Prädifa Dichtungshandbuch - GroupMaxigroupmaxi.com.br/parker/produtos-parker-vedacoesTradicionais-man… · Zertifikat-Register-Nr. 70100 F 1037. The TÜV-Cert-Zertifizierungsstelle

Prädifa DichtungshandbuchSealing Handbook

Katalog 3353 D/E

Seals

Unsere Dichtungen dürfen nur in den in unseren Unterlagenangegebenen Anwendungsgrenzen bezüglich Verträglichkeitmit Kontaktmedien, Drücken, Temperatur, Lagerdauer ver-wendet werden. Der Einsatz außerhalb der vorgegebenenAnwendungsgrenzen oder die Verwechslung mit anderenMaterialien kann zu Schäden an Leben, Umwelt und Anlagen führen.

Die Prospektangaben beruhen auf den Erkenntnissen jahrzehnte-langer Erfahrungen in der Herstellung und Anwendung von Dichtele-menten. Trotz aller Erfahrung können unbekannte Faktoren beimpraktischen Einsatz von Dichtungen allgemeingültige Aussagen er-heblich einschränken, so daß die hier gegebenen Vorschläge nichtallgemein verbindlich sind.

Wir behalten uns das Recht vor, Konstruktionsänderungen ohnevorherige Ankündigung vorzunehmen.

Prototypen und Muster werden aus Versuchsformen oder -vorrich-tungen hergestellt. Die folgende Serienfertigung kann, wenn nichtausdrücklich Gegenteiliges vereinbart, verfahrenstechnisch von derPrototypenfertigung abweichen.

Die Liefergarantie (Werkzeug-Verfügbarkeit) auf einzelne Abmes-sungen unseres Produktionsprogrammes ist auf einen Zeitraum von7 Jahren beschränkt.

Alle Rechte bei Parker Hannifin GmbH. Auszüge nur mit Genehmi-gung. Änderungen vorbehalten.

Alle früheren Unterlagen sind mit dem Erscheinen dieses Kata-loges ungültig.

Die TÜV-Cert-Zertifizierungsstelle bestätigt, daß das Un-ternehmen Parker Hannifin GmbH, Seal Group Europe,Werk Bietigheim, für den Geltungsbereich Präzisions-Dichtungen und technische Formteile ein Quali-tätssicherungssystem eingeführt hat und anwendet.Durch ein Audit, Bericht-Nr. QM-F-97/1037 wurde derNachweis erbracht, daß die Forderungen der DIN ENISO 9001, EN 29001, BS 5750 Part 1, ANSI/ASQC Q91erfüllt sind. Zertifikat-Register-Nr. 70100 F 1037.

The TÜV-Cert-Zertifizierungsstelle certifies that ParkerHannifin GmbH, Seal Group Europe, location Bietigheim,has implemented and is performing a quality assurancesystem for seals and molded-shape parts. Based on anaudit, report no. QM-F-97/1037, proof has been fur-nished that the requirements according to DIN EN ISO9001, EN 29001, BS 5750 Part 1, ANSI/ASQC Q91 havebeen fullfilled. Certificate Registration No. 70100 F 1037.

Our seals may only be used within the application parametersstated in our documents as regards compatibility with contactmedia, pressures, temperatures and time of storage. Applica-tion or use outside of the specified application parameters aswell as the selection of different compounds by mistake may

result in damage to life, the environment and/or equipment andfacilities.

The information contained in our publications is based on know-howdeveloped over decades of experience in the manufacturing andapplication of seals. Despite this experience, unknown factors arisingout of the practical application of seals may considerably affect theoverall applicability of this information in such a way that the recom-mendations provided herein are not to be considerad generallybinding.

We reserve the right to make design modifications without priornotification.

Prototypes and samples are produced from experimental molds. Thesubsequent series production may differ in production techniquesfrom the prototype production unless specific agreement to thecontrary was reached beforehand.

The delivery guarantee (availability of molds) for individual dimen-sions of our range of products is limited to a period of 7 years.

All rights reserved by Parker Hannifin GmbH. Extracts may only betaken with permission. Modification rights reserved.

This edition supercedes all prior documents.

Verträglichkeit von Dichtungen undBetriebs- bzw. ReinigungsmedienDie Vielfalt der im Serieneinsatz von fluidischen Geräten wirksamenBetriebsparameter und deren Einwirkung auf Dichtungen macht eineFunktionsfreigabe unter Feldbedingungen durch den Gerätehers-teller unverzichtbar.

Die ständige Ausweitung des Angebots an neuen Medien für denEinsatz als Hydrauliköle, Schmierstoffe und Reinigungsflüssigkeitengibt zudem Anlaß, auf deren Verträglichkeit mit den zur Zeit inAnwendung befindlichen Dichtungselastomeren besonders hinzu-weisen.

Die in den Basismedien enthaltenen Additive, welche zur Verbesse-rung bestimmter Gebrauchseigenschaften beigemischt werden, kön-nen die Verträglichkeitseigenschaften von Dichtungsmaterialien ver-ändern.

Es ist deswegen unerläßlich, daß vor dem Serieneinsatz eines mitunseren Dichtungen ausgerüsteten Produkts werksseitig und/oderdurch Feldversuche die Dichtungsverträglichkeit der von Ihnen zuge-lassenen oder spezifizierten Betriebs- und Reinigungsmedien über-prüft wird.

Wir bitten um Beachtung dieses Hinweises, da wir als Dichtungshers-teller grundsätzlich nicht in der Lage sind, alle Bedingungen derEndanwendung zu simulieren und die Zusammensetzung der einge-setzten Betriebs- und Reinigungsmittel zu kennen.

Betrachten Sie bitte diese Information als Ausdruck unserer ständi-gen Anstrengungen, unseren Kunden bestmöglichen Liefer- undBeratungsservice zu bieten.

Compatibilily of Seals andOperating Media / Cleansing AgentsDue to the great diversity of operational parameters affecting fluidicdevices and their impact on seals, it is absolutely imperative thatmanufacturers of these devices release seals for functional andoperational suitability under field conditions.

Furthermore, in view of the consistent increase of newly availablemedia used as hydraulic oils, lubricants, and cleansing agents,special attention is invited to the aspect of compatibility with sealingelastomers currently in use.

Additives contained in base media in order to enhance certainfunctional characteristics may affect compatibility characteristics ofsealing materials.

For this reason, it is imperative that any product equipped with ourseals be tested for compatibility with operational media or cleansingagents approved or specified by you either at your plant or by meansof field tests prior to any serial application.

We kindly ask you to comply with this notice since, as a manufacturerof seals, we are not in a position, as a matter of principle, to performsimulations regarding any and all conditions present in the finalapplication nor of knowing the composition of the operational mediaand cleansing agents used.

Please regard this information as a manifestation of our continualendeavour to provide optimum delivery and consulting services to ourcustomers.

Parker Hannifin GmbHPrädifa - Packing DivisionBietigheim-BissingenSeals

Parker Hannifin GmbHPrädifa - Packing Division

Inhaltsverzeichnis

1. Einführung .......................................................................................................................... 1

2. Grundlagen des Dichtvorgangs ....................................................................................... 42.1 Dichtung ruhender Flächen .......................................................................................... 4

2.1.1 Einführung......................................................................................................... 42.1.2 Vorgänge im Dichtungskontakt ......................................................................... 52.1.3 Leckage ............................................................................................................ 5

2.2 Dichtung bewegter Flächen .......................................................................................... 62.2.1 Vorgänge im Dichtungskontakt ......................................................................... 62.2.2 Leckage ............................................................................................................ 82.2.3 Reibung ............................................................................................................ 92.2.4 Verschleiß ....................................................................................................... 11

3. Druckmedien .................................................................................................................... 123.1 Druckluft ...................................................................................................................... 123.2 Mineralöle ................................................................................................................... 14

3.2.1 Viskosität......................................................................................................... 153.2.2 Alterung........................................................................................................... 173.2.3 Druckverhalten ................................................................................................ 183.2.4 Verhalten gegenüber Luft ................................................................................ 193.2.5 Verhalten gegenüber Fremdflüssigkeiten ....................................................... 203.2.6 Pourpoint und Flammpunkt ............................................................................. 20

3.3 Umweltfreundliche Flüssigkeiten ................................................................................ 203.4 Schwer entflammbare Druckflüssigkeiten ................................................................... 22

3.4.1 HFA-Flüssigkeiten .......................................................................................... 223.4.2 HFB-Flüssigkeiten (Wasser-in-Öl-Emulsionen) .............................................. 243.4.3 HFC-Flüssigkeiten .......................................................................................... 243.4.4 HFD-Flüssigkeiten .......................................................................................... 24

3.5 Die wichtigsten Additivtypen ....................................................................................... 26

4. Das Verhalten von Elastomeren in Schmierstoffen und Arbeitsmedien .................... 274.1 Allgemeine Zusammenhänge ..................................................................................... 274.2 Verhalten in verschiedenen Medien ........................................................................... 28

4.2.1 Natürliche Öle und Fette ................................................................................. 284.2.2 Mineralöle und synthetische Kohlenwasserstoffe (SHF) ................................. 284.2.3 Mineralöl-Emulsionen ..................................................................................... 304.2.4 Polyalkylenglykole .......................................................................................... 314.2.5 Organische Ester ............................................................................................ 324.2.6 Phosphorsäureester ........................................................................................ 324.2.7 Siliconöle ........................................................................................................ 334.2.8 HFA-Flüssigkeiten .......................................................................................... 334.2.9 Chlorierte Kohlenwasserstoffe ........................................................................ 334.2.10 Schmierfette .................................................................................................... 334.2.11 Druckluft .......................................................................................................... 34

4.3 Elastomer-Verträglichkeits-Index (EVI) ....................................................................... 354.3.1 Allgemeine Zusammenhänge ......................................................................... 354.3.2 Quellverhalten von Parker-Werkstoffen ........................................................... 35

4.4 Standard-Dichtungswerkstoffe nach Anwendung ....................................................... 41


5. Einflußfaktoren auf den Dichtvorgang ........................................................................... 445.1 Einfluß der Fertigungsgenauigkeit .............................................................................. 445.2 Dichtspalt .................................................................................................................... 47

6. Dichtungswerkstoffe ....................................................................................................... 516.1 Allgemeine Zusammenhänge ..................................................................................... 516.2 Übersicht über Dichtungsmaterialien .......................................................................... 52

6.2.1 Plastomere ...................................................................................................... 526.2.2 Elastomere ...................................................................................................... 536.2.3 Thermoplastische Elastomere (TPE) .............................................................. 566.2.4 Duromere ........................................................................................................ 57

6.3 Eigenschaften von Dichtungswerkstoffen ................................................................... 586.3.1 Werkstoffspezifikationen – oder was sagen uns die Werte ............................. 586.3.2 Mechanische Eigenschaften ........................................................................... 59

6.3.2.1 Härte .................................................................................................. 596.3.2.2 Druckverformungsrest ....................................................................... 636.3.2.3 Rückprall- bzw. Stoßelastizität .......................................................... 646.3.2.4 Dichte bzw. spezifisches Gewicht ..................................................... 646.3.2.5 Spannungswert oder Modul............................................................... 656.3.2.6 Reißfestigkeit und Reißdehnung ....................................................... 656.3.2.7 Weiterreißwiderstand ........................................................................ 666.3.2.8 Abriebwiderstand .............................................................................. 66

6.3.3 Thermische Eigenschaften ............................................................................. 676.3.3.1 Tieftemperaturverhalten, TR-10 Wert ................................................ 676.3.3.2 Joule Effekt ........................................................................................ 68

6.3.4 Chemische Eigenschaften .............................................................................. 686.3.5 Elektrische Eigenschaften............................................................................... 68

7. Dichtungsformen ............................................................................................................ 697.1 Hydraulik-Dichtungen ................................................................................................. 69

7.1.1 O-Ringe........................................................................................................... 707.1.2 Nutringe (Zweilippenringe) ............................................................................. 707.1.3 Lippenringe (Nutring mit Haftteil) .................................................................... 707.1.4 Dachformdichtungssätze................................................................................. 717.1.5 Kompaktdichtungen auf Nutringbasis ............................................................. 727.1.6 Sonstige Kompaktdichtungen ......................................................................... 727.1.7 Gleit-Dichtungssätze ....................................................................................... 737.1.8 Führungselemente .......................................................................................... 737.1.9 Abstreifringe .................................................................................................... 74

7.2 Pneumatik-Dichtungen ............................................................................................... 757.2.1 Stangendichtungen ......................................................................................... 757.2.2 Kolbendichtungen ........................................................................................... 777.2.3 Dämpfungsdichtungen .................................................................................... 78

7.3 Dichtungen für besonderen Einsatz ............................................................................ 787.3.1 Dichtungen für den Einsatz in Wasser und in schwer entflammbaren............. 79

Flüssigkeiten7.3.2 Dichtungen für den Bergbau ........................................................................... 79

7.4 Dichtsysteme in der Anwendung ................................................................................ 817.5 Entwicklungsgeschichte der Dichtungsprofile ............................................................ 84


8. Auswahl und Einbau von Dichtungen ........................................................................... 868.1 Auswahlkriterien ......................................................................................................... 868.2 Einbaubedingungen ................................................................................................... 87

8.2.1 Allgemeine Einbauregeln ............................................................................... 878.2.2 Einbaubedingungen der einzelnen Dichtungsformen ..................................... 88

8.3 Fehlerhafter Einbau von Dichtungen .......................................................................... 968.4 Richtlinien für die Lagerung von Gummi ..................................................................... 99

9. Anwendungsprobleme (Versagensursachen) ............................................................ 1009.1 Abriebverschleiß ....................................................................................................... 1019.2 Schaden durch Fremdkörper .................................................................................... 1019.3 Folgen von Luft im Öl ................................................................................................ 1029.4 Schleppdruck ............................................................................................................ 1089.5 Sonstige Schadensursachen .................................................................................... 1109.6 Verschleiß................................................................................................................. 1139.7 Wechselwirkung zwischen Reibung, Verschleiß und Dichtvorgang ......................... 114

10. Literaturnachweis .......................................................................................................... 115

11. Normen ........................................................................................................................... 118


1. Introduction ........................................................................................................................ 1

2. Fundamentals of the sealing process ............................................................................. 42.1 Sealing static surfaces .................................................................................................. 4

2.1.1 Introduction ....................................................................................................... 42.1.2 The sealing process .......................................................................................... 52.1.3 Leakage ............................................................................................................ 5

2.2 Sealing dynamic surfaces ............................................................................................. 62.2.1 The sealing process .......................................................................................... 62.2.2 Leakage ............................................................................................................ 82.2.3 Friction .............................................................................................................. 92.2.4 Wear ............................................................................................................... 11

3. Pressure media ................................................................................................................ 123.1 Compressed air ........................................................................................................... 123.2 Mineral oils .................................................................................................................. 14

3.2.1 Viscosity .......................................................................................................... 153.2.2 Ageing ............................................................................................................. 173.2.3 Pressure effects .............................................................................................. 183.2.4 Compatibility with air ....................................................................................... 193.2.5 Compatibility with foreign fluids ....................................................................... 203.2.6 Pour point and inflammation point ................................................................... 20

3.3 Environmentally-compatible fluids............................................................................... 203.4 Fire-resistant pressure fluids ....................................................................................... 22

3.4.1 HFA fluids ....................................................................................................... 223.4.2 HFB fluids (water-in-oil-emulsions) ................................................................. 243.4.3 HFC fluids ....................................................................................................... 243.4.4 HFD fluids ....................................................................................................... 24

3.5 Common additives ...................................................................................................... 26

4. Behavior of elastomers in lubricants and working fluids ........................................... 274.1 General ....................................................................................................................... 274.2 Influence of different media ......................................................................................... 28

4.2.1 Natural oils and greases ................................................................................. 284.2.2 Mineral oils and synthetic hydrocarbons (SHF) ............................................... 284.2.3 Mineral oil emulsions....................................................................................... 304.2.4 Polyalkylenglycols ........................................................................................... 314.2.5 Organic esters ................................................................................................. 324.2.6 Phosphoric ester ............................................................................................. 324.2.7 Silicon oils ....................................................................................................... 334.2.8 HFA fluids ....................................................................................................... 334.2.9 Chlorinated hydrocarbons ............................................................................... 334.2.10 Lubricant greases............................................................................................ 334.2.11 Compressed air ............................................................................................... 34

4.3 Elastomer Compatiblity Index (ECI) ............................................................................ 354.3.1 General ........................................................................................................... 354.3.2 Swelling of Parker compounds ........................................................................ 35

4.4 Standard sealing compounds according to application ............................................... 41

Contents


5. Factors affecting the sealing process ........................................................................... 445.1 Influence of manufacturing tolerances ........................................................................ 445.2 Sealing gap ................................................................................................................. 47

6. Sealing materials ............................................................................................................ 516.1 General ....................................................................................................................... 516.2 An overview of sealing materials................................................................................. 52

6.2.1 Plastomers ...................................................................................................... 526.2.2 Elastomers ...................................................................................................... 536.2.3 Thermoplastic elastomers (TPE) ..................................................................... 566.2.4 Thermosetting plastics .................................................................................... 57

6.3 Characteristics of sealing materials ............................................................................ 586.3.1 Compound specifications - or what do the values mean ................................. 586.3.2 Mechanical properties ..................................................................................... 59

6.3.2.1 Hardness ........................................................................................... 596.3.2.2 Compression set ................................................................................ 636.3.2.3 Rebound elasticity ............................................................................. 646.3.2.4 Density and specific gravity ............................................................... 646.3.2.5 Stress value or modulus .................................................................... 656.3.2.6 Tensile strength and ultimate elongation ........................................... 656.3.2.7 Tear resistance .................................................................................. 666.3.2.8 Abrasion resistance ........................................................................... 66

6.3.3 Thermal characteristics ................................................................................... 676.3.3.1 Low temperature behaviour, TR-10 value ......................................... 676.3.3.2 The Joule Effect ................................................................................. 68

6.3.4 Chemical characteristics ................................................................................. 686.3.5 Electrical characteristics .................................................................................. 68

7. Seal profiles ...................................................................................................................... 697.1 Hydraulic seals............................................................................................................ 69

7.1.1 O-rings ............................................................................................................ 707.1.2 U-rings (two lips) ............................................................................................. 707.1.3 Lip seals .......................................................................................................... 707.1.4 V-ring assemblies............................................................................................ 717.1.5 Compact seals based on an U-ring ................................................................. 727.1.6 Other compact seal designs ............................................................................ 727.1.7 Co-axial seals.................................................................................................. 737.1.8 Guiding elements ............................................................................................ 737.1.9 Scraper/wiper rings ......................................................................................... 74

7.2 Pneumatic seals .......................................................................................................... 757.2.1 Rod seals ........................................................................................................ 757.2.2 Piston seals ..................................................................................................... 777.2.3 Cushioning seals ............................................................................................. 78

7.3 Seals for special applications ...................................................................................... 787.3.1 Seals for high water based fluids .................................................................... 797.3.2 Seals for mining equipment ............................................................................. 79

7.4 Sealing systems in typical applications ....................................................................... 817.5 History of seals profiles ............................................................................................... 84


8. Selection and installation of seals ................................................................................. 808.1 Selection criteria ......................................................................................................... 808.2 Installation conditions ................................................................................................. 81

8.2.1 General installation rules ................................................................................ 818.2.2 Installation of seals.......................................................................................... 82

8.3 Incorrect installation of seals ....................................................................................... 908.4 Guidelines for the storage of elastomers ..................................................................... 93

9. Application problems (causes of failure) ...................................................................... 949.1 Wear by abrasion ........................................................................................................ 959.2 Damage by contamination .......................................................................................... 959.3 Effects of air in the fluid ............................................................................................... 969.4 Drag pressure ........................................................................................................... 1029.5 Other causes of damage ........................................................................................... 1049.6 Wear ...................................................................................................................... 1079.7 Reciprocal effect between friction, wear and sealing process ................................... 108

10. Literature references ..................................................................................................... 115

11. Standards ...................................................................................................................... 118

Parker Hannifin GmbHPrädifa PackingDivision 1

1. Einfüh rungHersteller wie Anwender von Dichtungen haben erkannt, daß vonder Dichtung die Funktion ihrer Geräte und die Betriebssicherheitder Maschinen, in denen diese Geräte arbeiten, abhängen. DieDichtung im Hauptbremszylinder eines Kraftwagens kostet zwarnur Pfennige, ihr Ausfall dagegen kann das Leben kosten. Von derDichtung hängt es ab, daß die Armbanduhr auch unter Wasseranzeigt was die Stunde schlägt, daß kein tropfender Wasserhahndem lärmgeplagten Zeitgenossen den Nerv tötet, und daß ebendieser Mitbürger - den Lärm ignorierend - in kurzer Zeit über denAtlantik fliegen kann. Nahezu eine halbe Tonne eines Fluorela-stomers, das ist ein gegen hohe Temperaturen und chemischeEinflüsse weitgehend beständiges Dichtmaterial, wird heute ineinem modernen Großraumflugzeug verwendet.

Die lange Geschichte der Dichtungen und daraus sich ableitenddie Vielzahl der Formen, Anwendungen und Werkstoffe, macht esdem unbefangenen Beobachter schwer, die Grundkonzeptionund den roten Faden durch das Angebot der Dichtungen zufinden. Es wird für ihn unübersichtlich, welche Dichtungen er inwelchem Einsatzfall verwenden soll.Das vorliegende Dichtungshandbuch befaßt sich neben denGrundlagen der Werkstofftechnik hauptsächlich mit der Anwen-dung von Dichtungen in der Hydraulik und Pneumatik. Hierbeginnt die Schwierigkeit des Standardisierens: Hauptabnehmerdieser Dichtungen sind der Maschinen- und Apparatebau, dieKraftfahrzeug- und die Baumaschinenindustrie, der Bergbau unddie Landmaschinen-Hersteller. Was letzteren in Dichtheit undLaufverhalten noch sehr gut vorkommt, wird eventuell einenWerkzeugmaschinen-Hersteller nicht befriedigen.

Wie findet man die richtige Dichtung?Die Chance, die Dichtungsvielzahl, die sich aus der Vielzahl derAnwendungsprobleme in der Fluidtechnik ergibt, zu bewältigen,liegt im anwendungsbezogenen Spezialwissen über den Einsatzder Dichtungsformen und -werkstoffe. Die sich schnell fortentwik-kelnde Technik der Anwender von Dichtungen fordert die Ausein-andersetzung mit neuen Dichtungsarten. Gleichzeitg jedoch las-sen sich ältere Erzeugnisse nicht einfach aus den Katalogenstreichen. Auch sie haben sich bewährt und sind heute meist alsErsatzteile am Markt. Das Dilemma liegt in der Schwierigkeit,diese Programme richtig einzuordnen, richtig anzuwenden undin einem weltweiten Vertriebsnetz anzubieten.

Liegt das Allheilmittel in der Normung? Obwohl die Dichtungsin-dustrie zusammen mit ihren Kunden in den vergangenen 10Jahren sehr viel getan hat, um eine Vereinheitlichung zu errei-chen, zeigen sich nur zögernd Auswirkungen in der Praxis.Prinzipiell werden die Dichtungsformen mit Ausnahme der O-Ringe nicht genormt. Hilfreich ist die Abmessungsnorm der Ein-bauräume für Dichtungen, obwohl man sich hier auch auf einenKompromiß einigen muß, der künftigen Entwicklungen hinderlichentgegenstehen kann. Wichtig ist, daß es keine »genormtenHydraulik- und Pneumatikdichtungen« gibt, sondern nur genorm-te Einbauräume. Es ist dem Anwender überlassen, welche Dich-tungsart er in diese genormten Einbauräume einsetzt.Die Norm ist keine Garantie für Dichtfunktion. Die Dichtungsher-steller sind es gewohnt, mit solchen Kompromissen zu leben undfähig sich darauf einzustellen. Dabei hat der Hersteller im Ver-gleich zum Händler natürlich mehr Möglichkeiten.

1. IntroductionManufacturers and users of seals realise that the proper andreliable function of their equipment relies on the seals used.The seals used in the braking system of a car are a low price butthe result of a failure can be very expensive. Seals keep your watchoperating accurately, stop your water tap from dripping andenable you to fly on business or pleasure safely and quickly. Amodern airliner contains nearly half a ton of high temperature andchemically resistant material - fluoroelastomer.Seals have been used since ancient times and have developedwith a variety of shapes and in a range of materials. For those whoare not familiar with the technology of seals the number of designsavailable is confusing and selecting the most suitable product forthe application difficult.

This handbook explains the fundamentals of seal design andmaterial selection and gives a guide as to the design best suitedfor your hydraulic or pneumatic application.A major problem for the seal manufacturer is the standardizationof the designs produced:

Many industries are major users of seals, among these are themachine tool industry, automobile industry, construction equip-ment industry, mining industry and agricultural industry. The bestseal design for the operating conditions of a farm tractor will notbe suitable for a car braking system, a longwall roof support sealwill not give a good performance in an earth moving machine.Therefore it is not possible to have a universal seal.

How to find the right seal.At Parker we have an advantage - a large range of seal designsare available, supported by the application engineering experi-ence of solving many and varied problems. The rapid develop-ment of our customers products demands new seal designs andmaterials but the older products still have a function to fulfil. Theseolder designs still operate effectively and are needed as spareparts.It is sometimes difficult to classify the range of seals to a particularsector of industry and to market them through our world widedistribution organization.

Can standardization be the answer?Over the past few years seal users and producers have interna-tionally agreed to standardize on a range of groove dimensionsfor seals. With the exception of O-rings the acceptance of thesestandards has been limited, largely because there are few stan-dard seals for hydraulic or pneumatic equipment.From these standards users are able to select the groove sizes tosuit the equipment design and reputable seal producers cansupply a seal for the housing. However because it is not possibleto have a universal standard seal design suitable for all appli-cations the user has to choose the seal for the operating con-ditions. At Parker Seals our engineers have the know ledge andexperience to recommend the best seal for the application.While standardization has provided the user with a range ofgroove sizes it does not prevent the wrong seal from beingselected for the given operating conditions.

Parker Hannifin GmbHPrädifa PackingDivision 2

Das Dichtungshandbuch versucht, die Grundsätze leicht ver-ständlich darzustellen, auf denen die Dichtungsindustrie undspeziell jene, die Dichtungen in die Hydraulik und Pneumatikliefert, gegründet sind. Nur durch Kenntnis aller Einflußfaktorenauf den Dichtvorgang – und das sind sehr viele – läßt sich im Laufder Konstruktion und mit zunehmender Erfahrung die Sicherheitgewinnen, die notwendig ist, um ein einwandfrei funktionieren-des System zu entwerfen. Wesentlich dabei ist, daß die Dichtungallein nicht ausschlaggebend für das Funktionieren einer Dicht-stelle ist. Das Druckmedium, der Einbauraum, das Hydraulik- undPneumatik-System und Umgebungseinflüsse beeinflussen Dicht-heit und Verschleiß entscheidend. Über die Vielzahl der Einfluß-faktoren finden Sie im Dichtungshandbuch Auskunft. Auf demFundament, das hier gelegt wird, läßt sich zusammen mit denabnehmerbezogenen Hauptkatalogen von Parker-Hannifin si-cher bauen.

Erprobte und konstante QualitätAlles Wissen über Randbedingungen, Einflußfaktoren und Dicht-prinzipien reicht allein nicht aus, um Sicherheit für Ihre Dichtstel-len zu bieten.Fast jeder kann letztendlich Dichtungen bemustern und diese ineinem Versuch freifahren lassen. Was hier die Spreu vom Weizentrennt, ist die Sicherheit bei der Dichtungsempfehlung, die aufErfahrung beruht und die unabdingbare Sicherheit in der Kon-stanz der Qualität bei Lieferungen ein und derselben Dichtungs-type über Jahre hinweg. Sorgfalt und Erfahrung sind Grundpfeilereiner perfekten Dichtungsauslegung. Prozeßkontrollen und End-prüfungen sichern einwandfreie Erzeugnisse. Parker-Hannifin istin der Lage, dokumentationspflichtige Sicherheitsteile für dieAutomobilindustrie und für die Luftfahrt herzustellen. Da Dichtun-gen immer nur so genau und so gut werden wie die Formen, ausdenen sie hergestellt werden, ist dieser Teil unserer Fertigung vonbesonderer Wichtigkeit. Sorgfalt und Erfahrung sind unser Prinzipauch in der Entwicklung und Herstellung von Gummimischungenund thermoplastischen Werkstoffen.

Wir verlassen uns nicht auf die Lieferungen von Firmen, dieunvulkanisierte Gummimischungen anbie-ten, wir verlassen uns nicht ausschließlichauf das Marktangebot bei Thermoplasten.Wir stellen unsere Gummimischungen imeigenen Haus her, genauso, wie wir unsereeigenen thermoplastischen Elastomere, wiez. B. Polyurethan, selbst polymerisieren.Dies sichert ein Höchstmaß an Flexibilitätbeim Einstellen auf Kundenwünsche undein Höchstmaß an Qualität und Qualitäts-konstanz.Neben diesen Vorteilen auf dem Werk-stoffsektor erlaubt uns unser Prüffeld zumTesten hydraulischer und pneumatischerGeräte und Dichtungen – eines der größ-ten in Europa –, neue Dichtungen erst aufden Markt zu bringen, wenn diese auf Herzund Nieren geprüft worden sind. Auf die-sen Prüfständen entwickeln wir neue Dich-tungstypen, optimieren sie und prüfen siedann im Dauertest auf Dichtheit und Ver-schleiß.

This sealing handbook is designed to provide you with an under-standing of the background of sealing and in particular theprinciples of sealing as applied to hydraulic and pneumaticequipment.The knowledge Parker Seals has acquired, through being in theforefront of sealing technology for many years has given us areputation for being able to design reliable sealing systems. Werecognize it is not just the seal that creates an effective system anda long service live.The media, machining of the housing, the operating features of thecircuit and environmental effects must be taken into consideration.Sections of this handbook have been devoted to explaining theeffect of these factors and their influence on the seals, which alongwith our product catalogues, will hopefully enable you to choosethe best seal.

Tested and consistent qualityHaving selected a seal does not mean your problems have beensolved.

All seal producers are able to provide samples which are wellmade and are likely to perform as required when tested on a rigor in the field. The ability to reproduce the quality of the sampleson a production basis separates the seal producers. At ParkerSeals we have for many years devoted resources to training peo-ple to ensure that the quality of our products meets the demandingrequirements of our customers. We have the production procedu-res monitored at critical points using statistical process control anda final inspection. We are approved to supply aircraft, aerospaceand military equipment producers as well as the automobile,medical and mining industries where safety is critical.The designand manufacture of moulds and ancillary equipment is a majorfactor in our quality programme. We also have invested in amodern tool room equipped with the best machines and CAD/CAM systems.

We place great importance on the development of materials andcontrolling of the compounding process.We do not rely on outside suppliers for ourelastomeric or thermoplastic materials. Weformulate and manufacture our own elasto-mer mixtures and polymerise thermopla-stics, such as polyurethane. This guaran-tees the necessary control, enables us toengineer the materials to match the needsof our customers and develop new materi-als independently. Our test department isone of the largest of the seal companies inEurope. It has rigs to test hydraulic andpneumatic seals as well as other specialpurpose equipment for other applications.We develop our seal designs on these rigsfor performance, wear and endurance be-fore they are put into the market.

Die Einrichtung für die Infrarot-Spektroskopie imLabor.

Infrared spectroscopy device in the laboratory.

Parker Hannifin GmbHPrädifa - Packing Division 3

plications. We develop our seal designs on these rigs forperformance, wear and endurance before they are put into themarket.

The close co-operation between our application engineers,supported by chemists, test engineers, development/pro-duction engineers, quality staff and you – the customer – hasbeen the key to our success in the past and will continue to bein the future.

Das Zusammenspiel zwischen unseren Anwendungstechni-kern, Kundenberatern, Chemikern, Versuchs-Ingenieuren, un-serer Fertigungsentwicklung und unserer Produktions- und Qua-litätskontrolle gibt Ihnen die Sicherheit, die Sie für Ihre Gerätefordern.

Im Prüffeld werden neuentwickelte Dichtungen getestet und modifiziert.

Newly developed seals are evaluated and modified on a test rig.

Finite Elemente Analyse: Moderne Simulationstechniken verkürzen Entwicklungszeiten.

Finite Elements Analysis: State of the art simulation techniques for shorter development times.


2. Grundlagen desDichtvorganges

2.1 Dichtung ruhender Flächen

2.1.1 EinführungDichtprobleme entstehen überall wo es gilt Räume mit unter-schiedlichen Drücken von einander zu trennen. Durch die Druck-differenz zwischen den Räumen entsteht in dem Verbindungs-spalt eine Strömung (Leckströmung). In der Hydraulik dominiertder Kreisringspalt (Bild 2.1).

Bei einer Druckdifferenz ∆p und einerkonstanten Viskosität η ergibt sich eintheoretischer Leckstrom für den Ringspaltnach der Formel

πd ∆p h3

QL = (1)

12 ηl

Im praktischen Betrieb läßt sich der kon-zentrische Kreisspalt nicht immer aufrecht-erhalten. Wenn der innere Körper (z.B.Kolben oder Kolbenstange) einseitig ander Bohrung anliegt, dann vergrößert sichder Leckstrom etwa um das 2.5fache.Gemäß Formel (1) ergibt sich als wirk-samste Dichtmaßnahme ein möglichst kleiner Spalt h. Hierfürsind jedoch fertigungstechnische Grenzen gesetzt, so daß manin der Praxis eine solche Spaltdichtung nie ganz dichtendmachen kann. Mann setzt daher dort, wo höhere Anforderungenan die Dichtheit gestellt werden, Berührungsdichtungen ein. Fürsolche Dichtungen werden in der Fluidtechnik überwiegendpolymere Werkstoffe verwendet, auf die wir uns im folgendenbeschränken werden.Bei polymeren Berührungsdichtungen wird eine Vorspannungan den abzudichtenden Flächen unter Ausnutzung der Form-elastizität realisiert. Sehr oft werden O-Ringe als statischeDichtungen verwendet (Bild 2.2). Der kreisförmige Querschnittwird durch eine geeignete Ausbildung des Einbauraumes ineinen elliptischen Querschnitt verwandelt, was zu einer Anpas-sung an die Dichtflächen führt. Wird nun der O-Ring überdasMedium mit Druck beaufschlagt, dann überlagert dieser sichnach Ausfül-lung des Ein-bauraums fastin voller Höhemit der Vor-spannung we-gen des nahe-zu inkompres-siblen Zustan-des des wieeine hochvis-kose Flüssig-keit sich verhal-tenden Dicht-materials.

2. Fundamentals of thesealing process

2.1 Sealing static surfaces

2.2.1 IntroductionThe sealing problem exists wherever areas of different pressuresmust be separated. Due to the pressure difference betweeneach area, a flow (leakage flow) through the connecting gap willoccur. In hydraulics the circular gap is dominant (fig 2.1).

For a pressure difference ∆p and aconstant viscosity η, the theoreticalleakage flow through the circular gap canbe calculated using the following formula.

πd ∆p h3

QL = (1)

12 ηl

Often in practice the circular gap will notbe uniform. When the inner member (i.e.piston or piston rod) rests on one side ofthe bore, the leakage flow increases 2.5times. According to formula 1, the appro-priate solution would be to have thesmallest possible gap h. Realistic manu-

facturing tolerances do not allow for h to be zero, thus there willalways exist a gap that will need to be sealed. In situations whereno leakage is allowed, a contacting sealing element is used.Seals made from polymer materials are normally used for thesetypes of sealing applications.

Polymer contact seals allow themselves to be pressed againstthe sealing surface, and through their profile and elasticityprovide the required sealing force. O-rings are often used asstatic seals (fig 2.2). The appropriate groove dimensionstransform the O-ring’s circular cross section into an ellipticalprofile that presses against the sealing surface. When the O-ring is pressurized by the medium it functions like anincompressible high viscous fluid by applying its sealing force

on the surroun-ding surfaces.

Bild 2.2 Anpressung bei einem O-Ring / Fig 2.2: Squeeze of an O-ring

Bild 2.1 KreisringspaltFig 2.1 Circular gap

∆P = P1 - P2


2.1.2 Vorgänge im DichtungskontaktUnter Auswirkung der Kontaktspannungen paßt sich die elasti-sche Dichtung an die rauhe, meistens als unverformbar zubetrachtende Gegenfläche an (Bild 2.3).Diese Anpassung verbessert sich für eine gegebene Oberflä-chengestalt der Gegenfläche (die Oberflächengestalt der relativweichen Dich-tung ist mei-stens nicht sowichtig) mit Zu-nahme der Kon-taktspannun-gen bzw. Ab-nahme der Stei-figkeit des Dich-tungsmaterials.Eine bessereAnpassung be-deutet, daß dieZahl und Größeder individuellenKontaktstellenwachsen unddaß der Frei-raum zwischenDichtung undGegenf lächesich verringert.

2.1.3 LeckageMit verbesserter Anpassung der Dichtung an die Gegenfläche,vergrößert sich für das abzudichtende Medium der Strömungs-widerstand im Dichtungsbereich und somit verringert sich dieLeckage. Ab einer ausreichend vollständigen Anpassung trittkeine Leckage mehr auf. Diese Situation wird in der Praxisangestrebt.Die Einflüsse der Betriebsparameter Druck und Temperatur aufdas statische Leckverhalten elastischer Dichtungen sind ausihrer Einwirkung auf die Kontaktsituation zu erklären. EineErhöhung des Betriebsdruckes führt zu einer vergleichbarenErhöhung der Kontaktspannungen (Bild 2.2). Somit bleibt dieDichtwirkung erhalten, es sei denn die Dichtung wird durch dieEinwanderung in den abzudichtenden Spalt (Spaltextrusion)zerstört.Eine Temperaturveränderung wirkt sich auf das Materialverhal-ten und damit auf die Kontaktspannungen aus. Bei einer Tem-peraturerhöhung erweicht das elastische Dichtungsmaterial.Das Dichtungsvolumen nimmt infolge der thermischen Ausdeh-nung (im Mittel 15 Mal größer als bei Metallen) zu. Die Auswir-kung auf die Kontaktspannungen hängt damit auch von derDichtungsgeometrie ab. Selbstverständlich muß man in jederAnwendung die maximale und minimale Einsatztemperatur desin Betracht genommenen Werkstoffes berücksichtigen. Bei zuhohen Temperaturen beginnt die Zerstörung des Werkstoffes.Häufig wird die Quellneigung aber auch die Nachvulkanisationbeträchtlich gesteigert. Bei zu niedrigen Temperaturen verliertder Werkstoff seine Elastizität und wird hart. Die Änderungeiniger wichtiger Werkstoffkennwerte mit der Temperatur ist amBeispiel eines NBR Werkstoffes in Bild 2.4 gezeigt.

2.1.2 The sealing processAs a result of contacting loads, the elastic seal is pressed againsta rough and normally inflexible sealing surface (fig 2.3).

This contact improves for a specific sealing surface finish (thefinish of a contact surface against a relatively soft seal is of

lesser impor-tance) with in-creasing con-tact loads, anddecreasing sealstiffness. Im-proved contactmeans that thenumber and si-zes of individualcontact pointsincrease, thusreducing thefree area be-tween the sealand the ad-jacent surface.

2.1.3 LeakageImproved seal contact on the opposing surface increases theflow resistance between the seal and the sealing surface andtherefore reduces leakage. With adequate continuous contact,leakage will be completely stopped; naturally this is the ultimategoal.

The influences of operating parameters such as temperatureand pressure on the performance of a static elastic seal can beexplained by their effect on the sealing situation. An increase inthe operating pressure leads to an equal increase in the sealingforce (fig. 2.2). In this way, the seal effect is maintained providedthe seal does not extrude into the gap, ultimately resulting in theseal being destroyed (gap extrusion).

Changes in temperature influence the behaviour of the sealingmaterial and therefore also the sealing force. The elastic sealingmaterial softens with increasing temperature. The seal’s volumeincreases due to thermal expansion (on the average 15 timesmore than metals).The effect on the sealing force depends on the seal’s geometry.Naturally, one must observe the minimum and maximumtemperature limits of the specific sealing material. Extremelyhigh temperatures will destroy the material. The tendency forenhanced swelling and post vulcanization also increases withtemperature.Exposure to extremely low temperatures results in the materialbecoming hard and inelastic. The effects of temperature onsome important characteristics of an NBR compound are shownin Figure 2.4.

Bild 2.3 Kontaktsituation / Fig 2.3 Contact situation

Dichtung / Seal

Gegenfläche / Opposing surface

StrömungslinienFlow lines


Eine Temperaturänderung wirkt sich auch auf die Viskosität derabzudichtenden Flüssigkeit aus. Mit steigender Temperaturveringert sich die Viskosität und demzufolge verringert sich derStrömungswiderstand im Dichtungskontakt.

2.2 Dichtung bewegter Flächen

2.2.1 Vorgänge im DichtungskontaktBetrachten wir den Kreisringspalt von Bild 2.1, wobei die Stangemit einer Ge-schwindigkeit derGröße v bewegtwird. Abhängigvon der Richtung,der Geschwindig-keit und dem Vor-zeichen desDruckgefälles ∆p,veringert odervergrößert sichder Leckstrom QL

um den Betragdes Schlepp-stroms QB.

Dieses ist illu-striert in Bild 2.5.

A change in temperature also influences the viscosity of thesealed fluid. The viscosity decreases with rising temperaturesand results in decreased flow resistance at the seal’s contactpoint.

2.2 Sealing dynamic surfaces

2.2.1 The sealing processLet us consider the circular gap shown in figure 2.1, through

which a rod tra-vels with a veloci-ty v. Dependingon the direction ofthe velocity andthe profile of thepressure gradi-ent, the leakageflow QL increasesor decreases withthe amount ofdrag flow QB.

This is illustratedin Figure 2.5.

Bild 2.4 Veränderung einiger Werkstoffkennwerte mit der Temperatur für einen NBR Werkstoff (78 Shore A bei T = 20 °C)Figure 2.4 Changes in various compound characteristics with temperature for a NBR compound(78 Shore A/T = 20 °C).

Bild 2.5 Einfluß der Geschwindigkeit auf den Leckstrom eines Kreisringspaltes.Figure 2.5 Influence of velocity on leakage flow through a circular gap.

Werkstoff / Compound N3578Shore Härte A (Punkte) / Shore A hardness (points)

Stoß-Elastizität (%) / Dynamic elasticity (%)

Compression Set (%)

Temperatur / Temperature (°C)

Druckabfall, stillstehende StangePressure drop, stationary rod

QL = QB =

Qges 1 = QL + QBQges 2 = QL - QB

π · d · ∆p · h3 π · d · h · v12 · η · l 2

vv

h

h

v

Bewegte Stange in die Richtung des DruckabfallsRod moving in the direction of falling pressure

Bewegte Stange keinDruckabfallMoving rod, nopressure drop

Bewegte Stange ent-gegen der Richtungdes DruckabfallsRod moving againstthe pressure drop

Q ges = QL ± QB

∆p · h3 vh

12ηl 2± )= π d(

∆p · h3 vh

12ηl 2± )= π d(

Q ges = QL ± QB

(2)

(2)


Wenn der Kreisringspalt nicht völlig parallel ist,beeinflußt die Geschwindigkeit nicht nur denLeckstrom, sondern auch den Druckverlauf imKreisringspalt. Ist die Keilform in Geschwindig-keitsrichtung, so werden zusätzliche Drückeerzeugt. Im umgekehrten Fall werden die Drük-ke im Kreisringspalt verringert. Ein Gleitlagererhält seine Tragfähigkeit auf Grund diesersogenannten hydrodynamischen Effekte (Bild2.6).

Auch bei elastischen Berührungsdichtungentreten, in Anwesenheit eines viskosen Medi-ums und einer Relativgeschwindigkeit, hydro-dynamische Effekte auf, sowohl auf mikrosko-pischem wie auch makroskopischem Niveau.Der hydrodynamische Druckaufbau nimmt mitsteigender Geschwindigkeit zu und führt zueinem allmählichen Abheben der Dichtung vonder Gegenfläche. Wegen dieser zusätzlichenelastischen Verformungen der Dichtung, sprichtman von einer elasto-hydrodynamischenSchmierung (EHS). Die zusätzlichen Verfor-mungen sind relativ klein im Vergleich zu denVerformungen, die bei der Montage und Druck-beaufschlagung derDichtung hervorgeru-fen werden, da dieDicke des erzeugtenSchmierfilms sich(maximal) im µm-Be-reich bewegt. DieDruckverteilung imSchmierfilm unter-scheidet sich demzu-folge nicht wesentlichvon der statischenKontaktspannungs-verteilung. Blok zeig-te (1963) in seiner in-versen hydrodynami-schen Schmierungs-theorie, daß dieSchmierfilmdicke ho

- an den Stellen woder Druck maximal ist-sich aus der Formel (3)

bestimmen läßt. For-mel (3) ist gültig füreinen voll ausgebilde-ten Schmierfilm undberücksichtigt nichtden Einfluß der Tem-

When the circular gap is not complete-ly parallel the rod velocity influencesnot only the leakage flow, but also thepressure distribution in the gap. If thewedge point is in the direction of veloci-ty, additional pressure will develop. Adecrease in pressure will occur if thewedge point is in the opposite directi-on. A slide bearing achieves its loadbearing performance based on thishydrodynamic effect (Figure 2.6)

In the presence of viscous fluids anda relative velocity this phenomenaoccurs also for elastic seals at themicroscopic as well as the macroscopiclevel. The hydrodynamic pressureincreases with increasing velocity andgradually lifts the seal from the sealingsurface. The resulting seal deformationis referred to as Elasto-HydrodynamicLubrication (EHL). This additionaldeformation is quite small (normallyonly a few µm) compared to that whichoccurs at assembly or as a result ofoperating pressures. The pressure

distribution in thelubrication film doesnot vary signi-ficantlyfrom the contact loaddistri-bution.

