückt wird, reduziert. Dadurch wird die Reibung zwischen dem dritten außenspannenden Dichtring 30.3 und dem Gehäuse 11 verringert. Weiterhin ergibt sich eine verringerte Wechselbelastung zu dem vorliegend aus Aluminium gefertigten Gehäuses 11. Durch eine solche Wechselbelastung entstehen Mikrorisse im Grenzbereich zwischen dem dritten außenspannenden Dichtring 30.3 und dem Gehäuse 11. Bei fortschreitender Risstiefe lösen sich Teile aus der Grenzfläche, welche dann zu einem erhöhten Verschleiß führen. Der dritte außenspannende Dichtring 30.3 arbeitet sich dann in das Gehäuse 11 , sodass die Welle 12 nicht mehr demontiert werden kann. Durch die hydrodynamische Entlastung des dritten außenspannenden Dichtrings 30.3 kann die Ausbildung von Mikrorissen wirksam vermieden werden. Der Verschleiß des Gehäuses 11 und auch des dritten außenspannenden Dichtrings
30.3 wird dadurch gering gehalten und die Welle 12 kann auch nach langer Betriebszeit problemlos aus dem Gehäuse 11 gezogen werden.
Für die hydrodynamische Entlastung des dritten außenspannenden Dichtrings 30.3 sind letztendlich die der äußeren Nutseitenwand 17.2 zugewandte erste radiale Fase
34.1 und die dem Druckraum 20 zugewandte erste axiale Fase 34.3 verantwortlich. Die jeweils gegenüberliegend angeordneten ersten radialen und axialen Fasen 34.1 ,
34.3 sind für die Funktion in der vorliegenden Einbausituation nicht erforderlich. Der symmetrische Aufbau des dritten außenspannenden Dichtrings 30.3 bietet jedoch den Vorteil, dass der dritte außenspannende Dichtring 30.3 in beiden möglichen Einbausituationen verwendet werden kann. Gegenüber in die Flankenflächen 32 bzw. äußere Spannfläche 31.1 periodisch eingearbeiteten, hydrodynamischen Strukturen zeigen die erste radiale Fase 34.1 und die erste axiale Fase 34.3 den Vorteil einer einfachen Flerstellung sowie der Unabhängigkeit ihrer Wirkungsweise von der jeweiligen Drehrichtung.
Figur 6 zeigt in einer seitlichen Schnittdarstellung eine Drehdurchführung 10 mit zwei ersten innenspannenden Dichtringen 30.4.
Die Drehdurchführung 10 ist der drehbar gelagerten Welle 12 mit der Zentralbohrung 13 sowie dem die Welle 12 zumindest abschnittsweise einhausenden Gehäuse 11 zugeordnet. Der Druckraum 20 ist als umlaufende Ausnehmung in das Gehäuse 11 eingearbeitet. Er ist über den Einlass 11.1 von außen zugängig und steht über die Ölzuführung 15 mit der Zentralbohrung 13 in Verbindung. Seitlich des Druckraums 20 ist jeweils eine Gehäusenut 16 in das Gehäuse 11 eingelassen. In den Gehäusenuten 16 ist jeweils ein erster innenspannender Dichtring 30.4 angeordnet. Der erste innenspannender Dichtring 30.4 dichtet jeweils den inneren Austrittsspalt
21.1 gegenüber dem äußeren Austrittsspalt 21.2 ab. Dazu sind die ersten innenspannenden Dichtringe 30.4 jeweils mit inneren Spannfläche 31.2 auf die Welle 11 aufgeschoben. Die Funktion und die Verwendung der in Figur 6 gezeigten Drehdurchführung 10 entspricht der Funktion und Verwendung der in Figur 1 gezeigten Drehdurchführung 10, auf deren Beschreibung hiermit verwiesen wird.
