Zusatzpatent zum Hauptpatent Nr. 511385 Hydrostatische Wellendichtung
Das Hauptpatent betrifft eine durch den Arbeitsdruck beaufschlagte, hydrostatische Wellendichtung mit einem Dichtring und Arbeitsdrosselspälten, die dadurch gekennzeichnet ist, dass zur Festlegung der axialen Lage des Dichtinges auf beiden Planseiten des Dichtringes je ein Arbeitsdrosselspalt vorgesehen ist, wobei beide Arbeitsdrosselspälte in Reihe miteinander verbunden sind, derart, dass sie entgegengesetzt öffnen und schliessen.
Die vorliegende Erfindung betrifft eine weitere Ausführungsform der hydrostatischen Wellendichtung des Hauptpatentes und betrifft eine durch den Arbeitsdruck beaufschlagte, hydrostatische Wellendichtung mit einem Dichtring und Arbeitsdrosselspälten, bei welcher zur Festlegung der axialen Lage des Dichtringes auf zwei Planflächen des Dichtringes je ein Arbeitsdrosselspalt vorgesehen ist, wobei beide Arbeitsdrosselspälte in Reihe miteinander verbunden sind, derart, dass sie entgegengesetzt öffnen und schliessen, und wobei zur Herabsetzung des Herstellungsaufwandes der Wellendichtung der Dichtring zweiteilig ausgebildet ist und die eine Dichtringspaltfläche auf dem einen Teil und die andere auf dem anderen Teil vorgesehen ist, derart,
dass die die Arbeitsdrosselspälte bildenden Planflächen des Dichtringes sich mindestens angenähert in einer Ebene befinden.
Die Erfindung bezweckt, diese Wellendichtung zur Durchführung eines Druckmediums von einem die Welle umgebenden Gehäuse zur Welle, die bezüglich des Gehäuses drehbeweglich ist, verwenden zu können.
Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht, dass in der gleichen Ebene ein vom einen Arbeitsdrosselspalt durch einen ringnutförmigen Druckraum getrennter weiterer Drosselspalt als Druckflächenbegrenzungsspalt angeordnet ist und dass der Druckraum über Druckmediumleitungen mit der Welle und dem Gehäuse in Verbindung steht.
Zwei in Fig. 1 und 2 der Zeichnung dargestellte Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachstehend erläutert, wobei Teile, die funktionell denjenigen des Hauptpatentes entsprechen, gleich bezeichnet sind. Ein Druckraum 4a in einer rotierenden Welle 1 soll mit einem Druckraum 4b in einem Gehäuse 2 in Verbindung gebracht werden, wobei ein Austreten des im Raum 4a-4b unter Arbeitsdruck stehenden Mediums in die druckfreien oder unter Niederdruck stehenden, zwischen Welle 1 und Gehäuse 2 gebildeten Räume 5 auf ein Mindestmass zu reduzieren ist. Dies wird durch die zwischen der Welle 1 und dem Gehäuse 2 eingeschobene, als Durchführung umgewandelte hydrostatische Dichtung erreicht.
Diese Durchführung besteht wiederum aus festen Kapselteilen, nämlich Sitzplatten 7, 8 und einem Distanzblech 10, welche Teile alle durch Schrauben 11 oder äquivalente Mittel zusammengehalten werden, und aus einem zweiteiligen, von den Kapselteilen umschlossenen Dichtring 12a, 12b, der über elastische Dichtungen 13a, 13b mit der Welle 1 drehmomentübertragend und dichtend verbunden ist, wobei die elastischen Dichtungen 13a, 13b ein leichtes axiales Verschieben und Taumeln des Dichtringes 12a, 12b erlaubt. Zwischen je einem Teil des Dichtringes 12a, 12b und je einer Sitzplatte 7, 8 werden zwei Arbeitsdrosselspälte, nämlich der druckseitige Spalt 14 und der leckseitige Spalt 15 erzeugt, die den Einlass bzw. Auslass eines Zwischendruckraumes 16 bilden.
Zwischen der Sitzplatte 8 und dem Dichtring 12a wird noch ein zusätzlicher Druckflächenbegrenzungsspalt 14a gebildet, wodurch der dem Dichtring zugewandte Druckraum auf die Ringnut 4c beschränkt wird. Die beiden Teile 12a und 12b des Dichtringes werden durch Schrauben 18 oder äquivalente Mittel zusammengehalten.