In 1963 Blokdemonstrated in hisinverse hydro-dynamic lubricationtheory that thelubrication filmthickness ho can becalculated for pointsof maximum press-ure with the formula(3):

This formula is validfor a fully developedlubricating film anddoes not consider theeffects of temperatureor surface roughness.

Bild 2.6 Hydrodynamischer Druckauf-bau in einem Gleitlager.

Figure 2.6 Hydro-dynamic pressureprofile in a slide bearing.

Bild 2.7 Beispiel einer Kontaktspannungsverteilung ermittelt über FEA.Figure 2.7 Example of contact stress determined with FEA.

Kon

takt

span

nung

/ C

onta

ct s

tres

s

h0 =

[ 89 dp/dx

ηv(max) ]

0.5

h0 =

[89 dp/dx

ηv(max

]0.5)(3)

(3)


Over most of the elasto-hydrodynamic lubricated contact area,the film thickness normally varies negligibly from the lubricationfilm thickness ho. Only at the edge of the film does there occura contraction. For a constant viscosity, from Equation 3 one canderive the film thickness using the value of the pressure gradientin the direction of the velocity. An increase in the maximumpressure gradient results in a reduction of the film thickness.This concept is used during seal design in that the seal’sgeometry is contoured to achieve the desired contact loaddistribution. It can be derived using Finite Element Analysis(FEA) (Figure 2.7).

The static pressure distribution for dynamic elastic seals isseldom symmetric. Accordingly the film thickness is dependenton the direction of movement.It must be noted that even for a fully developed lubrication film,the maximum gradient calculated for the contact load distributioncannot be used to derive the film thickness using Equation 3(Kanters, 1990). Although the pressure distribution in thelubrication film resembles the static contact load distribution,due to the elasto-hydrodynamic effect it may vary significantly atentry and exit points of the lubricated contact area.

2.2.2 LeakageFor a stationary situation the volume flow at each seal contactpoint is equal. The flow can be easily determined for those pointswhere the thickness ho occurs because the pressure gradient atthese points is zero and there exists only a drag flow.

Equation 4 applies to a rod seal, however it can also be appliedto a piston seal by substituting the rod diameter d with the borediameter. The net leakage is the difference in leakage flows ofthe inward and outward rod strokes.

From equations 3 and 5 it is evident that zero leakage can beachieved and that a reversal is even possible.

We note once again that equations 3 to 5 are valid only for a fullydeveloped lubrication film and do not consider surface roughnesseffects. As most seals operate in a mixed friction region, theseequations do provide a qualitative insight of the effects that suchoperating parameters as pressure, velocity, and temperaturehave on leakage.

With increasing pressure the seal is pressed harder against theopposing surface; in conjunction with this, the contact loadsdistribution varies depending on the seal’s geometry. On theseal’s pressure side the contact load is approximately increasedthrough the magnitude of the fluid’s pressure. Accordingly theleakage flow changes little during the rod’s outward stroke. A

peratur und der Oberflächenrauheit. Über den größten Teileines elastohydrodynamisch geschmierten Kontaktes unter-scheidet die Filmdicke sich meistens nur geringfügig von ho.Lediglich am Filmausgang tritt eine lokale Verengung auf. Manerkennt aus Formel (3), daß für eine konstante Viskosität dieFilmdicke bestimmt wird durch den maximalen Wert des Druck-gradienten in Richtung der Geschwindigkeit. Durch Erhöhungdes maximalen Druchgradienten läßt sich die Filmdicke redu-zieren. Diese Erkenntnis wird bei der Dichtungsauslegung aus-genutzt, indem die Dichtungsgeometrie so ausgelegt wird, daßeine gewünschte Kontaktspannungsverteilung erzielt wird. Siekann mittels einer Finite Elemente Analyse (FEA) berechnetwerden (Bild 2.7).Die statische Druckverteilung bei elastischen Berührungsdich-tungen ist nur selten symmetrisch. Demzufolge ist die Filmdickeauch abhängig von der Bewegungsrichtung.Es muß bemerkt werden, daß auch für den Fall eines vollausgebildeten Schmierfilms der aus der statischen Kontakt-spannungsverteilung ermittelte maximale Gradient nicht ohneweiteres verwendet werden darf um die Filmdicke aus Formel(3) zu berechnen (Kanters, 1990). Die Druckverteilung imSchmierfilm ähnelt zwar der statischen Kontaktspannungsver-teilung, kann sich jedoch auf Grund elastohydrodynamischerEffekte lokal am Ein- und Ausgang des geschmierten Kontakteswesentlich von der statischen Kontaktspannungsverteilung un-terscheiden.

2.2.2 LeckageIn einer stationären Situation ist der Volumenstrom an jederStelle im Dichtungskontakt gleich. Er läßt sich einfach ermittelnaus der Filmdicke ho, da an den Stellen, wo diese Filmdickeauftritt, der Druckgradient gleich Null ist, und nur eine Schlepp-strömung existiert

Formel (4) ist für eine Stangendichtung formuliert, aber trifftnatürlich auch für eine Kolbendichtung zu, wenn der Bohrungs-durchmesser statt des Stangendurchmessers d eingesetztwird. Die Netto-Leckage bildet sich aus der Differenz der Leck-ströme bei aus- und einfahrender Stange

Aus den Formeln (3) und (5) kann man erkennen daß es unterUmständen möglich ist eine Null-Leckage oder sogar eineRückförderung zu erzielen.Wir rufen in Erinnerung daß die Formeln (3) bis (5) nur gültig sindfür einen voll ausgebildeten Schmierfilm, wobei Rauheitsein-flüsse nicht berücksichtigt sind. Sie ermöglichen jedoch auch imMischreibungsgebiet (wo eine Dichtung meistens arbeitet) ei-nen qualitativen Einblick in die Auswirkungen, welche die Be-triebsparameter Druck, Geschwindigkeit und Temperatur aufdie Leckage haben.Mit zunehmendem Druck wird die Dichtung stärker an dieGegenfläche angepreßt und es ändert sich damit auch dieVerteilung der Kontaktspannungen in Abhängigkeit von derDichtungsgeometrie. An der druckzugewandten Seite wird dieKontaktspannungsverteilung in guter Näherung erhöht durchden Wert des Mediumdruckes. Demzufolge ändert sich auch

Qnet = π d ( v ein h0 ein

2v aus h0

aus

2 ) Qnet = π d ( v in h0 in

2v out h0

out

2 )

Qtot. = π dQges = π d (4)

(5)

(4)

(5)

v h0

2v h0

2


der Leckstrom bei ausfahrender Stange kaum. Eine geringfügi-ge Zunahme könnte auftreten wegen der erhöhten Viskosität,die durch die Druckerhöhung entstehen kann. An der druckab-gewandten Seite erhöht sich die Kontaktspannung und ihreVerteilung ändert sich wegen der stärkeren Dichtungsverfor-mung (Ausfüllen des Einbauraums, Spaltextrusion). Im allge-meinen resultiert ein höherer maximaler Kontaktspannungsgra-dient, so daß sich der Leckstrom bei einfahrender Stangeverringert. Demzufolge muß bei einer Druckerhöhung meistensmit einer Zunahme der Netto-Leckage gerechnet werden.Eine Erhöhung der Geschwindigkeit führt zu einer Zunahme derrichtungsabhängigen Leckströme. Die Änderung der Netto-Leckage errechnet sich aus der Differenz der individuellenLeckstromänderungen.Temperatureinflüsse auf die Leckage resultieren aus der Ände-rung der Kontaktspannungsverteilung und der Viskosität. Aufdiese Änderungen treffen die gleichen Bemerkungen zu wie inKapitel 2.1.3. Im allgemeinen ist bei einer Temperaturerhöhungeine Reduzierung der richtungsabhängigen Leckströme zu er-warten.

2.2.3 ReibungBei relativer Bewegung zwischen Dichtung und Gegenflächeentstehen im Dichtungskontakt Scherspannungen und damitReibung. Bestimmend für die Reibung ist der Schmierzustand.Der Fall, bei dem während der Bewegung überhaupt keineSchmierung im Dichtungskontakt auftritt, kommt nur selten vor(z.B. Pneumatikanwendungen mit trockener Luft). In Hydraulik-anwendungen läßt sich die Anwesenheit der abzudichtendenFlüssigkeit im Dichtungskontakt nicht vermeiden. Außerdem isteine Minimalschmierung in den meisten Anwendungen notwen-dig, um frühzeitigen Dichtungsausfall zu verhindern.Bezüglich des Schmierzustandes unterscheidet man die Grenz-schmierung, die Mischschmierung und den voll ausgebildetenSchmierfilm. Wenn man füreine gegebene Dichtungssi-tuation die Geschwindigkeitoder die Viskosität allmäh-lich erhöht, stellen sich nach-einander die genanntenSchmierzustände ein. Die re-sultierende Reibungskurvewird generell als Stribeck-Kurve bezeichnet (Bild 2.8).

Bei sehr niedrigen Produkt-werten aus Viskosität undGeschwindigkeit wird dieReibkraft bestimmt durch dieScherspannungen, die inden Kontaktstellen auftreten.Die Zahl und Größe der Kon-taktstellen entsprechen da-bei annähernd der statischenSituation. Bei Erhöhung desProduktwertes entwickelt sich immer mehr der hydrodynami-sche Druckaufbau. Er führt zu einem allmählichen Abheben derDichtung von der Gegenfläche. Demzufolge nehmen die Zahlund Größe der Kontaktstellen ab. Die Scherspannungen in den

small growth can occur due to an increase in viscosity becauseof the pressure increase. On the low pressure side the contactload and its distribution change due to the seal’s extremedeformation (filling the groove housing, gap extrusion). In generalthere occurs a larger maximum contact load gradient, whichleads to a smaller leakage flow during the rod’s inward stroke.Accordingly, an increase in the net leakage must be expectedwith an increase in pressure.

An increase in velocity results in an increase to the directiondependent leakage flow. The change in net leakage is calculatedfrom the differences in the individual leakage flow changes.

Temperature affects the leakage by altering the contact loaddistribution and the viscosity. The observations made in chapter2.1.3 also apply to these changes. A temperature increasegenerally results in a reduction of the direction dependentleakage flow.

2.2.3 FrictionRelative movement between the seal and opposing surfacescreates shear stresses at the sealing points which results infriction. The amount or condition of lubrication determines thefriction. A situation where absolutely no lubrication is present atthe sealing point during movement is rare (i.e. pneumaticapplications in oil free air). The presence of the sealed fluid at thesealing point for hydraulic applications cannot be avoided. Asmall amount of lubrication for most applications is required toprevent premature seal failure.

With reference to the condition of lubrication, one differentiatesbetween limited lubrication, mixed lubrication, and the fully

developed lubrication film. Ifthe velocity or the viscosity isgradually increased for aparticular sealing situation,these lubrication conditionswill develop successively.The resulting friction curve isgenerally referred to as theStribeck Curve (figure 2.8).

For very small product valuesof viscosity and velocity thefriction force is determinedby the shear stresses at thecontact point. The numberand size of the contact pointsclosely correspond to thestatic condition. Increases inthe product values create a

hydrodynamic pressure increase. This causes a gradualseparation of the seal from the opposing surface. Accordingly,there occurs a reduction in the number and size of the contactpoints. The shear stresses at the contact points, and the smaller

Bild 2.8 Reibung in Abhängigkeit von Viskosität und Geschwindigkeit.Figure 2.8 Friction as a function of velocity and viscosity.

GrenzschmierungBoundary lubrication

MischschmierungMixed lubrication

Rei

bung

/ F

rictio

n Voll ausgebildete FilmschmierungFully developed lubrication film

Geschwindigkeit / Speed

Stribeck KurveStribeck curve


Kontaktstellen und die (kleineren) viskosen Scherspannungenin den flüssigkeitsgefüllten Zwischenräumen tragen zur Rei-bung bei. Mit zunehmendem Produktwert aus Viskosität undGeschwindigkeit fällt demzufolge die Reibung ab. In den mei-sten Fällen wird die Dichtung in diesem Mischschmierungsge-biet arbeiten. Bei sehr hohen Produktwerten aus Viskosität undGeschwindgkeit kommt es zur Ausbildung eines homogenenFlüssigkeitsfilms. In diesem Gebiet des voll ausgebildetenSchmierfilms wird die Reibung nur noch von den viskosenScherspannungen der Flüssigkeit bestimmt. Der Beitrag derSchleppströmung an diesen Scherspannungen ist generell vielgrößer als der Beitrag der Druckströmung. Deswegen steigt dieReibung (bei geringer Wärmeerzeugung im Schmierfilm) annä-hernd proportional zu (ηv)x an, mit x = 0.4 bis 0.5.Der Einfluß von Druck und Temperatur auf die Reibung ist wiefolgt zu erklären (siehe auch Kapitel 2.2.2). Bei Druckerhöhungändert sich die Kontaktspannungsgradientenverteilung an derdruckzugewandten Dichtungsseite kaum. Deshalb ändert sichauch der Schmierungszustand für eine ausfahrende Stange(Formel 3) und damit auch die Reibung kaum. Die Kontaktspan-nungsgradienten an der druckabgewandten Dichtungsseitekönnen sich jedoch erheblich erhöhen. Für eine einfahrendeStange verschlechtert sich damit die Schmierung (Formel 3)und somit erhöht sich die Reibung. Die Erhöhung der Reibungals Resultat der reduzierten Viskosität, die sich aus der zusätz-lichen Hitzeentwicklung durch Dichtungs-kontakt mit der Gleitfläche ergibt, kannzum Dichtungsausfall führen. Die Reibungwird sich demzufolge bei einem voll aus-gebildeten Schmierfilm erniedrigen und imMischschmierungsgebiet erhöhen (Bild2.8). Auch jetzt ist der Einfluß der mit derReibung sich ändernden Wärmeerzeugungim Dichtungskontakt zu berücksichtigen.Bis hier haben wir Aussagen gemachtüber die Gleitreibung, d.h. die Reibungwährend der Bewegung. Wichtig in derPraxis ist jedoch auch die Haftreibung. AlsHaftreibung bezeichnet man die Reibung,die beim Anfahren überwunden werdenmuß. Sie wird in ihrer Größe stark von derStillstandszeit beeinflußt. Je größer dieStillstandzeit, desto mehr Schmiermittelwird im allgemeinen aus dem Dichtungskontakt gequetscht. Fürlange Stillstandszeiten nähert sich die Haftreibung der trocke-nen Reibung.

Mit dem Unterschied zwischen Haft- und Gleitreibung hängtauch das Problem des Ruckgleitens (Stick-Slip) zusammen. Fürdas Entstehen von Ruckgleiten müssen drei Bedingungen zu-sammentreffen:• die Haftreibung muß größer als die Gleitreibung sein;• die Dichtung muß im Mischreibungsgebiet arbeiten (abfal-

lender Kurvenzweig der Stribeck-Kurve (Bild 2.8);• in der Kraftübertragung muß sich ein elastisches Glied

befinden (z.B. in Hydraulikanwendungen die kompressibleÖlsäule). Man kann zur Erklärung des Vorganges beimStick-Slip ein Ersatzbild nach Bild 2.9 benutzen.

viscous shear stresses in the fluid filled cavities contribute tofriction. With continued increases in the viscosity-velocity productfriction decreases correspondingly. In most cases the seal willoperate in this mixed lubrication region. For extremely largeviscosity-velocity products a homogeneous fluid film develops.In this fully developed lubrication film the friction results only fromthe fluid’s viscous shear stresses. The impact of the drag flow onthese shear stresses is generally much greater than that of thepressure flow. Therefore, the friction increases (with a smallgeneration of heat in the lubrication film) approximately propor-tional to (ηv)x, with x ranging from to 0.4 to 0.5.

The influence of pressure and temperature is explained asfollows (see also chapter 2.2.2). Pressure increases result inonly negligible changes to the contact load gradient distributionon the seal’s pressure side. For this reason the condition of thelubrication, and consequently the friction, are not greatly affectedduring a piston rod’s outward movement (Equation 3). However,the contact load gradient on the seal’s low pressure side cansignificantly increase. The lubrication is degraded for an inwardmoving rod (Equation 3) resulting in increased friction.

The increase in friction, resulting from thereduced viscosity that occurs as an effectof the additional heat generated from theseal’s contact, can lead to seal failure. Thefriction reduces accordingly in a fullydeveloped lubrication film, and increasesin a mixed lubrication film region. Theimpact of heat generated from the seal’scontact must also be considered.

Up to now we have discussed sliding ordynamic friction, that is the friction duringmovement. For practical applications thebreak-out friction is also important. Break-out friction is that friction that must beovercome during movement start-up. It isprimarily influenced by the duration ofstandstill. The longer the standstill time,

the greater the amount of lubricant that is squeezed out frombetween the seal and the contact surface. For long periods ofstandstill the break-out friction approaches dry friction.

Related to break-out and sliding friction, is the problem of stick-slip friction. Stick-slip occurs when the following conditions exist:

• the break-out friction is greater than slide friction;• the seal is operating in the mixed friction region (the down-

ward sloped portion of the Stribeck-Curve, Figure 2.8);• an elastic member is involved in the transfer of force (for

example, in hydraulic applications, the compressible oilcolumn). (fig. 2.9)

Bild 2.9 Stick-Slip EffektFigure 2.9 The Stick-slip Effect.

v

Ff min

Ff

F H

FM


Um die Masse M aus der Ruhe in Bewegung zu setzen, mußdurch die außere Kraft F die Feder zusammengedrückt werden.Erreicht die Federkraft Ff die Haftreibungskraft FH , so wird diein der Feder gespeicherte Energie freigesetzt und in Bewe-gungsenergie der reibungsbehafteten Masse umgewandelt.Der Bewegungsvorgang wird zunächst durch den Abfall derReibungskraft beschleunigt. Im Verlauf der Bewegung wird dieFederenergie aufgebraucht, was zu einer Verzögerung derBewegung führt, welche durch einen Anstieg der Reibungskraftnoch verstärkt wird. Erreicht die Federkraft durch den konstan-ten Antrieb (Kraft F) den Haftreibungswert erst nachdem derStillstand der Masse eingetreten ist, so bezeichnet man diesenVorgang als “Stick”. Der Bewegungsvorgang (“Slip) wird wiedereingeleitet, sobald die Federkraft den Haftreibungswert ange-nommen hat. Um Stick-Slip Effekte zu vermeiden sollte derUnterschied zwischen Haft- und Gleitreibung möglichst kleinsein und eine hohe Steifigkeit des Systems sollte angestrebtwerden (das heißt auf der Hydraulikseite ein möglichst kleinesVolumen unter Druck).

2.2.4 Verschleiß

Reibung verursacht Verschleiß, das ist auch bei den Dichtungennicht anders. Meist ist die Oberflächenrauheit des metallischenGleitpartners die Ursache dafür, daß an der vergleichsweiseweichen Elastomer-Oberfläche Teilchen abgetragen werden(Abriebverschleiß). Über den Verschleiß einer Dichtung sind nurunvollständige Voraussagen möglich, auch weil der Verschleiß,über die Änderung des Schmierzustandes im Dichtungskontakt,in ständiger Wechselwirkung mit der Reibung steht. Außer demhier angesprochenen Abriebverschleiß, kann die Dichtung auchanderen Verschleißarten ausgesetzt sein, die zu einem uner-warteten Dichtungsausfall führen können. Sie werden im Kapitel9 besprochen.

To bring mass M into motion, the spring must be compressed bythe force F. When the spring’s force Ff attains the break-outfriction FH , the spring’s stored energy is released and transferredin the form of kinetic energy to the stationary mass. Movementis accelerated as the friction force decreases. As the spring’selastic force is expended, movement is retarded and friction isincreased. The spring force attains the break-out frictionmagnitude after the mass has come to rest; this is the “Stick”process. The “Slip” process develops again when the springforce has approached the value for break-out friction. To preventthe stick-slip process the difference between break-out andsliding friction should be kept as small as possible; additionalimprovement can be achieved by increasing and maintainingthe stiffness of the system (for hydraulic systems this can berealized by using a relatively small volume under pressure).

2.2.4 Wear

Friction causes wear, and with respect to seals, this is notdifferent. Typically the surface roughness of the opposing dynamicmetal part is the primary cause for the wearing off of smallelements of the relatively soft elastomer surface (abrasionwear). Only partial predictions of a seal’s wear are possible duethe changing conditions in the lubrication film, and thereciprocating effects of the friction. In addition to the abrasionwear discussed here, other types of wear can also causeunexpected seal failure; these are discussed in Chapter 9.


Tafel / Table 3.1

Temperatur °C –40 –20 0 20 40 60 80 100

Luft (trocken) η 15.0 16.1 17.1 18.3 19.2 20.1 20.9 21.9

Air (dry) ν 9.9 11.5 13.3 15.1 16.7 18.9 20.9 23.0

Wasser η – – 1790 1001 653 465 355 282

Water ν – – 1.8 1.0 0.66 0.47 0.37 0.30

Hydrauliköl HLP 46 η 55200000 3450000 493000 119000 40000 19000 10000 6100

Hydraulic oil HLP 46 ν 60000 3800 550 135 46 22 12 7.3

Nsη = dynamische Viskosität in / dynamic viscosity in 106 x Pa · s =

m²

mm²ν = kinematische Viskosität in / kinematic viscosity in = cSt

s

Tafel 3.1: Viskositäten von Luft, Wassser und Öl bei p = 1 barTable 3.1: Viscosity of air, water and oil at p = 1 bar

3. Druckmedien

Das Druckmedium hat die Aufgabe, Energie vom generato-rischen Teil der Anlage (Kompressor, Pumpe) zum motori-schen Teil (Motor, Zylinder) zu übertragen. Druckflüssig-keiten müssen gut schmieren und die örtlich entstehendeWärme abführen. Sie sollen darüber hinaus die Korrosionin der Anlage verhindern.Diese Aufgaben erfordern bestimmte Eigenschaften, derenVorhandensein oder Nichtvorhandensein die Konstruktionder einzelnen Elemente bestimmt. Dazu kommen Eigen-schaften, die im Hinblick auf die Dichtungsaufgaben wün-schenswert sind.

3.1 DruckluftDie vom Kompressor angesaugte Luftist zwar in ihren physikalischen Eigen-schaften und der Zusammensetzungmit ihren Grundkomponenten überallgleich. Aber diese reine Luft ist stets -und an verschiedenen Orten recht un-terschiedlich - mit zahlreichen gasför-migen (z.B SO2 und CO), flüssigen (z.B.Wasser und Öle) und festen Bestand-teilen (z.B. Stäube und Ölkohle) verun-reinigt. Man kann daher keinesfallsgleichbleibende Qualität annehmen.Physikalische GrößenZu den physikalischen Eigenschaftenreiner Luft gehört in unseren Breiten,daß sie stets einen Anteil an Wasser-dampf enthält, dessen obere Grenzevon Temperatur und Druck abhängt.Wird der Sättigungspunkt unterschrit-ten, dann kondensiert der Dampf inTröpfchenform. Die dazugehörige Tem-peratur wird als Taupunkt bezeichnet.Je höher der Druck und je niedriger dieTemperatur ist, desto weniger Wasser-dampf kann die Luft aufnehmen (Bild3.1.).

3. Pressure media

The media is used to transmit energy, in the form ofpressure, from the “generator” (compressor or pump) tothe motoric part (motor, cylinder) in a system. Ideally themedia should provide the system with lubrication, be a heatconductor and prevent corrosion.

This requires the media to have certain properties whosepresence, or absence, determines the design and con-struction of the components used in the system and influ-ences the performance of the seals.

3.1. Compressed airEverywhere air is drawn in by a com-pressor its basic constituents have simi-lar physical properties and compositi-on. But air is always polluted in a varietyof ways and to differing degrees. It is notthe same everywhere and can containgases (e.g. So2, CO), liquids (e.g. wa-ter, oils) or solid matter (e.g. dust, grea-se carbon).

Physical qualitiesOne of the physical properties of air inEurope is that it always contains a por-tion of water vapour depending on tem-perature and pressure. If the tempera-ture falls below the saturation point, thevapour condenses into drops, this iscalled the dew point. The higher thepressure, the lower the temperature,less is the water vapour that can beabsorbed by the air (fig. 3.1).

Bild 3.1: Taupunkt und Wasserdampfanteilfür verschiedene Drücke

Fig. 3.1: Dewpoint and water vapour con-tent for different pressures

][

[ ]

F'L (g/m³Luft / Air)


Für die Dichtaufgabe ist auch hier die Viskosität sehr wichtig. Diedynamische Viskosität von Luft ist in dem für praktische Anwen-dungen relevanten Temperaturbreich um Zehnerpotenzen klei-ner als die von Öl (Tafel 3.1.). Daraus kann man schon ersehen,daß es sehr schwierig ist, gegen Luft abzudichten. Dementspre-chend hoch sind die Leckverluste in Druckluftsystemen (vorallem an Verschraubungen): Man kann im Mittel mit 20 bis 25 %der eingesetzten Energie rechnen.

Da im Druckluftbereich alle Zustandsänderungen relativ raschverlaufen, gelten im allgemeinen die adiabatischen Zustands-bedingungen, d.h. bei der Kompression wird die Luft starkerwärmt, während sich die (gekühlte) Arbeitsluft beim Entspan-nen im Zylinder stark abkühlt, was sich auf die Umgebung - unddabei auch auf die Dichtung - überträgt.

DruckluftaufbereitungDa die Druckluftanwendung breit über den ganzen Bereich derTechnik gestreut ist, sind naturgemäß die Anforderungen an dieQualität der Druckluft sehr unterschiedlich. Sie reichen von dersterilen Atemluft bis zur Werkstattluft, wobei in der industriellenFertigung vor allem die Instrumentenluft, die Prozeßluft, dieArbeitsluft (Zylinder, Werkzeuge, Farbspritzen u.a.) sowie dieWerkstattluft interessieren.Die Qualitätsanforderungen umfassen die Kriterien Feststoffge-halt, Wasser- und Ölgehalt.

Die Feststoffe setzen sich in der Hauptsache aus Stäuben(wenn die Ansaugluft nicht bzw. nicht ausreichend gefiltertwurde) und aus Ölkohle vom Kompressor zusammen. Metalli-scher Abrieb - der in der Hydraulik besonders gefürchtet ist -kommt hier fast nicht vor. Daher sind auch bei der Filterung derArbeitsluft Feinheiten von 20 bis 40 µm nominal allgemein üblichund ausreichend.

Für Druckluftwerkzeuge läßt man in der Arbeitsluft noch Parti-kelgrößen bis 20 µm zu. Bei der Aufbereitung der Steuerluft gehtdie Tendenz zum 5µm-Filter. Bei der Meß- und Instrumentenluftkommt man mit einer Filterung kleiner als 3 µm aus, und nur ineinigen Sonderbereichen muß man die Luft mit Feinstfilternauch noch von Teilchen um 0,01 µm befreien.

Der Wassergehalt der Druckluft kann - nicht zuletzt wegen derKorrosionsgefahr - recht unangenehm werden, zumal man beider sich in den Leitungen abkühlenden Druckluft nicht genausagen kann, wo Wassertröpfchen auftreten. Daher wird heutezunehmend die Druckluft getrocknet, ehe sie ins Netz geht.Dabei genügt für Arbeitsluft in Räumen ein Drucktaupunkt von+ 2°C, während für Instrumenten- und Druckluft im Freien einDrucktaupunkt von - 20°C erforderlich ist.

SchmierungIm Gegensatz zu den meisten Druckflüssigkeiten hat Luft kei-nerlei Schmierfähigkeit. Trotzdem muß das vom Kompressormitgerissene Öl möglichst vollständig entfernt werden, da esüberhitzt ist und daher Schaden anrichtet. Dazu werden sehrfeine Filter (ca. 5 µm) meist hinter dem Kompressor angeordnet.Man erhält so »ölarme« Luft, die hinterher häufig wieder mitfrischem Öl angereichert wird.

From the sealing point of view the viscosity is critical. Onaverage, air viscosity is a decimal factor lower than oil viscosity(table 3.1.) which shows how difficult it is to seal air. Leakagelosses in compressed air systems (especially with threadedconnections) are correspondingly higher, on average 20 to 25 %of the energy applied.

When the system is operating the compressed air is subject torelatively quick changes and the adiabatic changes of conditionscome into effect. That means the air becomes heated whencompressed and cooled when released after working in thecylinder. The air is vented into the environment and is alsoexposed to the seal.

Preparation of compressed airAs compressed air is widely used in many industries, thepollution levels of the exhausted air are very different. The qualityrequirement of solid matter, water, and oil content vary accor-ding to where the air is being vented. In a closed room where itwill be inhaled it needs to be sterile but in a large, well ventilatedarea, e.g. factory some impurities are allowed. In industrialproduction instrument air, process air, working air (cylinders,tools, spraypainting etc.) and shop air are of special interest.

Solid matter usually consists of dust (often due to inefficientfiltration of the drawn in air) and oil carbon from the compressor.Metallic particles - especially damaging in hydraulic systems -are excluded. For filtration of the compressed air, used in thefactory, it is usual to have elements of 20 to 40 µm nominal size.

Particle sizes up to 20 µm are acceptable in compressed airtools. For air used in control equipment there is a tendencytowards a 5 µm filter and where air is supplied for measuring andother fine instruments filtration below 3 µm is required. In somespecial applications very fine filters must be used to clean the airof particles 0.01 µm in size.

Water content in compressed air can cause corrosion damage.Also it can be a pollutant when exhausted into the atmosphere.To avoid these problems compressed air is increasingly beingdried prior to its introduction into the system. For indoor use theworking air must have a compression dew point of +2°C andoutdoors a compression dew point of - 20°C.

LubricationContrary to most hydraulic fluids, air does not have lubricationproperties. The oil used to lubricate the compressor must becompletely removed from the air because it has been overheated and can cause damage. For this reason very fine filters(approx. 5 µm) are installed on the output side of the compres-sor. The »oil-free« air is then mixed with new oil to lubricate thesystem.


Dieses Ölen der Druckluft gerät heute jedoch aus Umweltgrün-den immer mehr in Verruf, so daß man zunehmend zu ölarmeroder auch zu ölfreier Luft übergeht, die mit ölfrei arbeitendenVerdichtern erzeugt wird. Um den gleitenden Teilen (vor allemim Zylinder) trotzdem eine Mindestschmierung zu sichern, setztman eine Initialschmierung ein.Die Initialschmierung versorgt die Gleitflächen der bewegtenTeile nur mit der tatsächlich benötigten Schmiermenge, so daßdie Abluft nur noch sehr wenig Öl enthält. Die Montageschmie-rung benutzt häufig Fette und Trockenschmiermittel, die für dieganze Betriebsdauer des Gerätes reichen sollen.

3.2 MineralöleObwohl die Dominanz der Mineralöle durch die Einführung dersogenannten Bio-Flüssigkeiten in der Hydraulik schwinden wird,werden die mineralölbasischen Druckübertragungsmedien vorallem in Stationärhydrauliken (z.B. Spritzgießmaschinen) auchzukünftig verwendet werden. Die hervorragende Schmierfähig-keit und die Möglichkeit, die Viskosität relativ hoch einzustellen,hat erst die in der Ölhydraulik weitverbreitete Benutzung vonSpaltdichtungen bei eingeschliffenen bewegten Teilen, wiePumpenkolben, Steuerkolben in Ventilen usw. ermöglicht.Diese Hydrauliköle werden nach DIN 51 524 in vier Gruppeneingeteilt, die sich in ihrer Zusammensetzung und damit auch inihrer Verwendbarkeit unterscheiden (Taf. 3.2). Die früher nochbestehende Gruppe H ist als Einfachöl heute praktisch bedeu-tungslos und wird nicht mehr aufgeführt.

Entsprechend den Aufgaben, die ein Drucköl in der Hydraulik zuerfüllen hat, sind die Anforderungen sehr umfangreich (Tafel3.3). Sie sind allerdings aufgrund der Eigenschaften der Grund-öle nur mit mehr oder weniger Einschränkungen zu erfüllen.

For enviromental reasons there is an increasing trend away fromlubricated air to oil-free air produced in oil-free compressors.In order to provide a minimum lubrication for the sliding parts,especially in the cylinder, initial lubrication is used during assem-bly. Initial lubrication supplies the moving parts with adequatelubricant to prevent wear and ensure the exhausted air onlycontains an acceptable level of pollutant. Often greases or drylubricants are used which are effective for the operating life of theequipment.

3.2 Mineral oilsAlthough they will lose their dominance due to the introductionof bio-fluids, mineral oil based pressure fluids will continue to beused in the future, primarily in stationary hydraulics (eg. injectionmoulding machines).Their ability to maintain relatively high viscosities and theirexcellent lubricating characteristics have permitted the use ofgap seals with reciprocating machined parts such as pumppistons, valve spools, etc.

According to DIN 51524 hydraulic oils can be divided into fourgroups which differ in their suitability (table 3.2). Group H,formerly a standard oil, is no longer in use and therefore notlisted.

In a hydraulic circuit there are several requirements that need tobe met by a pressurized oil, which vary according to theapplication (table 3.3). With respect to the properties of the baseoil these requirements can only be met in a limited way.

Druckflüs- Anforde- A* Eigenschaften Anwendungsigkeitsart rungsnorm

Hydrauliköl DIN-E 51 524 HL oxydations- für mäßig-H-L Teil 1 hemmend, beanspruchte

rostverhütend Anlagen

Hydrauliköl DIN-E 51 524 HM oxidations- für Hochdruck-H-LP Teil 2 hemmend, anlagen

rostverhütend,verschleiß-hemmend

Hydrauliköl Manuskript- HV wie H-LP, tiefe oder starkH-V entwurf besonders schwankende

DIN 51 524 günstiges TemperaturenTeil 3 Viskositäts-/

Temperatur-verhalten

Hydrauliköl – – wie H-LP, für AnlagenH-LPD zusätzlich mit Wasser-

schmutztragend zutritt zurund begrenzt Ölfüllungwasserbindend

HD- API-CC, – oxidations- für fahrbareMotorenöl API-CD, hemmend, ölhydraulische

API-SE rostverhütend, Anlagenverschleißmind.wasserbindend,schmutztragend

A* = internationale Bezeichnung

Tafel 3.2: Arten von Druckflüssigkeiten auf Mineralölbasis

Hydraulic Requirem. A* Properties Applicationfluid type standard

Hydraulic oil DIN-E 51 524 HL oxydation in systemsH-L part 1 inhibitive, with moderate

antirust operat. stress

Hydraulic oil DIN-E 51 524 HM oxidation inH-LP part 2 inhibitive, high pressure

antirust, systemswearreducing

Hydraulic oil Manuscript- HV like H-LP, low orH-V draft particularly highly

DIN 51 524 favourable fluctuatingpart 3 viscosity- temperatures

temperaturebehaviour

Hydraulic oil – – like H-LP in systemsH-LPD and detergent, with water

limitedly admission towater the oilbinding

HD- API-CC, – oxidation in movablemotor oil API-CD, inhibitive, oil hydraulic

API-SE antirust, systemswear reducing,water binding,detergent

A* = international term

Table 3.2: Hydraulic fluid types on a mineral oil basis


Man unterscheidet von der Zusammensetzung her die naphten-basischen und paraffinbasischen Grundöle. Höher viskose Öle- etwa DIN-Viskositätsklasse 25 und höher - sind in der Regel aufparaffinbasischen Grundölen aufgebaut. Sie haben eine sehrgute Schmierwirkung und erlauben hohe Belastungen im Dau-erbetrieb.

Im Gegensatz dazu findet man naphtenbasische Grundölevorwiegend bei den Ölen der niedrigen Viskositätsklassen 9 und16, die meist in Anlagen für den Außeneinsatz benutzt werden,da sie einen sehr niedrigen Pourpoint haben.

3.2.1 ViskositätSie gehört zu den wichtigsten Eigenschaften einer Hydraulik-flüssigkeit und dient als Maß für ihre Zähigkeit. Sie wird fürtechnische Anwendungen meist als kinematische Viskosität υ inmm²/s). Die dynamische Viskosität η erhält man aus dem Pro-dukt der kinematischen Viskosität mit der Dichte: η = υ • ρZur Kennzeichnung der jeweiligen Ölviskosität wird mit Viskosi-tätsklassen gearbeitet (z.B. 16, 25, 36 mm²/s), die jeweils denmittleren Wert eines Streubereichs angeben. Sie gelten nachder bisherigen DIN51 502 für 50 °C Öl-temperatur. Seit 1976gilt die DIN 51 519,die die neuen ISO-Klassen enthält, de-ren Bezugstempera-tur 40 °C ist. Eine Ge-genüberstellung bei-der Systeme zeigtTafel 3.4, bei derenVergleich die unter-schiedlichen Bezug-stemperaturen zu be-achten sind. So wür-de - wenn man sie von40° auf 50 °C umrech-net - z.B. die ISO-Klas-se 22 entsprechendhochrücken zur DIN-Klasse 25.

The base oils, according to their composition are divided intonapthenic oils and paraffin base oils. Oils with a high viscosity,for example DIN classification 25 and higher, are produced withparaffin base oils. They have very good lubrication propertiesand are suitable for continuous operation at a high stress.

Contrary, napthenic oils are the base for most of the oils with alow viscosity, between DIN classification 9 and 16. These oilsare mostly used in systems operating outdoors, because theirpour point is very low.

3.2.1 ViscosityViscosity is one of the most important properties of a hydraulicfluid and serves as a measure of its tenacity. For applicationpurposes it is measured as kinetic viscosity ν in mm²/s (theformer unit cSt corresponds numerical to mm²/s). The dyna-micviscosity η is calculated as a product of kinetic viscosity anddensity: η = υ • ρIn order to distinguish between different viscosities, the oil isclassified for e.g. 16, 25, 36 mm²/s. These are average values at

an oil temperature of50 °C according toDIN 51502.

Since 1976, DIN51519 has been avai-lable showing the ISOclassification whichuses a temperature of+ 40 °C. Table 3.4shows the compari-son of both standards.The different refer-ence temperaturesmust be taken into ac-count, for example ifthe 40 °C values areconverted to 50 °C,ISO class 22 movesto DIN class 25.

wichtig weniger wichtig

Nennviskosität MetallverträglichkeitViskositätsindex FlammpunktScherbeständigkeit Dichtungsverträglichkeit NeutralisationszahlVerschleißschutz Luftabscheidevermögen AscheKorrosionsschutz Schaumverhalten Dichte*)Reibverhalten Detergier-/Dispergier- Wärmeleitzahl*)

vermögenOxydations- Pourpoint Spezifischebeständigkeit Wärmekapazität*)Temperatur- Kompressions-beständigkeit modul*)Demulgier- Viskositäts-/Druck-vermögen abhängigkeit*)

*) weniger wichtig für die Druckflüssigkeitsauswahl, jedoch wichtig für die Anlagenkonstruktion

Tafel 3.3: Anforderungen an die Eigenschaften von Hydraulikölen

important less important

Nominal viscosity Combatibility with metalViscosity index Inflammation pointShearing resistance Compatibility with seal Neutralizing valueWear protection Air release property AshesCorrosion protection Foaming Density*)Friction Deterging and Thermal

disperging power conductivity*)Oxydation Pour point Specific heatstability capacity*)Temperature Compressionresistance modulus*)Demulsifying Viscosity/pressurepower dependence*)

*) less important for the selection of the fluid, but important for the construction

Table 3.3: Requirements concerning properties of hydraulic oil

SAE-Klassen ISO-VG DIN 51 502SAE classes (DIN 51 519)

30

20, 20 W

10 W

5 W

100

68

46

32

22

(15)

10

68

49

36

25

16

9

Tafel 3.4: Vergleich verschiedener ViskositätsklassenTable 3.4: Comparison of different viscosity classes


Viscosity and temperatureAs mineral oils are Newtoneous fluids, their viscosity dependson pressure and temperature. The reaction between viscosityand temperature (VT behaviour) is of special importance inhydraulics because the viscosity decreases rapidly as tempera-tures rise. This results in a constantly changing rate of leakagemaking it difficult for a cylinder or motor to operate efficientlywhen there are wide variations of oil temperature. The rise intemperature results from the conversion into heat of the powerlosses in a hydraulic system which is absorbed by the oil.

Compared to other fluids, the VT behaviour of mineral oils ispoor, as shown in fig. 3.2.

The different viscosities of mineral oils show the same tendency,as is shown in fig. 3.3 by the example of the most commonly usedoils.

The VT behaviour is identified by the viscosity index (VI). Thehigher the VI of a hydraulic oil, the lower will be its viscositychange due to changes of temperature or, stated in another way,the wider is its working temperature range. This means that theVT curve will be at a lower level. Paraffin base mineral oils havea particularly good VI value of up to 110 (the usual value is 80 to100). The viscosity index can be raised to aprox 180 with the helpof viscosity index improvers.

Hydraulic oils with a high VI have low break-out friction andpower losses at low working temperature, and they result ineffective sealing performance at high temperatures. Conse-quently, these oils improve the performance, increase efficiencyand extend service life of the stressed moving parts in thesystem.

Viskositäts-Temperatur-VerhaltenDa Mineralöle (noch) Newton’sche Flüssigkeiten sind, ist ihreViskosität abhängig von Druck und Temperatur. Dabei ist ihrViskositäts-Temperatur-Verhalten (VT-Verhalten) in der Hy-draulik von besonderer Bedeutung, da es eine rasche Abnahmeder Viskosität bei steigender Temperatur ergibt. Damit ändernsich auch die Leckverluste laufend, so daß ein gleichmäßigesArbeiten von Zylindern oder Motoren über größere Temperatur-bereiche des Öls erschwert wird. Der Temperaturanstieg ergibtsich aus der Umsetzung der Leistungsverluste einer hydrauli-schen Anlage in Wärme, die vom Öl aufgenommen wird.Das VT-Verhalten von Mineralölen liegt im Vergleich zu anderenDruckflüssigkeiten relativ ungünstig, wie Bild 3.2 zeigt.

Innerhalb der Mineralöle weisen jedoch die unterschiedlichenViskositätsklassen die gleiche Tendenz auf, wie Bild 3.3 amBeispiel der meistbenutzten Öle erkennen läßt.

Kennwort für das VT-Verhalten ist der Viskositätsindex (VI). Jehöher der VI eines Hydrauliköls ist, umso weniger ändert sichseine Viskosität in Abhängigkeit von der Temperatur bzw. umsobreiter ist sein Temperatur-Einsatzbereich, d.h. umso flacherverläuft die VT-Kurve. Einen besonders günstigen VI weisenparaffinbasische Mineralöle mit VI bis 110 auf (normal ist VI = 80bis 100). Der Viskositätsindex läßt sich durch Wirkstoffe, diesogenannten Viskositätsindex-Verbesserer, auf ca. 180 stei-gern.Hydrauliköle mit hohem VI zeichnen sich durch leichtes Anfah-ren und geringe Leistungsverluste bei tiefen Außentemperatu-ren und durch ausreichende Dichtwirkung und Verschleiß-schutz bei hohen Betriebstemperaturen aus. Sie verbesserndamit das Betriebsverhalten, erhöhen den Wirkungsgrad undverlängern die Lebensdauer der verschleißbeanspruchten An-lagenteile.

Bild 3.2: VT-Verhalten verschiedenerDruckflüssigkeiten

Fig. 3.2: VT-behaviour of differenthydraulic fluids

Bild 3.3: VT-Verhalten versch. Hydrauliköle(ISO-Viskositätsklassen, VI = 100)

Fig. 3.3: VT-behaviour of different hydr. oils(ISO viscosity classes, VI = 100)

Kinematische Viskosität / Kinematic viscosity (mm²/s)

Mineralöl/Mineral oil

WasserWater


Kin

emat

isch

e V

isko

sitä

t / K

inem

atic

vis

cosi

ty (

mm

²/s)

max

.zul

.Ölte

mpe

ratu

r 1)

max.zul.Vis-kosität 2)

anzustrebendeBetriebstemperaturIntended operationtemperature


ArbeitsviskositätWorking viscosity

min.zul.Viskositätmin. admiss. viscosity

1) m

ax.a

dmis

sibl

e vi

scos

ity2)

max

.adm

issi

ble

oil t

empe

ratu

re


Viskositäts-Druck-VerhaltenDie Viskosität von Hydraulikölen ver-größert sich mit zunehmendem Druck.Der Anstieg ist bis etwa 200 bar gering,erhöht sich oberhalb dieses Wertesjedoch deutlich: bei 350 bis 400 barverdoppelt sich die Viskosität bereitsannähernd. Dieser druckabhängigeViskositätsanstieg ist umso steiler, jehöher die Nennviskosität des Öls, jeniedriger sein VI und je geringer dieÖltemperatur ist (Bild 3.4).

Viskositätsänderungen bei Ge-brauchDie Ausgangsviskosität von Hydraulikölen kann sich währenddes Gebrauchs durch Alterung, durch vorhandene Luftbläs-chen, durch Verunreinigungen, wie Wasser oder Fremdöl unddurch Viskositätsabfall durch Scherspannungen verändern. Sokönnen 10 Vol-% Luft in Bläschenform die Viskosität des Öls um15 % und 5 Vol-% Wasser im Öl die Viskosität um 12,5 %abnehmen lassen.

3.2.2 AlterungMineralöle altern - d.h. zersetzten sich - unter dem Einfluß vonhohen Temperaturen, Sauerstoff und katalytisch wirkendenMetallen. Dadurch treten neben den ölfremden Stoffen nochOxidations- und Polymerisationsprodukte im Öl auf (Bild 3.5).

Der Grad der Alterung hängt wesentlich von der Zusammenset-zung (Grundöl, Wirkstoffe) des Hydrauliköls sowie von Art undMenge der im Öl enthaltenen Verunreinigungen, wie Metallab-rieb, Wasser, Rost, ab. Oberhalb 70°C verdoppelt sich die Alte-rungsgeschwin-digkeit etwa bei je10°C Temperatu-ranstieg. Ölfüllun-gen altern umsoschneller, je höherihre Umwälzzahl -d.h. je geringerihre Verweilzeitund die Abkühlungim Behälter - ist.