Figur 7 zeigt in einer perspektivischen Seitenansicht den in Figur 6 gezeigten ersten innenspannender Dichtring 30.4. Der erste innenspannender Dichtring 30.4 kann über ein Schloss 33, das vorliegend als T-Schloss ausgeführt ist, geöffnet und geschlossen werden. Dadurch kann der vergleichsweise starre erste innenspannender Dichtring 30.4 in der vorgesehene Gehäusenut 16 montiert werden. Die innere Spannfläche 31.2 ist an einer inneren Mantelfläche des ersten innenspannenden Dichtrings 30.4 ausgebildet. Der erste innenspannender Dichtring
30.4 ist, bezogen auf eine quer zu seiner Mittenachse ausgerichteten Mittenebene, symmetrisch aufgebaut. So bilden die gegenüberliegenden Flanken des ersten innenspannenden Dichtrings 30.4 an die innere Spannfläche 31.2 angrenzend zunächst parallel zueinander ausgerichtete Flankenflächen 32 aus. Die Flankenflächen 32 sind in einem Winkel a 41 (siehe Figur 8) in dritte radiale Fasen
34.4 übergeleitet. Dabei sind die dritten radialen Fasen 34.4 derart ausgerichtet, dass sie, ausgehend von den Flankenflächen 32, aufeinander zulaufen. Im Anschluss an die dritten radialen Fasen 34.4 geht der erste innenspannender Dichtring 30.4 stufenförmig in eine hydrostatischen Entlastungsstufe 35 über. Diese bildet eine Außenfläche 36.2 des ersten innenspannenden Dichtrings aus. Entlang der Außenfläche 36.2 sind zueinander beabstandet Zentriernocken 37 angebracht.
Figur 8 zeigt in einer vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung den in den Figuren 6 und 7 gezeigten ersten innenspannenden Dichtring 30.4.
Der erste innenspannende Dichtring 30.4 liegt mit seiner inneren Spannfläche 31.2 an der Welle 12 an. Dadurch ist ein zwischen der inneren Spannfläche 31 .2 und der Welle 12 ausgebildeter, mantelseitiger Dichtspalt 24 abgedichtet. Mit seiner dem inneren Austrittsspalt 21.1 und damit dem Druckraum 20 abgewandten Flankenfläche 32 liegt der erste innenspannende Dichtring 30.4 in dem Anlagebereich 40 an der äußeren Nutseitenwand 17.2 an, wodurch der flankenseitiger Dichtspalt 23 abgedichtet ist.
Ausgehend von den Flankenflächen 32 bilden die dritten radialen Fasen 34.4 sich zum Nutboden 17.3 hin stetig öffnende, keilförmige Schrägen aus. Flydrodynamisch wirksamen ist dabei die an der äußeren Nutseitenwand 17.2 anliegende dritte radiale Fase 34.4. Die Dimensionierung der dritten radialen Fasen 34.4 entspricht der Dimensionierung der in Figur 3 gezeigten ersten radialen Fase 34.1. Dabei sind auch hier die Flankenflächen 32 in jeweils einem Winkel a, der kleiner als 0,01 ° und größer als 0,001 ° ist, in die ersten radialen Fasen 34.1 übergeleitet.
Die Funktion der hydrostatischen Entlastungsstufe 35 und der Zentriernocken 37 wurde bereits zu dem ersten außenspannenden Dichtring 30.1 zu Figur 3 dargelegt und ist entsprechend auch für den ersten innenspannenden Dichtring 30.4 zutreffend.
Durch den hohen Öldruck in dem Nutenraum 22 wird der erste innenspannende Dichtring 30.4 mit seiner inneren Spannfläche 31.2 an die Welle 12 und mit seiner einen Flankenfläche 32 im Anlagebereich 40 an die äußere Nutseitenwand 17.2 gedrückt. Dadurch ist der äußere Austrittsspalt 21.2 gegenüber dem Nutenraum 22 und damit gegenüber dem Druckraum 20 abgedichtet.
Aufgrund des hohen Öldrucks in dem Nutenraum 22 strebt Öl entlang des flankenseitigen Dichtspalts 23 zum äußeren Austrittsspalt 21.2. Durch den zwischen der äußeren Nutseitenwand 17.2 und der dritten radialen Fase 34.4 ausgebildeten, sich verjüngenden Spalt wird ein hydrodynamischer Effekt bewirkt. Dieser führt zu einem Anstieg des Öldrucks im Bereich der an der äußeren Nutseitenwand 17.2 anliegenden dritten radialen Fase 34.4, der nachfolgenden Flankenfläche 32 und der gegenüberliegend angeordneten, äußeren Nutseitenwand 17.2. Dadurch wird die Anpresskraft des ersten innenspannenden Dichtrings 30.4 im Anlagebereich 40 an die äußere Nutseitenwand 17.2 reduziert, wodurch sich eine verringerte Reibung und ein verringerter Verschleiß einstellen. Der Anlagebereich 17.2 weist in radialer Richtung eine Erstreckung von größer oder gleich 0,2mm auf.