Die Funktionsweise der Anordnung in Fig. 1 kann wie folgt beschrieben werden: Die Arbeitsdrosselspälte 14 und 15 bilden einen Druckteiler dessen Zwischendruck dank dem Druckflächenbegrenzungsspalt 14a auf eine grössere Fläche wirkt, als der ihm anordnungsge mäss entgegengesetzte Arbeitsdruck in der Ringnut 4c, womit ein Kräftegleichgewicht zwischen der Arbeitsdruckkraft und der Zwischendruckkraft bei einer gewissen axialen Lage des Dichtringes 12 möglich wird.
Wird der Dichtring 12 aus dieser Gleichgewichtslage gegen die Sitzplatte 7 gestossen, so entsteht durch das Schliessen des leckseitigen Arbeitsdrosselspaltes 15 und das Öffnen des druckseitigen Arbeitsdrosselspaltes 14 eine Druckerhöhung im Zwischendruckraum 16, derart, dass eine der Störung entgegenwirkende Kraft entsteht und der Dichtring 12 in die Gleichgewichtslage zurückgeschoben wird. Im Falle einer Auslenkung in die andere Richtung bringt der gleiche Mechanismus den Dichtring ebenfalls in die gleiche Lage zurück; die Gleichgewichtslage ist demzufolge ein stabiler Ruhepunkt des Systems, wobei der Druckflächenbegren zungsspalt 14a im Regelmechanismus nicht mitwirkt.
Der unter Arbeitsdruck stehende Hauptflüssigkeitsstrom wird von der Wellenbohrung 4a durch eine Bohrung 20 in den Dichtringtellen 12a, 12b in die Ringnut 4c geleitet und von dort durch eine Bohrung 19 in der Sitzplatte 8 seiner Verwendung im Gehäusehohlraum 4b zugeführt; diese Durchflussrichtung kann natürlich umgekehrt werden.
Die Dichtigkeit wird an der Übergangsstelle Welle Durchführung und Durchführung-Gehäuse durch elastische Dichtungen 13a, 13b, bzw. 21a, 21b gewährleistet.
Treten axiale Verschiebungen der Welle 1 gegenüber dem Gehäuse 2 auf, so ist die Reibkraft der elastischen Dichtung oft zu gross, und beeinflusst dementsprechend den Regelmechanismus der Dichtung. Um diese Störquelle zu beseitigen, können Hohlschrauben-Einführungen, sogenannte Banjo-Einführungen, des Arbeitsmediums verwendet werden, wie dies in Fig. 2 dargestellt ist, in welcher entsprechende Teile gestrichen bezeichnet sind. Hierbei ist es aus konstruktiven Gründen günstiger, wenn die Durchführung umgekehrt betrieben wird. Die bisher festen Sitzplatten 7', 8' rotieren demnach mit der Welle 1' und der Dichtring 12a', 12b' bleibt sinngemäss gegenüber dem Gehäuse 2' ruhend.
Die nun zwischen Hohlzapfen 22' und den Sitzplatten 7', 8' erforderlichen elastischen Dichtungen 21a' und 21b' sind viel kleiner als die entsprechenden Dichtungen in Fig. 1 und erzeugen im Verhältnis zu den gleichbleibenden Regelkräften wesentlich kleinere Reibkräfte.
Ausserdem bilden die Zapfen 22 eine Zwangsmitnehmung der Dichtungen.
Die übrigen Teile der Durchführung bleiben funktionell gleich und sind dementsprechend gleich wie in Fig. 1 bezeichnet, wobei in Fig. 2 lediglich das Distanzblech 10' nun zwischen den beiden Teilen 12a' und 12b' des Dichtringes liegt.
Additional patent to main patent no. 511385 Hydrostatic shaft seal
The main patent relates to a hydrostatic shaft seal, acted upon by the working pressure, with a sealing ring and working throttle gaps, which is characterized in that a working throttle gap is provided on both flat sides of the sealing ring to determine the axial position of the sealing ring, whereby both working throttle gaps are connected in series, in such a way that they open and close in opposite directions.
The present invention relates to a further embodiment of the hydrostatic shaft seal of the main patent and relates to a hydrostatic shaft seal acted upon by the working pressure, with a sealing ring and working throttle gaps, in which a working throttle gap is provided to determine the axial position of the sealing ring on two flat surfaces of the sealing ring, both of which Working throttle gaps are connected to one another in series, in such a way that they open and close in opposite directions, and wherein the sealing ring is designed in two parts to reduce the manufacturing costs of the shaft seal and one sealing ring gap surface is provided on one part and the other on the other part, in such a way that
that the plane surfaces of the sealing ring forming the working throttle gaps are at least approximately in one plane.