Die Wahl der ge-eigneten Nennvis-kosität (= Viskosi-tät bei 40°C undNormaldruck) wirdin erster Linie be-stimmt durch diezulässige An-saug-Viskositätder Pumpen in derAnlage und durchden Temperatur-bereich, in demdie Anlage fahrensoll. Man erhält

Viscosity pressureViscosity of hydraulic oils increases asthe pressure rises. Up to aprox 200 barthe increase is slow, but above thispressure, the increase accelerates ra-pidly so that in the region 350 to 400 barthe viscosity has almost doubled. Thisrelationship between pressure and vis-cosity results in curves becoming steep-er, with high viscosity oil, having a lowVI, at a low temperature. See fig. 3.4.

Viscosity changes during useThe initial viscosity of hydraulic oils can

be changed during their use by ageing, presence of air bubbles,contamination by water or foreign oil. Viscosity decrease canoccur through shearing strains. For example, a 10 % volume ofair bubbles can cause the viscosity to increase by about 15 %,and a 5 % volume of water can cause an increase of about12,5 %.

3.2.2 AgeingDue to the influence of high temperatures, content of oxygen,and the catalytic effect of metals, mineral oils will decompose or“age”. The oils become oxidated and contain polymerised pro-ducts in addition to the usual contaminates (fig. 3.5).

The degree of ageing depends on the composition of thehydraulic oil (basic oil, active ingredients etc.) and on the typeand quantity of the contaminates it contains, e.g. metal orcorroded particles and water. At oil temperatures over 70 °C the

rate of ageing dou-bles for about eve-ry 10 °C increa-ses, it will also agefaster the more itcirculates throughthe system becau-se it cannot settlein the tank to cooldown.

The nominal vis-cosity (viscosity at40 °C and ́ normalpressure) has tobe selected to suitthe intake require-ments of thepumps and theoperating tempe-rature range. Re-fer to the diagramshown in fig. 3.6:In order to avoidcavitation at in-take, the oil must

Bild 3.4: Viskositäts-Druckverhalten eines Ölsbei verschiedenen Temperaturen

Fig.3.4: Viscosity pressure behaviour ofoil at different temperatures

katalytischer Einflußcatalytic influence←

Hydrauliköl HL oder HLPHydraulic oil HL or HLP

Veränderung mit dem GebrauchChanges through use

Alterung Anreicherung mit ölfremden StoffenAgeing Enrichment with contaminations

Oxydation PolymerisationOxidation Polymerization

Schlamm Feste Fremdst. Wassermud solid foreign matter Water

Säuren (Anstieg der NZ) KühlschmierstoffeAcids (increase of NZ) Cooling lubricants

Bild 3.5: Veränderungen von Hydraulikölen durch GebrauchFig. 3.5: Changes of hydraulic oils during use

Kin

emat

isch

e V

isko

sitä

t (m

m²)

Kin

emat

ic v

isco

sity

Druck / Pressure (bar)

durch Filterung und Wartung auf niedrigem Niveau haltbarcan be kept at low level due to filtration and maintenance


dadurch ein Dia-gramm nach Bild3.6.: Das Öl mußnoch die maximalzulässige Startvis-kosität bei der tief-sten Umgebung-stemperatur auf-weisen, um An-saugkavitation zuvermeiden. Der an-dere Extrempunktwird durch die Min-destviskosität ge-geben, bei der nocheine ausreichendeSchmierwirkungvorhanden ist oderdie auftretendenLeckverluste gera-de noch vertretbarsind. Unter Berück-sichtigung derdurch die Verlust-leistung erzeugten Wärmeergibt sich ein Temperatur-bereich ∆ϑü, der etwa derzulässigen Öltemperatur imBetrieb entspricht.

3.2.3 Druckver-halten

Mineralöle verringern unterDruck ihr Volumen und zwarumso mehr, je größer ihreTemperatur ist (Bild 3.7). Die-ser Volumenverringerungentspricht das Kompres-sionsvolumen ∆V, das zuge-führt werden muß, um einenbestimmten Druck in einemFlüssigkeitsvolumen zu er-zeugen und das auch beimEntspannen zuerst abgelassen werden muß.Maßgebend für die Volumenverringerung ist der Elastizitätsmo-dul Eöl, der auch als Kompressionsmodul K bezeichnet wird.Er beträgt bei 50°C und Normaldruck etwa 1,4 · 105 N/cm².Der Kompressionsmodul steigt mit zunehmendem Druck undzunehmender Temperatur an, d.h. die Volumenverringerungwird dann kleiner (Verringerung bei 100 bar und 10°C Tempe-raturanstieg um je ca. 0,7 %). Zur Ermittlung des Kompressions-volumens ∆V benutzt man auch den reziproken Wert von K, denKompressibilitätsfaktor ß, für den man etwa 7 · 10-6 cm ²/Neinsetzt.

have the maximumpossible initial vis-cosity at the lowestambient tempera-ture. The other im-portant point is theminimum viscosityfor adequate lubri-cation and mini-mum leakage. Ta-king into conside-ration the heat pro-duced by the po-wer loss, this leadsto a temperaturerange ∆ϑü whichalmost corre-sponds to theacceptable opera-ting temperature ofthe oil.

3.2.3 Pressureeffects

Compressed mineral oilsgradually reduce in volu-me as the temperatureincreases (fig. 3.7). Thecompression volume ∆Vwhich is necessary to pro-duce a certain pressure ina volume of fluid and whichmust be released first, isthe volume reduction.

The deciding factor for the amount of volume reduction is theelasticity modulus Eöl which is also called compression modulusK. At a temperature of 50 °C and atmospheric pressure, themodulus K is about 1,4 · 105 N/cm². The compression modulusrises as the pressure and temperature are increased whichmeans the volume becomes smaller (decrease of about 0.7 %at every rise of 100 bar and 10 °C). Another way to determine thecompression volume ∆V is to use the reciprocal value of K, i.e.the compressability factor ß wich is rated, for example, at 7 · 10-6

cm²/N.

Bild 3.6: Zusammenhang zwischen VT-Verhalten und BetriebsviskositätsbereichFig. 3.6: Relationship between VT-behaviour and operation viscosity range

max. zul. Startviskositätmax.admissible initial viscosity

max. zul. Betriebsviskositätmax.admissible operation viscosity

min. zul. Betriebsviskositätmin.admissible operation viscosity

(υ min.zul./min.admiss.)Start

(υ min.zul./min.admiss.) (υ max.zul./max.admiss.)

Temperatur/Temperature(°C)

∆ϑüzul.Umgebungstemp.

admiss.ambient temp.

Vis

kosi

tät /

Vis

cosi

ty (

mm

²/s)

∆ϑü = Σ k A

R

Vol

umen

verr

inge

rung

/ V

olum

e re

duct

ion

DruckPressure(bar)

vv.

-v·

100

%

8

7

6

5

4

3

2

1

0200 400 600 800 1000 1200 1400

Bild 3.7: Volumenverringerung von Öl bei adiabatischer KompressionFig. 3.7: Volume decrease of oil during adiabatic compression

zul. Öltemperatur im Betriebadmiss. oil temperature

during operation


3.2.4 Verhalten gegenüber LuftLuft ist in Mineralöl molekular gelöst enthalten. Der Löslichkeits-faktor (Bunsenkoeffizient) beträgt bei Normaldruck etwa 9, d.h.es sind bis zu 9 Vol-% Luft in Öl gelöst. Für Stickstoff beträgt derBunsenkoeffizient 7,5.Das Luftsättigungsvolumen steigt direkt proportional mit demDruck an. Das bedeutet, daß beihohen Drücken sehr große Luft-mengen gelöst werden können.

Solange die Luft gelöst ist, wirktsie sich nicht aus, auch nicht aufden Kompressionsmodul. So-bald jedoch der Druck unter denjeweiligen Sättigungsdruck ab-sinkt, wird Luft in Form von Bläs-chen ausgeschieden, die nun -vor allem bei niedrigen Drücken- die Kompressibilität des Ölesbeträchtlich verändern (Bild 3.8).Bei raschem Druckabfall ge-schieht das Ausscheiden derLuft schlagartig, was Beschädi-gungen an Bauteilen hervorru-fen kann (Luftblasenkavitation,siehe Kapitel 9).

Da die Lösungsgeschwindigkeitder Luft kleiner ist als die Aus-scheidungsgeschwindigkeit,wird die Luft bei wieder anstei-gendem Druck nicht sofort ge-löst, sondern in Form von Bla-sen eine Zeitlang im Öl mitge-führt.

Am Ende des Arbeitsprozesseswird das Öl drucklos in den Be-hälter zurückgeführt. Dabei wirdalle gelöste Luft wieder frei undsollte vor dem Wiederansaugendurch die Pumpe möglichst ausdem Öl entfernt werden. Daswäre durch Aufsteigen der Bläs-chen im Öl möglich, doch machtauch dies Schwierigkeiten, weildie Aufstiegszeit - abhängig vonÖlviskosität und Bläschengrö-ße - relativ lang ist (Bild 3.9).Umso wichtiger ist es daher,zusätzliche Luft gar nicht erst indas Öl gelangen zu lassen.

Die unterschiedliche Fähigkeitder Luft, aus dem Öl aufzustei-gen, wird im Luftabscheidever-mögen (LAV) erfaßt. Es verschlechtert sich mit steigenderViskosität und sinkender Öltemperatur sowie bei Anwesenheitvon Verunreinigungen. Es kann durch Wirkstoff-Zugaben ver-bessert werden.

3.2.4 Compatibility with airMineral oil contains molecularly dissolved air. The solubilityfactor (Bunsen coefficient) at atmospheric pressure is approx. 9,which means the oil contains up to 9 volume per cent of dissolvedair. The Bunsen coefficient of nitrogen is 7.5.The volume of saturated air rises directly in proportion to the

pressure and this means at highpressure large quantities of airwill be dissolved in the oil.

As long as the air remains dis-solved it has no influence, noteven on the compression mo-duls, but as soon as the pres-sure falls below the saturationpressure, air will separate in theform of bubbles and consider-ably change the compressabili-ty of the oil, particulary at lowpressure (fig. 3.8). If the pres-sure falls rapidly, the separationoccurs with high engergy so thatcomponents may be damaged(see chapter 9 air bubbles &cavitation).

As the dissolving speed of air islower than the separation speed,the air does not dissolve imme-diately when the pressure in-creases, it is carried along bythe oil in the form of bubbles.

When the oil returns to the tankwhere it is at low pressure, allthe dissolved air is released,and should be prevented frombeing sucked back into the cir-cuit by the pump. This is done byleaving the oil in the tank to allowthe air to dissipate. However,depending upon the oil viscosityand size of bubble, this can takea relatively long time (fig. 3.9).So it is better to prevent the airgetting into the oil in the begin-ning.

The changing capacity of air toemerge from the oil is part of theso called air release property

(ARP). In general, it deteriorates when either the viscosity isincreased, the temperature falls, or the oil is contaminated, butit can be improved by additives.

Bild 3.8: Einfluß von Luftblasen auf den KompressionsmodulFig. 3.8: Influence of air bubbles on compression modulus

Bild 3.9: Theoretische Aufstiegszeit von Luftblasen in MineralölFig. 3.9: Theoretical emerging time of air bubbles in mineral oil

Volumenprozent nicht gelöste LuftVolume per cent of undissolved air

Volumina bezogen auf den NormzustandVolumes relative to normal state

Druck / Pressure (bar)

300100 2000

0,5

1,0

Koi

l + a

ir/K

oil

Aufstiegszeit/Emerging time T =18 · νg · d²

ν = kinemat. Viskositätkinematic viscosity

d = BlasendurchmesserBubble diameter

g = ErdbeschleunigungAcceleration by gravity

50

40

30

Auf

stie

gsze

it / E

mer

ging

tim

e (m

in/m

)

20

10

0

50

20 40 60 80 100

Kinematische ViskositätKinematic viscosity

(mm²/s)


Die an die Oberfläche aufsteigenden Luftbläschen bilden Ober-flächenschaum. Die Neigung dazu hängt von der Zusammen-setzung des Öls ab. Sie läßt sich durch kontrollierte Zugabe vonEntschäumungsmittel vermindern.

3.2.5 Verhalten gegenüber Fremdflüssig-keiten

Am häufigsten kann Wasser ins Öl gelangen und zwar durchKondensation der Luftfeuchtigkeit oder durch Eindringen ausKühlern oder beim Reinigen.

Da sich Wasser schädlich auf viele Anlagenteile (Korrosion!)und vor allem auf Wälzlager (Verringerung der Betriebsdauer)auswirkt, sollte man seinen Anteil im Öl nicht über 0,2 %ansteigen lassen. Dieser Anteil kann etwas höher liegen, wenndas Wasserabscheidevermögen (WAV) des Öls gut ist, denndann sammelt sich das Wasser am Behälterboden und wird sodem Kreislauf entzogen.

Auch das Eindringen von Kühlflüssigkeit in den Ölkreislauf istschädlich: Bei Kühlflüssigkeiten auf Mineralölbasis ergebensich die oben genannten Schwierigkeiten. Synthetische Kühlflüs-sigkeiten zersetzen dagegen oft das Öl und unter Umständenauch die Dichtungen, so daß starke Klebeeffekte auftretenkönnen.

3.2.6 Pourpoint und FlammpunktAls Pourpoint wird diejenige Temperatur bezeichnet, bei der dasÖl gerade noch fließt. Dieser Pourpoint muß unter der Tempe-ratur liegen, bei der das Öl die maximal noch zulässige Startvis-kosität aufweist.

Dabei unterscheiden sich die paraffinbasischen und die naph-tenbasischen Öle: während die letzteren einen Viskositäts-Stockpunkt haben, bei dem das Öl im Ganzen nicht mehr fließt,weisen paraffinbasische Öle einen Struktur-Stockpunkt auf, beidem sich Paraffinkristalle ausscheiden.

Als Flammpunkt bezeichnet man die Temperatur, bei der derDampf über dem Öl durch Annähern einer Flamme entzündetwird.

3.3 Umweltfreundliche FlüssigkeitenDen verstärkten Forderungen über den Einsatz biologisch ab-baubarer Druckübertragungsmedien können sich die Anwen-der nicht mehr entziehen. Insbesondere in der Mobilhydraulikwerden immer mehr Flüssigkeiten, die sich im Vergleich zuMineralölen durch eine schnellere biologische Abbaubarkeitund der geringeren Biotoxizität auszeichnen, eingesetzt.Die derzeitigen, oft auch als Bio-Öle bezeichneten Medien, sindin Tafel 3.5 zusammengefaßt. Neben den Haupteinsatzgebie-ten sind die alten und die als Vorschlag an Cetop eingereichtenKurzbezeichnungen aufgeführt.Mit großer Sorgfalt müssen die Dichtungswerkstoffe für denEinsatz in den verschiedenen Flüssigkeiten ausgewählt wer-den.

Bubbles rising to the surface form a superficial foam. Thetendency of the oil to foam depends on its composition and canbe reduced by the controlled addition of antifoaming agents.

3.2.5 Compatibility with foreign fluids

Water is the most common material to penetrate oil and does soby the condensation of humid air from coolers or during cleaning.

When the effect of water in the system is considered e.g.corrosion in roller bearings shortening service life, the proportionof 0,2 % in oil should not be higher. If the oil shows good waterseparation ability (WSA) it will collect in the bottom of the tankwhere it can be drained away.

Penetration of coolants into the circuit is harmful to the oil.Coolants based on mineral oil lead to the difficulties describedearlier and synthetic coolants will often decompose the oil and,under certain circumstances, attack the seals leaving themsticky.

3.2.6 Pour point and inflammation pointPour point is the temperature at which oil is still visibly flowing.The pour point must be below the temperature at which the oilhas acceptable initial viscosity.

Paraffin-base and napthenic oils are different: the latter oneshave a viscosity setting point at which the oil no longer flows,whereas paraffin-based oils have a structural setting point atwhich paraffin crystals segregate.

Inflammation point is the temperature at which the vapours givenoff by the fluid ignite.

3.3 Environmentally-compatible fluidsThe increasing requirements on the use of biodegradable pres-sure fluids can no longer be avoided. Particularly in the field ofmobile hydraulics, fluids that degrade faster and with lesstoxicity compared to mineral based oils are being used withgrowing frequency.

These fluids, often referred to as Bio-oils, are listed in Table 3.5.Next to their primary nomenclatures are the old, as well as thenew abbreviations recommended to Cetop.

Extreme care must be taken when choosing a sealing materialfor use in these various fluids.


So besteht bei Standard-Polyurethanen, die sich bisher inMineralölen durch lange Lebensdauer ausgezeichnet haben,die Gefahr, daß sie durch Hydrolyseeinwirkung frühzeitig zer-stört werden. Mit neu entwickelten hydrolysebeständigen Poly-urethanwerkstoffen hat man in Pflanzenölen und synthetischenEstern bereits in der Praxis hervorragende Ergebnisse erzielt.Bei den Polyalkylenglykolen (HEPG) werden mit Polyethylen-und Polyalkylenglykolen und Gemischen aus beiden eine Viel-zahl von Flüssigkeiten angeboten, die selbst hydrolysebestän-dige Polyurethane bei Temperaturen oberhalb von 60 °C sehrstark angreifen. Plant dennoch ein Anwender Polyurethan inHEPG einzusetzen, sollte er die Anwendung zuvor mit einemDichtungshersteller besprechen.Es kann nicht vermieden werden, daß Wasser in Hydraulikkreis-läufe eindringt (siehe auch Abschnitt 3.2.5).Wie sich der Anteil von 1 % Wasser in einem Pflanzenöl (HETG)und einem synthetischen Ester (HEE) auf Dichtungswerkstoffeauswirken kann, ist in einem Laborversuch mit NBR und HNBRbei 100 °C und 168 h bzw. 1000 h ermittelt worden. So ist beibeiden Werkstoffen die außergewöhnlich hohe Volumenquel-lung von ca. 20 % besonders aufgefallen. Die ggf. darausresultierenden Auswirkungen auf die Funktion einer Dichtung,müssen zukünftige Felderfahrungen zeigen.Welche Werkstoffe für die genannten Flüssigkeiten nach demderzeitigen Erkenntnisstand empfohlen werden können, zeigtTafel 3.6.

Medium Kurzbezeichung Einsatzbereichealt neu

Pflanzenöl HTG HETG Land- und(Triglyceride) Forstwirschaft

Polyalkylenglyk. HPG HEPG Wasserschutzgebiete

Synthet. Ester HE HEE Baumaschinen

Tafel 3.5: Bio-Flüssigkeiten

Nach Laborprüfung mit genormten Prüfkörpern

< 80 °C < 100 °C

HETG AU, NBR, HNBR entfällt

HEPG AU3, NBR1, HNBR4, HNBR4, FPM2

FPM2

HEE AU1, NBR1, HNBR1, AU1, HNBR1, FPM2

FPM2

1 im Einzelfall prüfen2 peroxidisch vernetzt3 Einsatz nach Prüfung bis 60 °C4 nur bei PG ohne Esterbeimischung

Tafel 3.6: Empfohlene Gebrauchselastomere, Prüfdauer1000 h, umweltschonende Druckflüssigkeiten

Fluid Abbreviation Areas where usedold new

Plant oil HTG HETG Agriculture and(Triglyceride) forestry

Polyalkylene glyc. HPG HEPG Water protection areas

Synthetic ester HE HEE Construction machines

Table 3.5: Bio-Fluids

After laboratory testing with standard test samples

< 80 °C < 100 °C

HETG AU, NBR, HNBR not applicable

HEPG AU3, NBR1, HNBR4, HNBR4, FPM2

FPM2

HEE AU1, NBR1, HNBR1, AU1, HNBR1, FPM2

FPM2

1 test for inividual cases2 peroxide cured3 for use up to 60 °C after test4 only in PG without ester additives

Table 3.6: Recommended elastomers, 1000 hour test,environmental pressure fluids

There exists the danger that standard polyurethane materials,which in the past have provided excellent sealing performanceand service life in mineral oils, will experience early failurethrough hydrolysis. Newly developed polyurethane compoundshave performed well in plant oils and sythetic esters.

A wide assortment of polyalkelene-glycols (HEPG) are availableand consist as blends of polyethylene and polypropylene gly-cols. These particular fluids can sharply degrade even the besthydrolysis resistant polyurethane compounds at temperaturesabove 60 °C. If polyurethane is to be used in a HEPG fluid, theapplication should be discussed with the seal manufacturer.

The entry of some water into hydraulic systems cannot beprevented (see also paragraph 3.2.5).The effects of 1 % concentrations of water in a plant oil (HETG)and a synthetic ester (HEE) on sealing materials has beendetermined through laboratory testing with NBR and HNBR attemperatures of 100 °C after 168 and 1000 hours. Most notice-able is the unusually high volume swelling of about 20 % thatboth elastomers exhibited. The eventual effects on sealingperformance must be determined through future field testing.

Table 3.6 shows the recommended sealing materials for bio-fluids based on currently available information.


3.4 Schwer entflammbare DruckflüssigkeitenWenn die Feuergefährlichkeit von Mineralölen ein zu großesRisiko darstellt, müssen sie durch schwer entflammbare Druck-flüssigkeiten ersetzt werden. Sie sind nach VDMA 24 317 und 24320 in drei Gruppen zusammengefaßt: wäßrige Emulsionen(Gruppe HFA und HFB), wäßrige Lösungen (HFC) und wasser-freie synthetische Flüssigkeiten (HFD, Tafel 3.7).

Bei den wasserhaltigen Flüssigkeiten wird die Feuerresistenzdurch den Wassergehalt erzielt. Um sie aufrecht zu erhalten,muß der Wasseranteil ständig überprüft werden. Da Wasserrelativ leicht verdampft, sind hier nur obere Betriebstemperatu-ren zwischen 50 und 65°C zugelassen. Allen wasserhaltigenFlüssigkeiten gemeinsam ist auch ihre wegen des Wasserge-halts ungünstige Wirkung auf Wälzlager.Bei den Gruppen HFA und HFC wird noch laut ISO 6071 jeweilsunterschieden zwischen Flüssigkeiten ohne Verschleißschutz(Zusatzbuchstabe C) und mit Verschleißschutz (Zusatzbuch-stabe M). Darüber hinaus ist geplant, Konzentrate der HFA-Flüssigkeiten auf Mineralölbasis mit dem Buchstaben E undsolche auf synthetischer Basis mit dem Buchstaben S zu kenn-zeichnen.

3.4.1 HFA-FlüssigkeitenDiese Flüssigkeiten enthalten laut Norm mehr als 80 %, in derPraxis jedoch meist 95 bis 98 % Wasser; der Rest sind »Konzen-trate«, die dazu dienen, ein Minimum an gezielten Eigenschaf-ten, wie Korrosions- und Verschleißschutz zu sichern.In diesem Mengenverhältnis liegen die Schwächen und dieUnwägbarkeiten aller HFA-Flüssigkeiten: das GrundmediumWasser ist an jedem Ort anders. Das trifft nicht nur auf die Härte,sondern auch auf sonstige Bestandteile zu. Dazu kommt, daßdiese Flüssigkeiten nicht fabrikmäßig fertiggestellt werden, son-dern der jeweilige Benutzer sie selber mischt. Bei den Konzen-traten unterscheidet man mineralölhaltige und synthetische.

3.4 Fire resistant pressure fluidsIf the risk of fire when using mineral oils is too high then fireresistant fluids have to be used. There are three groups listed inDCMA 24317 and 24320. 1) aqueous emulsions (HFA and HFBgroups) 2) aqueous solutions (HFC), and 3) anhydric syntheticfluids HFD (table 3.7).

Fire resistance of water based fluids is obtained from their watercontent and in order to preserve the level of resistance the watercontent has to be regularly checked and adjusted. As the waterevaporates relatively fast, the maximum upper operating tempe-rature is between + 50 °C and + 65 °C. A disadvantage of thesefluids is the detrimental effect on the wear of metal parts e.g.roller bearings, because of the poor lubricity of water.

The HFA to HFC groups ISO 6071 distinguishes between fluidswithout wear protection by using suffix or prefix C and fluids withwear protection by using a suffix or prefix M. It is planned toidentify the concentrates of HFA fluids based on a mineral oil bythe letter E and those on a synthetic fluid base by the letter S.

3.4.1 HFA fluidsAccording to the standard, these fluids should contain more than80 % water, in practice 95 - 98 % is normal. The balance is theconcentrate needed to give corrosion protection and lubricationproperties.

The weakness of all HFA fluids is the control on the proportionof the concentrate. The user prepares his own mixture and useslocal water which can vary in its composition and hardness fromplace to place. The concentrates are divided into mineral oil andsynthetics.

Druckflüs- Anforde- A* Zusammen- Anwendungsigkeitsart rungsnorm setzung

Druck- VDMA HFA Öl-in-Wasser Druckwasser,flüssigkeit Einheitsblatt Emulsionen z.B. fürHFA 24320 hydraulische

1),2) Pressen

Druck- VDMA HFB Wasser-in-Öl nur seltenflüssigkeit Einheitsblatt Emulsionen eingesetztHFB 24317

1)

Druck- VDMA HFC wässrige für feuer-flüssigkeit Einheitsblatt Polymer- gefährdeteHFC 24317 lösungen Anlagen bis

max. 60 °C(bei mäßigen

1) Drücken)

Druck- VDMA HFD wasserfreie für feuer-flüssigkeit Einheitsblatt synthetische gefährdeteHFD 24317 Flüssigkeiten Anlagen bei

hohen1) Temperaturen

und hohenDrücken

1) Brandtechnische Prüfverfahren gem. 6. Luxemburger Bericht2) DIN 24 320 (HFA) in VorbereitungA* Internationale Bezeichnung

Tafel 3.7: Arten von schwerentflammbaren Druckflüssigkeiten

Pressure Standard A* Compositon Applicationfluid type to be met

Pressure VDMA recom- HFA oil-in-water- presswater,fluid mendation emulsions forHFA 24320 hydraulic

1),2) presses

Pressure VDMA recom- HFB water-in-oil- seldomlyfluid mendation emulsions usedHFB 24317

1)

Pressure VDMA recom- HFC aqueous in systemsfluid mendation polymer with fireHFC 24317 solutions hazard up to

max. 60 °Cat medium

1) pressures

Pressure VDMA recom- HFD anhydric in systemsfluid mendation synthetic with fireHFD 24317 fluids hazard up

to high1) temperatures

and highpressures

1) Inflammation test methods according to 6th Luxemburg Report2) DIN 24 320 (HFA) in preparationA* International term

Tafel 3.7: Types of fire resistant pressure fluids


Mineralölhaltige Konzentrate (Öl-in-Wasser-Emulsionen)Da sie absolut wasserunlöslich sind, kann man nur den Versuchmachen, sie durch Zugabe von Emulgatoren zu einer einiger-maßen stabilen Emulsion mit dem Wasser zu bringen. Die Höheder Konzentratzugabe wird im allgemeinen begrenzt durch dieStabilität der Emulsion. Dazu ist ihr Einsatz auf bestimmteWasserhärten (ph-Wert >ca. 7) begrenzt.In diese Mineralöl-Konzentrate kann man praktisch alle Wirk-stoffe zugeben, die für Mineralöle entwickelt wurden. BeimVerdampfen von Wasser bleibt Mineralöl zurück, dem manbeliebig viele Korrosionsschutzstoffe zugeben kann. Von derZusammensetzung her überwiegen bei diesen Konzentratendie naphtenbasischen Öle, wodurch Schwierigkeiten bei be-stimmten Dichtungswerkstoffen auftreten können. Solche Emul-sionen sind schon seit Jahrzehnten als »Presswasser«in derWasserhydraulik eingesetzt. Im allgemeinen können Emulsio-nen nur unter Einbuße der Filterstandzeit fein gefiltert werden(üblich 50 bis 100 µm).Bei dieser Flüssigkeitsgruppe besteht eine Anfälligkeit gegen-über Mikrobenbefall. Der Bereich der Betriebstemperatur liegtzwischen + 5°C und + 55°C.

MikroemulsionenNeuerdings gibt es synthetische, ölartige Konzentrate, die beica. 5 % Anteil mit Wasser eine sogenannte Mikroemulsionbilden. Es ist dies weder eine echte Emulsion, noch eine Lösung,sondern mehr eine kolloidale Suspension der hochviskosenÖltröpfchen, die sehr stabil ist.Die Konzentrate enthalten sowohl wasser- als auch öllöslicheVerschleißschutzmittel, die einen hochdruckfesten Schmierfilmbilden, der eine sehr gute Schmierwirkung aufweist. Sie sindnicht mikrobenanfällig; ihre Gebrauchsdauer übersteigt 12 Mo-nate. Weder die Konzentrate noch die Mikroemulsionen sindkennzeichnungspflichtig. Die bei uns angebotenen Konzentratesind zur Zeit noch auf ca. 100 bar Betriebsdruck begrenzt. Siewerden daher vorwiegend bei Transferstraßen, Industrierobo-tern, Positionieranlagen usw. eingesetzt.

Synthetische Konzentrate (Lösungen)Neuderdings werden zahlreiche, synthetische Konzentrate ent-wickelt, die mit Wasser eine stabile Lösung eingehen, und auchfür den Einbau von schwer löslichen Stoffen, wie Komponentenfür den Buntmetall-schutz, geeignetsind.Da hier eine Lö-sung vorliegt, kannman beliebig feinfiltern.Die wichtigstenphysikalischen Ei-genschaften derHFA-Flüssigkeitenwerden durch denWasseranteil be-stimmt und unter-scheiden sich da-her erheblich vondenen der Mineral-öle (Tafel 3.8).

Concentrates containing mineral oil(Oil in water emulsions)As they are insoluble in water, the only way to obtain a stableemulsion is with the help of emulsifying agents. Generally, theproportion of concentrate is limited by the stability of the emul-sion.The water must have a hardness of approximately ph7.

Nearly all the additives that have been developed for mineral oilscan be added to these concentrates.If water evaporates the mineral oil left can have any number ofcorrosion protective agents added. Composition of the concen-trates are mainly napthenic oils which may cause difficulties withcertain sealing materials. These emulsions have been used fordecades in water hydraulics such as presses. Generally afterfine filtering of emulsion (usual 50 to 100 µm) the filter cannot bereused.

These fluid groups are susceptible to microbe infestation. Ope-rating temperature ranges between + 5 °C and + 55 °C.

MicroemulsionsSynthetic oil concentrates are now available which form amicroemulsion when added to water, usually 5 %. The result isneither a genuine emulsion nor a solution, but a colloidalsuspension of the viscous oils drops. It is a very stable fluid.

The concentrates contain both water-soluble and oil-solublewear protecting agents which form a lubrication film which isresistant to high pressure and has a good lubrication performan-ce. They do not support microbe infestation and their service lifeexceeds 12 months.The concentrates available in Germany are limited to operatingpressures of about 100 bar. For this reason they are mainly usedin transfer lines, industrial robots, positioning systems etc.

Syntetic concentrates (solutions)Several synthetic concentrates have been developed that forma stable solution with water and are suitable for acceptingsubstances with a low solubility, for example components for the

protection of nonferrous metals. Asthese concen-trates are solu-tions, they can befiltered to any le-vel. The importantphysical proper-ties of HFA fluidsare dtermined bythe proportion ofwater and for thisreason are consi-derably differentthan those of mi-neral oils (table3.8).

Wasser / Water Mineralöl / Mineral oil

A* B* C* D* E* B* C* D* E*

20 0,998 0,023 1,006 ≈ 0,02 0,89 – 140 ≈ 0,09

30 0,995 0,045 0,78 ≈ 0,02 0,88 – 100 ≈ 0,09

40 0,992 0,075 0,658 ≈ 0,02 0,875 – 60 ≈ 0,09

50 0,988 0,12 0,55 ≈ 0,02 0,865 4,7 10-8 40 ≈ 0,09

70 0,977 0,33 0,41 ≈ 0,02 0,855 3,5 10-5 18 ≈ 0,09

A* = Temperatur / Temperature °C B* = Dichte / Density g/cm3

C* = Dampfdruck / Steam pressure (bar) D* = Viskosität / Viscosity (mm²/s)

E* = Bunsenkoeffizient / Bunsen coefficient

Tafel 3.8: Physikalische Eigenschaften von Wasser und Mineralölen

Table 3.8: Physical properties of water and mineral oils


Wie oben gezeigt, lassen sich zwar Korrosionsschutz undSchmierfähigkeit durch Zugabe von entsprechenden Wirkstof-fen auf ein erträgliches Maß anheben. Das gilt jedoch nicht mehrfür die Viskosität. Hier zeigt schon Bild 3.2, daß die Viskositätvon Wasser ca 30 mal niedriger ist als die eines mittlerenHydrauliköls. Die Viskosität einer HFA-Flüssigkeit liegt nurunwesentlich darüber. Allerdings ist ihr VT-Verhalten deutlichbesser als das der Mineralöle. Da man neuderdings zunehmendversucht, Geräte der Ölhydraulik mit HFA-Flüssigkeiten zubetreiben, stört natürlich diese niedrige Viskosität wegen dervielen Spaltdichtungen. Man sucht daher intensiv nach Verdik-kern, die die Viskosität spürbar anheben.

3.4.2 HFB-Flüssigkeiten(Wasser-in-Öl-Emulsionen)

Diese Flüssigkeiten werden bei uns praktisch nicht eingesetzt(im Gegensatz z.B. zu England). Da sie etwa 40 % Wasser imMineralöl enthalten, gelten für sie ähnliche Einschränkungenwie für HFA, soweit es die Einwirkungen von Wasser betrifft.

3.4.3 HFC-FlüssigkeitenDiese Druckflüssigkeiten bestehen aus einer Lösung von Po-lyethylenglykolen oder Polypropylenglykolen in Wasser, das aufeinen Anteil von 35 bis 55 % gehalten wird. Da beide Glykole einunterschiedliches Verhalten in manchen Bereichen zeigen undsich natürlich auch hier die Wassereigenschaften bemerkbarmachen, sind auch sie nicht in allen Eigenschaften gleich.Polyglykole sind Makromoleküle, die scherempfindlich sind.Untersuchungen haben gezeigt, daß Schäden durch mechani-sche Zerkleinerung der Moleküle erst nach etwa 2000 bis 3000Betriebsstunden auftreten. Sie sind mit den meisten Dichtungs-werkstoffen für Mineralöle verträglich.Das Verschleißverhalten von HFC-Flüssigkeiten ist gut; denKorrosionsschutz kann man durch Wirkstoffe in den Griff be-kommen, und auch die Viskosität ist ausreichend hoch. IhreTemperaturabhängigkeit ist besser als bei Mineralölen (sieheBild 3.2). Es bleibt jedoch eine Empfindlichkeit der Wälzlagergegenüber dem Wassergehalt, die sich in einer beträchtlichenVerringerung der Betriebsdauer zeigt. Das gilt vor allem für diehöheren Druckbereiche über 200 bar.Die Entsorgung erfolgt als Sondermüll. Der Bereich der Betrieb-stemperatur liegt zwischen - 25°C und + 60°C.

3.4.4 HFD-FlüssigkeitenDiese Gruppe besteht aus rein synthetischen, wasserfreienFlüssigkeiten. Sie haben daher die meisten der vorher aufge-führten Schwierigkeiten nicht. Dafür ist ihr Verträglichkeitsbe-reich enger als bei allen anderen Druckflüssigkeiten. Das giltauch für Dichtungen. Bei den HFD-Flüssigkeiten sind die früherangebotenen, extrem giftigen chlorierten Kohenwasserstoffeganz verschwunden. Die jetzt eingesetzten reinen Phosphor-säure-Ester synthetischer oder natürlicher Herkunft (aus Tee-ren) sind biologisch unbedenklich. Insofern sind sie jetzt erheb-lich leichter zu handhaben. Sie haben allerdings ein sehr steilesVT-Verhalten (siehe Bild 3.2), so daß der nutzbare Temperatur-bereich im Betrieb recht eng wird, d.h. man muß u.U. mehrkühlen. Dafür sind diese Flüssigkeiten ohne Bedenken auch fürhohe Drücke (300 bis 350 bar) geeignet. Sie sind jedoch auchdie teuersten Druckflüssigkeiten.

As mentioned earlier, corrosion protection and lubricity can beimproved by the appropriate additives, but they do not changethe viscosity of water which is about 30 times lower than that ofa typical hydraulic oil (fig. 3.2). Viscosity of a HFA fluid is onlyslightly higher than water but the VT behaviour is significantlybetter than that of a mineral oil.

There have been attempts to replace mineral oil with HFA fluidsin hydraulic equipment but their low viscosity resulted in anunacceptable number of leaks. To overcome this, swellingagents are being developed to increase the viscosity.

3.4.2 HFB fluids(water in oil emulsions)

These fluids are not used in Germany but they are in GreatBritain. They have about 40 % water content to 60 % mineral oiland similar restrictions to HFA fluids apply with respect to theeffect of water.

3.4.3 HFC fluidsThese hydraulic fluids consist of a solution of polyethyleneglycolene or polypropylene glycolene in water. The water con-tent is 35 % to 55 %. In some cases glycols behave differentlydue to the effect of the properties of the water, so HFC fluids donot always have the same properties.

Polyglycols are macromolecules sensitive to shearing stressand studies have shown that damage, by the reduction in thesize of the molecules, occurs between 2000 to 3000 operatinghours. Polyglycols are compatible with most of the sealingmaterials used for mineral oil.

Wear resistance of HFC fluids is good, corrosion protection canbe controlled with the help of additives, and the viscosity issufficiently high. They are not as dependent on temperature asmineral oils (fig. 3.2), but there is still the problem of the servicelife of roller bearings being effected by the poor lubricity of waterin the fluid. This is particulary noticable at pressures over 200bars.Waste fluids should be disposed of as special waste. Theoperating temperature range is from - 25 °C to + 60 °C.

3.4.4 HFD fluidsThis group consists of synthetic, anhydrous fluids. This meansthe problems described earlier often do not arise. Their compa-tibility with seal materials is not as wide as the other hydraulicsfluids.

The highly toxic chlorinated hydrocarbons have disappearedfrom the HFD group but the currently used phosphoric esters,either synthetic or natural origin (tar), are biologically acceptableand are much easier to handle. The curve in fig. 3.2, shows theirVT behaviour curve is very steep making the operating tempe-rature range narrow which means cooling will sometimes berequired. These fluids can operate at high pressure 300 to 350bar without any problems. They are the most expensive fluids.


Eigenschaften HFA HFB HFC HFD

kinemat. Viskosität (mm²/s) bis 50 °C 0,3 bis 2 nicht Newton'sche 20 bis 70 12 bis 50Flüssigkeit

VT-Verhalten gut sehr gut schlecht

Dichte bei 15 °C ca. 0,99 ca. 0,95 1,04 bis 1,09 1,15 bis 1,45

Temperatur-Bereich (°C) + 3 bis 55 + 3 bis + 55 – 25 bis + 60 – 20 bis + 150

Wassergehalt (Gew. %) 80 bis 98 > 40 35 bis 55 ohne

Stabilität Emulsion mäßig mäßig sehr gut sehr gutLösung sehr gut

Lebensdauer von Wälzlagern 5 bis 10 % 6 bis 15 % 6 bis 15 % 50 bis 100 %(% von norm. Lebensdauer)

Wärmeübertragung ausgezeichnet gut gut bescheiden

Schmierfähigkeit ausreichend mittel bis gut gut ausgezeichnet

Korrosionsschutz gering bis ausreichend gut gut ausgezeichnet

Selbstentzündungstemperatur (°C) nicht möglich nach Verdampfen des nach Verdampfen des ca. 600 °CWassers unter 1000 °C Wassers unter 1000 °C

Umweltschutz-Verhalten Emulsion: Altöl Altöl Sondermüll SondermüllSynth.: verdünnen

Überwachungsnotwendigkeit ph-Wert Viskosität Viskosität ViskositätKonzentration Wassergehalt Wassergehalt Neutral.zahlWasserhärte Emulsionszustand ph-Wert spez. GrößenMikroorganismen

Dichtungswerkstoffe NBR, PTFE, FPM, AU NBR, PTFE, FPM, AU NBR, PTFE PTFE, FPM

Tafel 3.9: Eigenschaftsvergleich der vier Gruppen schwer entflammbarer Druckflüssigkeiten

Properties HFA HFB HFC HFD

kinemat. viscosity (mm²/s) up to 50°C 0,3 to 2 no Newtonian fluid 20 to 70 12 to 50

VT-behaviour good very good bad

Density at 15 °C ca. 0,99 ca. 0,95 1,04 to 1,09 1,15 to 1,45

Temperature range (°C) + 3 to 55 + 3 to + 55 – 25 to + 60 – 20 to + 150

Water content (% weight) 80 to 98 > 40 35 to 55 without

Stability emulsion: moderate moderate very good very goodsolution: very good

Service life of roller bearings 5 to 10 % 6 to 15 % 6 to 15 % 50 to 100 %(% of normal service life)

Heat transfer excellent good good poor

Lubricity sufficient medium to good good excellent

Corrosion protection low to sufficient good good excellent

Self ignition temperature (°C) not possible after evaporation of the after evaporation of the ca. 600 °Cwater below 1000 °C water below 1000 °C

Environmental compatibility emulsion: used oil used oil special waste special wasteand discharge synth.: to be diluted

Supervision required for ph value, viscosity, viscosity, viscosityconzentration, water content, water content, neutralizationwater hardness, state emulsion ph value value, specialmicro organisms properties

Seals materials NBR, PTFE, FPM, AU NBR, PTFE, FPM, AU NBR, PTFE PTFE, FPM

Table 3.9: Comparison of properties of the four groups of fire resistant hydraulic fluids


Table: The most common types of additives.

Function Chemical Composition

Antioxigenes Amine, phenol derivatives sulfur bondsphosphorous-sulfur bonds

Viscosity-Index macromolecular substancesenhancers, Pour ie. polymethacrylate, poly-isobutylenepoint reduct.agents

Detergent and dis- metal sulfunates, phenols,persant, Hd (Heavy polymers with basic side chainsDuty) additives

Extreme pressure sulfurized or sulfur-chlorinated polyolefins,(EP) additives or natural oils - chlorinated paraffins and

various hydrochloric cracked organic bondsphosphorous and sulfur phosphate bondsie.zincdithiophosphate

Foam reducers silicone oils (polydimethylsiloxane)

Corrosion inhibitors basic nitrogen bonds (ie. tertaeri amine suchas sulfates from benzoic, salicylate, or naph-thene acids. Fatty, naphthene, or dicarbo-nate acid esters with tri-ethanolamine).Fatty acid amide - phosphoric acidderivatives - sulfur combinations.

Vapor corrosion basic volatile nitrogen bonds carb. acids,inhibitors usually saponified with amine.(ie. in HFC fluids)

Demulsifiers small concentrations (ug/kg) of surfaceactive bonds (ie. alkali or alkaline sulfatesof sulfonic acids).

Emulsifiers for anion active emulsifiers: i.g. alkali sulfates,oil-in- water most unsaturated long chained carbonicemulsions acids sulfates of alkylsulfonic acids, cationic

emulsifiers: long chained alkylied ammo-nium sulfates (dimenthyl-dodecyl-benzylammonium chloride) nonionized emulsifiers:bonds with polyethylene-oxide remnantsie. alkyl, alkylaryl, acyl, alkylamino, acyla-mino-polyglycoles such as long chainedacylierte mono- and diethanol amine.

Preservatives, Imidazoline, amidoacetale andespecially for oil-in- hexahydrotriazinewater emulsions

Miscellan. additives oil soluble azo dyestuff ie. combinations-color pigments of pine oil and citrus oil.-smell substances

3.5 Die wichtigsten AdditivtypenDie Zahl der in Grundflüssigkeiten eingesetzten Additive istkaum zu übersehen. Sie lassen sich jedoch nach ihrer Funktionin Gruppen einteilen. In der folgenden Tabelle sind die Haupt-gruppen von Additiven und deren chemische Zusammenset-zung aufgeführt. Diese Additive verbessern unter anderem dasOxidations-, Tieftemperatur-, Verschleiß-, Korrosions- und VT-Verhalten oder geben den Flüssigkeiten Eigenschaften, dieihnen gänzlich fehlen, wie z.B. Dispergier-, Detergier- undEmulgiereigenschaften. Zahlreiche moderne Additive weisenmehrere Funktionen auf (Mehrzweck-Additive = multipurposeadditives), z.B. sind Polymethacrylate VI-Verbesserer und gleich-zeitig Stockpunkterniedriger.

3.5 Common additivesIt is difficult to survey the number of additives in use, althoughthey can be categorized into three groups depending on theirrespective functions. The following Table summarizes the majorgroups of additives and their chemical structure. These additi-ves among other things serve to improve the oxidation, lowtemperature, abrasion, corrosion, and viscosity-temperaturebehaviour. They can also give liquids original characteristicssuch as dispersing, detergent, and emulsion characteristics.Many modern additives are multipurpose in their functions. Forexample polymeth acrylate simultaneously improves the visco-sity index and decreases the pour point.