Figuren 9 zeigt in einer vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung einen zweiten innenspannenden Dichtring 30.5. Entsprechend dem in Figur 4 gezeigten zweiten außenspannenden Dichtring 30.2 ist auch hier keine hydrostatische Entlastungsstufe 35 vorgesehen. Die ausgebildeten vierten radialen Fasen 34.5 sind somit in einem Winkel a 41 gegenüber den Flankenflächen 32 geneigt verlaufende bis zu der Außenfläche 36.2 des zweiten innenspannenden Dichtrings 30.5 geführt. Sie sind einen Rundungsbereich in die Außenflächen 36.2 überführt. Dabei entspricht die Funktion der vierten radialen Fasen 34.5 der Funktion der zu Figur 8 beschriebenen dritten radialen Fasen 34.4.
Figur 10 zeigt in einer weiter vergrößerten seitlichen Schnittdarstellung einen dritten innenspannenden Dichtring 30.6. Der dritte innenspannende Dichtring 30.6 entspricht in seinem Aufbau im Wesentlichen dem ersten innenspannenden Dichtring 30.4, wobei zusätzlich zu den gegenüberliegenden Rändern der inneren Spannfläche 31.2 hin abfallende, hydrodynamisch wirksame zweite axiale Fasen 34.6 angeordnet sind. Dabei ist in der gezeigten Einbausituation die dem inneren Austrittsspalt 21.1 und damit dem Druckraum 20 zugewandte zweite axiale Fase 34.6 hydrodynamisch wirksamen.
Wie bereits zu dem dritten außenspannenden Dichtring 30.3 beschrieben, führt die hydrodynamisch wirksame zweite axiale Fase 34.6 zu einer Entlastung des dritten innenspannenden Dichtrings 30.6 entlang seiner inneren Spannfläche 31.2. Dadurch können die Reibung und der Verschleiß in diesem Bereich verringert werden.
Zusammenfassend lässt sich sagen, dass durch die der jeweiligen äußeren Nutseitenwand 17.2 zugewandten, hydrodynamisch wirksamen radialen Fasen 34.1 , 34.2, 34.4, 34.5 die jeweiligen Flankenflächen 32 der Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 entlastet werden. Dadurch werden sowohl die Reibung als auch der Verschleiß in diesem Bereich reduziert. Durch die hydrodynamisch wirksamen axialen Fasen 34.3, 34.6 wird die Anpresskraft entlang der jeweiligen Spannfläche 31.1 , 31.2 der Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 entlastet. Dadurch verringern sich auch hier sowohl die Reibung als auch der Verschleiß. Liegt ein Dichtring 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 mit seiner Spannfläche 31.1 , 31.2 an einem angrenzenden Bauteil (Gehäuse 11 oder Welle 12) aus Aluminium an, so kann durch die Entlastung der Spannfläche 31.1 , 31.2 die Ausbildung von Mikrorissen in der Aluminiumoberfläche vermieden werden. Dadurch wird in Folge vermieden, dass sich der jeweilige Dichtring 30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 in die Aluminiumoberfläche einarbeitet, wodurch die Entnahme der Welle 12 aus dem Gehäuse 11 blockiert würde.
Um eine hydrodynamische Entlastung der Flankenflächen 32 der Dichtringe 30.1 ,
30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6 zu erreichen weisen die hydrodynamisch wirksamen radialen Fasen 34.1 , 34.2, 34.4, 34.5 in radialer Richtung eine Erstreckung von >0,3mm, vorzugsweise >0,5mm und eine maximale Tiefe von 20pm bis 50pm gegenüber der jeweiligen Flankenfläche 32 auf. Die hydrodynamisch wirksamen radialen Fasen 34.1 , 34.2, 34.4, 34.5 sind dabei in einem Winkel 41 kleiner als 15° und größer als 0,5° in die jeweilige Flankenfläche 32 übergeleitet.
Eine hydrodynamische Entlastung der Spannfläche 31.1 , 31.2 wird erreicht, wenn die hydrodynamisch wirksamen axiale Fasen 34.3, 34.6 in einem Winkel ß 42 kleiner als 0,01 ° und größer als 0,001 ° in die zugeordneten Spannflächen 31.1 , 31.2 übergeleitet sind.