The aim of the invention is to be able to use this shaft seal for the passage of a pressure medium from a housing surrounding the shaft to the shaft which is rotatable with respect to the housing.
According to the invention, this is achieved in that a further throttle gap separated from a working throttle gap by an annular groove-shaped pressure chamber is arranged as a pressure surface delimitation gap in the same plane and that the pressure chamber is connected to the shaft and the housing via pressure medium lines.
Two exemplary embodiments of the invention shown in FIGS. 1 and 2 of the drawing are explained below, with parts that correspond functionally to those of the main patent being designated the same. A pressure space 4a in a rotating shaft 1 is to be brought into connection with a pressure space 4b in a housing 2, whereby the medium under working pressure in space 4a-4b escapes into the unpressurized or under low pressure formed between shaft 1 and housing 2 Room 5 is to be reduced to a minimum. This is achieved by the hydrostatic seal inserted between the shaft 1 and the housing 2 and converted into a feedthrough.
This passage in turn consists of fixed capsule parts, namely seat plates 7, 8 and a spacer plate 10, which parts are all held together by screws 11 or equivalent means, and of a two-part sealing ring 12a, 12b enclosed by the capsule parts, which is attached via elastic seals 13a, 13b is connected to the shaft 1 in a torque-transmitting and sealing manner, the elastic seals 13a, 13b allowing easy axial displacement and wobbling of the sealing ring 12a, 12b. Between each part of the sealing ring 12a, 12b and each seat plate 7, 8, two working throttle gaps, namely the pressure-side gap 14 and the leakage-side gap 15, which form the inlet and outlet of an intermediate pressure space 16, are generated.
An additional pressure surface delimiting gap 14a is also formed between the seat plate 8 and the sealing ring 12a, as a result of which the pressure space facing the sealing ring is restricted to the annular groove 4c. The two parts 12a and 12b of the sealing ring are held together by screws 18 or equivalent means.
The mode of operation of the arrangement in Fig. 1 can be described as follows: The working throttle gaps 14 and 15 form a pressure divider, the intermediate pressure of which, thanks to the pressure area delimitation gap 14a, acts on a larger area than the working pressure in the annular groove 4c, which is opposite to it according to the arrangement, thus creating a balance of forces between the working pressure force and the intermediate pressure force with a certain axial position of the sealing ring 12 becomes possible.
If the sealing ring 12 is pushed against the seat plate 7 from this equilibrium position, the closing of the leakage-side working throttle gap 15 and the opening of the pressure-side working throttle gap 14 result in an increase in pressure in the intermediate pressure chamber 16 such that a force counteracting the disturbance arises and the sealing ring 12 enters the Equilibrium position is pushed back. In the event of a deflection in the other direction, the same mechanism also brings the sealing ring back into the same position; the equilibrium position is therefore a stable point of rest of the system, with the pressure surface limitation gap 14a not participating in the control mechanism.
The main fluid flow under working pressure is conducted from the shaft bore 4a through a bore 20 in the sealing ring points 12a, 12b into the annular groove 4c and from there through a bore 19 in the seat plate 8 for its use in the housing cavity 4b; this flow direction can of course be reversed.
The tightness is ensured at the transition point between the shaft, bushing and bushing-housing by elastic seals 13a, 13b and 21a, 21b.
If the shaft 1 is displaced axially with respect to the housing 2, the frictional force of the elastic seal is often too great and accordingly influences the control mechanism of the seal. In order to eliminate this source of interference, hollow screw inlets, so-called banjo inlets, of the working medium can be used, as is shown in FIG. 2, in which corresponding parts are marked with a dash. For structural reasons, it is more advantageous if the implementation is operated in reverse. The previously fixed seat plates 7 ', 8' accordingly rotate with the shaft 1 'and the sealing ring 12a', 12b 'remains stationary relative to the housing 2'.
The elastic seals 21a 'and 21b' now required between the hollow pin 22 'and the seat plates 7', 8 'are much smaller than the corresponding seals in FIG. 1 and generate significantly smaller frictional forces in relation to the constant control forces.
In addition, the pins 22 form a forced entrainment of the seals.
The other parts of the bushing remain functionally the same and are accordingly designated the same as in FIG. 1, with only the spacer plate 10 'now lying between the two parts 12a' and 12b 'of the sealing ring in FIG.