Tabelle: Die wichtigsten Additiv-Typen

Funktion Chemische Zusammensetzung

Antioxidantien Amine, Phenolderivate, Schwefelverbin-dungen, Schwefel-Phosphorverbindungen

Viskositäts-Index- Makromolekulare Stoffe,Verbesserer, Stock- z.B.Polymethacrylate, Polyisobutylenepunkterniedriger

Reinigungs- u. Metallsulfonate, Phenolate, Polymere mitDispergiermittel basischen Seitenketten(Detergents-Dispersants) = HD (Heavy Duty) Additive

Hochdruckadditive Geschwefelte oder chlorgeschwefeltebzw. EP-Zusätze Poyolefine oder natürliche Chlorparaffine(Extreme Pressure und sonstige Chlorwasserstoff abspaltendeAdditives) Öle organische Verbindungen - Phosphor- und

Phosphor-Schwefel-Verbindungen z.B. Zink-dithiophosphate

Schaumver- Siliconöle (Poydimethylsiloxane)hinderungsmittel

Korrosions- Basische Stickstoffverbindungen (z.B. teri-inhibitoren täre Amine bzw. deren Salze von Benzoe-,

Salicyl- oder Naphthensäuren. Ester vonFett-, Naphthen- oder Dicarbonsäuren mitTriäthanolamin). - Fettsäureamide - Phos-phorsäure-Derivate - Schwefelverbindungen

Dampfphasen-Kor- Flüchtige basische Stockstoffverbindungenrosionsinhibitoren - Carbonsäuren, die meistens durch Amine(z.B. in HFC-Medien) verseift sind

Demulgatoren Grenzflächenwirksame Verbindungen in sehrgeringen Konzentrationen von ug/kg (z.B.Alkali- od. Erdalkalisalze von Sulfonsäuren)

Emulgatoren für Anionaktive Emulgatoren: z.B. AlkalisalzeÖl-in-Wasser langkettiger Emulsionen meist ungesättig-

ter Carbonsäuren Salze der Alkylarylsulfon-säuren Kationaktive Emulgatoren: Langket-tig alkylierte Ammonium Salze (z.B. Dim-enthyl-dodecyl-benzyl Ammonium Chlorid)Nichtionogene Emulgatoren: Verbindungenmit Polyethylenoxid Reste z.B. Alkyl-, Al-kylaryl-, Acyl, Alkylamino, Acylaminopolygly-kole sowie langkettig acylierte Mono- undDiäthanolamine

Konservierungsmittel Imidazoline, Amidoacetale undbesonders für Öl-in- HexahydrotriazineWasser-Emulsionen

Sonstige Additive, Öllösliche Azofarbstoffe z.B. Kombina-z.B. Farbstoffe, tionen aus Fichtenöl, Citronellöl usw.Geruchsstoffe


4. Das Verhalten von Elastomeren inSchmierstoffen und Arbeitsmedien

4.1 Allgemeine ZusammenhängeSobald Elastomerteile mit Schmierstoffen in Berührung kom-men, treten sie in Wechselwirkung zueinander. Dabei unter-scheidet man zwischen der physikalischen Einwirkung und derchemischen Einwirkung. Bei der physikalischen Einwirkunglaufen zwei Vorgänge gleichzeitig:a) Absorption des Mediums durch das Elastomerb) Extraktion der löslichen Bestandteile (insbesondere

Weichmacher) aus dem Werkstoff.Das Ergebnis ist eine Volumenänderung, das heißt eine Quel-lung wenn (a) größer als (b), oder eine Schrumpfung wenn (b)größer als (a) ist. Das Maß der Volumenänderung hängt in ersterLinie von der Art des einwirkenden Mediums, dem Aufbau desGummiwerkstoffes, der Temperatur, der geometrischen Formund dem Spannungszustand des Gummiteils ab. Jede Volume-nänderung, ob Quellung oder Schrumpfung, ist mit Änderungender mechanischen Eigenschaften des Elastomers, wie Härte,Elastizität, Reißfestigkeit und Reißdehnung verbunden. Beieiner chemischen Einwirkung reagiert das Medium chemischmit dem Gummiwerkstoff, der dadurch Strukturveränderungen(z.B. Weitervernetzung oder Abbau) erfährt.Die Beständigkeit von Elastomeren gegenüber Kontaktmedienwird durch Versuche nach DIN 53521 und ISO 1817 genauermittelt, wobei die Eigenschaftsänderung nach Einwirkungenvon Medien unter kontrollierten Bedingungen ausgewertet wird.Praktisch alle Elastomere erleiden durch physikalische oderchemische Einwirkungen von Kontaktmedien geringere odergrößere Eigenschaftsveränderungen. Mit steigender Tempera-tur wächst auch die Aggressivität des Mediums.Meistens kann die Beständigkeit eines Elastomers gegen phy-sikalische Einwirkungen eines Kontaktmediums annähernd vor-ausgesagt werden, wenn man die Polarität bzw. die chemischeStruktur der beidenPartner kennt. Allgemein gilt die Regel“Ähnliches wird von Ähnlichem gelöst oder gequollen. So quel-len die unpolaren Kohlenwasserstoffelastomere (z.B. Natur-gummi) sehr stark in Kohlenwasserstoff-Medien, wie Mineral-ölen und Benzin, weisen aber eine gute Beständigkeit gegenpolare Medien, wie Alkohole und Glykole, auf.Die Beständigkeit von Elastomeren gegen chemische Angriffedurch Kontaktmedien läßt sich ebenfalls annähernd beurteilen,wenn man die chemische Zusammensetzung des Elastomersund des Mediums kennt, denn makromolekulare Stoffe folgenbei ihren chemischen Reaktionen den gleichen Gesetzmäßig-keiten wie niedermolekulare Stoffe. So werden beispielsweiseElastomere, deren Makromoleküle Ester-Gruppen enthalten(z.B. AU, EU, YBPO und ACM) in gleicher Weise wie niedermo-lekulare Ester durch Säuren, Basen und heißes Wasser hydro-lisiert bzw. zerstört.Die meisten Probleme werden durch die Additive verursacht,weniger aus Quellungsgründen als wegen ihrer chemischenEinwirkungen bei erhöhten Temperaturen. So gibt es eine Reihevon Additiven, die z.T. Vulkanisiermittel darstellen und eineNachvulkanisation bzw. Weitervernetzung von ungesättigtenElastomeren bewirken. Dies bedeutet eine Verhärtung desWerkstoffes, der dabei seine Gummielastizität verliert undschließlich spröde und brüchig wird.

4. Behaviour of elastomers inlubricants and working fluids

4.1 GeneralAn interaction occurs as soon as elastomers come in contactwith lubricants. In this respect one differentiates between physicaleffects and chemical effects.During the physical interactions two processes occur simul-taneously:a) Absorption of the fluid by the elastomer.b) Extraction of soluble ingredients (particularly plasticizer)

from the compound.The result is a change in volume; swelling if (a) is greater than(b), or shrinkage if (b) is greater than (a).

The extent of volume change depends primarily on the type offluid, the compound’s chemical structure, and the elastomerpart’s geometry and state of stress. Each change in volume,whether swelling or shrinkage, is related to the elastomer’smechanical characteristics such as hardness, elasticity, tensilestrength, and elongation. In the case of a chemical interaction,the rubber compound experiences a structural change (such asadditional crosslinking or deterioration).

The compatibility of elastomers with various contact fluids isdetermined through testing conducted in accordance with DIN53521 and ISO 1817. The changes to characteristics as a resultof fluid effects are determined under controlled conditions.Nearly all elastomers experience some changes in theircharacteristics as a result of physical or chemical influences bythe contact fluids. The aggressiveness of a fluid also increaseswith rising temperatures.The resistance of an elastomer against physical effects of acontact fluid can often be predicted if the polarity or chemicalstructure of the two partners is known. Generally the rule ofthumb “Like swells or dissolves like”. Therefore, nonpolarhydrocarbon elastomers (ie. natural rubber) demonstrate ex-treme swelling in such hydrocarbon fluids as mineral oil andgasoline, however they show good resistance against polarfluids such as alcohols and glycols.

The resistance of elastomers against chemical attack by contactfluids can be approximately judged if the chemical structures ofthe elastomer and fluid are known. This is because during theirchemical reactions, the macromolecular substances behave aslow-molecular substances. An example is an elastomercontaining ester group macromolecules (ie. AU, EU,YBPO, andACM); it is damaged by acids, bases, and hot water hydrolysisesjust as a low-molecular ester.

Most problems are caused by additives; less so in terms ofswelling, more so chemical effects at elevated temperatures.There are a number of additives that present themselves asvulcanization agents and can initiate a post-vulcanization in theelastomer. This causes subsequent hardening, a loss of elasticity,eventual cracking and brittleness of the compound.


4.2 Verhalten in verschiedenen Medien

4.2.1 Natürliche Öle und FetteWie bereits erwähnt wurde, weisen die natürlichen Öle und Fetteeine geringe Beständigkeit gegen Oxidation und Hydrolyse auf,wodurch korrosive Säure entstehen können. Für den Einsatz indiesen Medien hat Parker die Polyurethan-Werkstoffe P5000und P5001 entwickelt. Generell gilt jedoch, daß hydrolysean-fällige Elastomere wie AU, EU, YBPO und ACM für diese Mediennicht geeignet sind; sie werden – je nach Temperatur – früheroder später chemisch abgebaut bzw. zerstört. In den meistenFällen wird NBR eingesetzt. Dabei sollte man weichmacherfreieoder weichmacherarme Qualitäten verwenden, um Schrump-fung und Verhärtung zu vermeiden. Es empfiehlt sich daher dieBeständigkeit der betreffenden Gummiqualität in der einzuset-zenden Flüssigkeit zu überprüfen.Im Lebensmittelbereich und in der pharmazeutischen Industriedürfen nur physiologisch neutrale Qualitäten eingesetzt wer-den, die den gesetzlichen Bestimmungen entsprechen. Fürstatische Anwendungen eignen sich nachgeheizte Silicon-Ela-stomere (MVQ) besonders gut, da sie keine extrahierbarenBestandteile enthalten. Darüber hinaus zeigen sie in der Regeleine geringe Quellung.Unter den Kohlenwasserstoff-Elastomeren zeigen im allgemei-nen EPDM- und IIR-Vulkanisate die geringste Volumenquellung(Größenordnung 20 bis 30 %). Die übrigen Kohlenwasserstoff-Elastomere (NR, IR, BR, SBR) weisen bedeutend höhere Quel-lung auf, die bei etwa 50 bis 90 % und höher liegen können. DerEinsatz von EPDM bzw. IIR in natürlichen Ölen und Fetten ist nurbedingt, d.h. in solchen Einsatzfällen, wo eine relativ höhereQuellung des Gummiteils nicht stört (z.B. statische Dichtungen).

4.2.2 Mineralöle und synthetischeKohlenwasserstoffe (SHF)

Wie erwartet werden muß, sind unpolare Kohlenwasserstoffela-stomere (z.B. NR,IR, SBR, IIR, EPM und EPDM) nicht beständiggegen Mineralöle bzw. synthetische Kohlenwasserstoffe. Alskohlenwasserstoffbeständige Elastomere kommen nur polareElastomere in frage, wie z.B. NBR, H-NBR, CR, ECO, ACM,FPM, MVQ, AU, EU und YBPO. Das Quellverhalten der genann-ten Elastomere hängt hauptsächlich von folgenden Faktoren ab:- Temperatur (die Aggressivität der Flüssigkeit nimmt mit

steigender Temperatur zu).- Aromatengehalt des Kohlenwasserstoffes (die Quellung ist

um so höher, je aromatischer die Flüssigkeit ist).- Anteil an extrahierbaren Gummizusätzen (große Weichma-

chermengen können eine Schrumpfung in paraffinischenKohlenwasserstoffen hervorrufen).

- Art und Menge der Ölladditive.Sofern die Betriebstemperaturen 100 °C, kurzzeitig 120 °C nichtübersteigen, werden meist Gummidichtungen verwendet, dieauf Nitrilkautschuk (NBR) basieren. Bei Nitrilkautschuk handeltes sich um mehrere Kautschukarten, die sich durch den Acryl-nitrilgehalt (ACN-Gehalt) unterscheiden. Dieser kann zwischenetwa 10 und 50 % liegen. Mit steigendem ACN-Gehalt wird dieBeständigkeit gegen Kohlenwasserstoffe verbessert, Elastizitätund Kälteflexibilität vermindern sich jedoch.

4.2 Influence of different media

4.2.1 Natural oils and greasesAs mentioned earlier, natural oils and greases display minimumresistance against oxidation and hydrolysis from which acidformation can occur. For application with this kind of media,Parker has developed the polyurethane compounds P5000 andP5001. Generally however, hydrolysis susceptible compoundssuch as AU, EU, YBPO, and ACM are inappropriate; sooner orlater, depending on the temperature, they begin to deterioratechemically. NBR is used in most situations. A compound free ofplasticizer should be used in order to prevent shrinkage andhardening. It is recommended the compatibility of the respectiveelastomer with the fluid be tested.

In the food and pharmaceutical industries only physiologicalneutral qualities that satisfy government regulations can beused. Post-cured silicone (MVQ) elastomers are well suited forstatic applications, as they do not contain extractable ingredients.Moreover, they demonstrate minimum swelling.

Of the hydrocarbon elastomers, EPDM and IIR vulcanisatesgenerally display the least swelling (generally 20 to 30%). Theremaining hydrocarbon elastomers (NR, IR, BR, SBR) showsignificantly more swelling, 50 to 90%, and higher. The use ofEPDM or IIR in natural oils and greases should only be consideredfor situations where the elastomer part’s relatively high swell willnot disrupt performance (as with static seals).

4.2.2 Mineral oils and synthetichydrocarbons (SHF)

As expected non polar hydrocarbon elastomers (NR, IR, SBR,IIR, EPM, and EPDM) are not resistant against mineral oils andsynthetic hydrocarbons. Only polar elastomers such as NBR,H-NBR, CR, ECO, ACM, FPM, MVQ, AU, and YBPO, should beconsidered for sealing against hydrocarbon fluids. The swellingbehaviour of these elastomers depends on following factors:

- temperature (the aggressiveness of the fluid increases withtemperature).

- the content of aromatics in the hydrocarbon (swelling willincrease, the more aromatic the fluid).

- the amount of extractable rubber compound ingredients(large quantities of plasticizer can cause shrinkage inparaffin based hydrocarbon fluids).

- the amount and type of oil additives. For situations where temperatures do not exceed 100 °C, up to120 °C for short periods, compounds based on nitrile rubber(NBR) are frequently used. Nitrile rubbers can be differentiatedby their acrylonitrile (ACN) content which can range from 10 to50%. Resistance to hydrocarbons improves with increasingproportions of ACN, however the elasticity and low temperatureflexibility decrease.


Der ACN-Gehalt der NBR-Werkstoffe und der Aromatengehaltder Kohlenwasserstoffe müssen aufeinander abgestimmt sein.Gegen Kohlenwasserstoffe mit hohem Aromatengehalt werdenQualitäten mit hohem ACN-Gehalt verwendet. Umgekehrt erfor-dern Kohlenwasserstoffe mit niedrigem Aromatengehalt (alsoparaffinische Kohlenwasserstoffe) NBR-Qualitäten mit niedri-gem ACN-Gehalt.NBR-Elastomere enthalten reaktive Doppelbindungen und kön-nen von den chemisch wirkenden Additiven ganz erheblichangegriffen werden. Besonders gefährlich sind labile Schwefel-verbindungen, die leicht freien Schwefel abgeben. Der kann beiNBR eine Nachvulkanisation und Verhärtung auslösen. Fernerführen Chlorwasserstoff abspaltende Verbindungen (z.B. Chlor-paraffin) bei NBR zu einer starken Vernetzung bzw. Verhärtung.Neuderdings gibt es hydrierten bzw. hoch gesättigten Nitrilkaut-schuk (H-NBR bzw. HSN = Highly Saturated Nitrile). Letztererwird durch Hydrierung der Doppelbindungen von NBR gewon-nen. Unter Hydrierung versteht man Addition von Wasserstoff mitHilfe eines Katalysators. Erwartungsgemäß weisen die hydrier-ten bzw. die hoch gesättigten Polymere wesentlich verbesserteBeständigkeit gegen Additive und hohe Temperaturen (bis 150°C) als die doppelbindungshaltigen Ausgangspolymere auf.

CR-Elastomere enthalten auch Doppelbindungen, die mit S-oder HCI- abspaltenden Verbindungen reagieren können. Sotritt auch hier durch Chlorparaffin eine rasche Vernetzung ein,die zu einer Verhärtung und zum Verlust der elastischen Eigen-schaften führt. Darüber hinaus zeigen CR-Elastomere aufgrundihrer schwächeren Polarität eine höhere Quellung als NBR,daher ist ihre Anwendung in Mineralölen bzw. Kohlenwasser-stoffen eingeschränkt.Epichlorhydrinelastomere (CO und ECO) zeigen gute Kohlen-wasserstoff-, Ozon- und Hitzebeständigkeit bis 120 °C (kurzzei-tig 130 °C), verbunden mit sehr geringer Gasdruchlässigkeit (beiCO) oder guter Kälteflexibilität bis - 40 °C (bei ECO): Über dieEinwirkung von Öladditiven auf CO und ECO liegen wenigErfahrungen vor. Werkstoffe auf Basis von Polyacrylatkau-tschuk (ACM) sind infolge ihrer chemischen Struktur unempfind-lich gegen Schwefel und gegen eine Reihe von Additiven beihöheren Temperaturen (bis 150 °C). Zu beachten ist, daß ACM-Elastomere teurer sind als solche aus NBR und relativ schlechteKälteflexibilität (bis etwa - 15/ - 20 °C) aufweisen.

FPM-Elastomere gehören zu den teuersten Elastomeren. IhrTemperatur-Anwendungsbereich liegt zwischen etwa - 20 und +200 °C. Sie sind hervorragend beständig gegen Kohlenwasser-stoffe und zeigen dabei die niedrigste Quellung. Im Gegensatz zuanderen Elastomeren spielt der Aromatengehalt des Kohlenwas-serstoffes bei FPM-Elastomeren nur eine untergeordnete Rolle.Ferner sind sie in der Regel beständig gegen viele Additive beihöheren Temperaturen; sie sind jedoch empfindlich gegen dieAnwesenheit von Aminen, die zu weiterer Vernetzung führenkönnen. Neben erheblicher Beeinträchtigung der Reißfestigkeitund Reißdehnung kommt es vielfach zu Verhärtung und Rißbil-dung. Die Größe der Eigenschaftsänderung ist abhängig von derBasizität der Amine, der Konzentration und der Einwirkungstem-peratur. Die chemische Beständigkeit des Fluorelastomers hängtvom Fluorgehalt des Basiskautschuks und vom Vernetzungssy-stem ab und nimmt mit dem Fluorgehalt zu. Die mit Peroxidvernetzten FPM-Werkstoffe zeigen bessere Beständigkeit gegenAmine als die mit Bisphenolen vernetzten Elastomere.

The NBR compound’s ACN content and the aromatic content ofthe hydrocarbon must be balanced. NBR grades with highproportions of ACN are used in hydrocarbon fluids containinglarge amounts of aromatics. Conversely, hydrocarbons withsmall amounts of aromatics (paraffin hydrocarbons) requireNBR grades that are low in ACN.

NBR elastomers possess reactive double bonds that areconsiderably vulnerable to chemical attack by additives.Particularly dangerous is sulfur which can easily be releaseddue to its unstable bonding. This can cause post vulcanizationand hardening. Moreover, hydrochloric acid split bonds (ie.chlorparaffin) in the NBR compound can initiate strongcrosslinking and subsequent hardening. Recently hydrogenatedor highly saturated nitrile rubbers have appeared (HNBR or HSN= Highly Saturated Nitrile). The latter is won from thehydrogenation of NBR double bonds. Hydrogenation is the termused for the addition of hydrogen with the help of a catalyst. Asexpected these hydrogenated or highly saturated polymersdemonstrate better temperature (up to 150 °C ) performanceand increased resistance against additives over the doublebonded polymers.

CR elastomers also possess double bonds that can react with S-or HCl- split bonds. A swift post-crosslinking occurs withchlorparaffin resulting in subsequent hardening and a loss inelastic properties. Due to their weak polarity, they show a greatertendency to swell than NBR, making their use in mineral oil aswell as hydrocarbons limited.

Epichlorohydrin elastomers (CO and ECO) have a good balanceof hydrocarbon, ozone, high temperature resistance up to 120°C (and up to 130 °C for short periods), low gas permeability(CO), or good low temperature flexibility down to -40 °C (ECO).There exists little information of CO and ECO’s compatibility withoil additives. In light of their chemical structure, compoundsbased on polyacrylic rubber (ACM) are resistant against sulfurand numerous additives at high temperatures (up to 150 °C).The fact that ACM elastomers are more expensive than those ofNBR, and show relatively poor low temperature flexibility (-15/-20 °C), must be considered.

FPM elastomers are among the most expensive. Their servicetemperature falls between -20 and +200 °C. They possessexcellent resistance against hydrocarbons and therefore showthe lowest swelling. Opposed to other elastomers, the aromaticcontent of hydrocarbons plays only a minor role for FPMelastomers. Furthermore, they are generally compatible withmany kinds of additives at high temperatures. However, they aresensitive to amines which can initiate additional crosslinking. Inaddition to considerable reduction of tensile strength andelongation, hardening and crack formation can occur. Theextent to which these characteristics change depends on thevalance of the amine, concentration and temperature. Thechemical compatibility of fluoro-elastomers depends on thefluorine content of the base elastomer, and the curing system; itincreases with the proportion of fluorine. FPM compounds curedwith peroxide demonstrate better resistance against aminesthan the bisphenol cured elastomers.


Im Vergleich zu FPM zeigen Elastomere aus dem später entwik-kelten Tetrafluor-Ethylen-Propylen-Kautschuk (TFE/P bzw. Af-lasâ) bessere Beständigkeit gegen Amine, jedoch etwas höhereQuellung in Mineralölen und ungünstiges Kälteverhalten.

Vulkanisate aus Methyl-Vinyl-Silicon-Kautschuk (MVQ) zeigenbegrenzte Beständigkeit in Kohlenwasserstoffen. In paraffini-schen Kohlenwasserstoffen sind sie im allgemeinen gut quell-beständig. Naphthenische und aromatische Kohlenwasserstof-fe verursachen eine stärkere Quellung. Die Höhe der Quellungwird nicht allein vom Aromatengehalt beeinflußt, sondern auchvon der Ölviskosität. Niederviskose Öle verursachen wesentlichhöhere Quellung als die hochviskosen. Daher werden Dichtun-gen aus MVQ vielfach in Öl vorgequollen, so daß im Betriebkeine weitere wesentliche Quellung mehr eintritt. GegenüberÖladditiven sind die MVQ-Vulkanisate weniger empfindlich alsNBR. Die geschwefelten Öle erweisen sich erwartungsgemäßals wenig aggressiv, können jedoch eine geringfügige Vernet-zung der vorhandenen Vinyl-Seitengruppen bewirken. Zu denwichtigsten Vorteilen der MVQ-Elastomere zählt der außerge-wöhnlich breite Temperaturbereich von etwa - 60 bis + 200 °C.Nachteilig sind jedoch die geringe Festigkeit, die starke Kerb-empfindlichkeit und der hohe Preis.Fuorsiliconelastomere (MFQ) zeigen eine wesentlich höhereQuellbeständigkeit in Mineralölen bzw. Kohlenwasserstoffenals MVQ-Vulkanisate. Die Kälteflexibilität und Hitzebeständig-keit sind jedoch etwas ungünstiger (etwa - 55 bis + 175 °C).

Im allgemeinen weisen Polyurethanelastomere (AU, EU) einegute Quellbeständigkeit in Kohlenwasserstoffen auf und sind bis80 °C, kurzzeitig bis 100 °c, einsetzbar. Es besteht jedoch dieGefahr, daß sie in diesem Temperaturbereich durch Einwirkungvon beispielsweise Kondenswasser im Öl oder von bestimmtenAdditiven allmählich chemisch abgebaut und schließlich zer-stört werden. Die Hydrolysebeständigkeit ist jedoch in denletztenJahren wesentlich verbessert worden, so daß die Ein-satzfähigkeit der Polyurethane gestiegen ist. Auf jeden Fallempfiehlt es sich, vor dem Einsatz von Polyurethanelastomerenin Schmierstoffen, mit denen noch keine Erfahrungen vorliegen,einige Beständigkeitsprüfungen durchzuführen. Die Beurtei-lung der Beständigkeit ist nicht durch Kurzzeitprüfungen mög-lich. Der Test soll mindestens 4 Wochen bei 80 °C (mit wöchent-lichen Zwischenmessungen) dauern. Neben den Volumen- undHärteänderungen wird vor allem die Reißfestigkeit, Reißdehnungsowie die Oberflächenbeschaffenheit geprüft.

Die Polyetheresterelastomere (YBPO) sind ebenfalls gut be-ständig gegen Kohlenwasserstoffe. Dabei handelt es sich umthermoplastische Elastomere. Sie weisen eine relativ hohebleibende Verformung oberhalb 70 °C auf.

4.2.3 Mineralöl-EmulsionenDas Verhalten von Elastomeren in Mineralöl-Emulsionen hängtvon der Temperatur und Konzentration ab. Eine Erhöhung derTemperatur oder der Konzentration führt im allgemeinen zueiner stärkerenEinwirkung auf Elastomere.Das Quellverhalten von NBR-Elastomeren in Mineralöl-Emul-sionen ist völlig anders als in wasserfreien Mineralölen. BeiMineralölen wird nach einer gewissen Zeit, beispielsweise 70 h

Compared to FPM, elastomers processed from the laterdeveloped tetra-ethylene-propylene rubber (TFE/P or AFLAS)demonstrate improved amine resistance, although greaterswelling in mineral oil and poor low temperature behaviour.

Methyl-vinyl silicone (MVQ) vulcanizates show limited resistanceagainst hydrocarbons. They are generally swell resistant againstparaffin hydrocarbons. Naphthene and aromatic hydrocarbonscause extreme swelling. Extent of swelling is influenced not onlyby the aromatic content, but also the oil viscosity. Low viscosityoils cause significantly more swelling than high viscosity oils. Forthis reason MVQ seals are frequently allowed to swell in oilbefore assembly so that no additional swelling will occur duringoperation. Against oil additives MVQ vulcanizates are lesssensitive than NBR. Sulfurized oils, as expected, prove to beless aggressive, however they can cause a slight crosslinking inthe vinyl side chains. The most important advantage of MVQelastomers is their unusually wide service temperature range,from about -60 to +200 °C. However, their low tensile strength,notch sensitivity and high price are disadvantages.

Fluorosilicone elastomers (MFQ) show significantly better swellresistance in mineral oil resp. hydrocarbons, than MVQvulcanizates. Their low temperature flexibility and hightemperature compatibility (-55 to +175 °C) are not quite as good.

Generally polyurethane elastomers (AU, EU) show good swellresistance in hydrocarbons and can be used at temperatures upto 80 °C, and 100 °C for short periods. In this temperature rangehowever, there exists the danger that through condensed wateror additives in the oil, the compound is chemically degraded andeventually destroyed. The hydrolysis resistance has beensignificantly improved in recent years to the extent that theutilization of polyurethane has gained wide acceptance. It ishighly recommended that prior to the use of polyurethane witha lubricant for which there is limited experience, a compatibilitytest be performed.Determination of compatibility cannot be accomplished throughshort term testing alone. Tests should be no less than 4 weekslong at 80 °C, with weekly interim measurements. Apart fromchanges in volume and hardness, effects on tensile strength,elongation, as well as surface condition are examined.

Polyetherester elastomers (YBPO) likewise are very resistant tohydrocarbons. Because they are thermoplastics, they demon-strate relatively high compression set above 70 °C.

4.2.3 Mineral oil emulsionsThe behaviour of elastomers in mineral oil emulsions dependson the temperature and concentration. An increase in temperatureor concentration generally has a strong influence on theelastomer.

With respect to swell behaviour, NBR elastomers behave quitedifferently in mineral oil emulsions than in water free mineral oils.


bei 125 °C oder 7 Tagen bei 100 °C, ein Gleichgewicht erreicht,wonach der Gummi nicht weiterquillt. In Emulsionen ist dasjedoch nicht der Fall; der Werkstoff quillt mit der Zeit weiter. EinGleichgewicht wird also nicht erreicht.Im allgemeinen zeigen NBR-Elastomere eine höhere Quellungin Emulsionen als in Mineralölen. Dagegen zeigen richtig aufge-baute wasserbeständige FPM-Qualitäten eine bedeutend ge-ringere Quellung als NBR. Allerdings trifft dies nur für bestimmteFPM-Qualitäten zu. Andere Qualitäten nehmen viel Wasser aufund werden im Laufe der Zeit stark verformt.Wegen der Hydrolysegefahr können AU und EU in Mineralöl-Emulsionen nur bedingt eingesetzt werden. Dabei soll dieTemperatur 60 °C nicht überschreiten. Hydrolyseerscheinungenkann man trotzdem nicht ausschließen. Zersetzungsprodukte,die durch Mikroorganismen entstehen, können u.U. eine Hydro-lyse auslösen.Quellversuche haben gezeigt, daß Kohlenwasserstoffelastome-re, wie etwa EPDM, Quellwerte in Mineralöl-Emulsionen aufwei-sen, die mit den Quellwerten von NBR vergleichbar oder teilwei-se sogar besser sind. Dies hat jedoch keine praktische Bedeu-tung, da die Emulsionen früher oder später durch Mikroorganis-men oder Umgebungseinflüsse zum Aufrahmen oder Entmi-schen neigen. In diesem Fall würden die EPDM-Teile sehr starkquellen (z.B. 200 % und höher), wenn sie mit dem Ölkonzentratin Berührung kommen.

4.2.4 PolyalkylenglykoleWasserfreie Polyglykole können bei hohen Temperaturen - lautHersteller bis etwa 200 °C - eingesetzt werden. Das Verhaltenvon Elastomeren in Polyglykolen hängt hauptsächlich von fol-genden Faktoren ab:- Temperatur (die Aggressivität der Flüssigkeit nimmt mit

steigender Temperatur zu).- Chemische Zusammensetzung der Flüssigkeit (ob sie

Polymere aus Ethylenoxid oder Propylenoxid oder ausbeiden sind).

- Molekulargewicht der Flüssigkeit (bei gleicher Zusammen-setz. verursachen die niedermolekularen Typen höhereQuellung).

- Art und Menge der Additive (z.B. Amine können FPMchemisch angreifen).

- Anteil an extrahierbaren Gummizusätzen (große Weichma-chermengen können eine Schrumpfung hervorrufen).

Daher ist es zu empfehlen, vor dem Einsatz die Beständigkeitder betreffenden Gummiqualität in der einzusetzenden Flüssig-keit zu überprüfen. Normalerweise werden geeignete NBR-Qualitäten bis 100 °C eingesetzt. EPDM-Elastomere sind in derRegel beständig bis 150 °C und weisen geringe Quellung auf.Da oft nicht gewährleistet werden kann, daß Spuren von Mine-ralöl in die hydraulischen Kreisläufe gelangen, verzichten vieleAnwender von vornherein auf EPDM Einsatz.Wegen der Hydrolysegefahr scheiden AU, EU und YBPO (bisauf einige Einzelfälle bei Raumtemperatur) aus. Man muß damitrechnen, daß diese Elastomere – je nach Temperatur – früheroder später - durch Hydrolyse zerstört werden. Laborversuchehaben gezeigt, daß Polyurethane bereits nach ca. 4 Wochen bei100 °C in Polyalkylenglykolen total zerstört werden. Bei niedri-gen Temperaturen verlangsamt sich die Hydrolysegeschwin-digkeit entsprechend.

In mineral oil the elastomer eventually achieves equilibrium (forexample after 70 hours at 125 °C, or 7 days at 100 °C) after whichit no longer swells. This is not the case for emulsions; thecompound continues to swell and never reaches equilibrium.

Generally NBR elastomers tend to swell more in emulsions thanin mineral oils. Properly compounded water resistant FPMgrades demonstrate significantly less swelling than NBR. Thisapplies to only certain FPM grades. Other types absorb largeamounts of water and with time become extremely deformed.

Because of the dangers of hydrolysis AU and EU can be onlyconditionally used in emulsions. Additionally, the temperature60 °C should not be exceeded. The occurrence of hydrolysis stillcannot be ruled out. Decomposition products created by micro-organisms can trigger hydrolysis.

Swell tests have shown that hydrocarbon elastomers, such asEPDM, demonstrate swell values in mineral oil emulsionscomparable, or even better, than NBR. This is of little practicalvalue as the emulsions eventually are dispersed or separated bymicro-organisms or surrounding influences. In this case EPDMcomponents swell significantly (200% and higher) when theycome in contact with the oil concentrations.

4.2.4 PolyalkyleneglycolsWater free polyglycols, according to their manufacturers, can beused in temperatures up to 200 °C. The behaviour of elastomersin polyglycols depends primarily on the following factors:

- Temperature (a fluid’s aggressiveness increases withelevations in temperature).

- Chemical structures of the fluid (do they consist of ethyleneor propylene oxide, or both?).

- Molecular weight of the fluid (for equivalent compositionsthe low molecular grades cause increased swelling).

- Type and quantity of additives (i.e.. amines can chemicallyattack FPM).

- Proportion of extractable rubber compound ingredients(large amounts of plasticizer can lead to shrinkage).

Therefore it is recommended that an elastomer’s compatibilitywith the respective fluid be tested before use. Normallyappropriate NBR grades are used for temperatures up to 100 °C.EPDM elastomers as a rule are resistant for temperatures up to150 °C and display minimal swelling. Many decide against theiruse from the start, as the absence of mineral oil traces inhydraulic systems can often not be guaranteed.

AU, EU and YBPO (except for a few applications at roomtemperature) are eliminated due to the danger of hydrolysis.One must expect that sooner or later, depending on thetemperature, hydrolysis will destroy these elastomers. Laboratorytests show polyurethane completely destroyed after 4 weeks at100 °C in polyalkyleneglycols. Correspondingly, low temperaturesdelay the speed of hydrolysis.


FPM-Elastomere können heute nicht mehr für Polyalkylengly-kole empfohlen werden, da sie meistens von neuen Additivenfrüher oder später chemisch abgebaut werden.

Die wasserhaltigen Polyglykole (HFC-Flüssigkeiten) sind ein-setzbar von - 20 bis + 60 °C. Die bisherigen Erfahrungen zeigen,daß NBR-Elastomere, die normalerweise bei Mineralölen, HFA-und HFB-Flüssigkeiten verwendet werden, auch in Polyglykol-wasserlösungen zufriedenstellend eingesetzt werden können.

4.2.5 Organische EsterAufgrund vorliegender Erfahrungen sind NBR, FPM und MFQeinsetzbar in Schmierstoffen auf Dicarbonsäure- und Polyester-basis. Es empfiehlt sich jedoch die Beständigkeit der betreffen-den Gummiqualität in den einzusetzenden Flüssigkeiten zuüberprüfen. Da die Esteröle zur hydrolytischen Spaltung inCarbonsäuren und Alkoholen neigen, sind die hydrolyseanfälli-gen Elastomere (AU, EU und YBPO) nicht geeignet.

4.2.6 PhosphorsäureesternBei Verwendung von Phosphorsäureestern (z.B. HFD-R Flüs-sigkeiten) kommen nur die Elastomertypen FPM, MVQ, EPDMund IIR in Frage. Die in Mineralöl einsetzbaren ElastomertypenNBR, ACM, AU, EU, CR, ECO usw. weisen in Phosphorsäure-estern starke Quellungen auf. Mit sehr wenig Ausnahmen sindFluorelastomere (FPM) gut beständig gegen Phosphorsäure-ester. Silicongummi (MVQ) ist ebenfalls in vielen Fällen bestän-dig, jedoch ist die Anwendungsmöglichkeit dieses Elastomers,wegen unzureichender mechanischer Eigenschaften, begrenzt.

Mit Einschränkung, d.h. für nicht zu hohe Temperaturen und beistatischer Abdichtung, können EPDM- und IIR-Elastomere inreinen Phosphorsäureestern eingesetzt werden. Es dürfen kei-ne mineralölhaltigen Phosphorsäureester verwendet werden,selbst wenn der Mineralölanteil sehr gering ist. So kann z.B. einPhosphorsäureester mit fünfprozentigem Mineralölanteil schonbei EPDM eine Volumenquellung von etwa 25 % unter bestimm-ten Prüfbedingungen hervorrufen. Ohne den Mineralölanteilbeträgt die Volumenquellung unter den gleichen Prüfbedingun-gen nur 6 % (Tafel 4.1).

Due to new additives that cause them to chemically degrade.FPM elastomers can no longer be recommended for use inpolyalkyleneglycols.

Polyglycols containing water (HFC fluids) can be used intemperatures from -20 to 60 °C. Past experience shows thatNBR elastomers, normally used in mineral oils, HFA, and HFBfluids, are also acceptable for use in polyglycol water solutions.

4.2.5 Organic estersBased on experience NBR, FPM, and MFQ can be utilized indicarbonic acid and polyester lubricants. Once again it isrecommended that the respective elastomer’s compatibility witha particular fluid be tested. Because ester oils tend towardhydrolytic separation into carbonic acids and alcohols, hydrolysisvulnerable elastomers (AU, EU, and YBPO) are not suitable.

4.2.6 Phosphoric estersFor use in phosphoric esters (HFD-R fluids) the elastomersFPM, MVQ, EPDM, and IIR come into consideration. Mineral oilcompatible elastomer grades NBR, ACM, AU, EU, CR, ECO etc,demonstrate extreme swelling in phosphoric esters. With fewexceptions, fluoro-elastomers (FPM) show good resistanceagainst phosphoric esters. Likewise, silicone rubber (MVQ) inmany cases is compatible, however its application is limited dueto its poor mechanical characteristics.

By limiting their use to moderate temperatures and static sealingapplications, EPDM and IIR elastomers can be used in purephosphoric esters.Phosphoric esters containing mineral oil, even in small quantities,cannot be used. For example, an ester containing just 5% oil cancause a volume swell of 25% given specific test conditions.Without the mineral oil volume swell is just 6% for the sameconditions (table 4.1).

Medium Tem- Zeit Härte- Vol.peratur änd. änd.in °C in h Shore A in %

ReinerPhosphorsäureester 100 168 – 4 + 6,0

Phosphorsäureester+2% ASTM-ÖL Nr. 1 100 168 – 8 + 13,8

Phosphorsäureester+3 % ASTM-Öl Nr. 1 100 168 – 9 + 18,7

Phosphorsäureester+5% ASTM-Öl Nr. 1 100 168 – 11 + 25,8

Tafel 4.1: Einfluß von Mineralölzusatz auf das Quellverfahrenvon EPDM-Elastomeren in Phosphorsäureestern

Medium Temp. Time Hardn. Vol.Chg. Chg.

in °C in h Shore A in %

PurePhosphoric acid esther 100 168 – 4 + 6,0

Phosphoric acid esther+2% ASTM-ÖL Nr. 1 100 168 – 8 + 13,8

Phosphoric acid esther+3 % ASTM-Öl Nr. 1 100 168 – 9 + 18,7

Phosphoric acid esther+5% ASTM-Öl Nr. 1 100 168 – 11 + 25,8

Table 4.1: Influence of mineral oil additives on EPDM elastomersimmersed in phosphoric acid esters.


Bei der Umstellung von Mineralöl auf Phosphorsäureester kön-nen bei EPDM- bzw. IIR-Elastomerteilen unzulässige Quellun-gen auftreten, wenn nach dem Abpumpen der alten Füllungnoch kleinere Mineralölmengen im System verbleiben und in derneuen Füllung des Phosphorsäureesters einige Prozent aus-machen. Die nicht beseitigten Mineralölreste können außerdemdie Schwerentflammbarkeit der HFD-Flüssigkeit beträchtlichvermindern. Schon aus diesem Grund soll die Umrüstung einesbisher mit Mineralöl betriebenen Systems auf eine HFD-Flüssig-keit mit einer Generalüberholung gekoppelt werden, bei derman sämtliche Behälter, Rohrleitungen, Zylinder und alle ande-ren Bestandteile des Systems vollständig entleert und reinigt.

4.2.7 SiliconöleBei Verwendung von Siliconölen können alle Elastomertypenmit Ausnahme von Siliconelastomeren eingesetzt werden. Da-bei verursachen die Siliconöle kaum eine Quellung, sonderneher eine Schrumpfung, die durch Extraktion löslicher Bestand-teile des Elastomers, vor allem Weichmacher, zustande kommt.Elastomere mit hohem Anteil an Weichmachern können, beson-ders bei höheren Temperaturen, stark schrumpfen und verhär-ten. Daher empfiehlt es sich, gegen Siliconöle möglichst weich-macherfreie oder zumindest weichmacherarme Gummiqualitä-ten einzusetzen. Wie erwartet werden muß, zeigen Siliconela-stomere in Siliconölen eine starke Quellung, die auf die Ähnlich-keit in der chemischen Struktur der beiden Partner zurückzufüh-ren ist. Beide sind Organosiloxane.

4.2.8 HFA-FlüssigkeitenDa die Konzentrate der HFA-Flüssigkeiten sehr unterschiedlicheZusammensetzungen haben, muß man erwarten, daß ihre Einwir-kung auf Elastomere sehr unterschiedlich sein kann. Daher ist eserforderlich, vor dem Einsatz das Quellverhalten der betreffendenGummiqualität in der einzusetzenden Flüssigkeit zu überprüfen.

4.2.9 Chlorierte KohlenwasserstoffeBeim Einsetzen von chlorierten Kohlenwasserstoffen könnennur FPM- und MVQ-Elastomere verwendet werden. Die fürMineralöle bzw. Kohlenwasserstoffe geeigneten Elastomer-werkstoffe aus NBR, ACM, AU, EU, ECO, CR usw. werden vonchlorierten Kohlenwasserstoffen sehr stark angegriffen.

4.2.10 SchmierfetteDa die Schmierstoffe sehr unterschiedliche Zusammensetzun-gen haben, muß man erwarten, daß ihre Einwirkungen aufElastomere sehr unterschiedlich sein können. Ausschlaggebendfür die Einwirkung von Schmierfetten ist die Basis des Grundöles.Schmierfette auf Basis von Mineralölen bzw. synthetischen Koh-lenwasserstoffen erfordern mineralölbeständige Elastomere wieetwa NBR (bis 100 °C), H-NBR oder ACM (bis 150 °C), MVQ oderFPM (bis 200 °C). Bei Schmierfetten auf Siliconbasis könnenpraktisch alle Elastomere, mit Ausnahme von Silicon-elastome-ren, verwendet werden. Um starke Schrumpfung und Verhärtungzu vermeiden, sollten weichmacherfreie oder weichmacherarmeGummiqualitäten eingesetzt werden. Bei Schmierfetten auf Ba-sis von Esterölen oder Polymerprodukten sollten vor dem EinsatzQuellversuche mit verschiedenen Elastomertypen durchgeführtwerden, da je nach Zusammensetzung des Grundöles mit einerSchrumpfung oder einer Quellung gerechnet werden muß.

During the transition from mineral oil to phosphoric esters,excessive swelling of EPDM or IIR elastomer parts can occur iftraces of the pumped off mineral oil remain in the system.Additionally, the mineral oil remnants can seriously degrade theflame resistance of the HFD fluid. For this reason alone, thechange over of a mineral oil operated system to a HFD systemshould be accompanied by a general overhaul to include,emptying, and cleaning of the various containers, pipes, cylinders.

4.2.7 Silicone oilsWith the exception of silicone, all elastomers can be used insilicone oils. Silicone oils cause little swelling and are more likelyto cause shrinkage by extracting soluble elastomer ingredients,such as plasticizer. Elastomers with large ratios of plasticizershow extreme shrinkage and hardening, particularly at hightemperatures. For this reason elastomers with little or noplasticizer are recommended for use in silicone oil. Naturallysilicone elastomers show significant swelling in silicone oils dueto the similar chemical structures of both partners. Both areorganic siloxanes.

4.2.8 HFA fluidsBecause the concentrates of HFA fluids differ widely in theirchemical structures, one must expect wide variances in theireffects on elastomers. Therefore, it is a requirement that theswell behaviour of the respective rubber grade be tested in thefluid.

4.2.9 Chlorinated hydrocarbonsOnly FPM and MVQ elastomers can be used in chlorinatedhydrocarbons. The typical mineral oil compatible elastomers,NBR, ACM, AU, EU, ECO, CR, etc., are severely attacked bychlorinated hydrocarbons.

4.2.10 Lubricant greasesBecause the chemical ingredients of lubricants vary greatly,they can affect elastomers quite differently. The base oil providesthe decisive effect of the lubricant grease.

Greases built on mineral oils, respectively synthetic hydrocarbons,require mineral oil resistant elastomers such as NBR (up to 100°C), HNBR or ACM (up to 150 °C), MVQ or FPM (up to 200 °C.For silicone greases nearly all elastomers can be used with theexception of silicone. To prevent excessive shrinkage andhardening, elastomers with little or no plasticizer should be used.For greases based on ester oils or polymer products the swellbehaviour of various grades of elastomers should be testedbefore use; depending on the base oil’s ingredients, swelling orshrinkage must be expected.


4.2.11 DruckluftManche der geschilderten Schwierigkeiten mit Druckflüssigkei-ten umgeht der Pneumatiker. Trotzdem bleibt auch hier eineReihe von Problemen zu lösen. Dies beginnt schon mit demZustand der Druckluft, der angesichts des sehr wechselndenUmfangs der Druckluftaufbereitung so unterschiedlich sein kann,daß auch hier - wie bei den Druckflüssigkeiten - Voraussagenüber die Betriebsdauer von Dichtungen sehr erschwert werden.

Im Kapitel 3 wurde bereits darauf hingewiesen, daß ein ausge-prägter Trend zur ölarmen Luft besteht. Die dafür geeignetenGeräte werden mit einer Dauerschmierung mit Fetten ausge-führt, die auf Mineralölen aufbauen oder synthetischen Ur-sprungs sind.Bei Anwendung synthetischer Fette können sich sehr großeUnterschiede in der Gebrauchsdauer von Dichtungen ergeben,da sie recht unterschiedlich auf die verschiedenen Werkstoffereagieren. Man sollte daher als Benutzer entweder vorher selbstVerträglichkeitsuntersuchungen durchführen oder auch die Wahldes Fettes mit dem Dichtungshersteller abstimmen. Bei Fettenauf Mineralölbasis haben sich lithiumverseifte Fette für dieüblichen Dichtungswerkstoffe gut bewährt.Sehr viele pneumatische Anlagen laufen heute noch – ungeach-tet des obigen Trends – mit Ölnebelschmierung. Dazu ist zubeachten, daß die hierzu eingesetzten, dünnen Öle überwie-gend aus naphtenbasischen Grundölen bestehen, für die natür-lich das gleiche Verhalten gegenüber bestimmten Dichtungs-werkstoffen gilt wie für die vergleichbaren Mineralöle.