Bei einer solchen Auslegung der radialen und/oder axialen Fasen 34.1 , 34.2, 34.3,
34.4, 34.5, 34.6 wird eine ausreichende Entlastung der Dichtringe 30.1 , 30.2, 30.3,
30.4, 30.5, 30.6 erreicht, wobei gleichzeitig ein ausreichender Anpressdruck verbleibt, um den flankenseitigen bzw. mantelseitigen Dichtspalt 23, 24 ausreichend abzudichten und somit den Öl-Leckstrom gering zu halten. Die exakte Ausbildung der radialen und/oder axialen Fasen 34.1 , 34.2, 34.3, 34.4, 34.5, 34.6 wird im Rahmen der erfindungsgemäß eingegrenzten Bereiche in Abhängigkeit von zumindest dem jeweiligen Öldruck und der Drehzahl der Welle 12 gewählt. Figur 11 zeigt den in den Figuren 1 bis 3 dargestellten Dichtring 30.1 , wobei im Bereich der ersten radialen Fase 34.1 eine Änderung, gegenüber der Gestaltung gemäß Figur 3, vorgenommen wurde. Wie die Darstellung erkennen lässt, ist der Oberflächenbereich der ersten radialen Phase mit einer Wellenstruktur versehen. Diese Wellenstruktur W bildet eine hydrodynamisch wirksame Kontur, wobei die Wellenkämme und die Wellentäler sich in radialer Richtung oder im Wesentlichen in radialer Richtung erstrecken. Denkbar ist es auch, dass die Wellenkämme und die Wellentäler geneigt zur Radialrichtung verlaufen. Mit dieser hydrodynamisch wirksamen Kontur wird die im Bereich der radialen Fase 34.1 sich ergebende Tragkraft des Dichtrings 30.1 , zugunsten eines besseren Abstützverhaltens vergrößert.

Claims

Ansprüche
1. Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) zur Montage in einer Wellennut (14) oder in einer Gehäusenut (16) zur Abdichtung einer drehenden Welle (12) gegenüber einem feststehenden Gehäuse (11 ) oder dergleichen, mit zumindest einer seitlichen Flanke zur Anlage und Abdichtung an einer Nutseitenwand (17.1 , 17.2) der Wellennut (14) oder der Gehäusenut (16) und mit einer an die Flanke mittelbar oder unmittelbar in einem Winkel anschließenden Spannfläche (31.1 , 31.2) zur Anlage und Abdichtung an dem der Wellennut (14) gegenüberliegenden Gehäuse (11 ) oder an der der Gehäusenut (16) gegenüberliegenden Welle (12),
dadurch gekennzeichnet,
dass an der zumindest einen Flanke eine in radialer Richtung hydrodynamisch wirksame, radiale Fase (34.1 , 34.2, 34.4, 34.5) angebracht ist, welche zur Spannfläche (31.1 , 31.2) hin in einem Winkel (41 ) in eine Flankenfläche (32) der Flanke übergeleitet ist, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase (34.1 , 34.2, 34.4, 34.5) in radialer Richtung eine Erstreckung im Bereich von >0,3mm, vorzugsweise >0,5mm aufweist und dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase (34.1 , 34.2, 34.4, 34.5) axial eine maximale Tiefe im Bereich von 20 pm bis 50 pm gegenüber der Flankenfläche (32) aufweist.
2. Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) zur Montage in einer Wellennut (14) oder in einer Gehäusenut (16) zur Abdichtung einer drehenden Welle (12) gegenüber einem feststehenden Gehäuse (11 ) oder dergleichen, mit zumindest einer seitlichen abdichtenden Flanke zur Anlage und Abdichtung an einer Nutseitenwand (17.1 , 17.2) der Wellennut (14) oder der Gehäusenut (16) und mit einer an die Flanke mittelbar oder unmittelbar in einem Winkel anschließenden Spannfläche (31.1 , 31.2) zur Anlage und Abdichtung an dem der Wellennut (14) gegenüberliegenden Gehäuse (11 ) oder an der der Gehäusenut (16) gegenüberliegenden Welle (12),
dadurch gekennzeichnet, dass die Spannfläche (31.1 , 31.2) gegenüberliegend zu der zumindest einen seitlichen abdichtenden Flanke in einem abfallenden Winkel (42) in eine in axialer Richtung hydrodynamisch wirksame, axiale Fase (34.3, 34.6) übergeleitet ist.
3. Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) zumindest eine hydrodynamisch wirksame radiale Fase (34.1 , 34.2, 34.4, 34.5) und zumindest eine hydrodynamisch wirksame axiale Fase (34.3, 34.6) aufweist
4. Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase (34.1 , 34.2, 34.4, 34.5) in einem Winkel (41 ) kleiner als 15 ° und größer als 0,5 ° in die Flankenfläche (32) übergeleitet ist und/oder dass die hydrodynamisch wirksame axiale Fase (34.3, 34.6) in einem Winkel (42) kleiner als 15 ° und größer als 0,5 ° in die Spannfläche (31.1 , 31.2) übergeleitet ist.
5. Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase (34.1 , 34.2, 34.4, 34.5) und/oder die hydrodynamisch wirksame axiale Fase (34.3, 34.6) umlaufend an dem Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) angeordnet ist und an einem Schloss (33) des Dichtrings (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) unterbrochen ist.
6. Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass gegenüberliegend zur Spannfläche (31.1 , 31.2) eine hydrostatische Entlastungsstufe (35) angeordnet ist und dass eine Seitenfläche (35.1 ) der hydrostatischen Entlastungsstufe (35) zurückgesetzt gegenüber der hydrodynamisch wirksamen radialen Fase (34.1 , 34.2, 34.4, 34.5) angeordnet ist.
7. Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass gegenüberliegend zur Spannfläche (31.1 , 31.2) radial ausgerichtete Zentriernocken (37) an den Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3,
30.4, 30.5, 30.6) angeformt sind.
8. Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) als außenspannender Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) mit einer radial nach außen gerichteten, äußeren Spannfläche (31.1 ) oder als innenspannender Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) mit einer radial nach innen gerichteten, inneren Spannfläche (31.2) ausgebildet ist.
9. Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) symmetrisch zu einer quer zu seiner Achsrichtung ausgebildeten Mittenebene ausgebildet ist.
10. Drehdurchführung (10) mit einer drehbaren Welle (13) und einem die Welle (13) zumindest teilweise einhausenden Gehäuse (11 ) oder dergleichen, wobei zwischen der Welle (13) und dem Gehäuse (11 ) ein Druckraum (20) angeordnet ist, der in axialer Richtung jeweils durch einen in einer Wellennut (14) oder einer Gehäusenut (16) angeordneten Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) abgedichtet ist, wobei der Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) eine seitliche Flanke zur Anlage und Abdichtung an einer Nutseitenwand (17.1 , 17.2) der Wellennut (14) oder der Gehäusenut (16) und eine an die Flanke mittelbar oder unmittelbar in einem Winkel anschließende Spannfläche (31.1 , 31.2) zur Anlage und Abdichtung an dem der Wellennut (14) gegenüberliegenden Gehäuse (11 ) oder an der der Gehäusenut (16) gegenüberliegenden Welle (12) aufweist,
dadurch gekennzeichnet,
dass an der zumindest einen Flanke des Dichtrings (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4,
30.5, 30.6) eine in radialer Richtung hydrodynamisch wirksame, radiale Fase (34.1 , 34.2, 34.4, 34.5) angebracht ist, welche zur Spannfläche (31.1 , 31.2) hin in einem Winkel (41 ) in eine Flankenfläche (32) der Flanke übergeleitet ist, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase (34.1 , 34.2, 34.4, 34.5) in radialer Richtung eine Erstreckung im Bereich von >0,3mm, vorzugsweise >0,5mm aufweist, dass die hydrodynamisch wirksame radiale Fase (34.1 , 34.2, 34.4,
34.5) axial eine maximale Tiefe im Bereich von 20miti bis 50miti gegenüber der Flankenfläche (32) aufweist, dass der Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5,
30.6) mit seiner Flankenfläche (32) einen zwischen der Welle (12) und dem Gehäuse (11 ) oder dergleichen ausgebildeten und dem Druckraum (20) abgewandten, äußeren Austrittsspalt (21.2) abdeckt und in einem Anlagebereich (40) an einer auf den Druckraum (20) bezogen äußeren Nutseitenwand (17.2) anliegt und dass der Anlagebereich (17.2) in radialer Richtung eine Erstreckung von größer oder gleich 0,2mm aufweist.
11. Drehdurchführung (10) nach Anspruch 10,
dadurch gekennzeichnet,
dass die Spannfläche (31.1 , 31.2) gegenüberliegend zu der zumindest einen seitlichen abdichtenden Flanke in einem abfallenden Winkel (42) in eine in axialer Richtung hydrodynamisch wirksame, axiale Fase (34.3, 34.6) übergeleitet ist.
12. Drehdurchführung (10) nach Anspruch 10 oder 11 mit zumindest einem Dichtring (30.1 , 30.2, 30.3, 30.4, 30.5, 30.6) nach einem der Ansprüche 1 bis 6.
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