Verschiedene Gründe können einen Betreiber veranlassen,auch Zylinder mit Dauerschmierung zusätzlich mit Öl zu versor-gen. In diesem Fall muß besonders sorgfältig gewählt werden,da manche synthetischen Fette mit bestimmten Ölen Verbin-dungen eingehen, die normale Dichtungen zerstören.Ähnlich ungünstig wirken sich manche der gelegentlich in derPneumatik verwendeten Frostschutzmittel als Ölzusatz aus.Auch hier entstehen dann in Verbindung mit bestimmten Ölenaggressive Produkte.Wenn nicht getrocknete, d.h. wasserhaltige Druckluft verwen-det wird, sollte man bedenken, daß im Zylinder kondensiertesWasser das Fett der Dauerschmierung allmählich auswaschenkann. Man sollte daher nur wasserfeste Fette einsetzen.

Für die normalen Werkstoffe für pneumatische Dichtungengelten ähnliche Temperaturgrenzen wie für Mineralöle (- 25°Cbis + 80°C). In diesem Rahmen sind auch die üblichen Fette gutgeeignet. Für Einsätze bei niedrigeren oder höheren Tempera-turen müssen Sonderfette vorgesehen werden, die dem jewei-ligen Anwendungsfall angepaßt sind.

Das gilt vor allem für sehr hohe Temperaturen, bei denen mankeinesfalls mehr mit Ölschmierung arbeiten sollte, da die norma-len Schmieröle dann verharzen und damit die Gebrauchsdauerder Dichtungen drastisch verringern können.

4.2.11 Compressed airDesigners of pneumatic systems do not have the problemsconnected with fluids but they do have other difficulties tocontend, such as the condition of the compressed air. Due to thevarious ways compressed air is produced it is impossible topredict how long a seal will operate.

In chapter 3 it has been mentioned that there is an increasingtendency towards the use of oil free air. Equipment designed tooperate with this type of air needs to be permanently lubricatedwith grease, either mineral or a synthetic oil based.

Synthetic greases can react differently on the materials used forseals and for this reason, it is recommended that compatibilitytests be done before a grease is used, or you should seek theadvice of the seal manufacturer. Within the group of greasesbased on mineral oil, lithium-saponified greases are compatiblewith the commonly used seal materials.

Despite the trend to oil free air there are still many pneumaticsystems operating with an oil mist lubricator which normally usesa thin naphthenic based oil. Which is compatible with only certainseal materials comparable to mineral oil.

The operator may be inclined to add further lubricating oil tocylinders already permanently lubricated but this must be donewith great care as some synthetic greases when combined withcertain oils will destroy the seals. A similar effect can occur ifsome antifreeze fluids are added to oil.

If undried, i.e. hydrated air, is used, be aware that the watercondensing in the cylinder can gradually wash away the perma-nent lubricating grease. If this is likely to occur the use of a waterresistant grease is recommended.

Normally pneumatic seals operate in a temperature rangesuitable for mineral oil (– 25 °C to + 80 °C) which is also withinthe range of the usual greases. When operating outside thesetemperatures, special greases should be used which complywith the application conditions.

This applies in particular to very high temperatures wherenormal lubricating oil should not be used, as it becomes resinousand will shorten the seal's lifetime drastically.


4.3 Elastomer compatibility index(ECI)

4.3.1 GeneralA reliable means to quantify the effects of fluids on elastomersis the use of an Elastomer Compatibility Index (ECI) that employsrepresentative Standard-Reference- Elastomers (in accordancewith ISO 6072/CETOP R81.

Standard-reference-elastomersCurrently there are three standard-reference-elastomers thathave defined recipes, processing methods and controls:

- NBR 1 for mineral oils and synthetic hydrocarbons, HFA,HFB, and HFC fluids.

- FPM 1 for mineral oils and synthetic hydrocarbons, HFA,HFB, HFD fluids.

- EPDM 1 for HFC and HFD-R (pure phosphoric ester)fluids.

The changes to volume, hardness, tensile strength, andelongation of a standard-reference-elastomer through theinfluences of fluids under controlled conditions form the elastomercompatibility index.

Use of the ECIThe ECI of a fluid not only provides adequate informationregarding swell behaviour, but also of the chemical effectscaused by additives, characterized by changes in hardness,tensile strength, and elongation. The availability of representativetest elastomers also offers manufacturers of additives and fluidsan aid in the development of new lubricants that do not greatlyalter the mechanical characteristics of elastomers.

Additionally, the volume change of SRE-NBR 1 in mineral oil andsynthetic hydrocarbons allows the prediction of maximum volumechanges of commercial elastomers in all mineral oils andhydrocarbons with sufficient exactness, without having to conduceswell tests for each situation. The method is based on earliertests which indicated a linear relationship between the volumechange of commercial elastomers in various common mineraloils, and the changes to SRE-NBR 1.

4.3.2 Swelling of Parker compoundsIn order to help choose the right media without conductingspecial laboratory tests Parker has developed the ‘elastomercompatibility index’ (ECI). Extensive tests have shown that thereis a linear relationship between the volume change of NBR,ACM, FPM and CR elastomers which can be predicted with thehelp of ECI. If the ECI of an oil is known (table 4.2), the maximumvolume change can be accurately predicted for all elastomerswhich have ECI curves according to fig. 4.2 to 4.7. In addition it

4.3 Elastomer-Verträglichkeits-Index(EVI)

4.3.1 Allgemeine ZusammenhängeEine zuverlässige Methode zur zahlenmäßigen Beschreibungder Einwirkung von Flüssigkeiten auf Elastomere bietet dersogenannte Elastomerverträglichkeitsindex (EVI) beiVerwendung von repräsentativen Standard-Referenz-Elastomeren (gemäß ISO 6072 bzw. CETOP R 81.

Standard-Referenz-ElastomereZur Zeit gibt es 3 Standard-Referenz-Elastomere, derenRezepturen, Herstellungsverfahren und Überprüfung festgelegtsind:- NBR 1 für Mineralöle bzw. synthetische

Kohlenwasserstoffe, HFA-, HFB- und HFC-Flüssigkeiten- FPM 1 für Mineralöle bzw. synthetische

Kohlenwasserstoffe, HFA-, HFB- und HFD-Flüssigkeiten- EPDM 1 für HFC- und HFD-R (reine Phosphorsäureester)

Flüssigkeiten.

Die Änderungen von Volumen, Härte, Reißfestigkeit undReißdehnung eines geeigneten Standard-Referenz-Elastomersdurch die Einwirkung einer Flüssigkeit unter festgelegtenPrüfbedingungen bilden einen Elastomer-Verträglichkeits-Index(EVI) für diese Flüssigkeit.

Nutzen des EVIDer EVI von Flüssigkeiten vermittelt nicht nur ausreichendeInformation über ihre Quellwirkung, sondern auch über diechemischen Einflüsse der in ihnen enthaltenen Additive, die sichdurch Veränderungen der Härte, Reißfestigkeit und Reißdeh-nung des Testelastomers erkennen lassen. Die Bereitstellungvon repräsentativen Testelastomeren bietet außerdem denHerstellern von Additiven und Flüssigkeiten ein Hilfsmittel beider Entwicklung neuer Schmierstoffe, die die mechanischenEigenschaften von Elastomeren nicht wesentlich verändern.Darüber hinaus gestattet die Volumenänderung des SRE-NBR1 in Mineralölen bzw. synthetischen Kohlenwasserstoffen dieVorhersage der maximalen Volumenänderung von Gebrauchs-elastomeren in jedem Mineralöl bzw. Kohlenwasserstoff mitausreichender Genauigkeit, ohne daß für jeden Einzelfall Quell-versuche gemacht werden müssen. Die Methode beruht auffrüheren Untersuchungen, die gezeigt haben, daß zwischenden Volumenänderungen von Gebrauchselastomeren in ver-schiedenen beliebigen Mineralölen und den Volumenänderun-gen des SRE-NBR 1 in den gleichen Ölen nahezu lineareBeziehungen bestehen.

4.3.2 Quellverhalten von Parker-WerkstoffenUm die richtige Elastomer-Öl-Kombination ohne großenLaboraufwand zu ermöglichen, wurde der Elastomer-Verträglichkeits-Index (EVI) geschaffen. UmfangreicheUntersuchungen haben ergeben, daß zwischen derVolumenänderung von Gebrauchselastomeren aus NBR, ACM,FPM, CR und dem EVI ein linearer Zusammenhang besteht, sodaß mit Hilfe des EVI die Volumenänderung dieser Elastomerevorausgesagt werden kann. Ist der EVI eines Öles bekannt,


Ölsorte / Type of oil EVI / ECI

ASTM-Öl Nr. 1ASTM oil no. 1 2,2 – 3,2BP Energol HLP 100 3,7 – 4,7Esso Nuto H-54 HLP 36 5,9 – 6,9Houghton HD 20W/20 6,9 – 7,9Esso Nuto H-44 (HLP 16) 7,1 – 8,1DEA Rando Oil HDC (HLP 36) 7,7 – 8,7Fina Hydran 31 8,5 – 9,5Shell Tellus 923 (HLP 16) 9,2 – 10,2

ASTM-ÖL Nr. 2ASTM oil no. 2 9,4 – 10,4Esso-Trafo-Öl 37 12,5 – 13,5Agip F. 1 Rotra ATF 12,6 – 13,6Mobil Vac HLP 16 14,0 – 15,0Shell Tellus 15 14,7 – 15,7Essovis J 43 15,0 – 16,0Shell Öl 4001 16,3 – 17,3Texaco Rando Oil AAA 16,5 – 17,5BP Energol HP 20 19,0 – 20,0

ASTM-Öl Nr. 3ASTM oil no. 3 23,0 – 24,0Shell Tellus 11 32,9 – 33,9Shell Oel JYO 34,5 – 35,5

Auf Wunsch ermitteln wir für unsere KundenEVI-Werte anderer Öle.

Upon request we are ready to determine the ECIvalues of other oils for our customers.

Tafel 4.2: EVI verschiedener MineralöleTable 4.2: ECI of different mineral oils

(Tafel 4.2), dann ist man in der Lage, die maximaleVolumenänderung aller Werkstoffe in dem betreffenden Ölvorauszusagen, von denen man EVI-Kennlinien entsprechendden Bildern 4.2 bis 4.7 besitzt. Daraus ersieht man, ob dervorgesehene Werkstoff zu dem vorhandenen Öl paßt. DieseVorgehensweise wurde unter unserer Mitarbeit inzwischen ineiner internationalen Norm ISO 6072 festgeschrieben.Man kann jedoch den EVI auch selbst bestimmen. Dazu stelltman die prozentuale Gewichtsänderung des Testwerkstoffesz.B. NBR 1 nach ISO 6072 in dem vorgesehenen Öl fest, indemman den Testkörper 168 Stunden lang in dem Öl bei 100 °Clagert. Aus dem Gewicht vor und nach dieser Einwirkzeit erhältman die Gewichtsänderung, mit deren Hilfe man über Bild 4.1den EVI dieses Öles ermittelt.Die Versuchsdurchführung ist sehr einfach:Die Probe wird auf einer analytischen Waage gewogen (W 1), ineinen Glasbehälter mit ca. 100 ml Öl gelegt, der Glasbehälterzugedeckt und 168 Stunden im Ofen bei 100 °C gelagert.Anschließend wird die Probe zusammen mit dem Öl aufRaumtemperatur abgekühlt. Danach wird sie aus dem Ölgenommen und sorgfältig gereinigt, indem man sie z.B. inReinigungsbenzin einige Sekunden eintaucht und sofort mitFilterpapier abtrocknet. Schließlich wird die Probe nochmalsgewogen (W 2) und die Gewichtsänderung in % wie folgterrechnet:

Gewichtsänderung (%)

W2 - W1 = · 100

W1

Aus dem Diagramm (Bild 4.1) kanndie prozentuale Volumenänderung(d. h. der EVI) ermittelt werden.

Beispiel:Gewicht der Probe vor demQuellversuch= 3,6831 gGewicht der Probe nach demQuellversuch= 4,3600 g

Gewichtsänd. (%)

0,6769 · 100 = = 18.4

3.6831

EVI (aus Bild 4.1) 23,8

In den meisten Fällen wird einGleichgewicht bei 125 °C schonnach 24 Stunden erreicht. In eiligenFällen kann der EVI sogar nach 6Stunden bei 140 °C bestimmtwerden, vorausgesetzt daß sich dasÖl bei dieser Temperatur nichtzersetzt.

can easily be determined if a selected material is compatible withthe oil. With our support this procedure has been accepted as theinternational standard ISO 6072.

You can find out the ECI number by determining the percentageweight change of the test material, for example NBR 1. Byimmersing the test specimen for 168 hours in the selected oil ata temperature of 100 °C, there will be a difference in weightbefore and after which can be used to establish the ECI numberof the oil. See fig. 4.1.

The method used for the test is as follows.Record the weight of the specimen (W 1), place it in a glasscontainer with approximately 100 ml oil, cover the container andheat to 100 °C and keep at this value for 168 hours. Allow thespecimen and the oil to cool to room temperature. Remove thespecimen, clean it thoroughly, by immersing it for a few secondsin benzine, dry it at once with filter paper, and record the weight(W 2). Calculate the percentage weight change as follows:

Weight change (%)

W2 - W1= · 100

W1

The curve in fig. 4.1 shows youthe percentage of volume change(i.e. the ECI number).

Example:Weight of specimen beforeimmersion = 3.6831 gWeight of specimen afterimmersion = 4.3600 g

Weight change

0.6769 · 100 = = 18.4

3.6831

ECI (from fig. 4.1) 23,8

In most cases equilibrium will bereached at 125 °C after 24 hours,but if time is not available the ECIcan be determined after 6 hoursat 140 °C, provided that the oildoes not decompose at thistemperature.


Bei der Festlegung der zulässigen Volume-nänderung können nur Erfahrungswertegenannt werden. So gilt in der Regel fürstatische Abdichtungen mit O-Ringen einemaximale Volumenänderung von + 25 %als zulässig. Bei dynamischen Einsätzensollte die Volumenänderung + 7 % nichtübersteigen.

Eine Schrumpfung des Werkstoffes sollvermieden werden. Tafel 4.3 legt für einigeParker-Werkstoffe (je nach Beanspru-chungsart) den zulässigen EVI-Bereich desÖles fest. Dabei ist zu bemerken, daß dieseAngaben nur zur Orientierung dienen. Wirempfehlen, in unklaren Fällen bei uns rück-zufragen.

Quellverhalten gummierter Gewebe-Werkstoffe:Erfahrungsgemäß quellen die gummiertenGewebe-Werkstoffe bedeutend weniger alsdie reinen Gummi-Werkstoffe.Für die Parker-gummierten Gewebe-Werk-stoffe gelten die Faustregeln in Tafel 4.3.

Neben den physi-kalischen Einwir-kungen treten jenach Zusammen-setzung des Ölsauch chemischeReaktionen auf,die sehr starkeVeränderungenhervorrufen kön-nen. So führtschwefelhaltigesÖl bei Tempera-turen über + 80 °Czu einer Nachver-netzung von NBR,in deren Folge der Werkstoff hart und brüchig wird. Wasserhal-tiges Öl kann bei Polyurethan und Temperaturen über + 50 °Czu Hydrolyse führen, bei der die Polymerketten abgebaut wer-den, was ebenfalls eine Versprödung zur Folge hat.

Bei den schwer entflammbaren Flüssigkeiten bestehen be-trächtliche Verträglichkeitsunterschiede. jedoch können hier dieobigen Methoden zur Ermittlung des EVI nicht übernommenwerden, da der Zusammenhang zwischen Volumenänderungund EVI hier nicht mehr linear ist. Man muß daher von Fall zu Fallspezielle Untersuchungen anstellen, die - wegen der erforderli-chen Laboreinrichtungen - zweckmäßigerweise der Dichtungs-hersteller durchführt.

Die Einwirkungen der HFA-Flüssigkeiten auf Dichtungswerk-stoffe beruhen auf der Hydrolyse, bei der Wasser mit denPolymerketten oder mit Zusatzstoffen bestimmter Polymere

An acceptable volume change canonly be determined experi-mentally,but as a general rule, the maximumallowable for a static sealing O-ring is25 % and for dynamic sealing it shouldnot exceed 7 %.

Shrinking of the seal material has tobe avoided.Table 4.3 indicates the ECI range inoil for some Parker compounds (ac-cording to their operation stress). Itmust be noted that these figures areonly a guide, for more details pleasecontact us.

Swelling of rubber coated fabricmaterials:Experience has shown that rubbercoated fabric materials swell consi-derably less than rubber materialswithout the fabric. The volume chan-ges in table 4.3 have been establis-

hed for rubber-coated materialsmade by Parker.In addition to thephysical influen-ces caused by thecomposition of theoil there are che-mical reactionsthat can causelarge changes. Forexample, sulphu-rous oil can causeadditional vulcani-zation of NBR att e m p e r a t u r e sabove + 80 °C. The

material becomes hard and brittle. Hydrolysis can occur inpolyurethane when exposed to water or water based fluids attemperatures exceeding + 50 °C. This degrades the polymerchains, resulting in the material becoming brittle.

Fire resistant fluids differ considerably in their compatibility.The methods described earlier to determine the ECI cannot beapplied. This is because the relationship between volume changeand ECI is not linear. Tests are necessary for each fluid andthese should be done by the seal manufacturer who has theappropriate laboratory equipment.

Hydrolysis is one of the effects HFA fluids have on sealmaterials because the water reacts chemically with polymersand causes degradation or total destruction. Materials particularly

2 4 6 8 10 12 14 16 18 20 22 24 26 28 30 32 34 36Gewichtsveränderung (%) des Testelastomers NBR 1

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Q5008, Q5009 ca. 60 % der Volumenänd. approx. 60 % of the volumedes Parker NBR N3586 change of Parker NBR N3586

Q5023, Q5024 ca. 60 % der Volumenänd. approx. 60 % of the volumedes Parker NBR N3764 change of Parker NBR N3764

Q5003, Q5044 ca. 60 % der Volumenänd. approx. 60 % of the volumedes Parker FPM V3664 change of Parker FPM V3664

Tafel 4.3: Quellverhalten Gewebe-Werkstoffe / Swelling of fabric materials


Nachdruck nur mit GenehmigungReprint only with permission

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Quellverhalten von Parker-Werkstoffen in Mineralölen / Swelling of Parker compounds in mineral oils

Bild / Fig. 4.6Bild / Fig. 4.5 Bild / Fig. 4.7


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Bild / Fig. 4.3Bild / Fig. 4.2 Bild / Fig. 4.4

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chemisch reagiert, was sich als Zerlegung oder Zerstörungbemerkbar macht. Zu den hierfür empfindlichen Werkstoffengehören neben dem Polyurethan die Polyacrylate. Sie sinddaher für den Einsatz in Preßwasser nur bedingt geeignet.Das Quellverhalten von Dichtungswerkstoffen in HFA-Emulsio-nen ist sehr ungünstig. So erreichen z.B. NBR-Werkstoffe hierkeinen Gleichgewichtszustand, d.h. die Quellung geht mit fort-schreitender Einwirkzeit weiter und zwar umso mehr, je höherder Konzentratanteil ist.Daher sind Entmischungen der Emulsion besonders kritisch,wenn der Ölfilm mit den Dichtungen in Berührung kommt. Ausdiesen Gründen ist NBR nur für den Einsatz bei Preßwasser inmodifizierter Form geeignet. Man kann dann auf Sonderqualitä-ten von FPM ausweichen. Andere Werkstoffe müssen mitgroßer Sorgfalt ausgewählt werden.Das gleiche gilt auch für HFA-Flüssigkeiten mit synthetischenKonzentraten, da bei vielen Neuentwicklungen das Verhaltengegnüber Dichtungswerkstoffen noch nicht genügend bekanntist. Hier helfen nur Verträglichkeitsversuche vor dem Einbaueiner bestimmten Dichtung.

Bei den HFC-Flüssigkeiten zeigen die bisherigen Erfahrun-gen, daß NBR-Dichtungen, die bei Mineralölen verwendet wer-den, auch mit Polymerlösungen zufriedenstellend arbeiten.Elastomere auf Basis von SBR, EPDM, IIR, CR sind ebenfallsbeständig. Allerdings sollten vor dem Einsatz Quellprüfungendurchgeführt werden, da je nach Zusammensetzung der Flüs-sigkeit mit Volumenänderungen zu rechnen ist.

Da neuerdings die meisten HFC-Flüssigkeiten Wirkstoffe ent-halten, die FPM-Werkstoffe zerstören können, ist FPM nicht zuempfehlen. Polyurethane und Polyacrylate sind in HFC-Flüssig-keiten wegen des Wassergehalts nur bedingt beständig.

Auch die HFD-Flüssigkeiten zeigen ein recht unterschiedli-ches Bild beim Quellverhalten. Allen gemeinsam ist jedoch, daßNBR-Werkstoffe nicht einsetzbar sind, da sie in kurzer Zeitaufgelöst werden. Dagegen kommen hier PTFE, FPM und MVQin Frage.

Schmierfähigkeit und ViskositätsänderungDa Berührungsdichtungen unter Druck an den Dichtflächenentlang gleiten, ist die Schmierfähigkeit des Druckmediumssehr wichtig für die Betriebsdauer einer Dichtung. Sie reichtunter normalen Arbeitsbedingungen bei Mineralölen aus. Aller-dings sollte man beachten, daß die Schmierung einer Dichtungnicht immer ausreichend ist, wenn absolute Dichtheit verlangtwird, da dann jeglicher Schmierfilm abgestreift werden muß.Hierbei erhöhen sich Reibung und Verschleiß.

Diese Schmierfähigkeit hängt - neben den chemischen Eigen-schaften der Flüssigkeit - von ihrer Viskosität und ihrer Benet-zungsfähigkeit ab. Da die Viskosität temperaturabhängig ist,kann ein Öl nur für einen relativ schmalen Temperaturbereichoptimal ausgesucht werden. Über diesem Bereich wird das Ölso dünn, daß es seine Schmierfähigkeit verliert. Dafür wird dieDichtwirkung bei dünnerem Öl besser, weil die Schleppströ-mung kleiner wird.

prone to this reaction are polyurethane and polyacrylate. Thereare limitations on their use in water or water based fluids.

Most seal materials have an unacceptably high swell rate in HFAemulsions. For example NBR compounds do not reach a stateof equilibrium, they continue swelling as long as the material isin contact with the fluid. The swelling is greater with the higherconcentrated fluids.Separation of the emulsion causes problems when the oil filmcontacts the seal. For this reason a modified NBR is needed forwater or water based fluids.Problems can be avoided by using special FPM material but anyother materials must be used with great care.

These comments also apply to HFA fluids with syntheticconcentrates because their compatibility with many newlydeveloped seal materials is not yet sufficiently understood. It isrecommended that compatibility tests be done before specifyingthe seal material.

Experience gained up to now with sealing HFC fluids has shownthat the NBR seals used with mineral oil will be satisfactory. Thisalso applies to SBR, EPDM, IIR, or CR elastomers. However asa safeguard it is recommended that swell tests be done beforeselecting a seal because a different com-position of fluid maycause an unacceptable volume change.

As most of the HFC fluids contain additives that can destroy FPMseals this material should not be used. Polyurethanes and poly-acrylates have a limited resistance to HFC fluids due to the watercontent so should be used with care.

HFD fluids may cause materials to swell. A characteristic of thisfamiliy of fluids is their incompatibility with NBR materials, whichthey decompose quickly. The recommended materials are PTFE,FPM and MVQ.

Lubricity and viscosity changesWhere hydraulic seals are in contact with a sliding surface atpressure, the lubricity of the fluid media is an important factor indeciding the service life. In normal operating conditions mineraloils have adequate lubricity but in cases where no leakage canbe allowed, lubrication of the seal contact area may not besufficient because the lubrication film must be completelyremoved. The “dry” area of contact increases friction and wear.

Lubricity of a fluid depends on its chemical properties, viscosityand moistening ability.As the viscosity of a fluid depends on its temperature, oil can onlybe used over a relatively limited temperature range and if thisrange is exceeded, the oil film will become thin and lose itslubricity. Some benefits will be gained because thin oil improvesthe sealing performance as it reduces drag flow.


Bei langsamen Gleitge-schwindigkeiten erhältman nur dann einen trag-fähigen Schmierfilm,wenn die Druckflüssig-keit ausreichend benet-zungsfähig ist.

Die Schmierfähigkeitvon HFC- und HFD-Flüs-sigkeiten ist im allgemei-nen ebenfalls ausrei-chend. Eine Ausnahmebildet lediglich die HFA-Gruppe, deren Schmier-fähigkeit infolge der ge-ringen Konzentratzuga-ben sehr zu wünschenübrig läßt.

Verschmutzung desDruckmediumsVerschmutzte Druck-flüssigkeiten wirken sichbesonders ungünstig aufdie Dichtflächen aus, vorallem, wenn sie – wiemeist in der Hydraulik –sehr harte Teilchen ent-halten, die in Stahlflä-chen und noch mehr inden Elastomeren die ge-fürchteten Längsriefenverursachen können(siehe Kapitel 9). Mansollte daher unbedingtauch im Interesse derDichtungen die von denGeräteherstellern emp-fohlenen Filterfeinheiteneinhalten.

At slow speeds thelubrication film will onlybe sufficient if the fluidhas a good moisteningproperty.

Generally HFC andHFD fluids havesufficient lubricity butnot the HFA group dueto the low concentrationof oil.

Contaminated fluidshave a particularly badeffect on sealingsurfaces, especiallywhen the pollutants aremetal particles, which isusually the case inhydraulic fluids. Thesecan cause fine axialscratches on the metalsurface and deepgrooves across the sealsurface (see chapter 9).Attention to fluid filtrationis therefore veryimportant and the circuitdesigners specificationfor the filter elementmust be followed.

Parker- Kautschuk- Shore- EVI des ÖlesWerkstoff Basis A statisch 1) dynamisch 2)

Parker Rubber Shore ECI of the oilcompound base A static 1) dynamic 2)

N 3560 NBR 62 6 –31 6 –12N 3567 NBR 70 2 –38 2 –12N 3570 NBR 72 13 –56 13 –25

N 3571 NBR 71 6 –30 6 –11N 3578 NBR 78 3 –25 3 – 8

N 3771 NBR 80 11 –39 11 –18N 3584 NBR 84 3 –27 3 – 8N 3544 NBR 88 6 –43 6 –16N 3589 NBR 89 0 –30 0 – 8N 3587 NBR 90 – 2 –10

N 3586 NBR 92 – 7 –21N 3566 NBR 70 – 5 –18N 3580 NBR 80 – 3 –10N 3582 NBR 84 – 5 –21N 3764 NBR 92 – 16 –37

V 3657 FPM 72 0 –50 0 –50und darüber / and more



1) Quellung max. 25 % / Swelling max. 25 %2) Quellung max. 7 % / Swelling max. 7 %

3) Die Werte dienen als Richtlinie. Wir haben sie aus unseren Erfahrun-gen heraus festgelegt. Eine Garantie für den Einsatz kann daraus nichtabgeleitet werden. Bie dynamisch eingesetzten Dichtungen kann, jenach Dichtungsprofil und Betriebsbedingungen, eine geringere Quel-lung als 7 % erforderlich sein.These values are guidelines. We state them on the basis of ourexperience. No guarantee as to their use can be derived therefrom.Seal uses in dynamic operations may require less swelling than 7 %depending on their profiles and the operation conditions.

Tafel 4.4: Zulässige 3) EVI-Bereiche der Öle für einige Parker-WerkstoffeTable 4.4: Admissible3) ECI ranges of oils for some Parker compounds


4.4 Standard-Dichtungswerkstoffe nach Anwendung (1)Standard sealing compounds according to application (1)

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Standard-Dichtungswerkstoffe nach Anwendung (3)Standard sealing compounds according to application (3)


5. Einflußfaktoren auf denDichtvorgang

Die Frage, ob bzw. wie eine Dichtung ihre Aufgabe erfüllen kann,hängt von einer Reihe von Faktoren ab, die sowohl die Dichtungals auch die Dichtflächen betreffen und die zudem teilweise nurschwer erfaßbar sind, so daß es großer Erfahrung bedarf, sierichtig abgestimmt zu berücksichtigen. Zu diesen Einflußgrößenzählen u.a. Gerätedaten, wie Fertigungsgenauigkeit (Fluchtung,Mittigkeit, Rundheit, Oberflächenfeingestalt) und Spaltgröße so-wie Betriebsbedingungen, wie Hublänge und -frequenz, Hubge-schwindigkeit, Druck und Stillstandszeiten. Schließlich kommennoch die Auswirkungen des Druckmediums mit seinen physika-lischen und chemischen Einflüssen hinzu.

5.1 Einfluß der Fertigungsgenauigkeita) Metallische GleitpartnerDie Wirksamkeit einer Dichtung setzt das Vorhandensein einerVorpressung an der abzudichtenden Fläche voraus, die jedochnur dann enstehen kann, wenn die Elastizität der Dichtungausreicht, um die Fertigungsungenauigkeiten auszugleichen.Dabei werden die größten Anforderungen bei den »groben«Fehlern, wie Fluchtungs- oder Mittigkeitsabweichungen sowieAuftreten von Konizität oder Unrundheit gestellt.Während diese Fehler bei einigermaßen sorgfältiger Fertigung inengen Grenzen gehalten werden können, ist dies bei Abweichun-gen der Oberflächenfeingestalt nicht mehr so einfach, denn einetechnische Oberflä-che ist nie in ihre idea-le Form zu bringen.Sie setzt sich vielmehraus einer Reihe vonGestaltungsabwei-chungen zusammen,die von der Formab-weichung (1. Ord-nung nach DIN 4760)über die Welligkeit(2. Ordnung) bis zuden verschiedenenRauhheiten (3.–5.Ordnung) reichen(Bild 5.1) und die sichgegenseitig überla-gern.Die Gestaltabwei-chung 2. bis 5. Ord-nung wird im allge-meinen aus zur Ge-samtfläche repräsentativen Teilbereichen ermittelt. Der Teilbe-reich (Meßstrecke lm) ist in fünf gleichgroße Einzelmeßstreckenle, deren Größe einer Grenzwellenlänge (cut off) entspricht,unterteilt. Aus diesen Einzelmeßstrecken wird Rmax, Rz u.a.Werte ermittelt. Die Meßstrecke lm, sie beträgt 0,4 bis 40 mm,sowie die dazugehörige Grenzwellenlänge von 0,08 bis 8 mmsind genormt. Während die Elastizität von Dichtungen ausElastomeren ohne Schwierigkeit eine Anpassung an normaleFormabweichungen und Welligkeit erlaubt, wirkt sich die Ober-flächenrauhigkeit der abzudichtenden Flächen stark auf denVerschleiß und damit auf die Betriebsdauer der Dichtung aus.

5. Factors affecting thesealing process

How well a seal fulfills its purpose depends on several factors,concerning not only the seal, but also the sealing surfaces, someof which are not easily determined; thus experience takes animportant role in finding the proper solution. Included amongthese operating factors are machine data, such as manufactu-ring tolerances (alignment, centricity, roundness, surface smooth-ness) and gap size, as well as stroke length, frequency, strokevelocity, pressure, and down times. Finally, there are the physi-cal and chemical effects of pressure on fluid to be considered.

5.1 Influence of manufacturing tolerancesa) Metalic moving partsA seal’s effectiveness relies on the existing preload that pressesit against the sealing surface; this can only ocurr if the seal’selasticity is adaquate enough to compensate for manufacturingtolerances. The greatest demands are made by extreme flaws,such as misalignment, or variances in centricity, as well asconicity, and out of round conditions.

Even if these deficiencies could be minimized during a precisemachining process, tolerances in the surface smoothness aredifficult to maintain; an ideal surface condition is technically

impossible as it willalways have imper-fections. The surfacecondition is a productof superimposed va-riances in shape (Le-vel 1, DIN 4760), wa-viness (Level 2), androughness (Levels 3to 5) (Figure 5.1).

To obtain values foran entire surface, con-

tour variances for levels 2 through 5 are normally used forrepresentative ranges. The range (measurement length lm) isdivided into 5 equal and individual measurement sub-lengths le;their size corresponds to the cut off. Rmax and Rz are determinedfrom these individual sub-lengths. The measurement length lm,ranging from 0.4 to 40 mm long, and the accompanying cut offlengths, ranging from 0.08 to 8 mm, are standardized.

Although the elasticity of an elastomer seal provides contact oncontour variances, the surface roughness of these surfacessignificantly affects wear and service life of the seal.

Bild 5.1: Oberflächenstruktur / Fig. 5.1: Surface structure

a) Formabweichung / Form error b) Welligkeit / Wavinessc) Rauhheit / Surface roughness d) Überlagerung (mit a od. b) / Superimposed (with a or b)

b

a

c

d


Um die Oberflächenrauheit zu beschrei-ben werden überwiegend die Maße Rt,

Rmax, Ra, Rz, tpbenützt.Rt ist innerhalb der Meßstrecke lm derAbstand zwischen dem tiefsten Profil-tal und der höchsten Profilerhebung(Bild 5.2b Z4/Z3). (Nicht mehr genormt,ersetzt durch Rz und RmaxDIN 4768).Rmax wie Rt aber innerhalb der fünfmalkürzeren Einzelmeßstrecke le (Bild 5.2b,Z4). Rt und Rmax können höchstensgleichgroß sein, meist ist Rmax kleiner.

Der Mittenrauhwert Ra ist das arithme-tische Mittel der Absolutbeträge allerRauhheiten innerhalb einer Meßstrek-ke Im(Bild 5.2c). Er wird heute häufigdurch die gemittelte Rauhtiefe Rz er-setzt, die den Mittelwert aus den Rauh-tiefen von fünf aufeinander folgendenEinzelmeßstrecken Ieangibt (Bild 5.2b).

Raund Rz geben nur ungenügend Aus-kunft über die Feingestalt der Oberflä-che, tiefe Rillen und hohe Spitzen, so-fern sie nicht in jeder Einzelmaßstrek-ke le auftauchen, werden nivelliert. Hiersollte zusätzlich Rmax angegeben wer-den.tp ist das prozentua-le Verhältnis vontragender Längezur Meßstrecke lm,in einer bestimmtenSchnittiefe c.Für die Ermittlungvon Rz bei gegebe-nem Ra und umge-kehrt dient das Dia-gramm in Bild 5.3aus dem Beiblatt zuDIN 4768 Teil 1.Wird hiernach derRz-Wert nach deroberen Grenze desStreubereichs fest-gelegt, kann ange-nommen werden,daß der vorge-schriebene Ra-Wertnicht überschrittenwird. Entsprechen-des gilt für einenvorgeschriebenenRz-Wert, wenn zurFestlegung des Ra-Wertes die untereGrenzlinie benutztwird.

The most frequently used values todescribe surface roughness are Rt,Rmax, Ra, Rz, and tp. Rt is the verticaldistance between the highest and lo-west point of the roughness profile overthe measured length lm (Figure 5.2b Z4/Z3). (No longer standardized, replacedby Rz and Rmax DIN 4768). Rmax issimilar to Rt but within the five timesshorter measured lengths le (Figure5.2b, Z4). Rt and Rmax can at best be thesame size, normally Rmax is smaller.

The average roughness value Ra is thearithmetic mean of all roughness valu-es measured over a measured lengthlm (Figure 5.2c). Today it is often re-placed by the average peak-to-valleyheight Rz which indicates the averagevalue of all peak-to-valley heights offive consecutive sample lengths le (Fi-gure 5.2b).

Ra and Rz do not give sufficient infor-mation of the surface smoothness; deepgrooves and high peaks, unless theyappear in each sample length. For thisreason the Rmax value should also begiven.

tp is the ratio of thesupporting surfacelength over them e a s u r e m e n tlength lm for a givendepth c, expressedas a percent.The graph in Figure5.3 is extractedfrom DIN 4768 Part1, and can be usedto determine Rz fora given Ra and viceversa. If the Rz va-lue is known the bot-tom borderline ofthe dispersion areais used to projectacross to the maxi-mum Ra value. Gi-ven Ra and usingthe upper border-line of the dispersi-on area, Rz can beobtained.

a) Rt; b) Rmax.; RZ; c) Ra

Bild 5.2: RauheitsbegriffeFig. 5.2: Roughness terms

Bild 5.3: Beziehung zwischen Ra und RZ / Fig. 5.3: Relationship between Ra and RZ

RpRt

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Bild/Fig. 5.2a

Bild/Fig. 5.2c

Bild/Fig. 5.2b

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Rz = 1/5 (Z1+Z2+Z3+Z4+Z5)

Im = 5 x Ie

Ra

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Obere Grenze von Rz fürUmstellung von Ra auf Rz

Upper limit of Rz forconversion fromRa to Rz

StreubereichDispersionarea

Obere Grenze von Rafür Umstellung vonRz auf Ra

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Schließlich wirdhäufig noch dieGlättungstiefe Rp

benutzt. Sie ist dersenkrechte Abstandzwischen demhöchsten Punkt undder Mittellinie einesRauhheitsprofi ls(siehe Bild 5.2a).

Für die Beurteilungder Eignung derOberflächenrauh-heit einer Gegenflä-che für Dichtheit undVerschleiß einerDichtung sagt dieAngabe von Rt we-nig aus, wie Bild 5.4anhand von ver-schiedenen ideali-sierten Profilschnit-ten zeigt, die alledas gleiche Rt auf-weisen. Auch Raal-lein hilft nicht wei-ter, wenn so gegen-sätzliche Profile, wieNr. 6 und 7 den gleichen Ra-Wert haben. Esmuß vielmehr stets der Rp-Wert bzw. derTraganteil tp mit herangezogen werden.Dabei sind die Anforderungen an die je-weils ruhende Dichtfläche mit Rt < 6,3 µm(∇∇∇Rauheit DIN 3141) geringer als die anbewegte Flächen.Hier wird heute von Dichtungsherstellerngefordert: 0,8 µm ≤ Rt ≤ 2,5 µm (Ra = 0,25bis 0,5 µm) (∇∇∇ Rauheit DIN 3141), wennder Traganteil tp zwischen 80 und 95 %liegt. Diese Einschränkung wird häufig nichtbeachtet. Sie ist jedoch sehr wichtig, daOberflächen mit geringem Traganteil in derRegel »offene« Profile mit scharfen Kantensind, auf die Elastomere besonders ungün-stig reagieren (z.B. die Nr. 2, 4 und 6 in Bild5.4). Diese offenen Profile entstehen beizerspanenden Verfahren, wie Schleifenoder Honen, während umformende Verfahren, wie Rollieren,Ziehen oder Hämmern, meist einen hohen Traganteil ergeben.Dabei werden, wie Bild 5.5 erkennen läßt, die von der Vorbear-beitung eventuell vorhandenen Profilspitzen eingeebnet, wobeies keine für die Dichtung besonders schädlichen Ausreißer nachoben mehr gibt. Dafür bilden die zurückbleibenden Profilvertie-fungen Schmiertaschen, die die Schmierverhältnisse im Dicht-spalt verbessern. Bei der praktischen Anwendung aller dieserWerte muß sichergestellt sein, daß die auf einer sehr kleinenLänge gemessenen Rauheitswerte auch für die gesamte Flächegelten. Darüber hinaus müssen - zumindest für Oberflächenver-gleiche - die Bezugslängen angegeben werden, da sich sonstunterschiedliche Profilhöhen ergeben.

Finally, the smoo-thing depth Rp isalso often used. Itis the vertical di-stance between thehighest point andthe median line of aroughness profile(Figure 5.2a).

The Rt value alonedoes not give suf-ficient informationto evaluate the sui-tability of a surfacecondition and howit will influence sea-ling performanceand abrasion. Ascan be seen fromFigure 5.4 the dif-ferent roughnessprofiles all have thesame Rt. Similarlythe Ra value aloneshould not be reliedon as is shown bythe contrasting pro-files, numbers 6 and

7, which have the same value. For practi-cal purposes the Rp value or support areatp should always be taken into account.The demands on a static sealing surfacewith an Rt < 6.3um (∇∇∇ roughness DIN3141) are less than those for a dynamicsurface.Today sealing manufacturers normallyspecify 0,8 µm ≤ Rt ≤ 2,5 µm (Ra = 0,25 to0,5 µm) (∇∇∇ roughness DIN 3141) andthe bearing area tp between 80 and 95 %.Although it is a very important require-ment, it is often neglected. The signifi-cance of these values rests on the fact thatsurfaces with less than 50% support areaare normally “open profiles” that exposesharp edges which rapidly abrade elas-tomers (e.g. profiles 2,4, and 6, Figure5.4). These profiles result from cutting

processes such as grinding and honing, whereas shapingprocesses such as rolling, drawing, and forging give largesupport areas.Just as Figure 5.5 shows, the profile peaks left by preliminarymachining can be flattened, eliminating extreme peaks that candamage seals. Additionally, valleys are formed which providelubrication pockets that enhance the lubrication conditions in thesealing gap.For practical applications all of these values must be accuratelymeasured, so that roughness values measured over very shortlengths can be applied to the total surface. Moreover, in order tocompare surface conditions, it is necessary to state the re-ference lengths in order to avoid differences in profile height.

Bild 5.4: Idealisierte Profilschnitte für die OberflächenbeurteilungFig. 5.4: Idealized profile cross-sections to judge surface condition

Bild 5.5: Umformend und spanendgefertige Oberfläche

Fig. 5.5: Surface finishes produced bynon-cutting and cutting processes

Rt Rp Ra tp (%)

µm µm µm 0,25 0,50 0,75 Rt

1 0,5 0,5 50 50 50

1 0,5 0,25 25 50 75

1 0,5 0,25 25 50 75

1 0,75 0,28 12,5 25 37,5

1 0,25 0,28 62,5 75 87,5

1 0,785 0,188 3,5 14 35

1 0,215 0,188 65 86 96,5

1 0,5 0,39 43 50 57

Rt1

Rp2

Rp1

Rt2

a) spanlos hergestellt / non-cutting process

b) spangebend bearbeitet / cutting process

Rp

Rp

Rp

Rp

Rp

Rp

Rp

Rt

Rt

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Rt

Rt

Rt

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5.2 DichtspaltDie Wahl des Dichtspaltes ist besonders heikel, da er ja bei derAbdichtung bewegter Flächen gleichzeitig Gleitspalt ist unddaher in der Regel zuerst nach diesem Gesichtspunkt dimensio-niert wird. Im allgemeinen liegen die Passungen bei Zylindern umH7 - H9 / f8 - e8. In diesem Bereich liegt auch der Vorschlag der ISO5597.Dieser an sich schon große Spalt vergrößert seine Abmessun-gen noch durch die elastische Auffederung der Zylinderrohreunter Druck. Man muß dies bei der Wahl der zulässigen Span-nung im Zylinder bzw. bei der Dichtungswahl berücksichtigen, dadiese Auffederung in jedem Fall kleiner bleiben muß als dieelastische Nachgiebigkeit der Dichtung, sonst tritt bei höherenDrücken Undichtheit auf, die nicht mehr zu beseitigen ist. Das istbesonders bei der Dimensionierung der Wanddicke im Dich-tungsbereich zu berücksichtigen.Den Spalt muß einmal die Dichtlippe mit genügender Vorpres-sung überbrücken können, was ein ausreichendes Ringvolumen(Profilbreite) voraussetzt. Zum anderen muß der Dichtungsrük-ken den Spalt überbrücken können, ohne hineingepreßt zuwerden. Da in aller Regel der Gleitspalt ohne Berücksichtigungdes Betriebsdruckes festgelegt wird, muß man die Dichtung demDruck anpassen. Das bedeutet die Wahl von Werkstoffen mithöherer Shore-Härte oder auch von Gewebewerkstoffen, wenngrößere Drücke vorgesehen sind und von Backringen aus har-tem, meist thermoplastischem Material oder gefülltem PTFE(siehe Kapitel 7). Den Zusammenhang zwischen der Profilbreiteund dem Durchmesser einer Dichtung einerseits und dem Druckund der Temperatur andererseits auf das zu tolerierende Spalt-maß "e" vermitteln die Nomogramme in Bild 5.8 und 5.9 (siehefolgende Seiten).Spaltmaß "e" ist der größte zulässige Spalt am Rücken einerDichtung und nicht auf den Radius oder Duchmesser bezo-gen!!

Bild 5.8 Bild 5.9d/D = Dynam. Dichtungs-Ø 90 mm* 100 mm*S = Profilbreite 7,5 mm 6 mmP = Druck 315 bar 100 bart = Temperatur 80 °C 80 °C

* Hier ist der Durchmesser anzugeben, auf dem die Dichtunggleitet und nicht der statische Durchmesser (Nutgrund bzw.Festsitz). Also beim Kolben der Außen-Ø (D), bei der Stange derInnen-Ø (d) der Dichtung.Verlängern Sie die Verbindungslinie d/D–S und P–T jeweils zumSchnittpunkt mit der Zapfenlinie x1 bzw. x2. Nach Verbindung derbeiden Zapfenlinienpunkte können Sie den Spalt »e« (0,16 mmBild 5.8 bzw. 0,18 mm Bild 5.9) ablesen.

Bedingungen:1. Oberflächen nach unseren Empfehlungen2. Flüssigkeiten mit Schmierwirkung.

Bei besonderen Betriebsbedingungen, z. B. nichtschmierendeFlüssigkeiten wie Wasser, Säuren, Laugen, wenden Sie sichbitte an unsere Abteilung Anwendungstechnik. Die Nomogram-me sind jeweils für den "schlimmsten Fall entwickelt, d. h.stemmende Fahrweise (bei Stangen z. B. Plungerfahrweise,Erklärung siehe Bild 5.6) und weichstes Material in der Gruppe(bei z. B. 85 Shore A für Polyurethane und bei NBR 70 Shore A).

5.2 Sealing gapThe extrusion gap is particularly difficult to control because whenthere are moving surfaces a clearance is needed and the "slidinggap" must be dimensioned with this in mind. Generally thetolerances are H7 - H9 / f8 - e8 which is also the range recommen-ded in ISO 5597 standard.

The extrusion gap is enlarged by the elastic expansion (dilata-tion) of the tube when it is pressurised and this must be taken intoaccount when selecting the seal. It is necessary to specify asuitable wall thickness for the tube to have an acceptableextrusion gap at high pressure.

The seal design must have a strong back surface or heel toprevent the corner entering the gap and being damaged.

It must also have adequate pre-load to adjust the gap whichrequires the seal to have sufficient volume (profile width). It isusual to dimemsion the extrusion gap without taking into accountthe operating pressure, but it must be considered when selectinga seal.If the pressure is higher than that specified for the seal, a hardermaterial will be needed at the back of the seal. This could be ahard fabric material or a back-up ring of a thermoplastic materialor filled PTFE (see chapter 7).

The correlation between cross-section and diameter of a seal onthe one hand and between pressure and temperature on theother hand with respect to gap "e" is shown in the nomogramsfig. 5.8 and 5.9 (see following pages).

Gap dimension "e" is the maximal allowable gap at the heelof the seal and not related to the radius or diameter!!

Fig. 5.8 Fig. 5.9d/D = Dynam. diameter 90 mm* 100 mm*S = Cross-section 7,5 mm 6 mmP = Pressure 315 bar 100 bart = Temperature 80 °C 80 °C

* Insert the dynamic diameter and not the static one (groove dia.or tight fit). Means cylinder diameter for the piston seal (D) androd diameter for the rod seal (d).

Extend the connecting line d/D–S and P–t to line x1 respect x2.Connect the two intersections and read on scale »e« (0,16 mmfig. 5.8 resp. 0,18 mm fig. 5.9) the allowable gap.

Conditions:1. Surface quality according to our recommendations2. Lubricating fluids.

For special conditions, e. g. nonlub fluids, water, acids, alcalies,please contact our Consultancy Service.The nomographs have been developed for the "worst case", thatmeans pushing conditions (for the rod e. g. plunger conditions,explanation see fig. 5.6) and softest material in the correspon-ding group (e. g. 85 Shore A for polyurethanes and 70 Shore Afor NBR).


Wird bei der Anwendung der Dichtung nicht stemmend gefah-ren, können die Spaltmaße um 25 % vergrößert werden.Wenn anstelle von 85 Shore A-Polyurethanen ein Material von93 Shore A oder anstatt 70 Shore NBR ein Material von 85 Shoreverwendet wird, kann der Extrusionsspalt nochmals um 15 %vergrößert werden (Zwischenwerte ermitteln).

If the application is not in a pushing mode, the extrusion gap canbe increased for 25 %.If instead of a 85 Shore A polyurethane a 93 Shore material orinstead of a 70 Shore NBR a 85 Shore material is used, theextrusion gap can be increased another 15 % (intermediatevalues to be balanced).

Diagramm zur Auslegungder Härte von ruhendenO-Ring-Abdichtungen

Diagram for selection ofO-ring hardness - static seal

Auspressung

Extrusion

keine Aus-pressungno Extrusion

Härte / Hardnessin Shore A

0.1 0.2 0.3 0.4 0.5 0.6 0.7 0.8 0.9 1.0

Gesamtes Durchmesserspiel in mm / Total diameteral play (mm)

Bet

riebs

druc

k in

bar

/ Wor

king

pre

ssur

e (b

ar)

600

400

300

200

100

80

60

40

30

20

108

Bild 5.7: Diagramm zur Auslegung von ruhendenO-Ring-Abdichtungen

Fig. 5.7: Diagram for selection of O-ring hardness -static seal.

Bitte beachten Sie:1. Das Diagramm basiert auf 100.000 Druckzyklen bei 60 Zyklen/min.2. Bei Fluorsilikon- und Silikonwerkstoffen muß die angegebene

zulässige Spaltweite halbiert werden.3. Das Diagramm gilt bis zu Temperaturen von 70 °C.4. Zylinderausdehnungen unter Druck sind nicht berücksichtigt.

Please note:1. The diagram is based on 100 000 pressure cycles at 60 cycles/min.2. The allowable gap for silicone and fluorosilicone is a half of the

recommended gap.3. The diagram is valid to a temperature of 70 °C.4. The barrelling of cylinders under pressure is not considered.

908070

A B B A

Stange / Rod

S

S

A = stemmend/pushing

B = ziehend/pulling

Das Diagramm in Bild 5.7 zeigtdie Auspreßkurven von Ela-stomeren unterschiedlicher Här-te in Abhängigkeit von dem je-weiligen Betriebsdruck und demmax. möglichen Durchmesser-spiel. Muß mit dem sogenann-ten "Atmen" gerechnet werden,was z.B. bei einem Zylinder un-ter sehr hohem Druck der Fallsein kann, so muß dies zusätz-lich berücksichtigt und in dasgesamte Durchmesserspiel miteingerechnet werden. Gegen-über den im Diagramm angege-benen Werten für den zulässi-gen Spalt bzw. das max. mögli-che Durchmesserspiel ist je nachden Einsatzbedingungen ein Si-cherheitsfaktor empfehlenswert.Beim Auftreten von Querkräftenist zu bedenken, daß dadurchder Kolben einseitig anliegt,wodurch der Spalt auf der Ge-genseite doppelt so groß wirdund trotzdem von der Dichtungüberbrückt werden muß, ohnedaß sie zerstört wird. Das istumso schwieriger, je weicher derWerkstoff und je höher der Druckist. Bei Nacharbeiten (Aufhonen)des Zylinders kann man bis ca.0,3 mm Durchmesserzunahmei.a. Dichtungen und Führungenwieder verwenden. Über 0,3 mmmuß die Führung meist nachge-arbeitet werden. Die Dichtungkann auch das überbrücken,wenn sie ein genügend großesEinbauvolumen aufweist.

Fig. 5.7 shows the extrusion cha-racteristics for elastomers of dif-ferent hardness. When consi-dering the danger of extrusionat a particular pressure and dia-meteral clearance gap, the ten-dency of metal parts to "breath"under fluctuating pressures cannot be ignored. The total diame-trical play must be taken be-cause, in general, eccentricity isto be expected, within limits. Inaddition to pressure and tempe-rature other factors play an im-portant role in interpreting theextrusion diagram. To allow forthe influence of temperatureand wear a safety factor is ne-cessary.When radially, or side loaded,the piston will have lateral con-tact, this will result in increasingthe gap on the opposite side totwice the original size. The sealhas to bridge this extrusion gapand not be destroyed. Which ismore difficult with softer materi-als and higher pressures.Re-working, by re-honing, thecylinder diameter to about 0,3mm oversize allows the originalsize of seal and guidance ringsto be used. If the increase ex-ceeds 0,3 mm, the guidancerings will have to be replacedwith a larger cross-section butusually the seal can be the origi-nal size if its volume is sufficient-ly high.

Bild / Fig. 5.6Stemmende und

ziehende FahrweisePushing and pulling

conditions

Kolben / Piston


S (mm)

T (°C)

d/D (mm)

e (mm)

MPa bar

P

ISO

-Sta

ndar

ddru

ckIS

O-S

tand

ard

pres

sure

Tem

pera

ture

insa

tzgr

enze

PU

RT

empe

ratu

re li

mit

for

PU

R

Ein

satz

von

Bac

krin

gen

Ant

i ext

rusi

on r

ings

obl

igat

ory

30 30

2826

2425

2220 20

18

1615

1412,5

12

10

7,5

5

43,5

8

6

4

2

10

500

∞

300

200

100

80706050

40

30

0

220

160

125100

80

63

50

40

32

25

20

10

20

16

12

10

400320250

1,0

0,9

0,8

100

0,7

0,6

0,5

0,4

0,3

0,2

0,1

0

10009080

70

60

50

40

30

20

10

8

6

4

2

1

0

800

630

500

400

315

250

160

100

10

8

5

-40

20

10

0

-10

-20

-30

30

50

60

40

70

80

90

100

110

120

130

2

1

Bild 5.8: Zulässige Spaltmaße »e« für PUR-Dichtungen Shore A ≥ 85 und HartgewebedichtungenFig. 5.8: Maximum Gap Allowance »e« for PUR Seals of Shore A ≥ 85 and cotton-reinforced Seals


T (°C)

ISO

-Sta

ndar

ddru

ckIS

O-S

tand

ard

pres

sure

Ant

i ext

rusi

on r

ings

obl

igat

ory

S (mm)

d/D (mm)

e (mm)

MPa barP

Ein

satz

von

Bac

krin

gen Ein

satz

von

/ U

se o

f

30 30

28

2425

26

22

20 20

0

2

3,545

4

6

7,58

10

12,5

15

10

12

14

16

18

200

70

32

25

20 20

10 10

12

16

30

40

50

60

80

63

40

50

100125

160220250320

80

100

300400400

500

∞

0,5

0

0,1

0,2

0,3

0,4

250

160

20

10 100

10

8

6

4

2

8

5

0

-40

-30

-20

-10

0

10

20

30

40

50

60

70

80

90

100

110

120130

140150160170180190200

NB

RH

NB

RF

PM

2

1

Bild 5.9: Zulässige Spaltmaße »e« für NBR-, HNBR- u. FPM-Dichtungen im Härtebereich 70 bis 85 Shore AFig. 5.9: Maximum Gap Allowance »e« for NBR, HNBR and FPM seals between 70 up to 85 Shore A


6. Dichtungswerkstoffe

6.1. Allgemeine ZusammenhängeIst bekannt, wie die verschiedenen Gummiwerkstoffe undSchmierstoffe chemisch aufgebaut sind und wie sie miteinanderreagieren, so ist es leichter, die richtige Auswahl des Werkstof-fes zu treffen.

Der weitaus größte Teil der Dichtungen besteht aus Polymer-werkstoffen. Unter Polymeren versteht man organische Stoffe,die aus sehr großen Molekülen (Makromolekülen) bestehen.Diese entstehen durch Aneinanderreihung (Polymerisation) vonsehr vielen kleinen Moleküleinheiten, die man Monomere nennt.

Wenn nur ein chemisch einheitliches Monomer (z.B. Ethylen-Gas) zur Polymerisation gebracht wird, nennt man das entste-hende Produkt Homopolymer (z.B. der Kunststoff Polyethylen).Sind zwei oder mehr Monomere am Aufbau des Polymersbeteiligt (z.B. Ethylen- und Propylen-Gas) dann spricht man vonCopolymeren (z.B. Ethylen-Propylen-Kautschuk).

Je nach Anordnung der verschiedenen Monomere (z.B. A undB) im Makromolukül des Copolymers unterscheidet man imwesentlichen drei Typen von Copolymeren (Bild 6.1):

- Statische Copolymere (zufällige Anordnung der Monomere)

- Block-Copolymere (blockweise bzw. segmentweise An-ordnung der Monomere)

- Pfropf-Copolymere (nachträgliches Polymerisieren vonMonomeren als Seiten-Ketten auf eine bereits bestehendePolymer-Hauptkette)

Polymerwerkstoffe lassen sich nach ihren deformationsmecha-nischen Eigenschaften bei Raumtemperatur in vier Gruppeneinteilen:

- Plastomere(= Thermoplaste)

- Elastomere (= Gummi bzw.vernetzter Kautschuk)

- Thermoplastische Elastomere(TPE)

- Duromere(= Duroplaste)

6. Sealing materials

6.1. GeneralKnowing the chemical structure of various rubbers and lubricants,and how they react with one another, simplifies choosing theappropriate compound.

Seals made from polymer materials constitute the majority of allsealing elements. Polymers are understood to be organiccompounds that consist of very large molecules (macro-molecules). These macromolecules in turn consist of smallergroups of molecules (monomers) that are arranged together inrows (polymerization).When only one monomer (i.e. Ethylene gas) is polymerized theproduct is referred to as a homopolymer; an example is theplastic polyethylene. When two or more monomers are involvedin the polymer’s structure (i.e. ethylene and propylene gas) theresult is referred to as a copolymer (i.e. ethylene-propylenerubber).

Depending on the arrangement of the different monomers (i.e.A and B) in the macromolecule of a copolymer (fig. 6.1), thedifferent copolymers can be divided into the following threecategories:

- static copolymers (random order of the monomers)

- block-copolymers (blocked or segmented arrangement ofthe monomers)

- graft-copolymers (additional polymerization of monomers inthe form of side chains connected to an existing polymerprimary chain).

Polymers can be divided into four different groups depending ontheir deformation characteristics at room temperature.

- plastomers(= thermoplastics)

- elastomers(= cross-linked rubber)

- thermoplastic elastomers(TPE)

- duromers(= duroplastics)

-A-A-B-A-B-B-A-A-A-B-B-A-B-statische Copolymere / static copolymers

-A-A-A-A-B-B-B-B-B-A-A-A-Block-Copolymere / Block-copolymers

-A-A-A-A-A-A-A-A-B-B-B B-B-B

Pfropf-Copolymere / Graft-copolymers

Bild 6.1: Monomeranordung in CopolymerenFig. 6.1:Monomer sequencing in a copolymer


Die für Dichtungen verwendeten Werkstoffe sind zum größtenTeil Elastomere. Für extreme Betriebsbedingungen (z.B. höhe-re Drücke, Wasser als Druckmedium) setzt man mit Textilienverstärkte Elastomere, die sogenannten Gewebe-Werkstoffeein. In Sonderfällen kommen Werkstoffkombinationen zum Ein-satz wie z.B. Gummi mit Thermoplasten, Duroplasten oderMetallen. Für die Herstellung solcher Kombinationen werdenhäufig spezielle Haftmittel verwendet.

6.2 Übersicht über Dichtungsmaterialien

6.2.1 PlastomerePlastomere, auch Thermo-plaste genannt, sind aus Ma-kromolekülen aufgebaut, dievöllig unabhänig voneinan-der sind (Bild 6.2 “a”). Sielassen sich durch Einwirkungvon Kräften plastisch defor-mieren, d.h. die Formände-rung bleibt nach der Entspan-nung bestehen. Für dieFormgebung wird das Mate-rial bei erhöhter Temperaturgeschmolzen und in einergekühlten Form wieder ver-festigt.

Zu den Plastomeren gehö-ren u.a. Polyethylen, Po-lypropylen, PVC, Polystyrol,Polyamide, Polyacetale, Po-lycarbonate und PTFE (z.B.Teflon ).

The most often used sealing materials are elastomers. Fabricreinforced elastomers are used for extreme operating conditions(high pressures, water as the pressure fluid). In special casesrubber combined with thermoplastics, duroplastics, or metal areused. Production of such complex combinations requires specialbonding agents.

6.2 An overview of sealing materials

6.2.1 PlastomersPlastomers, also referred toas thermoplastics, are for-med from completely inde-pendent macromolecules(fig. 6.2 "a"). They deformreadily under a load and re-tain their deformed shapewhen the load is removed.During moulding this materi-al melts at high temperatu-res and regains its hard stateduring cooling.

Plastomers include poly-ethylene, polypropylene,PVC, polystyrol, polyamide,polyacetal, polycarbonate,and PTFE (i.e. Teflon® ).

Duromere - engmaschigeVernetzungThermosetting plastics- tight-meshed crosslinking

Bild 6.2: Schematicpresentation of polymermacromolecular materials

Elastomere - weitmaschigeVernetzungElastomere - wide-meshedcrosslinking

Plastomere - keine VernetzungPlastomere - no crosslinking

Thermoplastische Elastomere -physikalische VernetzungThermoplastic elastomers- physical crosslinking

Bild 6.2: Schematische Dar-stellung der Makromolekülevon Polymerwerkstoffen

a) b)

c) d)

Bild 6.3: Schemat. Darstellung der Makromoleküle von Kautschuk u. Gummi

Fig. 6.3: Schematic representation of macromolecules in rubber and elastomers

Gummi (vernetzt)Rubber (crosslinked)

Kautschuk (unvernetzt)Rubber (no cross-linksunvulcanized)


6.2.2 ElastomereBei Elastomeren bzw. Gummi sind die Makromoleküle durchchemische Bindungen dreidimensional weitmaschig vernetzt(Bild 6.2 “b”). Der Ausgangsrohstoff für Elastomere ist dervorwiegend thermoplastische Kautschuk, zu dem verschiedeneZusatzstoffe (z.B. Füllstoffe, Weichmacher, Vulkanisiermittel,Vulkanisationsbeschleuniger, Alterungsschutzmittel usw.) ein-gemischt werden. Nach der Herstellung der Kautschukmischun-gen erfolgt die Vulkanisation bzw. Vernetzung. Dabei handelt essich um eine chemische Reaktion, bei der die Kautschuk-Makromoleküle an ihren reaktionsfähigen Stellen miteinanderverknüpft werden (Bild 6.3). Diese Verknüpfung bzw. Vernet-zung führt zu einer Fixierung der Ketten untereinander undverhindert den Übergang in den plastischen Zustand bei Erhö-hung der Temperatur. Elastomere können daher im Gegensatzzu den Plastomeren nicht schmelzen sondern werden bei Über-schreiten der zulässigen Höchsttemperatur chemisch zersetzt.Ferner werden Elastomere von Flüssigkeiten nicht aufgelöstsondern aufgequollen.Eine grobe Zuordnung der Elastomere bietet die Elastomerba-sis bzw. der verwendete Hauptrohstoff Kautschuk, der dieGrundeigenschaften des Elastomers bestimmt.Die verschiedenen Kautschukarten haben internationale Kurz-bezeichnungen die in DIN/ISO 1629 festgelegt sind. Bild 6.4 gibteinen Überblick über die wichtigsten Kautschukarten und ihreBezeichnungen.In Bild 6.5 sind die wichtigsten Elastomere nach Mineralölbe-ständigkeit in 2 Gruppen aufgeteilt. Die nicht mineralölbeständi-gen Elastomere, auch unpolare Elastomere genannt, sind reineKohlenwasserstoffpolymere, deren Makromoleküle nur ausKohlenstoff- und Wasserstoffatomen bestehen.

Die mineralölbeständigen Elastomere, auch polare Elastomeregenannt, haben im Makromolekül außer Kohlenstoff- und Was-serstoffatomen andere Atome (z.B. Chlor, Fluor) oder Atom-gruppen (z.B. Nitril-, Estergruppen), die eine Polarität im Makro-molekül hervorrufen. Ihre Vulkanisate sind, wenn auch in unter-schiedlichem Maße, mineralölbeständig.

Ein weiteres wichtiges Unterscheidungsmerkmal ist die Auftei-lung der Elastomere in gesättigte, schwach ungesättigte undungesättigte (Bild 6.6). Die gesättigten Elastomere haben inihren Molekül-Hauptketten keine Doppelbindungen (reaktions-fähige Stellen) sondern nur Einfachbindungen. Aufgrund desFehlens der Doppelbindungen bzw. der reaktionsfähigen Stel-len im Makromolekül, sind die gesättigten Elastomere stabil undreaktionsträge. Sie reagieren also nicht leicht mit Sauerstoff undOzon, d.h. sie weisen im allgemeinen eine gute Alterungsbe-ständigkeit auf.Ungesättigte Elastomere dagegen verfügen über Doppelbin-dungen in der Hauptkette und sind daher reaktionsfähig. Siereagieren leicht mit Sauerstoff und Ozon und zeigen somit einemehr oder weniger unbefriedigende Alterungsbeständigkeit,die von der Anzahl der Doppelbindungen in den Hauptkettenabhängt. je mehr Doppelbindungen desto geringer ist die Alte-rungsbeständigkeit. Elastomere deren Makromoleküle über einegeringe Anzahl von Doppelbindungen in kurzen Seitenketten(nicht aber in den Hauptketten) verfügen, zählen zu den gesät-tigten, weil die gesättigten Hauptketten bei einem Oxidations-prozeß unverändert bleiben.

6.2.2 ElastomersElastomers are formed by a 3-dimensional chemical cross-linking of the macromolecules (fig. 6.2. "b"). The raw material forelastomers is predominantly a thermoplastic to which variousadditives (i.e. fillers, platicizers, vulcanization agents,accelerators, age-resistors etc.) are mixed. Mixing of the rubbercompound is followed by vulcanization or cross-linking.

This involves a chemical reaction in which the rubber macro-molecules are tied together at their reactive points (Figure 6.3).

This cross-linking fixes the macromolecular chains together andprevents reversion to a plastic state at increased temperatures.In contrast to thermoplastics, elastomers do not melt; they beginto chemically decompose when the maximum allowabletemperature is exceeded.

Moreover, elastomers swell in liquids rather than dissolve.

Elastomer compounds can be categorized into groups based ontheir primary rubber component; the type of rubber determinesthe elastomer’s fundamental characteristics.Abbreviations for the different types of rubber are listed in DIN/ISO 1629; Figure 6.4 provides an overview of the most importanttypes.

The most common elastomers are divided into two groupsbased on their mineral oil resistance (Figure 6.5). Elastomersnot compatible with mineral oil are referred to as nonpolar, andare pure hydrocarbon polymers in which the macromoleculesconsist only of carbon and hydrogen atoms.

Elastomers compatible with mineral oil are referred to as polar,and in addition to carbon and hydrogen atoms, also containother atoms such as chloride or fluorine, or groups of atoms suchas nitrile and ester. Their vulcanizates, although to differentdegrees, are mineral oil resistant.

Another means to differentiate between elastomers is to dividethem into saturated, partly saturated, and unsaturated groups(Figure 6.6). Saturated elastomers have single bonds ratherthan double bonds (reactive points) in their primary moleculechains. The absence of double bonds in the macromoleculemake saturated elastomers stabile and inert. They do not reactreadily with oxygen and ozone which means they possess goodresistance to aging.

On the contrary unsaturated elastomers possess double bondsin their primary chain and are therefore more reactive. Theyreact readily with oxygen and ozone, and their consequent pooraging resistance depends on the number of double bonds intheir primary chain; the greater the number of double bonds, themore vulnerable to aging. Elastomers that have small numbersof double bonds in their short side chains, and none in theprimary chains, are included in the saturated group. This isbecause during the oxidation process the primary chain remainsunchanged.


Abk.1 Chemische Bezeichung Beispiele 2

BR Butadien-Kautschuke Buna CB, Ameripol(meist im Verschnitt)

CR Chloropren-Kautschuke Neoprene, Baypren

IIR Isobuten-Isopren-Kautschuke Polysar, Butyl(Butyl-Kautschuke)

IR Isopren-Kautschuke Natsyn

NBR Acrylnitril-Butadien-Kautsch. Perbunan,Chemigum

Hydrierte Acrylnitril-Butadien- Therban, ZetpolKautschuke (HNBR)

NR Natur-Kautschuke

SBR Styrol-Butadien-Kautschuke Buna Hüls, Cariflex S

ACM Polyacrylat-Kautschuke Cyanacryl, Hycar

AEM3 Ethylen-Acrylat-Kautschuke Vamac

CSM Chlorsulfoniertes Polyethylen Hypalon

EPDM Ethylen-Propylen-Dien-Kautsch. Keltan, Nordel

EPM Ethylen-Propylen-Kautschuke Keltan, Dutral

FPM Fluor-Kautschuke Viton, Fluorel,Tecnoflon

FFKM3 Perfluor-Kautschuke Kalrez, Parofluor

VMQ Vinyl-Methyl-Silicon-Kautsch. Silopren

FMQ Fluorsilicon-Kautschuke Silastic

ECO Epichlorhydrin-Kautschuke Hydrin

AU Polyester-Urethan-Kautschuke Urepan, Pellethane

EU Polyether-Urethan-Kautschuke Adiprene

YBPO3 Thermoplast. Polyetherester Hytrel

1 Abk. (ISO 1629; 1987 E)2 Beispiele (Handelsbezeichungen) ®3 Bezeichnung nach ASTM 1418

Bild 6.4: Die gebräuchlichsten Kautschuke

Abbrev.1 Chemical designation Examples2

BR Butadiene Rubbers Buna CB, Ameripol(mostly in blends)

CR Chloroprene Rubbers Neoprene, Bayprene

IIR Butyl Rubbers Polysar, Butyl

IR Isoprene Rubbers Natsyn

NBR Nitrile Butadiene Rubbers Perbunan,Chemigum

Hydrogenated Nitrile Therban, ZetpolButadiene Rubbers (HNBR)

NR Natural Rubbers

SBR Styrol Butadiene Rubbers Buna Huls, Cariflex S

ACM Polyacrylate Rubbers Cyanacryl, Hycar

AEM3 Ethylene Acrylate Rubbers Vamac

CSM Chlorsulfonated Polyethylene Hypalon

EPDM Ethylene Propylene Diene Rubb. Keltan, Nordel

EPM Ethylene Propylene Rubbers Keltan, Dutral

FPM Fluorocarbon Rubbers Viton, Fluorel,Tecnoflon

FFKM3 Perfluoro Rubbers Kalrez, Parofluor

VMQ Vinyl Methyl Silicone Rubbers Silopren

FMQ Fluoro Silicone Rubbers Silastic

ECO Epichlorohydrine Rubbers Hydrin

AU Polyester Urethane Rubbers Urepan, Pellethane

EU Polyether Urethane Rubbers Adiprene

YBPO3 Thermoplastic Polyetherester Hytrel

1 Abbrev. (ISO 1629; 1987 E)2 Examples (Trade Names) ®3 ASTM 1418 designation

Fig. 6.4: The most commonly used rubbers

Elastomere

Nicht mineralölbest.1 Mineralölbeständig2

BR SBR CR AEM FFKMIIR EPDM NBR CSM VMQIR EPM HNBR FMQ YBPONR ACM ECO

FPM AU / EU

1 Unpolare/ 2 Polare Elastomere bzw. Kohlenwasserstoff-Elastomere

Bild 6.5: Einteilung der Elastomere nach Mineralölbeständigkeit

Elastomer

Not mineral oil resistant1 mineral oil resistant2

BR SBR CR AEM FFKMIIR EPDM NBR CSM VMQIR EPM HNBR FMQ YBPONR ACM ECO

FPM AU / EU

1 Non polar/ 2 Polar elastomers i.e. hydrocarbon elastomers

Fig. 6.5: Elastomers categorized by mineral oil resistance


Elastomere

gesättigt schwach gesättigt stark ungesättigt(Seitenk. ungesättigt) (in der Hauptkette) (in der Hauptkette)

Ozonbeständigkeit Ozonbeständigkeit Ozonbeständigkeit

ausgezeichnet gut – sehr gut befrie- unbefrie-digend digend

ACM AEM IIR CR BRCSM EPDM HNBR IREPM FPM NBRFFKM VMQ NRFMQ ECOAU/EU* YBPO*

* hydrolyseanfällig

Bild 6.6: Einteilung der Elastomere nach der Sättigung bzw.Ozonbeständigkeit

Elastomers

saturated partly saturated unsaturated(short side chain unsat.) (in the primary chain) (in the primary chain)

ozone resistance ozone resistance ozone resistance

excellent good - very good satis- poorfactory

ACM AEM IIR CR BRCSM EPDM HNBR IREPM FPM NBRFFKM VMQ NRFMQ ECOAU/EU* YBPO*

* hydrolysis prone

Fig. 6.6: Elastomers categorized by saturation respectivelyozone resistance

Elastomere

nicht mineralölbeständig

Ozonbeständigkeit

ausgezeichnet gut – sehr gut unbefrie-digend

EPM IIR BREPDM IR

NRSBR

Elastomere

mineralölbeständig

Ozonbeständigkeit

ausgezeichnet gut – sehr gut befrie- unbefrie-digend digend

ACM AEM HNBR CR NBRCSM FPMFFKM VMQFMQ ECOAU/EU* YBPO*

* hydrolyseanfällig

Bild 6.7 Einteilung der Elastomere nach Mineralöl- undOzonbeständigkeit

Elastomers

not mineral oil resistant

Ozone resistance

excellent good - very good poor

EPM IIR BREPDM IR

NRSBR

Elastomers

mineral oil resistant

Ozone resistance

excellent good - very good satis- poorfactory

ACM AEM HNBR CR NBRCSM FPMFFKM VMQFMQ ECOAU/EU* YBPO*

* hydrolysis prone

Fig. 6.7 Elastomers categorized by mineral oil and ozoneresistance

In Bild 6.7 sind die wichtigsten Elastomere nach Polarität bzw.Ölbeständigkeit und Ozonbeständigkeit eingeteilt.

Bild 6.8 gibt einen Überblick über die thermischen Anwendungs-bereiche der gebräuchlichsten Elastomertypen. Die angegebe-nen Temperaturbereiche sollen nur als Richtwerte angesehen

In Figure 6.7 the most important elastomers are categorized bypolarity, oil resistance, and saturation.

Figure 6.8 provides an overview of the temperature operatingranges for the most commonly used elastomers and should beused only as an orientation. Additionally, the elastomer


abbreviations differentiate betweenthe different types. Each categorycontains numerous variants that sharecommon fundamental characteristics,and may vary in their specificproperties depending on thecompound formula. The DIN/ISOabbreviation merely indicates thecompound’s basic elastomer.

The price index shown in Figure 6.9reflects the average prices forcommonly used rubber types beforevulcanization compared to SBRcompounds (SBR=1). Example: a pre-vulcanized FPM compound is on theaverage 30 times more expensivethan an SBR compound; MVQ 8.5,ACM 3.5, NBR 1.8 etc. These figuresserve only as a reference as com-pound prices may be greater or lessdepending on the application.

6.2.3 Thermoplasticelastomers (TPE)

Thermoplastic elastomers (TPE) area relatively new generation of materialsthat combine the significant propertiesof elastomers and plastomers. Theyfill the void between thermoplasticand elastomer materials by main-taining their elastic properties at typicalservice temperatures, and can beprocessed as a thermoplastic at hightemperatures; moulding does notrequire vulcanization. The polymer issimply melted and allowed to hardenas it cools in a mould.

The macromolecules of a thermo-plastic elastomer are linked by physicalforces rather than chemical bonds.When heated these physical forcesare overcome bringing the moleculesinto motion and allowing the materialto be deformed like a plastic. Duringcooling the physical thermal-reversi-ble cross-link structure returns; thedots in Figure 6.2 “c” symbolize thisprocess.

Elastomer- Temperatur-Bereich (°C)Basis Temperatur range

– +

CR 40 100IIR 40 120IR 55 90NBR 40 100HNBR* 25 150NR 55 90SBR 50 100ACM 20 150AEM 30 150CSM 20 120EPDM* 50 150FPM 20 200FFKM 0 250VMQ 60 200FMQ 60 175ECO 40 120AU 30 100YBPO* 50 100

* mit Peroxid vernetzt/Cured with peroxide

Bild 6.8: Thermischer Anwendungsbereich dergebräuchlichsten Elastomertypen (Richtwerte)Fig. 6.8: Thermal application ranges(guidelines) for common elastomers

werden. Dabei ist zu beachten, daß dieElastomerbezeichnungen Gattungendarstellen. Unter einer Bezeichnungstehen also eine Vielzahl von Qualitä-ten, die zwar ganz allgemeine Grundei-genschaften aufweisen, sich aber - jenach Rezeptur - in ihren spezifischenEigenschaften unterscheiden. Die DIN/ISO-Bezeichnung weist lediglich aufdie Elastomerbasis des Werkstoffeshin.Die in Bild 6.9 enthaltenen Preisanga-ben beziehen sich auf Durchschnitts-preise von unvulkanisierten Mischun-gen aus den gebräuchlichsten Kaut-schukarten im Vergleich zu SBR-Mi-schungen (SBR=1). Beispiele: eine un-vulkanisierte FPM-Mischung ist durch-schnittlich 30 mal teurer als eine SBR-Mischung, MVQ 8,5 mal, ACM 3,5 mal,NBR 1,8 mal usw. Diese Angaben, dienach bestem Wissen gemacht wurden,sollen als unverbindliche Hinweise be-trachtet werden und nur zur Orientie-rung dienen. Je nach Anwendungsfallkönnen die Kautschukmischungsprei-se höher oder niedriger liegen.

6.2.3 ThermoplastischeElastomere (TPE)

Bei den thermoplastischen Elastome-ren (TPE) handelt es sich um einerelativ junge Stoffklasse, bei der wich-tige Eigenschaften von Elastomerenund Plastomeren vereinigt sind. Sieschließen die Lücke zwischen Ther-moplasten und Elastomeren, in demsie sich bei Gebrauchstemperaturengummielastisch verhalten und bei hö-heren Temperaturen thermoplastischverarbeiten lassen. Die Formgebungerfordert also keine Vulkanisation. DasPolymer wird einfach geschmolzen undin einer gekühlten Form verfestigt.

Die Makromoleküle der thermoplasti-schen Elastomere /TPE) sind nicht che-misch sondern durch zwischenmole-kulare Kräfte physikalisch vernetzt.Beim Erhitzen werden diese Kräfteüberwunden. Somit erhöht sich dieBeweglichkeit der Moleküle und dasMaterial kann plastisch verformt wer-den. Beim Abkühlen bildet sich wiederdiese thermoreversible physikalischeVernetzungsstruktur, die im Bild 6.2 “c”mit Punkten symbolisiert ist.

A* B*

CR 2,5IIR 1,5IR 1,3NBR 1,8HNBR 11,0NR 0,9SBR 1,0ACM 3,5AEM 4,3CSM 2,7EPDM 1,5FPM 30,0FFKM 5600,0MVQ 8,5MFQ 75,0ECO 4,5AU/EU 4,5YBPO* 5,0

A* Kautschuk-Basis der RohmischungBase rubber of the mixture

B* Preis-Index (SBR = 1)Price index (SBR = 1)

Bild 6.9: Relativer Preis-Index der Rohstoffe vonverschied. Kautschuk-Mischungen (Richtpreise)Fig. 6.9: Relative price index for various types ofrubber mixtures


Thermoplastic elastomers can be divided into two groups:

-Block-copolymers

-Elastomer composites or blends

The most important types of TPE are listed in Figure 6.10.

The greatest advantage of thermoplastic elastomers overvulcanized elastomers is that they are easier to process.Disadvantages are their high compression set and their relativelypoor heat resistance.

6.2.4 Thermosetting plasticsThermosetting plastics is the name given to materials formed by3-dimensional, closely meshed, cross-linked macromolecules(Figure 6.2 “d”). The end products maintain their hardness up todecomposition temperature without melting. Thermosettingplastics can be deformed minimally, yet elastically, under largeloads.

The manufacture of moulded parts from thermosetting plasticmaterials is similar to that of elastomers in that a chemicalreaction leads to an irreversible crosslinking. The number ofcrosslinks greatly exeeds that of elastomers. Typical thermo-setting plastics include Phenoplasts and Aminoplasts.

TPE-Klasse Beispiele TPE-Classification Example

Handelsbez. ® Trade Name

Block-Copolymere: Block-copolymer:

- Thermoplastische Polyurethane (AU, EU) Desmopan, - Thermoplastic Polyurethane(AU,EU) Desmopan,Pellethane Pellethane

- Polyetherester Hytrel, Arnitel - Polyetherester Hytrel,Arnitel

- Polyetheramide Pebax - Polyetheramide Pebax

- Styrol-Triblock-Copolymere: - Styrol 3-block Copolymers:

SBS (Styrol-Butadien-Styrol) Cariflex TR SBS (Styrol-Butadien-Styrol) Cariflex TR

SIS (Styrol-Isopren-Styrol) Solprene SIS (Styrol-Isoprene-Styrol) Solprene

SEBS (Styrol-Ethylen/Butylen-Styrol) Kraton G SEBS (Styrol-Ethylene/Butylene-Styrol) Kraton G

Elastomer-Legierungen bzw. -Verschnitte: Elastomer Blends

- EPDM/PP (vernetzt. EPDM/Polypropylen) Santoprene - EPDM/PP (crosslinked EPDM/Polypropylene) Santoprene

- NBR/PP (vernetztes NBR/Polypropylen) Geolast - NBR/PP(crosslinked NBR/Polypropylene) Geoplast

- EVA/PVDC (Ethylenvinylacetat/ - EVA/PVDC (Ethylene-vinyl-acetate/ Alcryn

Polyvinylidenchlorid) Alcryn Polyvinylchloriede)

- NR/PP (vernetzter NR/Polypropylen) Thermoplast. - NR/PP (crosslinked NR/Polypropylene) Thermoplastic

Natur-Kautschuk natural rubber

Bild 6.10: Die gebräuchlichsten TPE-Typen Fig. 6.10: Most common types of TPE

Thermoplastische Elastomere lassen sich in 2 Hauptgruppenunterteilen:

- Block-Copolymere

- Elastomer-Legierungen bzw. -Verschnitte

Die wichtigsten TPE-Typen sind in Bild 6.10 zusammengestellt.

Der große Vorteil von thermoplastischen Elastomeren gegen-über vulkanisierten Elastomeren liegt in der wesentlich einfa-cheren Verarbeitung. Nachteilig sind jedoch der hohe Druckver-formungsrest und die relativ geringe Wärmebeständigkeit.

6.2.4 DuromereDuromere, auch Duroplaste genannt, ist der Oberbegriff für eineStoffklasse, die aus dreidimensional engmaschig vernetztenMakromolekülen aufgebaut ist (Bild 6.2 “d”). Die Produkte sinddaher hart bis zur Zersetzungstemperatur, ohne vorher aufzu-schmelzen. Mit hohen Kräften lassen Duromere sehr geringe,aber elastische Deformation zu.

Die Herstellung von Formteilen aus duroplastischer Masseerfolgt wie bei den Elastomeren durch chemische Reaktionen,die zu irriversiblen Vernetzungen führen. Der Vernetzungsgradist allerdings wesentlich größer als bei Elastomeren. Als klassi-sche Duromere gelten die Phenoplaste und Aminoplaste.


6.3. Eigenschaften vonDichtungswerkstoffen

6.3.1 Werkstoffspezifikationen –oder was sagen uns die Werte

Um die Funktionssicherheit und Lebensdauer von Dichtungen zugewährleisten, muß man die Eigenschaften der verwendetenGummiwerkstoffe genau kennen. Hierzu gibt es eine Vielzahlgenormter und nicht genormter Prüfungen. Grundsätzlich lassensich die Eigenschaften in vier wichtige Kategorien unterteilen:

a) mechanische Eigenschaften.b) thermische Eigenschaften.c) chemische Eigenschaften.d) elektrische Eigenschaften

Diese Eigenschaften werden in Form von Kennwerten oderVerträglichkeitenfür jede Mi-schungsrezepturbzw. Gummiqua-lität ermittelt. Einebesondere Be-deutung kommthierbei den me-chanischen undphysikalischen Ei-genschaften zu.Eine Vielzahl vonKennwerten wirdhier für jede ferti-ge Mischung, diedie Mischerei ver-läßt ermittelt bzw.gemessen. Nur soist eine gleichblei-bende Qualitätüber Jahre ge-währleistet. Die Ei-genschaften diegeprüft werdensind in einemWerkstoff-Daten-blatt festgehalten(Bild 6.11a,b,c).Die einzelnen Prü-fungen sind ge-normt. Beim Ver-gleich von Kenn-werten ist jedochunbedingt daraufzu achten, daß dieWerte auch nachder gleichen Normgeprüft wurden.Zum Beispiel dieRe iß fes t i gke i toder die Rückpral-

6.3. Characteristics ofsealing materials

6.3.1 Compound specifications –or what do the values mean

In order to guarantee the reliability and service life of a seal, onemust know the characteristics of the rubber compound beingused. In this respect there exists a number of standard andnonstandard tests. In principle these characteristics can besorted into four major categories:

a) mechanical propertiesb) thermal propertiesc) chemical propertiesd) electrical properties

These properties are defined by characteristic values or thecompatibility be-haviour of eachcompound. Me-chanical and phy-sical propertiesplay an importantrole in this regard.A number of cha-racteristic valuesare measured foreach batch thatleaves the mixingdepartment. Thisis the only way toguarantee consi-stent quality overseveral years. Themeasured cha-racteristics are re-corded on a com-pound data sheet(Fig.6.11a,b,c).Each test is stan-dardized. Whencomparing valuesit is extremely im-portant to ensuretesting was con-ducted in accor-dance with thesame standards.An example is thetensile strengthtest conducted inaccordance withDIN and ASTM;because each testhas its own proce-dures and conditi-ons, the resultingvalues will be dif-Bild 6.11a: Werkstoff-Datenblatt Seite 1 / Fig. 6.11a: Compound data sheet page 1

Die Informationen beruhen auf dem heutigen Stand unserer Erkenntnisseund sind nach bestem Wissen erstellt.

The information is correct to our todays knowledge and to the best of our belief.



lelastizität nach DIN und ASTM geprüft; liefern gänzlich verschie-dene und auf Grund der unterschiedlichen Verfahren und Para-meter auch keine vergleichbaren Werte! Doch was bedeutet eseigentlich für eine fertige Dichtung, wenn z.B. die gemesseneHärte höher oder tiefer als die vorgegebene Härte liegt? Dazu imfolgenden eine Beschreibung der einzelnen Prüfverfahren mitErläuterung ihrer Bedeutung für die fertige Dichtung.

6.3.2 Mechanische und physikalischeEigenschaften

6.3.2.1 HärteEine zentrale Bedeutung hat die Härtemessung, die relativeinfach und schnell durchgeführt werden kann. Hierbei tretenjedoch häufig Probleme auf, die zu Mißverständnissen führen.

Härte ist ein Maß für den Widerstand, den ein Körper demEindringen einesanderen Körpersentgegensetzt.Für eine Härte-messung heißtdies, je tiefer derPrüfkörper in denPrüfling eindringt,desto geringer istdie Härte desPrüflings.Die Härte ist je-doch keine Mate-rialkonstante. Siehängt, bei glei-chem Werkstoff,vor allem von demPrüfver fahrenund der Geome-trie des Prüflingsab. Für Härteprü-fungen an Ela-stomeren werdenhauptsächl ichzwei Verfahrenangewandt (Bild6.12):a)Shore A bzw. Dnach DIN 53505(entsprechendISO 48 + ASTM2240)b) Kugeldruck-härte, IRHD nachDIN 53519 Blatt1+2 (entsprichtISO 1400/1818und ASTM 1414/1415)

ferent, and therefore cannot be used as a basis for comparison!What if the hardness measured on a finished part is greater orless than the specified value? The following paragraphs de-scribe the particular test methods and how they are applied tofinished seals.

6.3.2 Mechanical andphysical properties

6.3.2.1 HardnessHardness measurement, which is of key importance, is relativelysimple and fast. Still, there remain several problems that oftenlead to misunderstandings.

Hardness is a measure of the resistance of a body against thepenetration of an-other one. The de-eper the penetrati-on into a test speci-men the softer theelastomer.

Hardness is not amaterial constantand its value de-pends on the testmethod and thetest specimengeometry. Hard-ness testing con-sists of two primarymethods (Fig.6.12):a) Shore A con-ducted in accor-dance with DIN53505 (corre-sponds to ISO 48and ASTM 2240)b) InternationalRubber HardnessDegrees (IRHD) inaccordance withDIN 53519 Part 1and 2 (correspondsto ISO 1400/1818and ASTM 1414/1415). The advan-tage of these me-thods is that eachelastomer and di-mension has itsoptimized pro-cedure.

Bild 6.11b: Werkstoff-Datenblatt Seite 2 / Fig. 6.11b: Compound data sheet page 2



Der Vorteil dieser Verfahrensvielfalt ist, daß man für jedenElastomerwerkstoff und jede Abmessung ein optimales Verfah-ren hat. Der große Nachteil ist jedoch, daß die Härtewerte dereinzelnen Verfahren nicht dirket miteinander verglichen werdenkönnen. Die an einer 2 mm Prüfnormplatte ermittelte Mikrohärte(IRHD, Blatt 2) kann ca. +/- 3 Härtepunkte von der Shore A Härtedes gleichen Werkstoffs (6 mm Prüfnormplatte) abweichen. Inungünstigen Fällen können es sogar +/- 5 Härtepunkte sein (Bild6.13).Aber auch das gleiche Prüfverfahren liefert keine vergleichbarenWerte, wenn die Form des Prüflings (z.B. fertige Dichtung) vonder Form der Normprobe (eine 2 mm dicke Platte bei Mikro IRHDoder 6 mm dicke Platte bei Shore A) abweicht. Wie in Bild 6.14 zusehen ist, dringt die Meßkugel, bei sonst gleichen Bedingungen(Werkstoff aus der gleichen Mischung, Materialdicke unter derKugel gleich) in die konkave Oberfläche (z.B. einen O-Ring)stärker ein, als in eine ebene oder konvexe Oberfläche. Dasheißt, die gemessene Härte (“scheinbare Härte”) ist geringer alsdie wahre (Bild6.14).Am Beispiel von O-Ringen hat Parker-Hannifin anhandvon Ableitungen ausder Elastizitätstheo-rie, eine Berech-nungsformel ermit-telt, die es erlaubt,die an O-Ringen ge-messenen Mi-krohärtewerte zukorrigieren.Die gemesseneHärte ist so mit deran einer Normpro-be gemessenenMikrohärte (nichtShore A !) vergleich-bar. Die ermittelteFormel wurde durchMeßdaten an O-Ringen unterschied-licher Größe undWerkstoffe bestä-tigt.

The disadvantage is that values obtained from individual testmethods cannot be directly compared with each other. Themicro-hardness (IRHD, part 2) measured on a 2 mm thickstandard slab may vary +/-3 hardness points from the Shore Ahardness values measured on the same elastomer (6 mm slab).In some cases the difference may be as much as +/-5 points(Figure 6.13).

The same test method will also not provide comparable valuesif the surface geometry of the finished products (i.e. seals) variesfrom tested standard specimens (2 mm IRHD for micro-hard-ness or 6 mm thick for Shore A). As shown in Figure 6.14 the ballpoint penetrates deeper into a concave surface (O-ring) than itdoes for a flat or convex surface of given identical conditions(compound and sample thickness). This means that the measu-red hardness (“apparent hardness”) is less than the true one (fig.6.14).

Using the O-ringas an example,Parker-Hannifinderived a ma-thematical for-mula, based onthe theory of ela-sticity, that al-lows correctionof the measuredmicro-hardnessvalues. This al-lows compari-son of the mea-sured hardnesswith the micro-hardness (notShore A !) mea-sured on a stan-dard specimen.Hardness datataken for O-ringsfor different si-zes and com-pounds confirmthe formula.

Bild 3.11c: Werkstoff-Datenblatt Seite 3 / Fig. 3.11c: Compound data sheet page 3



Bild 6.12: Vergleich verschiedener Härteprüfverfahren / Fig. 6.12: Comparison between hardness tests

DIN 53505

Kegel / Pin

Shore DShore A IHRD Bl. 110 - 35

IHRD Bl. 1> 35

IHRD Bl. 2Mikrohärte

Micro-hardness

Kugel / Ball (IRHD*)

DIN 53519

Dicke (mm)Thickness min. 6 min. 6 10 - 12 6 - 10 1,5 - 2,5

Anzahl der Meßpunkte mind. 6 / Minimum number of measurements = 6

Abstand min. ProbendickeMin. distance from the edge = thickness of spec.

Fläche / Surface min. 30 mm²

PrüfkörperTest piece

* IRHD = International Rubber Hardness Degree

b) c)a)

Eindringtiefe / penetration depth ha < hb < hc

Scheinbare Härte / apparent hardness Ha > Hb > Hc

a) positive Krümmung (konvex) / positive curvature (convex)b) verschwindende Krümmung (eben) / vanishing curvature (flat)c) negative Krümmung (konkav) / negative curvature (concave)

Bild 6.14: Eindringen einer Meßkugel in Oberflächen unterschiedlicher Krüm-mung Fig. 6.14: Penetration of a ball point into surfaces of various curvature

Eine grobe Abschätzung für die wahre Härte (Hw) eines O-Ringsmit der Schnurstärke d2 liefert folgende Formel:

HW = HS • y wobei y = 3 √1 + d/d2

Hw = wahre Härte, an einer Normprüfplatte gemessenHs = scheinbare Härte, am O-Ring gemessend2 = Schnurstärke des O-Ringsd = Durchmesser der Prüfkugel

The following formula provides an approximation for the actualhardness (Hw) of an O-ring with a thickness d2 :

HW = HS • y y = 3 √1 + d/d2

Hw = real hardness as measured on a standard test slabHs = apparent hardness as measured on an O-ringd2 = O-ring cross-sectiond = diameter of the test ball

Bild 6.13: Härte in Abhängigkeit von der Prüfplattenstärke, Vergleich dreier Meßmethoden an getempertem Fluorpolymerwerkstoff.Fig. 6.13: Hardness in relation to test slab thickness:comparison among three test methods for a postcured fluoropolymer compound.

IRHDShore A

Mikro-HärteMicro hardness

Härte / Hardness

90

88

86

84

82

80

62 4 8 10 12

Prüfkörperdicke / Test piece thickness (mm)

Ø

Ø Ø Ø Ø


Für den praktischenGebrauch ist Bild 6.15geeignet. Ausgehendvon der Schnurstär-ke geht man im Dia-gramm nach oben, biszur eingetragenenKurve. Je nach Nenn-härte geht man nunnach links oderrechts. Für einen O-Ring mit der Schnur-stärke 1,5 mm würdedies zum Beispiel be-deuten: Ist die Nenn-härte mit 75 oder grö-ßer angegeben (Mi-krohärte), so sind demam O-Ring gemesse-nen scheinbaren Här-tewert 7 Punkte hin-zuzuzählen um diewahre Härte (Mi-krohärte zu erhalten.Bei einer Nennhärtekleiner 75 entspre-chend 5 bis 6 Punkte.

Wie hart sollte eineDichtung sein? Die Härte sagt etwas darüber aus, wie stark sicheine Dichtung bei gegebener Beanspruchung verformt. Allge-mein gilt, je höher die Drücke und je größer die Extrusionsge-fahr, desto härter sollte die Dichtung sein. Die meisten Hydrau-likdichtungen liegen zwischen 70 bis 90 Shore A. GeringereHärten sind in der Pneumatik erforderlich (um die Reibkräftemöglichst gering zu halten) oder bei Membranen. Die Härtesollte aber nie unter 40–45 Shore A liegen. In Anwendungen beihohen und tiefen Temperaturen ist der Verlauf der Härte überder Temperatur jedoch wichtiger, als die Härte der Dichtung beiRaumtemperatur.

Für den Anwender von Dichtungen und insbesondere die Wa-reneingangskontrolle wichtig: Die in Katalogen und Handbü-chern angegebenen Härtewerte beziehen sich meist auf die aneiner 6 mm dicken Prüfnormplatte ermittelten Härtewerte nachShore A (DIN 53505).Stellt ein Anwender bei der Wareneingangskontrolle an einemO-Ring mit einer Schnurstärke von 1,5 mm mit der BezeichnungN-XXX-80 (NBR-Kautschuk, Sollhärte 80 +/- 5 nach Shore A)eine Mikrohärte kleiner 75 fest, so kann dies korrekt sein. DieAbweichung kann aufgrund der geringen Schnurstärke und desunterschiedlichen Meßverfahrens (Shore A/Mikro-Härte) vor-handen sein, ohne daß damit auf eine mangelhafte Werkstoff-qualität geschlossen werden muß. Bei der Fertigung von Dich-tungen gibt es andererseits auch Faktoren, die die Härte erhö-hen können (z.B. das unterschiedliche Oberflächen/VolumenVerhältnis zwischen 1,5 mm O-Ring und 6 mm Prüfnormplattebei gleicher Vulkanisationszeit und -temperatur.

Bild 6.15: Härteunterschied zwischen Normplatten und O-RingenFig. 6.15: Difference in hardness between standard slabs and O-rings

Figure 6.15 is appro-priate for practical use.One enters the tablewith the respectivecross-sectional dia-meter and from thecurve takes the ap-propriate value fromeither the left or rightvertical axis depend-ing on the O-ring’snominal hardness.For a 1.5 mm cross-section O-ring consi-der the followingexample: If a nominalhardness of 75 (mi-cro-hardness) orgreater is specified,one would have to add7 hardness points tothe apparent hard-ness as measuredon the O-ring to getthe actual hardnessvalue (micro-hard-ness). Consequently,a nom-inal hardnessof less than 75 would

correspond to a correction of 5 to 6 points. How hard should aseal be? Hardness indicates how much a seal will deform undera given load. A rule of thumb is the greater the pressure, thegreater the danger of extrusion, and therefore the need for aharder seal. Most hydraulic seals have hardnesses between 70and 90 Shore A. Softer materials are required for pneumatic (inorder to minimize friction) or diaphragm applications. In eithercase the hardness should not be less than 40–45 Shore A. Forapplications involving high and low temperatures the thermaleffects on hardness changes are more significant than thehardness at room temperature.

For users of seals and particularly for quality control personnelit is important to note that elastomer catalogues and handbooksnormally specify Shore A hardness values obtained from a 6 mmstandard test slab (DIN 53505).

Take the case of a quality assurance inspector who determinesthat during a material acceptance inspection a 1.5 mm cross-section O-ring with the identification N-XXX-80 (NBR rubber,nominal hardness 80 +/-5 Shore A) has a micro-hardness of lessthan 75; this might be correct. The variation is perhaps attributedto the small cross-sectional area and the difference in testmethods (Shore A/micro-hardness) rather than any shortcomingsin the compound’s quality. In the manufacture of seals thereexist other factors that can cause a hardness increase. Onesuch factor is the difference in the area/volume relation betweena 1.5 mm O-ring and 6 mm standard test slab given the samevulcanization time and temperature.

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2

3

4

5

6

7

8

9

10

90 - 75

70 - 50

1

2

3

4

5

6

7

70-5090-75 Nennhärte / Nominal hardness (Mikro IHRD)Þ

Þ

0 1 2 3 4 5 6 7 8 9 10Schnurstärke / Cross-section (mm)


6.3.2.2 DruckverformungsrestDer Druckverformungsrest (englisch und allg. gebräuchlich:Compression Set) ist die für die Dichtwirkung entscheidendsteMaterialkenngröße. Leider ist die Messung aufwendig und dieVersuchsdauer relativ lang (mehrere Tage). Unter dem Druck-verformungsrest versteht man die bleibende Formänderungeiner unter bestimmten Bedingungen verformten Probe nachihrer völligen Entlastung. Die Prüfung ist in DIN 53517 genormt.Untersucht wird hier folgendeEigenschaft von Gummi. Durcheine zu große Deformation trittbei Gummi neben einer vorwie-gend elastischen Verformungauch ein plastisches bzw. visko-ses Fließen ein. Das Verhältnisvon elastischen und viskosenDeformationsanteilen kann beiElastomeren sehr unterschied-lich sein. Es hängt vor allen vonder Elastomerzusammenset-zung, der Temperatur und derArt und Dauer der Verformungab. Diese Parameter müssendaher bei allen Meßwerten auchangegeben sein. Der Druckver-formungsrest DVR bzw. Compression Set wird wie folgt ermit-telt. Zunächst wird die Probe vermessen und in speziellenVorrichtungen (siehe Bild 6.16) definiert zusammengedrückt,(z.B. um 25 %) und eine bestimmte Zeit (z.B. 24h) bei erhöhterTemperatur gelagert (z.B. 150°C). Danach wird die Probeentspannt und erneut vermessen. Der DVR ergibt sich nachfolgender Formel:

d0 – d2DVR = • 100 %

d0 – d1

do = ursprüngliche Dicke des Prüfkörpers in mm,d1 = Dicke des Prüfkörpers im verformten Zustand,d2 = Dicke des Prüfkörpers nach der Entspannung.

Das heißt ein DVR = 0 % ist bei statischen Dichtungen derIdealfall. Oder anders gesagt, je kleiner der DVR bzw. Compres-sion Set, desto besser ist der Werkstoff als Dichtungswerkstoffgeeignet. Vorgespannt im Dichtungsraum eingebaut behält erauch nach längerer Einbaudauer seine Vorspannung und somitseine Dichtwirkung. Als guter Wert für statische Dichtungen giltein DVR von 20 % bis 25 %. Er sollte jedoch 35 % nichtüberschreiten. Jeweils ermittelt bei der zu erwartenden Ein-satztemperatur und 22 h Testdauer. Anders sieht es bei dyna-mischen Dichtungen aus. Bei ihnen ist das Reibverhalten ent-scheidend.Der Verformungsrest wird auch an Zugproben ermittelt. Dannspricht man vom Zugverformungsrest oder tension set. Aufgrundder komplizierteren Prüfvorrichtungen und aufwendigeren Län-genmessung wird der Zugverformungsrest aber seltener ermit-telt. Ähnliche Aussagekraft wie die Messung des Verformungs-restes hat auch die Ermittlung der Spannungsrelaxation unterDruck oder Zug. Hierbei werden jedoch keine Verformungengemessen, sondern die Kräfte nach Verformung und nach vorge-gebener Lagerdauer. Die Prüfung ist in DIN 53537 genormt.

6.3.2.2 Compression setThe compression set provides the best indication of a material’ssealing behaviour. The test procedure unfortunately is ratherinvolved and can take up to several days to complete.Compression set is understood to be the permanent set thatremains after a sample is deformed.The test for compression set is standardized by DIN 53517. Forextreme deformations there occurs not only an elastic change in

shape, but also a plastic or vis-cous flow develops.

The relationship between ela-stic and viscous deformationcomponents can vary drama-tically among elastomers. It de-pends primarily on theelastomer’s ingredients, tempe-rature, type and duration of thedeformation. These parametersmust always be documentedalong with the test results.

The compression set is determi-ned as follows. First the samplesare measured and compressed

(fig. 6.16) by a defined amount (i.e. 25%), followed by exposureto a certain temperature (150 °C) for a particular period of time(24 hr). The compression load is then removed and the sampleis again measured; the compression set is calculated with thefollowing equation:

d0 – d2DVR = • 100 %

d0 – d1

do = original thickness of the sample in mm,d1 = thickness of the sample when compressed,d2 = thickness of the sample following relaxation.

This indicates an ideal compression set for a static seal to be 0%In other words, the smaller the compression set, the better suitedthe material is for sealing. When installed in its groove, the sealwill maintain its pre-load and therefore its sealing effect over longservice periods. Compression sets of 20 to 25% are good valuesfor static seals. 35% should not be exceeded.In either case the compression set should be tested at its servicetemperature and 22 hrs. test period. In the case of dynamic sealsit is the friction behaviour that is of primary importance ratherthan the compression set.

The set can also be measured on tensile samples for which it isreferred to as tensile set. Due to the complicated test equipmentand time consuming measuring process involved, the tensile setis seldom calculated.Similar to set measurement is the determination of the stressrelaxation under pressure or tension. There are no measurementsmade of the deformation, but rather of the force remaining afterdeformation and exposure time. The test is standardized in DIN53537.

Bild 6.16: Schematische Darstellung eines Prüfgerätes zurBestimmung des Druckverformungsrestes nach DIN 53 517Fig. 6.16: Schematic representat. of a test instrument usedto measure compression set in accordance with DIN 53517

Probekörper/Test pieceAbstandstück/Distance piece


6.3.2.3 Rückprall- bzw. StoßelastizitätZur Beurteilung des elastischen Verhaltens von Elastomeren beiStoßbeanspruchung dient die Stoßelastizität bzw. Rückprallela-stizität. Zur Messung dieser Kenngröße wird ein Pendelhammer,wie in Bild 6.17 zu sehen, auf eine Probe fallen gelassen. DieRückprallhöhe im Bezug gesetzt zur ursprünglichen Fallhöhe gibtdie Rückprallelastizität in Prozent an. Der Versuch ist in DIN53512 genormt.Gängige Gummi-qualitäten liegenetwa zwischen 5und 75 %. GuteWerte für allge-mein gebräuchli-che Dichtungs-werkstoffe liegenzwischen 20 und35 %, bei Raum-temperatur ge-messen. DieseWerte sagen auchetwas darüberaus, wie schnellsich der Werkstoffnach Entlastung wieder zurückverformt. Je mehr die abzudich-tenden Bauteile mechanischen Schwingungen mit hohen Fre-quenzen ausgesetzt sind,desto höher sollte die Rückprallelastizi-tät liegen, um ein Abheben der Dichtung zu vermeiden. Hat dieDichtung jedoch auch die Funktion eines Dämpfers zu überneh-men oder wird der Gummiwerkstoff gar nur als Dämpfer einge-setzt ist eine möglichst geringe Rückprallelastizität sinnvoll.Hier sei nochmals daraufhingewiesen, daß Werte die nach DIN53512 ermittelt wurden grundsätzlich nicht mit den Wertenverglichen werden können, die nach der amerikanischen NormASTM D 2632 ermittelt wurden. Die Messungen sind grundver-schieden. Bei ASTM fällt eine Kugel auf eine Probe und dieRückprallhöhe der Kugel wird festgehalten.

6.3.2.4 Dichte bzw. spezifisches GewichtDie Dichte einer Gummimischung hängt von ihren chemischenBestandteilen ab. Die Dichte eignet sich daher hervorragend umToleranzen in der Gummimischung zu erkennen. Daher wird dieDichte jeder einzelnen Gummimischung (Batch) die die Mische-rei verläßt kontrolliert. Für den Anwender von Dichtungen ist dieDichte zur Spezifizierung der Eigenschaften einer Dichtungabsolut ungeeignet und höchstens in Sonderfällen, z.B. Mem-branen, interessant.Die bekannteste Methode zur Bestimmung der Dichte beruhtauf dem archimedischen Prinzip. Hierbei wird die Probe in Luftund in Wasser gewogen und das Volumen (= Auftrieb imWasser) errechnet.

Gewicht in Luft in gDichte [g/cm3] =

Volumen (Auftrieb) in cm3

Um die Meßzeit kurz zu halten und das Rechnen zu ersparenund damit auch eventuelle Rechenfehler auszuschließen, ver-wendet man vielfach spezifische Schnellwaagen, bei denen dieDichte direkt auf einer Skala abgelesen werden kann.

6.3.2.3 Rebound elasticityThe rebound elasticity measures the behaviour of an elastomerwhen impacted. Measurement is conducted by dropping apendulum as shown in Figure 6.17 on a sample specimen. Theheight of the rebound relative to the height from which thependulum was dropped gives the rebound elasticity expressedas a percent.

The test is stan-dardized in DIN53512. Commontypes of rubberhave values ran-ging from 5 to75%. Good valuesfor typical sealingmaterials are inthe 20 to 35% ran-ge when mea-sured at roomtemperature.These values alsoindicate how fasta compound re-covers during

relaxation. The greater the frequency at which the sealedcomponents mechanically vibrate, the greater the reboundelasticity is required to prevent the seal from loosing contact withthe sealing surface. If the seal serves also as a dampeningdevice a fairly low rebound elasticity is required.

Once again it must be stressed that the values obtained frommeasurements conducted in accordance with DIN 53512 cannotbe compared with those obtained from a test performed inaccordance with the American standard ASTM D 2632; the twomethods are fundamentally different. In the ASTM method a ballis dropped on a sample and its rebound height is recorded.

6.3.2.4 Density and specific gravityThe density of a rubber compound depends on its chemicalingredients, and therefore serves as an excellent means foridentifying deviations in the compound’s mixture. It is for thisreason that each batch’s density is checked after it leaves themixing department. In practical applications the density is notwell suited for specifying seal characteristics and is only inspecial cases, as in diaphragms, of any value.

The best known method for determining the density rests on theArchimedes Principle. A sample is weighed in air and water, andsubsequently volume is calculated (water displacement).

Weight in gDensity [g/cm3] =

Volume in cm3

Expedient scales are available that save time, reduce thenumber of calculations involved, thus reducing the chance forerror, and allow direct reading of the density.

PendelstangePendulum

AmboßStriker

ProbeTestpiece

Hammer

Hammerfinneh0 = Fallhöhe/Fall heighthR = Rückprallhöhe/Rebound height

Bild 6.17:Bestimmungder Rückprallelastizitätnach DIN 53 512(schemat. Darstellung)

Fig. 6.17:Determinationof rebound elasticityin accordance withDIN 53512


6.3.2.5 Spannungswert oder ModulDer Spannungswert oder der Modul sagen etwas darüber aus,wie “stramm” eine Dichtung im eingebauten, also verformtenZustand im Einbauraum sitzt. Der Spannungswert bei vorgege-bener Dehnung ist die Zugkraft in N/mm² (bezogen auf denQuerschnitt der unbelasteten Probe), die aufzuwenden ist, umeine Normprobe um einen vorgegebenen Betrag (z.B. 100%oder ein vielfaches davon) zu dehnen. Die Prüfung ist in DIN53504 genormt (ASTM D 412). Analog zum Elastizitätsmodulbei Stahl spricht man bei einer Dehnung 100% auch vom Modul(der Elastizitätsmodul ist ja die - bei den meisten Werkstoffentheoretische - Spannung, die erforderlich ist, um eine Probe aufdie doppelte Länge, also um 100% zu dehnen). Im Gegensatzz.B. zu Stahl ist der Spannungswert eines Gummiproduktesstark abhänig von der Verformung, so daß in der Regel mehrereSpannungswerte ermittelt werden (z.B. bei 100, 300 und 500 %Dehnung). Der Spannungswert für 100% Dehnung liegt bei denverschiedenen Gummisorten, je nach Mischungszusammen-setzung, etwa zwischen 1 und 13 N/mm².Da Modul und Härte zusammenhängen, d.h. eine Gummi-mischung mit hoher Härte hat auch einen hohen Modul, kanndas unter Härte gesagte auch für den Modul gelten. Das heißtz.B., daß für Anwendungen in der Pneumatik geringere Modulesinnvoller sind als für Anwendungen in der Hydraulik. Darausfolgt aber auch für den Anwender, daß es sinnvoller ist einebestimmte Härte zu fordern, da diese wesentlich einfachermeßbar ist.

6.3.2.6 Reißfestigkeit undReißdehnung

Die Reißfestigkeit (auch Zerreißfestigkeit oder Bruchfestigkeitgenannt) ist die zum Zerreißen einer unter bestimmten Bedin-gungen gedehnten Normprobe (Ring oder Stab, siehe Bild 6.18)aufzuwendende Kraft, bezogen auf den Querschnitt der unbela-steten Probe in N/mm² (DIN 53504). Die Reißdehnung (auchBruchdehnung genannt) ist die imAugenblick des Zerreißens derNormprobe vorhandene Dehnung.Sie wird in % der Länge der unbe-lasteten Probe angegeben. Beigängigen Gummiwerkstoffen fürDichtungen kann die Reißfestig-keit etwa zwischen 7 und 60 N/mm² und die Reißdehnung etwazwischen 100 % und 800 % liegen.Da die Spannungen und Dehnun-gen in der eingebauten Dichtungmeist weit unter der Reißfestigkeitund Reißdehnung liegen sind die-se Kennwerte für den Anwendereher uninteressant. GeringfügigeUnterschreitungen der Reißfestig-keit ausgelieferter Dichtungen ha-ben daher keine Aussagekraft überdie Funktionsfähigkeit der Dichtung, sofern alle anderen Eigen-schaften (Härte, DVR, ...) innerhalb der Toleranzen liegen.Trotzdem gibt es Anwender die eine bestimmte Reißfestigkeitvorschreiben. Hier ist jedoch unbedingt wieder darauf zu ach-ten, nach welcher Prüfnorm die Werte ermittelt wurden. Werte

6.3.2.5 Stress values or modulusThe stress or modulus indicates the rigidity of a seal deformedin a groove housing. The stress for a given amount of elongationis the force in N/mm² required to stretch a standard sample bya specified amount (i.e. 100% or more). The measurement isstandardized in DIN 53504 (ASTM D 412).Analogous to the elastic modulus of steel, the modulus forrubber is expressed for a 100% elongation (theoretically themodulus of elasticity for most materials is the stress required todouble the length of a sample, or stretch it 100%).Unlike steel, the magnitude of stress is very dependent on theamount of elongation, and therefore measurements areperformed at various degrees of elongation (100%, 300%, and500%).

The stress at 100% elongation for various types of rubber fallsin the range from 1 to 13 N/mm².

There is a direct relationship between modulus and hardness: ahard compound possesses a large modulus. This confirms thatpneumatic applications require a smaller modulus than hydraulicapplications. For the customer it makes more sense to specifyhardness as it is easier to measure.

6.3.2.6 Tensile strength andultimate elongation

The tensile strength, expressed in N/mm² (DIN 53504) iscalculated as the ratio of observed force to the cross-sectionalarea of the unstretched specimen (rings or dumbbells, Figure6.18).Ultimate elongation (elongation at break) is the elongation of the

specimen at the moment breakageoccurs. It is expressed as apercentage of the unstretchedspecimen.For common seal elastomers thetensile strength ranges from 7 to60 N/mm² and the ultimateelongation ranges from 100 to800%.For most customers thesecharacteristics are unimportant asthe tension and elongation that amounted seal requires fallconsiderably below the elastomer’sactual tensile strength and ultimateelongation. Therefore, minorshortcomings in the seal’s tensilestrength have little influence ontheir functional performance as

long as other parameters fall within specifications and tolerances(i.e. compression set, hardness, etc). Nevertheless, there arecustomers that specify a minimum tensile strength; once againit must be emphasized that test results depend on the appliedmeasurement standard. Values obtained from DIN 53504 are

Bild 6.18: Normprobekörper nach DIN 53 504Fig. 6.18: Standard test spec. in accordance with DIN 53 504

Prüfung vom NormringenTest of a standard ring

NormstabStandard dumbbells

NormringStandard ring


nach DIN 53504 liegen grundsätzlich höher als Werte nach deramerikanischen Norm ASTM D 412, da die Normproben unter-schiedlich sind und die Prüfgeschwindigkeit bei ASTM (500 mm/min) wesentlich höher ist als bei DIN (200 mm/min).

6.3.2.7 WeiterreißwiderstandDer Weiterreißwiderstand ist die maximale Kraft, die ein defi-niert eingeschnittener Normprüfkörper dem Weiterreißen ent-gegensetzt, wobei dieangelegte Kraft senk-recht zur Schnitt-richtung wirken soll(Bild 6.19). Der Weiter-reißwiderstand in N/mm ist der Quotient ausder ermittelten Höchst-kraft und der Proben-dicke. Die Prüfung istin DIN 53515 (Winkel-proben) und DIN 53507(Streifenproben) ge-normt. Für den Anwen-der ist der Weiterreiß-widerstand jedoch inder Regel, mit Ausnah-me von speziellen An-wendungen mit beson-deren Dichtungsprofi-len, uninteressant. Fertigungstechnisch bereitet ein geringerWeiterreißwiderstand dagegen größere Probleme, da die Dich-tungen beim entformen reissen können.

6.3.2.8 AbriebwiderstandDer Abriebwiderstand ist der Widerstand eines Probekörpersgegen mechanischen Verschleiß seiner Oberfläche. Im Ver-schleißversuch nach DIN 53516 (Bestimmung des Abriebs) wirdjedoch nicht der Abriebwiderstand bestimmt, sondern unmittelbarder Abrieb als Volumen- (gegebenenfalls auch Gewichts-) Ver-lust eines Probekörpersnach Verschleiß unterdefinierten Bedingun-gen (Bild 6.20).Die Aussagefähigkeitder Prüfergebnisse fürden Einsatz von Dich-tungen ist jedoch sehrbegrenzt, da die Ver-schleißmechanismenim Versuch (Schmirgel-papier) grundsätzlichanders sind als bei ei-ner Dichtung. EinWerkstoff mit schlech-ten Werten im Ver-schleißversuch nachDIN 53516 ist dahernoch lange nicht alsDichtung verschleißan-fällig - und umgekehrt.

Bild 6.19: Probekörper fürden Weiterreißversuch nachDIN 53507 und 53 515

Fig. 6.19: Test specimenused for measuring tearresistance DIN 53507 and53515

Bild 6.20: Schema des Abriebprüfgerätes nach DIN 53 516Fig. 6.20: Schematic of an abrasion test instrument DIN 53516

DoppelklebebandDouble-sided tape

WalzeDrum

StoßJoint

ProbekörperhalterTest piece mount

ProbekörperTest piece

SchwenkarmSwivel arm

Prüfschmiergel-bogenAbrasive surface

3°

Probekörper BTest piece B

Probekörper ATest piece A

StreifenprobekörperTest strip

WinkelprobeAngular specimen

EinschnittNick

typically greater than those obtained from the American standardASTM D 412 because the test specimen geometry variesconsiderably. Also, the ASTM test speed is much higher, 500mm/min versus 200 mm/min for the DIN method.

6.3.2.7 Tear resistanceThe tear resistance is the resistance a specimen, into whichnicks of a prescribed length have been cut, exerts against a force

applied perpen-dicular to thedirection of tear(Figure 6.19).The tear strength(N/mm) is the forcerequired to tear aspecimen of giventhickness. The testis standardized inDIN 53515 (trouser)and DIN 53507(rectangular).Except for specialapplications, thetear resistance is ge-nerally unimportantfor most customers.A bigger problem isthat low tear resis-

tance can be the cause for seals tearing during mould release.

6.3.2.8 Abrasion resistanceAbrasion resistance is the resistance to mechanical surfacewear a test specimen exhibits. During the DIN 53516 test(Determining Abrasion) the abrasion resistance is not evalua-ted, but rather the surface material that is removed, as reflectedby a reduction in volume (and weight), from a test specimen

exposed to definedwear conditions (Fi-gure 6.20).The applicability ofthe test results inpredicting the per-formance of a sealis limited, becausethe test’s wear me-chanism (emery pa-per) is fundamental-ly different for a seal.A compound whichperforms poorly inthe DIN 53516 ab-rasion test can cer-tainly not be catego-rized as susceptibleto wear and vice ver-sa.


6.3.3 Thermische EigenschaftenViel wichtiger als die oben beschriebenen Materialkennwertebei Raumtemperatur ist deren Veränderung bei hohen odertiefen Temperaturen, da die Eigenschaften von Elastomerenstark von der Umgebungstemperatur beeinflußt werden. Allge-mein kann gesagt werden, daß mit abnehmender TemperaturHärte, Reißfestigkeit, Spannungswert und Druck- bzw. Zugver-formungsrest zunehmen, die Stoßelastizität und Reißdehnungdagegen abnehmen. Bei sehr tiefen Temperaturen (z.B. -50/-60°C) wird Gummi meist so hart und spröde, daß er bei einerStoßbeanspruchung glasartig brechen kann. Wird der Gummijedoch keiner mechanischen Beanspruchung ausgesetzt istseine Lagerfähigkeit bei tiefen Temperaturen jedoch praktischunbegrenzt, da das Einfrierverhalten reversibel ist. Die ur-sprünglichen Gebrauchseigenschaften sind nach dem Wie-dererwärmen im vollen Umfang wieder vorhanden.Bei kurzzeitiger Temperaturerhöhung (z.B. bis 100 °C) wird derGummi weicher und elastischer. Seine Zugfestigkeit und Bruch-dehnung nehmen ab. Nach der Abkühlung auf Raumtemperaturerhält der Gummi praktisch seine ursprünglichen Eigenschaftenzurück. Bei längerer Einwirkung erhöhter Temperaturen kommtes jedoch zu irreversiblen Veränderungen der mechanischenEigenschaften. Bei weiterer Hitzeeinwirkung treten weitere struk-turelle Veränderungen auf, die schließlich zu einer vollständigenZerstörung des Werkstoffes führen. Dies geschieht umso schnel-ler, je höher die Temperaturen sind. Daher gibt es für jedenGummiwerkstoff eine maximale Einsatztemperatur, die je nachverwendeter Kautschukart und Mischungszusammensetzungzwischen ca. 70 °C und 250 °C liegt.

6.3.3.1 Tieftemperaturverhalten,TR-10 Wert

Zur Charakterisierung des Kälteverhaltens gibt es eine Reihevon genormten und nicht genormten Test, wie z.B. Kältesprö-dig-keitstemperatur (englisch: brittlenes point) nach ISO/R 812,Steifigkeitsprüfung (Gehman-Test) nach DIN 53548, ISO 1432,Torsionsschwingversuch nach DIN 53545, Biegetest über einenDorn, Bestimmung der Glastemperatur usw. Für die Funktions-tüchtigkeit von Dichtungen haben diese Werte aber nur einesehr beschränkte Aussagekraft und sind nur vergleichbar, wennsie unter exakt denselben Prüfbedingungen ermittelt wurden.Um eine Aussage über den unteren Temperatureinsatzbereichzu erhalten bietet sich der TR-Test (Temperature Retraction)nach ASTM D 1329, bzw. ISO 2921, an. Hierbei wird eine Probeum einen bestimmten Betrag gedehnt (in der Regel um 100%,nicht so stark dehnbare Materialien um 50%) bei -60 °C einge-froren und danach mit einer definierten Geschwindigkeit wiederaufgeheizt und die Länge in Abhängigkeit von der Temperaturgemessen. Übliche Werte die dabei ermittelt werden sind der TR10, TR 30, TR 50 und TR 70-Wert. Der TR 10-Wert zum Beispielist die Temperatur, bei der 10 % Restdehnung gemessenwerden. Bei einer Probenlänge von L0 = 100 mm und 100 %Dehnung wäre dies die Temperatur bei der die auf 200 mmgedehnte Probe 190 mm erreicht hat, bei 50 % Dehnungentsprechend 145 mm. Als Faustformel für die untere Anwen-dungstemperatur bei einer statisch beanspruchten Dichtungkann gelten: TR 10-Wert zuzüglich 8-10 °C. Bei einer dynamischbeanspruchten Dichtung sind Funktionstests bei tiefen Tempe-raturen dagegen unerläßlich.

6.3.3 Thermal characteristicsThe influence of high and low temperatur on elastomer charac-teristics is considerably more important than the previouslydescribed parameters.Decreasing temperatures generally increase hardness, tensilestrength, tension and compression set values; while the reboundelasticity and elongation decrease.At very low temperatures ( -50/-60 °C ) the elastomer is similarto glass, usually so hard and brittle that a sudden impact canbreak it.Providing the elastomer is not stressed, storage at lowtemperatures is unlimited as its characteristics are reversible;the elastomer regains its original properties upon warming.

The elastomer becomes softer and more elastic with temperatureincreases of short duration (100 °C); its tensile strength andultimate elongation decrease.The elastomer retains practically all of its original properties aftercooling. However, long exposure to higher temperatures createirreversible changes to its mechanical characteristics.Extended exposure to high temperatures cause structuralchanges in the elastomer which lead to its ultimate failure. Forthis reason each elastomer has a maximum service temperaturewhich ranges between 70 °C and 250 °C depending on type ofrubber.

6.3.3.1 Low temperature behaviour,TR-10 value

There exist numerous standard and non-standard tests formeasurement of low temperature behaviour. These tests includemeasurements of the brittleness point (ISO/R812), stiffness(Gehman-Test, DIN 53548, ISO 1432, torsional vibration (DIN53545), bending over a mandrel, glass point, etc. These valuesreveal little of the functional performance of seals and can beused for comparison only if tests are conducted under identicalconditions.The TR-test (temperature retraction), ASTM D 1329/ISO 2921can be used to determine a seal’s low temperature limit. Aspecimen is stretched (normally 100%, 50% for stiff materials)and then frozen at -60 °C. It is then warmed up at a defined rate,and the length measured as a function of temperature.Values are typically measured for TR-10, TR-30, TR-50, andTR-70. For example the TR-10 value is the temperature at whichthe elongation retracts by 10%.For a specimen length Lo =100mm and 100% elongation, this isthe temperature at which the sample has retracted to 190mm,and 145mm for 50% elongation.A rough estimate of the low temperature service limit of a staticseal is the TR-10 temperature plus 8-10 °C. Functional tests ofdynamically loaded seals at low temperatures are indispensable.


6.3.3.2 Joule-EffektWährend der Wärmeausdehnungskoeffizient oder die Wärme-leitfähigkeit für den Konstrukteur bekannte Parameter sind, dieer bei seiner Konstruktion beachten muß, ist der Joule-Effektnicht so bekannt. Für bestimmte Dichtsysteme ist er aber vongroßer Bedeutung und muß unbedingt beachtet werden, um dieFunktionsfähigkeit von Gummiteilen aufrecht zu erhalten. DerJoule-Effekt läßt sich mit folgendem Experiment leicht nachvoll-ziehen. Man belastet einen Gummistreifen mit einem Gewicht,so daß er sich dehnt. Nun erwärmt man den Gummistreifen undwider erwarten zieht sich der Gummi zusammen. Das Gewichtwird angehoben. Erwärmt man den gleichen Gummistreifendagegen im unbelasteten Zustand so dehnt er sich, gemäßseinem Wärmeausdehnungskoeffizienten aus. Die Ursachehierfür liegt in den vernetzten Makromolekülketten des Gummi-werkstoffes und ihrer außerordentlichen Beweglichkeit.Der Joule-Effekt ist fast immer die Ursache für den Ausfall vonWellendichtungen aus Gummi. Verwendet man O-Ringe derenInnendurchmesser kleiner ist als der der Welle, so steht der Ringunter Spannung . Durch die Reibung erwärmt sich der Ring undzieht sich zusammen. Dadurch steigt die Reibung und damit dieWärmeentwicklung erneut. Der Ring zieht sich noch mehrzusammen, bis der Gummi schließlich hart und brüchig wird. Beihohen Drehzahlen der Welle kann die Zerstörung des Ringes inwenigen Minuten eintreten.Um den Joule-Effekt und seine Auswirkungen zu vermeiden,müßte man als Wellendichtungen größere O-Ringe einsetzen.Der Innendurchmesser soll etwa 5 % größer sein als derWellendurchmesser wobei die Abdichtung durch Zusammen-drückung des Ringes von außen her erreicht wird.

6.3.4 Chemische EigenschaftenBei den chemischen Eigenschaften von Gummi sind vor allemdie Verträglichkeit mit anderen Medien und die Alterung vonGummi unter den verschiedensten Umwelteinflüssen interes-sant. Die Verträglichkeit des Gummis mit dem in der Dichtstellezu erwartenden Kontaktmedien ist das wichtigste Auswahlkrite-rium für den Elastomerwerkstoff. Siehe hierzu Kapitel 4.

6.3.5 Elektrische EigenschaftenDie elektrischen Eigenschaften von Gummi sind in der Regel fürDichtungen nicht relevant.

6.3.3.2 The Joule EffectWhereas thermal expansion coefficients or the thermalconductivity are parameters that the designer is familiar with, theJoule Effect is not as well known. For certain sealing systems itis of great importance and must be taken into consideration if theelastomer’s sealing ability is to be maintained.The Joule-Effect is easily observed in the following experiment.Rubber strips are stretched with a weight and then warmed. Asthe rubber warms it retracts against the load and lifts the weight.When the weight is removed and the same rubber strip iswarmed it stretches in accordance with its respective coefficientof thermal expansion.The cause for this phenomena rests in the elastomer’s cross-linked macromolecules and their extraordinary mobility.

The Joule-Effect is almost always the cause for failure inelastomer rotary shaft seals. O-rings with an inner-diametersmaller than the shaft are under tension, and as a result of thefriction induced heat, begin to contract. This contraction createsadditional friction and consequently even more heat is generated.The ring continues to contract until it finally becomes hard andbrittle. At high revolutions the shaft can destroy the ring withinminutes.

In order to minimize the effects of the Joule-Effect one shouldselect larger O-rings. The inner diameter should be 5% largerthan the shaft diameter so that the sealing effect is achievedthrough squeeze exerted from outside the ring.

6.3.4 Chemical characteristicsAn elastomer’s resistance to various fluids and environmentaleffects is its most interesting characteristic. Compatibility withfluids with which it comes in contact at the sealing location is themost important elastomer selection criteria.Refer to Chapter 4.

6.3.5 Electrical characteristicsThe electrical properties of an elastomer are normally irrelevantfor seals.


7. Dichtungsformen

Dichtungsformen werden im allgemeinen unter Berück-sichtigung verschiedener Werkstoffeigenschaften und Be-anspruchungen entwickelt. Für die Beurteilung geeigneterDichtungsformen durch den Anwender kann man einigeallgemeine Regeln aufstellen:

• Die Vorspannung einer Dichtung, die eine Voraussetzungfür das Einleiten des Dichtvorganges ist, wird u.a. von derForm der Dichtung und der Formänderungsfestigkeit desWerkstoffes bestimmt. Ihre notwendige Größe richtet sichnach dem Arbeitsdruck und der Gleitgeschwindigkeit.

• Zwischen der Größe der Vorspannung bzw. der Form derDichtkante und der Schmierfilmdicke besteht eine Wechsel-beziehung: je größer die Vorspannung bzw. je scharfkanti-ger die Dichtkante sind, desto dünner wird der Schmierfilm.

• Je länger die Dichtkanten bzw. die Dichtlippen sind, umsoweicher und daher weniger geeignet für hohe Drücke wer-den sie. Bis zu einem gewissen Grad kann man dieserTendenz durch größere Werkstoffhärte entgegenwirken.

• Harte Dichtungen mit wenig Formelastizität ermöglichenzwar stabilere Schmierverhältnisse im Dichtspalt als weiche,sie sind aber bei niedrigeren Drücken nur auf ihre Vorspan-nung angewiesen, um dicht zu sein.

• Je höher die Gleitgeschwindigkeit einer Dichtung ist, destogrößer muß auch die Dichtpressung sein, sonst erhöht sichdie Leckage.

• Die Elastizität einer eingebauten Dichtung wird durch dieLage zwischen starren Flächen verringert. Das ist umsomehr der Fall, je weniger freies Volumen zur Verfügungsteht. Daraus ergeben sich dann Schwierigkeiten bei derAbdichtung größerer Spalte oder bei der Anpassung angrößere geometrische Abweichungen.

7.1 Hydraulik-DichtungenDie ursprüngliche Dichtungsform ist der Nutring, der anfangsaus Chromleder hergestellt wurde. Alle anderen Dichtungsfor-men wurden später entwickelt als man mit den ElastomerenWerkstoffe zur Verfügung hatte, die beinahe beliebig geformtwerden können. Damit war man in der Lage, die Lösung dervielfältigen Abdichtprobleme gezielt anzugehen.

Von der Wirkungsweise her unterscheidet man Dichtungsfor-men, die innen und außen dichten können – d.h. ebenso alsKolben- wie als Kolbenstangendichtung einzusetzen sind -,Dichtungsformen, die nur außen dynamisch dichten (Kolben-dichtungen) sowie solche, die nur innen dynamisch dichten(Kolbenstangendichtungen). Auch von der Anforderung herunterscheiden sich Kolben- und Stangendichtungen: Die Stan-gendichtung soll – um äußere Leckagen zu vermeiden – sehrgut abdichten. Eine möglicherweise damit verbundene Vermin-derung der Betriebsdauer nimmt man im allgemeinen in Kauf, dadiese Dichtungen relativ leicht auszuwechseln sind.

7. Seal profiles

Generally, the design of a seal profile takes into considera-tion the characteristics of the material and the stressesarising from the operating conditions.However, there are basic guidelines which govern thedesign of the seal profile:

• Preload is a primary condition needed to achieve the initialseal. It is determined by the profile of the seal, the dimen-sional stability of the material, the working pressure andsliding speed.

• There is a correlation between the amount of preload, theprofile of the seal edge and the thickness of the lubricationfilm. The larger the preload or the sharper the sealing edge,then the thinner will be the lubrication film.

• Long seal lips, are softer and are unsuitable for high pres-sures. A harder material will enable lip seals to operate athigher pressures.

• Seals made from a hard material have a low elasticity andproduce lubrication conditions in the sealing area which aremore stable than the condition obtained with soft seals, at lowpressures the performance of this seal relies on the amountof preload.

• As the sliding speed of the sealed surface increases thehigher the pressure must be in the contact area to avoid anincrease in leakage.

• If the seal housing is machined to close tolerances thepreload, or elasticity can be reduced. This can create pro-blems if bigger gaps have to be sealed or the geometrictolerances are too wide.

7.1 Hydraulic sealsThe early lip seals were U-ring or cup seals, usually made out ofleather. When synthetic elastomers were invented and mouldedshapes could be produced many other seal designs becamepossible and customized seals could be produced for specificproblems.

Depending on the performance required there are two basictypes of seal profiles available: a) symmetrical seals, which canbe used for pistons or rods. b) asymmetrical seals, for either thepiston or rod.

Piston and rod seals need to have different profiles because theperformance required is different: a) rod seals must preventexternal leakage and achieving this may reduce their service lifebut this is accepted as the seal is usually easy to replace.


Bei den Kolbendichtungen spielt dagegen die Schmierfilmdickeund damit eine geringe Leckage nur eine untergeordnete Rolle.Dafür sollte hier die Betriebsdauer besonders groß sein, da einAuswechseln der Dichtung meist recht umständlich ist.

7.1.1 O-RingeEine O-Ring-Abdichtung (Bild 7.1) ist ein Mittel zur Verhinde-rung des unerwünschten Austretens oder Verlustes von Flüs-sigkeiten oder Gasen. O-Ringe werden in engen Toleranzenund hoher Oberflächengüte unter Verwendung von Synthese-Kautschuk hergestellt.Ausführliche Informationen über Einbau, Werkstoffe und An-wendungen von O-Ringen gibt das Parker-Hannifin O-Ring-Handbuch. Es kann unterfolgender Adresse angefordert werden:Parker-Hannifin GmbHPostfach 40D-74383 PleidelsheimTelefon (0 71 44) 2 06-0Telefax (0 71 44) 2 37 49

7.1.2 Nutringe (Zweilippenringe)Die Möglichkeit bewegte Flächen sowohl am Innen- als auch amAußendurchmesser zu dichten, setzt das Vorhandensein vonzwei Dichtlippen voraus. Das ist nur bei den Nutringen der Fall(Bild 7.2).Es handelt sich dabei um Dichtungsringe, deren rechteckigeroder quadratischer Querschnitt eine Nut erhält, die zwei Lippenentstehen läßt. Zur Erzeu-gung der notwendigenVorspannung hat die innereLippe Untermaß und die äu-ßere Übermaß zu den Nenn-maßen des Einbauraumes.Da solche Nutringe als Kol-ben- oder als Stangendich-tung benutzt werden können,muß die Neigung der Schen-kel – und damit die radialeVorspannung – groß sein.Um eine genügende Dicht-heit zu erreichen, werden die Dichtlippen mit einem negativenSchliff versehen.Sie werden in den meisten Werkstoffen angeboten. Ihre ur-sprüngliche Form (Bild 7.2 links oben) hat im Laufe der ZeitAbwandlungen erfahren, die vor allem einer veränderten An-pressung sowie dem Schutz der Dichtlippe dienten. Die Formenmit spitzer Lippe erfordern beim Einbau einen Stützring.

7.1.3 Lippenringe (Nutringe mit Haftteil)Die Forderung nach reibungsarmen Dichtelementen führte zurEntwicklung der Lippenringe. Sie verfügen über nur eine Dicht-lippe und ein kräftiges, mit Übermaß gegenüber dem Nennmaßdes Einbauraumes ausgeführtes Haftteil. Damit erreicht manbeim Einbau der Dichtung einen Festsitz, der zur Abdichtung ander ruhenden Fläche notwendig ist. Dieses Haftteil dient zu-gleich zur Abstützung der Dichtung in der Nut, so daß keineStützringe benötigt werden.

b) piston seals can have a thicker lubrication film which resultsin more dynamic leakage but this is internal leakage and rarelyaffects the performance of the machine. It does increase service life which is an important factor becau-se these seals are more difficult and expensive to replace.

7.1.1 O-ringsAn O-ring seal is a means to prevent the loss of a fluid or gas. AnO-ring is a circular ring with a circular cross-section mouldedfrom rubber (fig. 7.1). O-rings are produced in tight tolerancesand controlled surface perfection.

Details concerning installation, compounds and application canbe obtained from:

Parker-Hannifin GmbHPostfach 40D-74383 PleidelsheimPhone (0 71 44) 2 06-0Telefax (0 71 44) 2 37 49

7.1.2 U-rings (two lips)In cases where annular surfaces are to be sealed at the insideand outside diameters, one may be dynamic, two seal lips arenecessary. Various profiles can be used as is shown in fig. 7.2.

The U-rings are dimensioned for either a rectangular or squarecross-section housing and have a channelled profile to form the

two lips. To obtain the neces-sary preload, the inner andouter lips are in interferencewith the housing diameters.As U-rings can be designedfor use as a piston or a rodseal, the lips must be angledfrom the base to the requiredradial preload. To improvetheir sealing performance, theends of the lips are usuallyfinished with a negativeangle.

Seals of this type are manufactured from the commonly avail-able elastomeric materials. Their orginal shape (fig. 7.2. upperleft) has been developed to increase the contact pressure andprotect the sealing lip. U-rings with a pointed seal lip need aheader ring to support the section.

7.1.3 Lip sealsThe demand for a seal with low friction led to the developmentof this type of seal. Lip rings are designed with one sealing lipwhich is preloaded by having an interference with the slidingsurface. An interference is also needed to obtain a seal at thestatic surfaces. The seal is self supporting in the groove so noheader ring is required.

Bild 7.2: Nutring / Fig. 7.2: U-rings

Bild/Fig. 7.1: O-Ring


Die Form der Dichtlippe wirdnach den jeweiligen Dich-tungsaufgaben sowie nachder geforderten Dichtheitausgelegt. Da das Haftteilstets an der ruhenden Flä-che anliegt, muß bei dieserDichtungsform zwischenStangendichtung mit »Lip-pe innen« (Bild 7.3a) undKolbendichtung mit»Lippeaußen« (Bild 7.3b) unter-schieden werden. Zur Ver-hinderung der Spaltextrusi-on gibt es Ausführungen mitGewebeverstärkungen amRücken bzw. mit in das Pro-fil integrierten Teilbackrin-gen. Druckstöße, die überdie normalen Betriebsbedin-gungen bzw. zulässigenDrücke hinausgehen, sindebenso zu vermeiden wieVakuum. In solchen Fällenmüssen Dichtungen mit grö-ßeren Querschnitten oderLippenringe mit Backringen verwendet werden.

7.1.4 DachformdichtungssätzeDichtungssätze bestehen in der Regel aus mehreren Einzel-dichtungen und je einem Druck- und Stützring. Am bekannte-sten sind die Dachform-Dichtungssätze, die es in zwei verschie-denen Ausführungsarten gibt.Bei der einen Form liegen die Dichtungselemente, die soge-nannten Dachmanschetten, an den Schenkeln aufeinander, sodaß bei axialer Pressung oder Druckbeaufschlagung eine Spreiz-wirkung nach beiden Seiten und auf der ganzen Höhe desDichtsatzes entsteht (Bild 7.4a). Dadurch wird eine sehr guteDichtwirkung erzielt, aber zugleich auch eine hohe Reibungverursacht. In der Regel werden drei bis fünf Dachmanschettenzu einem Dichtsatz zusammengefaßt. Durch die Variationsmög-lichkeit in der Zahl der Manschetten sowie in der Werkstoff-Auswahl (Gummi oder Gewebe) kann man sich den jeweiligenAnforderungen in weiten Bereichen anpassen.Bei der zweiten Dachform-Dichtungsart liegen die Manschettennur im Mittelbereich des Rückens aufeinander (Bild 7.4b).Die Dichtlippen sind frei und werden bei Druckbeaufschlagungnur mit dem jeweiligen Restdruck gespreizt. Sie dürfen keines-falls mit axialer Vorpressung eingebaut werden. Die Reibungdieser Bauform ist niedriger.Dachform-Dichtungssätze eignen sich sehr gut zur Abdichtungvon Kolbenstangen und Plungerkolben bei erschwerten Ar-beitsbedingungen. Sie sind besonders dort zu empfehlen, wodie tatsächliche Beanspruchung nur schwer vorauszusehen ist.Kolbendichtungen aus Dachmanschetten bestehen meist nuraus einer Dichtung zwischen dem Druck- und Stützring. DieserSatz darf ebenfalls nicht vorgespannt werden, da sonst dasEinbringen des Kolbens in den Zylinder erschwert wird. Hiersollte der anliegende Druck auch beim Betrieb nicht durchDruckstöße überschritten werden.

The lip shape at the dynamicsealing edge is designed tobe suitable for the operatingconditions. There are desi-gns for the rod seal, with an“inner lip”, (fig. 7.3a) and forthe piston seal with an “outerlip” (fig. 7.3b).Extrusion damage can beavoided by reinforcing theheel of the seal with fabric orwith a back-up ring integra-ted into the profile.

Shock loads exceeding thenormal operation conditionsor recommended pressuresor a vacuum should be avoi-ded. If this is not possibleuse a seal with a large cross-section or a seal with a back-up ring.

7.1.4 V-ring assembliesV-ring assemblies consist of several elements, the V-rings, aheader ring, and a base ring. V-ring assemblies are available intwo basic designs.

The first has the V-rings contacting each other at the sealingedges when they are assembled in the housing. As the axial loador system pressure is applied to the seal the sealing edges arespread and the sealing force is increased along its length (fig.7.4a). The result is a very good seal, but it has high friction forces.The second version is designed with the V-rings contacting each

other along the cen-tre line of the sec-tion leaving thesealing lips free tomove t (fig. 7.4b). Atpressure the lips willbe forced apart. TheV-rings must not beinstalled with axialpreload as this willcause deformation.Friction is low withthis seal design.

V-ring assemblies or chevron seal assemblies are suitable foreither pistons or rods in arduous operation conditions. They areparticularly usefull when the operating stresses on the seal aredifficult to anticipate. The chevron seals used on a piston usuallyconsist of one V-ring mounted between a header and a basering. The assembly must not have axial preload because it willmake it difficult to assemble the piston into the cylinder. Shockloads should be avoided.

Bild / Fig. 7.3 a: Stangendichtungen / Rod seals

Bild / Fig. 7.3 Lippenringe / Lip seals

Bild / Fig. 7.3 b: Kolbendichtungen / Piston seals

Bild 7.4: Dachform-Dichtungssätze Fig. 7.4: Chevron sealing sets

a) b)


7.1.5 Kompaktdichtungenauf Nutringbasis

Diese Kompaktdichtungen sind aus Nutringen entstanden. Derursprünglich eingelegte Gummi-Stützringwurde hier einvulkanisiert (Bild 7.5a). DerGrundkörper kann aus Gewebewerkstoffenoder einem Elastomer hergestellt sein.

Der einvulkanisierte Ring hat die verschie-densten Formen bekommen. Seine Aufgabeist jedoch stets – neben der Funktion alsStützring – die Sicherstellung der Vorspan-nung. Das gilt vor allem für Dichtkörper ausGewebewerkstoffen.

Bei Dichtkörpern aus Polyurethan wird häufigein O-Ring eingelegt, der die Vorspannungder Dichtung auch bei extremen Betriebsbe-dingungen (sehr hoher Druck, hohe odertiefe Temperaturen) stabilisiert (Bild 7.5b).Das gilt auch dann, wenn die natürliche Vor-spannung der Dichtung durch Verschleißnachgelassen hat. Dadurch sind diese Dich-tungen besonders geeignet für den Einsatzim extrem rauhen Betrieb.

7.1.6 Sonstige KompaktdichtungenIn die Gruppe der Kompaktdichtungen fallen auch eine Reiheneuerer Dichtungskonstruktionen, die vorwiegend als Kolben-dichtungen konzipiert wurden (Bild 7.6).Ihr Hauptbestandteil ist ein blockförmigerDichtungskörper aus einem homogenen Ela-stomer, der gegebenenfalls zur Verbesse-rung der Verschleißeigenschaften mit einerGummi-Gewebelauffläche verstärkt wird.Gegen Spalteinwanderung sind beiderseitsTeilbackringe in das Dichtprofil integriert. Aus-führungen mit sogenannten Winkelbackrin-gen (Bild 7.6a und c) sind in der Lage, ingewissem Umfang auch Seitenkräfte aufzu-nehmen. Dichtungen der Bauart a und bwerden bevorzugt in Bergbau-Grubenstem-peln und -Zylindern eingesetzt.Die Dichtung nach Bild 7.6c vom Typ ZX istfünfteilig und für Einbauräume nach ISO 6547ausgelegt. Die eigentliche Dichtung ist ausNBR, und die Backringe bzw. die Führungs-ringe sind aus Polyester-Elastomer bzw. POMhergestellt. Sie wird bevorzugt in der Indu-striehydraulik eingesetzt.Diese Dichtungsformen sind sehr robust undweniger anfällig als Kolbendichtungen aufNutring- oder Lippenringbasis. Der Kolbenkann kürzer und einfacher ausgeführt wer-den, wenn Schnappmontage der Dichtung ineine geschlossene Nut vorgesehen wird.

7.1.5 Compact sealsbased on an U-ring

The compact seals were developed from the U-ring. Originaldesigns used a separate elastomer hea-der ring inserted into the groove in thebase. In later designs this is vulcanizedto the base making a one piece seal (fig.7.5a).The base of the seal can be made fromvarious elastomers, and is usually fab-ric-reinforced. The elastomer headerring can have different profiles but itsfunction remains the same. In additionto providing support it provides the pre-load, which is necessary for seals ha-ving a fabric base ring.Seals made in polyurethane often havean O-ring energizer fitted into the groovewhich ensures the preload of the sealedges is maintained even when extremeoperation conditions, i.e. high pressure,high or low temperatures exist (fig. 7.5b).The O-ring provides a spring effect whichmaintains preload even when the sealprofile is worn. This compensating fea-ture makes this design of seal especiallysuitable for extremely tough operations.

7.1.6 Other compact seal designsThe designation of ‘compact seal’ also covers a number ofrecently developed seals designed for doubleacting pistons (fig.7.6).

At the centre of the seal is a sealingelement usually produced from an elas-tomer. The wear resistance is improvedby adding layers of fabric to the slidingsurface and the extrusion gap is reducedby two back-up rings integrated withinthe seal profile. Seals can also havewear rings, or bearings, (fig. 7.6a and c)which can support limited side loadings.Seal designs (a) and (b) are preferred foruse in under ground mining roof supportlegs and ancillary cylinders.

The seal shown in fig. 7.6c, profile ZX,consists of five parts and is designed forthe groove sizes in ISO 6547. The sea-ling component is made from NBR, theback-up and wear ring or bearings, aremade from polyester or acetal resin(POM). The seal is mainly intended to beused for industrial hydraulics.These seal designs are robust and stron-ger than the U-ring or lip seal for thepiston. The piston can be designed shor-ter if the seal is assembled into a closedgroove.

Bild / Fig. 7.5 b:

Bild / Fig. 7.5 a:

Bild / Fig. 7.5:Kompaktdichtungen auf NutringbasisCompact seals on U-ring basis

b

c

a

Bild 7.6: Sonstige KompaktdichtungenFig. 7.6: Other compact seals


7.1.7 Gleit-DichtungssätzeDas ungünstige Reibungs- und Verschleißverhalten der O-Ringe im dynamischen Betrieb hat zur Entwicklung von Gleit-dichtungen geführt (Bild 7.7).

Als Dichtungswerkstoff wirdwegen der hervorragendenGleiteigenschaften PTFE,modifiziert mit Kohle, Bronzeoder Glasfaser, eingesetzt.Da PTFE kein gummielasti-scher Werkstoff ist, muß derGleitring zur Erzielung einervertretbaren Dichtheit mit ei-nem elastischen Element inForm eines O-Ringes oderRechteckringes angepreßtwerden, der in dieser Funkti-on nur ruhende Flächen ab-zudichten hat und daher kei-nem Verschleiß unterliegt.

Die meisten dieser Dichtsätze erfordern kleine Einbauräume undsind für Schnappmontage geeignet. Sie sind unempfindlich ge-gen Stoßbelastungen und bis in den Bereich hoher Drückeeinsetzbar.Gleitdichtungen werden in der Regel als Kolbendichtung ausge-führt. Der Gleitring erhält dann eine glatte Oberfläche. Sie könnenaber auch Kolbenstangen abdichten; dann wird die Gleitringober-fläche zur Erzielung einer höheren Anpressung profiliert (sieheBild 7.7 untere Reihe). Zur Verbesserung der Dichtheit werden inder Regel zwei Dichtsätze in Tandemanordnung eingesetzt.

7.1.8 FührungselementeWegen der Gefahr des Fressens muß eine metallische Berüh-rung zwischen Kolben und Zylinder während des Gleitens – vorallem bei Auftreten von Querkräften – unbedingt vermiedenwerden. Da der Kolben aber geführt werden muß und dieDichtung diese Aufgabe nicht übernehmen kann, benötigt mangesonderte Führungselemente, die – umständlich und teuer –aus Bronze gefertigt werden können oder – erheblich einfacher– aus Kunststoffen hergestellt werden.

Solche Führungselemente werden in zwei verschiedenen For-men angeboten: als Führungsband und als Führungsring. Beidewurden für die in der Hydraulik und Pneumatik üblichen Be-triebsbedingungen entwickelt.

Führungsbänder (Bild 7.8 a):Diese Führungselemente werden aus einem glatten, relativniedrigen Band – das als Meterware angeboten wird – durcheinen Schrägschnitt selbst hergestellt. Als Material dient PTFE,das mit Kohle oder Bronze gefüllt wird. Da dieser Werkstoffeinen extrem niedrigen Reibwert hat, gibt es auch nach länge-rem Stillstand keine erhöhten Losbrechkräfte.

7.1.7 Co-axial sealsThe acceptable compact groove sizes but unfavourable frictionand wear of O-rings led to the development of a combined sealingassembly consisting of a sealing ring and an O-ring (fig.7.7).

Due to its excellent slidingproperties the dynamic sea-ling ring is usually producedfrom PTFE filled with eithercarbon, bronze powder orglass fibre. PTFE is not anelastomeric material so thecontact pressure on the sea-ling ring is obtained by anelastic element usually anO-ring or a square sectionring. The O-ring or squaresection ring also has the fun-ction of sealing the staticsurfaces, consequently itdoes not wear.

Most of these seals can be snapped into a one piece piston or rodgroove. They are not sensitive to shock loads and can be used athigh pressure.

Co-axial seals are generally designed for use on a piston andhave a smooth sealing surface. When used as rod seals thedynamic surface needs a shaped lip to obtain the higher contactforce to prevent leakage (see fig. 7.7 bottom range). To improvesealing performance, it is recommended to have these sealsmounted in tandem.

7.1.8 Guiding elementsThe sliding movement of components i.e. a piston in a tube, risksmetal to metal contact which will damage the surfaces andeventually cause a “seize up” particularly if the components aresubjected to side load forces. A piston needs to be supported byguiding elements because the seal is not designed to be abearing. These guiding elements can be produced from bronze,which is relatively expensive, or from synthetic materials whichare usually cheaper.

When made from synthetics there are two versions: guide tape/strip or guide ring. Both types can be used for the usual operatingconditions found in hydraulic and pneumatic components.

Guide tape (fig. 7.8 a):Guiding elements are cut, at an angle, to the required length froma roll of tape. The material is usually carbon or bronze filledPTFE, which has low dynamic and breakout friction values. Thelatter remains the same even after long stationary periods.

Stangendichtungen / Rod seals

Kolbendichtungen / Piston seals

Bild 7.7: Gleitdichtungen / Fig. 7.7: Co-axial sets


Führungsringe (B. 7.8b):Diese Führungselementesind offene Ringe mit einerdurch axiale Nuten entlaste-ten Lauffläche und einemHaltebund am Innendurch-messer. Sie lassen sichleicht montieren, sind außer-ordentlich verschleißfest undermöglichen eine einfacheKolbenkonstruktion. Die Rin-ge werden in größerenDurchmesserstufungen her-gestellt. Zwischengrößenschneidet man aus dernächstgrößeren Abmes-sung. Als Material werdenneben PTFE noch andere,geeignete Thermoplasteverwendet. Rechteckringewerden auch in geschlitzterAusführung gefertigt.

7.1.9. AbstreifringeDie Aufgabe der Abstreifer ist es, das Eindringen von festenSchmutzteilchen in das Innere von hydraulischen und pneuma-tischen Geräten, wie Zylinder oder Ventile, zu verhindern. Damitsoll die Verunreinigung des Druckmediums, die Zerstörung derDichtung und eine Beschädigung der bewegten Oberfläche oderder Führungsbüchse vermieden werden.Bei hin- und hergehenden Bewegungen geben Faltenbälge zwaruniversalen Schutz, sie sind jedoch aufwendig und leicht verletz-lich, so daß ihr Einsatz auf Sonderfälle beschränkt ist. in denmeisten Fällen reicht ein Abstreifring aus. Es handelt sich dabeium einen für diese Auf-gabe entwickelten Ein-Lippenring aus beson-ders verschleißfestemElastomer. Wichtig ist all-gemein, daß die Abstreif-kante nicht beschädigtwird. Auch muß der Kon-takt mit dem Einbau-raum-Außen-Ø bzw. derKolbenstange gleichmä-ßig gut sein.Da die Abstreifringe miteiner gewissen Vorspan-nung an den Kolbenstan-gen anliegen, beeinflussen sie die Anfahrreibung. Auch ist zubeachten, daß diese Vorspannung in Verbindung mit einerscharfen Abstreifkante den Ölfilm der Schleppströmung abstreift,so daß dadurch eine gewisse Leckage verursacht wird.Abstreifringe werden als Elastomer-Ringe mit oder ohne Metall-ummantelung angeboten. Daneben sind für besondere Anforde-rungen Sonderausführungen erhältlich, wie z.B. zum Ausglei-chen größerer radialer Abweichungen oder Ausführungen mitGegenlippe innen. Man sollte stets diejenigen Ausführungenvorziehen, die mit Festsitz am Einbauraum-Außendurchmessereingebaut werden und mit dem Gehäuseteil bündig abschließen.

Guide ring (fig. 7.8b):Piston guide rings are ‘T’shaped cross-sectionwith the contact surfacerelieved by axial grooves.They are easy to install,very long wearing andmake a monobloc pistondesign possible. Guiderings are manufacturedin a large range of diame-ters with intermediate si-zes being cut from thenext largest diameter.They are made fromPTFE and other thermo-plastic materials. Splitrectangular section ringsare also available.

7.1.9. Scraper/wiper ringsThe function of a wiper ring is to prevent dirt particles fromentering the components in a hydraulic or pneumatic circuitcylinders or valves. This helps prevent contamination of themedia which will damage the seal.

Bellows provide a complete protection for reciprocating shafts,but they are complicated to produce and can be easily damagedso their use is restricted to special applications. In most cases awiper ring having one-lip made of a wear resistant elastomer, is

sufficient.

It is important to pro-tect the scraping edgefrom damage and tohave adequate contactwith the groove andpiston rod diameter.

The lip of the wiper ringis designed to have apre-load with the piston

rod, and this has an influence on the break-out friction. Togetherthe preload and the sharp scraper edge wipes off the oil filmpassing the seal.

Wiper rings are made from elastomeric or thermoplastic mate-rials and some have a metal case for stiffness. Special designsare available for applications where, compensation for largeradial movements or a second inner lip is required. It isrecommended to use wiper rings which are designed to have atight fit in the groove and are flush in the housing.

Bild 7.9: Abstreifelemente / Fig. 7.9: Wipers

Bild 7.8: Führungselemente / Fig. 7.8: Guiding elements

Bild 7.8a Bild 7.8b


7.2 Pneumatik-DichtungenDie erschwerten Bedingungen, unter denen die Pneumatikdich-tungen gegenüber den Hydraulikdichtungen arbeiten müssen(Abdichten gegen Gas, d.h. gegen ein Medium mit sehr niedri-ger Viskosität, Arbeiten bei minimalen Schmierbedingungenu.a.) führten dazu, daß wir für Pneumatikdichtungen spezielleWerkstoffe und Formen entwickelten.

Diese Dichtungen sollen eine möglichst kleine spezifischePressung an den Dichtflächen haben. Dazu sollen sie sich – wiedie Hydraulikdichtungen – automatisch an einen wechselndenDruck anpassen, um die Reibung klein zu halten. Schließlichsollte aus dem gleichen Grund die Dichtlänge so kurz wiemöglich sein.Zu diesen Schwierigkeiten kommen gewandelte Schmierbedin-gungen hinzu (Ersatz der Ölnebelschmierung durch Fett-Dau-erschmierung), die zu Änderungen an den Dichtungsformenführten: die Dichtlippen wurden wieder länger, und die scharfenDichtkanten zur bewegten Fläche hin wurden abgerundet, damitder Fettfilm nicht abgestreift wird. Folgerichtig wurden auch dieAbstreiferlippen nach den gleichen Gesichtspunkten ausge-führt.Das komplette Pneumatikdichtungs-Programm umfaßt Kolben-stangendichtungen, Kolbendichtungen und Dämpfungsringesowie kombinierte Dicht-Abstreifelemente.

7.2.1 StangendichtungenAls Stangendichtungen werden Lippenringe eingesetzt, die miteinem Abstreifring kombiniert werden sowie – im Gegensatz zurHydraulik – sogenannte Dichtabstreifringe, bei denen beideFunktionen in einem Ring vereinigt sind.Lippenringe (Bild 7.10):Sie entsprechen in ihrer Grundform den Lippenringen der Hy-draulik, d.h. eine mit Übermaß ausgestattete Haftlippe sorgt fürfesten Halt der Dichtung in der Nut, während die Dichtlippe ander Kolbenstange abdichtet. Sie ist in ihrer Geometrie aufölhaltige und ölfreie Druckluft durch runde Dichtlippenformabgestimmt. Im ölfreien Fall ist jedoch für sorgfältige Monta-geschmierung durch dichtungsverträgliche Fette zu sorgen,sonst verkürzt sich die Lebensdauer.

7.2 Pneumatic sealsWhen compared to hydraulics, seals for pneumatics have tooperate in difficult conditions. They have to seal against gas, avery low viscosity media often with little lubrication. For thesereasons we have developed special compounds and profiles forpneumatic seals.

These seals have the lowest possible compression forces at thesealing surfaces. They adapt automatically to pressure changeswhich in addition to the short sealing length keep the friction low.

The lubrication of pneumatic systems has changed from oil mistlubrication to initial greasing which required modification to theseal shape. The seal lips were made longer and the sharp sealedges in contact with the surface are rounded. This avoids thegrease lubrication film being wiped off. The lip of the wiper wasalso changed to meet the new requirements.

The complete pneumatic seals range includes piston and rodseals, cushioning seals, and combined sealing/wiper parts.

7.2.1 Rod sealsRod seals are usually U-rings designed for use in combinationwith a wiper ring. Sealing/scraper parts are a combination ofboth a sealing element and a wiper.

U-rings (fig. 7.10):In principle the designs are the same shape as U-rings forhydraulics. They have an external retaining lip oversize toensure a tight fit in the groove and an internal sealing lipproviding a tight fit with the piston rod. The sealing lips arerounded for use with oil free or lubricated air. When the sealsoperate with oil free air they must be assembled prelubricatedwith a compatible grease to avoid reducing the service life.

Profil E5 (Innendichter)

Einsatzbereiche im Standardwerkstoff:Betriebsdruck: ≤ 16 barTemperaturbereich: – 30 °C bis + 80 °CGleitgeschwindigkeit: ≤ 1 m/sec.Medien: Druckluft, sowohl gewartet als auch trocken

und ölfrei (nach Montagefettung)

Haupteinsatzgebiet:Stangendichtungen allgemein von ø 4 mm bis ø 100 mm

Bild 7.10: Pneumatik-Lippenring für Stangen

Profile E5 (sealing at the inside diameter of the seal)

Application field for standard compound:Pressure: ≤ 16 barTemperature range: – 30 °C bis + 80 °CSurface speed: ≤ 1 m/sec.Medium: lubricated air as well as dry air and air free

from oil (after initial lubrication on assembly)

Main application:rod seals with diameters of 4 mm to 100 mm

Fig. 7.10: Pneumatic lip seal for rods

Bottom surface

Back

Static lip

Pneumatic-sealing lip

Haftlippe

RückenPneumatik-Dichtlippe

Bodenfläche


Dicht-Abstreif-Kombination:Bei Pneumatikzylindern erfreut sich die Kombination der Funk-tionen Dichten und Abstreifen steigender Beliebtheit. Sie kannnach Bild 7.11 in einem Ring vereinigt sein. Er ist dann vorwie-gend für Kleinzylinder und Ventilstößel vorgesehen bei Stan-gendurchmessern < 10 mm.Dieser Ring erfordert einen minimalen Platzbedarf, da er ineinem einfachen Einbauraum untergebracht wird und keineweiteren Vorkehrungen zur axialen Sicherung notwendig sind.

Eine andere Lösung für die Kombination der Funktionen Dichtenund Abstreifen zeigt Bild 7.12. Die ringförmige Nase am Abstreifteilübernimmt gleichzeitig die Fixierung des Ringes in der Nut, diedadurch nach hinten offen bleiben kann. Man kann diese Dichtungdaher auch bei eingebautem Kolben auswechseln. Diese Bauartist geeignet für einen Stangendurchmesser ab 12 mm.

Seal/scraper combinations:A larger number of pneumatic cylinders are being sealed with acombined sealing/wiping ring, as shown in fig. 7.11. It is possiblefor both functions to be performed by the one part especially insmall cylinders and valve spools with rod diameters up to 10 mm.

Combination seals require a small housing space in a simplegroove with no other retention.

An alternative design for a combined sealing/wiping ring isshown in fig. 7.12. The profile of the outside diameter ensuresthe tight fit of the ring in the groove making it self-retaining.Therefore this seal can be replaced with the piston in place. TheEU profile is suitable for rod diameters of 12 mm and more.

Dicht-Abstreifring Profil EU

Einsatzbereiche für Standardwerkstoffe:Betriebsdruck: ≤ 16 barTemperaturbereich: – 35 °C bis + 80 °CGleitgeschwindigkeit: ≤ 1 m/sec.Medien: Druckluft, sowohl gewartet als auch trocken


Haupteinsatzgebiet:In Pneumatikgeräten für Kolbenstangen ab ø 12 mm

Bild 7.12: Dicht-Abstreif-Ring

Seal / wiper ring profile EU

Application field for standard compounds:Pressure: ≤ 16 barTemperature range: – 35 °C bis + 80 °CSurface speed: ≤ 1 m/sec.Medium: lubricated air as well as dry air and air free


Main application:in pneumatic devices for piston rods of 12 mm dia. and more

Fig. 7.12: Seal/wiper ring

Abstreiflippe Pneumatik-Dichtlippe Wiper lip Pneumaticsealing lip

Dicht-Abstreif-Ring Profil EL



Haupteinsatzgebiet:In Kleinzylindern mit Kolbenstangen ab ø 4 mm und Ventilenmit Stößeln bis ø 10 mm

Bild 7.11: Dicht-Abstreif-Ring

Seal / wiper ring profile EL



Main application:in small cylinders with piston rods of 4 mm diameter andmore, an valve shafts up to 10 mm diamter

Fig. 7.11: Seal / wiper ring

Haftlippe

Pneumatik-Dichtlippe

Abstreiflippe

Halte-schulter

Static lip

Holding shoulder

Wiper lipPneumatic-sealing lip

Haftlippe Static lip


Profil Z5(doppel-wirkend)

Profil Z7(einfach-wirkend)



Haupteinsatzgebiet:Kolben mit geringen Seitenbelastungen in Kleinzylindern,Kurzhubzylindern, Spannzylindern und Sonderzylindern

Bild 7.14: Doppelnutring

7.2.2 KolbendichtungenAls Kolbendichtungen werden entweder die altbewährten Lip-penringe eingesetzt (hier mit Dichtlippe außen, Bild 7.13) oderspezielle Kolbendichtungen, die wie in Bild 7.14 aus zweiNutringen zusammengesetzt sind. Diese Bauweise erlaubt eineinfaches»Aufknüpfen«der Dichtung auf den Bund eines eintei-ligen Kolbens. Der Verbindungssteg zwischen den Nutringenverhindert eine metallische Berührung des Kolbens mit denZylinder. Das ist vor allem bei Leichtmetall- und Kunststoff-Zylindern sehr wichtig.Der Komplettkolben nach Bild 7.15 besteht aus einer Doppel-Topfmanschette, die mit einer Metallscheibe zusammenvulka-nisiert ist. Mit dieser symmetrisch aufgebauten Dichtung ist eineproblemlose Montage möglich. Die vollständige Ummantelungmit Gummi verhindert eine Korrosion der Kolbenscheibe.

7.2.2 Piston sealsPiston seals are either the well proven U-ring with asymmetricallips, fig. 7.13, or a special design, fig. 7.14. The latter designallows the seal to be installed into a one piece piston. Theelastomeric material covers the outside diameter and preventsmetal to metal contact between piston and cylinder. This is veryimportant to prevent damage, especially with aluminium, brassor plastic tubes.

A complete piston profile is shown in fig. 7.15. It consists of adouble-acting cup seal bonded to a metal support. The completecover of rubber prevents corrosion of the metal support. Beingsymmetrical prevents any assembly problems.

Profil E4 (Außendichter)



Haupteinsatzgebiet:Kolbenabdichtungen allgemein von ø 12 mm bis ø 320 mm

Bild 7.13: Pneumatik-Lippenring für Kolben

Profile E4 (sealing at the outside diameter of the seal)



Main application:general piston seals, ø 12 mm to ø 320 mm

Fig. 7.13: Pneumatic lip ring for pistons

Profile Z5(double-acting)

Profile Z7(single-acting)

Application field for standard compounds:Pressure: ≤ 16 barTemperature range: – 30 °C bis + 80 °CSurface speed: ≤ 1 m/sec.Medium: lubricated air as well as dry air and air free


Main application:pistons with low radial load in small cylinders, short strokecylinders and special cylinders

Fig. 7.14: Double U-ring

Pneumatiklippe

Rücken

Bodenfläche

Haftlippe

Pneumatic lip

Back

Bottom surface

Static lip

Pneumatiklippe

Pneumatic lipsGuiding surface

Pneumatic lipGuidingsurface

Retaining portionFührungs-steg

Halteteil

PneumatiklippenFührungssteg

Haftlippe

Haftlippe Haftlippe Static lipStatic lip

Static lip


7.2.3 DämpfungsdichtungenBeim Einfahren eines Pneumatik-Kolbens in den Dämpfungs-raum sollte im Interesse einer definierten Dämpfung der Spaltgenau festgelegt sein, durch den die verdrängte Luft entweicht.Diese Forderung kann man ambesten erfüllen, wenn man Dich-tungen einsetzt, die über dienotwendige Drosselung verfü-gen und zugleich wie mechani-sche Rückschlagventile wirken.

Bei der Dämpfungsdichtungnach Bild 7.16 wird die axialeAbdichtung von zwei unabhän-gigen Dichtsystemen übernom-men (beweglicher Dichtwulstund Flachdichtung), was dieFunktionssicherheit erhöht. Dielange Pneumatiklippe ermög-licht einen verlängerten Dämp-fungsweg. Da der Ring radialSpiel in der Nut hat, bleibt seineWirksamkeit auch bei Mittenver-satz des Kolbens erhalten.

7.3 Dichtungen für besonderen EinsatzWegen der gravierenden Unterschiede in der Beanspruchunggegenüber normalen Hydraulikdichtungen seien hier die Dich-tungen für den Bergbau und für die industrielle Druckwasserhy-draulik gesondert betrachtet. Beiden Bereichen ist gemeinsam,daß sie mit stark wasserhaltigen Druckflüssigkeiten arbeiten.

7.2.3 Cushioning sealsWhen the piston enters the cushioning part of the stroke theremust be a precise gap for exhausting the displaced air, otherwi-se a cushioning force will not be achieved. This is done using a

seal which is designed to provi-de the required throttling effectand also acts as a non-returnvalve.

The cushioning seal shown infig. 7.16 operates by movingaxially. It, has two independentsealing faces, a deformable sea-ling bulge and flat seal face,which increases its reliability asa seal. The long lip extends thecushioning distance and thereis a clearance with the groove atthe outside diameter, so the sealis effective even when the rod isoff centre.

7.3 Seals for special applicationsDue to the major differences with other hydraulic seals, in thissection we decided to consider seals for mining and industrialapplications which are used with water base fluids.

Profil PP



Haupteinsatzgebiet:Endlagendämpfung in Pneumatikgeräten

Bild 7.16: Dämpfungsdichtung

Profile PP



Main application:cushioning in pneumatic devices

Fig. 7.16: Cushioning seal

Anschlagnocken

Überströmkanal

Axial-Lippe

Flachsitz Pneumatiklippe Pneumatic lip

Stop cam

Overflow channel

Axial lip

Flat seat

Profil DK

ø dm = max. ø der anschließenden Metallteileø dm = max. ø of adjacent metal parts

Bild 7.15: Komplettkolben / Fig. 7.15: Complete piston

ØD

H11

ØdH

10

Øda

Ødm

s

h1

h

H


7.3.1 Dichtungen für den Einsatz inWasser und in schwer entflamm-baren Flüssigkeiten

Die Probleme dieses Einsatzbereichs liegen nicht bei denDichtungsformen: hier können praktisch alle auch bei Öl benutz-ten Formen eingesetzt werden. Die Schwierigkeiten liegenvielmehr bei den Dichtungswerkstoffen für die neuen Konzen-trate, während man die Probleme bei Druckwasseremulsionenmit Mineralölen seit langem beherrsscht.In diesem Sektor, in dem sich Nutringe, Dachmanschetten undLippenpackungen vorwiegend aus Gewebewerkstoffen sehrgut bewähren, sind Druckwasserantriebe für Pressen schon seitJahrzehnten üblich.Problematisch kann es mit neuen Wirkstoffen für Emulsionenund vor allem mit Konzentraten für Lösungen werden, da hiermanche Verbindungen auftauchen, die mit den üblichen Dich-tungswerkstoffen nicht mehr ausreichend verträglich sind.Da gleichzeitig die HFA-Flüssigkeiten beginnen, in die Nieder-druckhydraulik Fuß zu fassen – wobei z.Z. mit Drücken von 60bis 100 bar gearbeitet wird – wird man auch druckwasser-verträgliche Werkstoffe für niedrige Drücke suchen müssen.Aber auch hier können – soweit das heute zu übersehen ist – diebewährten Dichtungsformen beibehalten werden.Probleme besonderer Art bringt die Höchstdruck-Hydraulik mitKlarwasser (1000 bar und mehr), wie sie für Reinigungs- undSchneidzwecke eingesetzt wird. Hier verwendet man Spezial-dichtungen, die auf Dachmanschetten aufbauen.

7.3.2 Dichtungen für den BergbauHier müssen zwei Bereiche unterschieden werden: Hydrauli-sche Antriebe in Maschinen unter Tage und der Strebausbau.Die Dichtungen in den Maschinen bereiten keine nennenswer-ten Schwierigkeiten, da sie gegen HFC-Flüssigkeiten abdichtenmüssen, und das beherrscht man im großen und ganzen.Gelegentlich bereiten Wirkstoffe zur Bakterienbekämpfung nochÄrger, dem man aber mit geeigneten Werkstoffen beikommenkann.Dagegen werden die Dichtungen im Strebausbau in extremerWeise beansprucht: Hier sind die Drücke mit bis zu 700 bar,teilweise bis über 1000 bar, wesentlich höher als in der Industrie-hydraulik. Dazu können noch Druckspitzen durch Gebirgsschlä-ge kommen.Eine weitere strebspezifische Belastung ist das lange Stehenunter Druck, wobei auch der Rest eines Schmierfilms aus demDichtspalt gequetscht wird. Die Folge ist eine sehr hohe Haftrei-bung. Da unter Tage meist nur mit 2 bis 3 % Konzentratanteilgefahren wird, ist kaum eine Schmierwirkung vorhanden. Zu-dem ist die Hubgeschwindigkeit sehr gering, so daß sich auchnicht annähernd ein hydrodynamischer Schmierfilm ausbildenkann.Dazu kommt ein vergleichsweise großer Gleitspalt, da zu dengroßen Fertigungstoleranzen noch das Aufweiten der Stempelunter dem hohen Druck kommt. Schließlich sind auch dieUmweltbedingungen unter Tage extrem: Neben erhöhtem Staub-anfall besteht auch Neigung zur Krustenbildung an den Kolben-stangen, die durch die Bedüsung sehr feucht sind. Es ist daherkein Wunder, daß man hier nicht nur besondere Werkstoffeentwickeln mußte, sondern auch spezielle Dichtungsformenbenötigte, um die geforderten Standzeiten zu erhalten.

7.3.1 Seals for high water based fluids

It is not the profile of the seal which is the problem, becausenearly all the designs that are used with oil can be used with thismedia. The problem is to select seal materials which arecompatible with the new fluid concentrates added to the water.This is more difficult than with hydraulic emulsions with mineraloils where the problems have already been solved.Water based hydraulic systems for presses have been in use fordecades and the proven seals are grooved rings, chevronsealing sets, and lip packings mainly of fabric material.

New additives for emulsions and concentrates for solutions canoften cause problems because they form a fluid which is incom-patible with the commonly used seal materials.

For low pressure hydraulics, i.e. in the range 60 to 100 bar, HFAfluids are more frequently used. Seal materials compatible withhigh water base fluids have been developed which are suitablefor the low pressure and are used with the traditional sealdesigns.

Special sealing problems have been solved with high pressurei.e. 1000 bar and above such as water jet being used for cleaningand cutting operations. The seals are based on the chevron sealdesign.

7.3.2 Seals for mining equipmentTwo distinct hydraulic applications are involved in the machineryoperating below ground for 1. tunneling and coal cutting ma-chines 2. roof supporting equipment.The seals used in the machines operate with HFC fluids withoutmajor problems. In some circuits anti-bacteria additives candamage the seals, but this can be avoided by changing the sealmaterial.

Hydraulic roof supports require seals that can withstand veryhigh stresses: It is common for the pressure to rise to 700 bar,and in some cases 1000 bar is reached. Additionly when rockfracturing occurs the pressure peaks rise to even higher values.

Typically the piston seal in a roof support cylinder is subject tohigh pressure while remaining in a static position for longperiods. This results in the lubrication film being squeezed outfrom the sealing face causing high break-out friction. The fluidused is a mixture of water and oil, usually up to 97-98% water,so there is poor lubrication of the seal. In addition the seal movesat a very slow speed so that an hydrodynamic lubrication filmcannot be formed.Another problem is extrusion damage caused by the relativelylarge extrusion gap resulting from the wide production toleran-ces for the tubes plus the dilation of the tube at the high pressure.The environmental conditions around the supports are very dirtyand wet, water is sprayed to reduce the dust, which leads to therod being encrusted with coal slurry.For these harsh conditions it has been necessary to developspecial seal profiles and materials to achieve the requiredservice life.


Kolbenstangendichtungen:Der Ring nach Bild 7.17a ist die einzige Form die den konven-tionellen Ringen entspricht. Alle anderen sind speziell für denEinsatz im Bergbau entwickelt worden. Dazu gehört der Dicht-satz nach Bild 7.17b, der aus einem gewebearmierten Gummi-teil und einem Backring auf Polyacetal-Basis besteht. Die Ge-webelauffläche ist mit einer speziellen Struktur versehen, dieden Schmierfilm auch nach längerer Standzeit unter Druckerhält. Dieser Dichtsatz ist einfachwirkend.Die doppeltwirkenden Stangendichtungen nach Bild 7.17c und7.17e werden mit Backringen bzw. Winkelführungsringen aus-gerüstet. Das Gummiteil mit einer gewebearmierten Laufflächeist bei beiden Profilen gleich. Die Lauffläche ist auch hier miteiner speziellen Struktur versehen, die den Schmierfilm erhält.Das Profil nach Bild 7.17d wurde speziell für die Abdichtung vonVentilen entwickelt. Dieser Dichtring ist doppeltwirkend undgegen Spalteinwanderung durch Backringe geschützt. Er be-sitzt keine Gewebelauffläche.

Kolbendichtungen:Auch hier wird mit dem Lippenring Bild 7.18a eine konventionel-le Form angeboten. Er ist mit einem Backring ausgestattet undwird in Einzelstempeln eingesetzt.Der Dichtungssatz nach Bild 7.18b ist doppeltwirkend. Er be-steht auseinem an der Lauffläche gewebearmierten Gummiteil.Diese Werkstoffkombination hat sich seit Jahren bewährt. DieLauffläche ist wieder so strukturiert, daß sich der Schmierfilm imDichtspalt auch bei längerem Stillstand hält.Der Dichtsatz nach Bild 7.18c entspricht dem vorher beschrie-benen bis auf die hier eingesetzen Winkelbackringe. Auch dieDichtung in Bild 7.18d ist mit dem gleichen Gummi-Gewebeteilausgestattet. Sie verfügt über sehr starke Backringe, die esermöglichen, den Dichtsatz auch bei extremen Bedingungen,d.h, Druck über 700 bar und größere Spalte bis ca. 1,5 mm,einzusetzen.Eine Vielzahl weiterer Dichtungen für den Bergbau ist ausunserem Hauptkatalog zu entnehmen.

Piston rod seals:Fig. 7.17a shows a seal with a traditional profile while the otherseals have been developed especially for mining applications.The design shown in fig. 7.17b consists of a fabric-reinforcedrubber and a backup ring of polyacetal material. The dynamicarea is fabric with a special surface structure which results in asurface capable of retaining a lubrication film during long statio-nary periods at pressure. This is a single acting seal.

The double-acting rod seal shown in fig. 7.17c is designed withback-up rings and fig. 7.17e with guide rings. The rubber has afabric-reinforced dynamic surface which is the same for bothprofiles. The fabric on the dynamic surface preserves thelubrication film due to a special surface structure.The profile shown in fig. 7.17d is a special design for valves. Theseal is double-acting and is protected against extrusion damageby back-up rings. It does not have a fabric-reinforced dynamicsurface.

Piston seals:Fig. 7.18a shows a traditional lip ring with a back-up ring. It isused for single-acting roof supports.The seal assembly shown in fig. 7.18b is double-acting andconsists of a rubber part with a fabric-reinforced dynamic sur-face. This design has been successfully used in mining appli-cations for many years. The dynamic surface has the sametexture as piston rod seals and preserves the lubrication film atthe sealing surface during the long stationary periods.

Seal design shown in fig. 7.18c is similar to 7.18 b except it hasdifferent guide rings. The seal shown in fig. 7.18d is similarhaving a rubber/fabric part. The “L” shaped back-up rings makethe seal suitable for more harder operation conditions, i.e.pressures over 700 bar and extrusion gaps (up to ca. 1.5 mm).

Other seals for mining applications can be found in our catalog.

Bild 7.17: Stangendichtungen für den BergbauFig. 7.17: Rod seals for mining

Stangendichtung Profil Q9Rod seal profile Q9

Stangendichtung Profil ZJRod seal profile ZJ

Stangendichtung Profil ZG doppeltwirkendRod seal profile ZG double-acting

Ventildichtung Profil ZE doppeltwirkendValve seal profile ZE double-acting

Stangendichtung Profil ZH doppeltwirkendRod seal profile ZH double-acting

Bild 7.18: Kolbendichtungen für den BergbauFig. 7.18: Piston seals for mining

b

c

d

e

aLippenring Profil E2 einfachwirkendLip ring profile E2 single-acting

Kolbendichtsatz Profil ZC doppeltwirkendPiston sealing set profile ZC double-acting

Kolbendichtsatz Profil ZD doppeltwirkendPiston sealing set profile ZD double-acting

Kolbendichtsatz Profil ZQ doppeltwirkendPiston sealing set profile ZQ double-acting

b

c

d

a


Dichtsystem (Beispiel) AnwendungSealing system (example) Application

7.4 Dichtsysteme in der Anwendung (1)Sealing systems in typical applications (1)

OKFR FRB4 BUAS

OKFR FRB3 BUAS

OK FRBS FRAF

OK FPBSAF FP

B3A1 FPOE FP

Bagger/Excavator

Schaufellader/Wheel loader

Planierraupe/Bulldozer

Bagger-Lader/Backhoe

Gabelstapler/Fork lift

Mob

ilhyd

raui

k /

Mob

ile h

ydra

ulic

s


Anwendung Dichtsystem (Beispiel)Application Sealing system (example)

Z8 Z8Y3

EM

PZ

EL

DP

EU PPZ8F2Z8PP

V1V1

Y3

Y3

Dichtsysteme in der Anwendung (2)Sealing systems in typical applications (2)

Kurzhubzylinder/Short stroke cylinder

Schieberventil/Spool valve

Zylinder/Cylinder

Vorsteuerventil/Pilote poppet valve

Pne

umat

ik /

Pne

umat

ics


Dichtsysteme in der Anwendung (3)Sealing systems in typical applications (3)

Dichtsystem (Beispiel) AnwendungSealing system (example) Application

Sta

tionä

rhyd

raui

k /

Sta

tiona

ry h

ydra

ulic

sK

rafts

toffs

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uel s

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Foo

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pla

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Che

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anla

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hem

ical

pla

nts

Spritzgußmaschine/Injection moulding machine

Werkzeugmaschine/Machine tool

Absperrventile/Shut-off valves

Flaschenabfüllanlagen/Bottling plants

Kraftstoffzuführung/Fuel rail

B3 F3A1

OE F3

Y3

V1 oder Y3

OE F3

F3A1 C1 OD

C1Y3


7.5 Entwicklungsgeschichte der Dichtungsprofile / History of seals profiles



8. Auswahl und Einbau vonDichtungen

8.1 Auswahlkriterien

Die Auswahl der bestmöglichen Dichtung für eine Kolbenstangeoder einen Kolben ist für den Konstrukteur nicht einfach. DieVielzahl der Einflußgrößen, die bei der Auswahl berücksichtigtwerden müssen, wird oft unterschätzt. Im einzelnen orientierensich diese Auswahlkriterien an den allgemeinen Anforderun-gen, die an Dichtungen gestellt werden.

Sie müssen• den gewünschten Grad der Dichtheit ermöglichen,• eine ausreichende Werkstoff- und Formelastizität haben, um

auch Durchmesserzunahmen durch Aufweiten des Zylinder-rohres ausgleichen zu können,

• genügend Widerstand gegen Einwandern auch in größereGleitspalte besitzen,

• verträglich sein mit der Druckflüssigkeit auch bei den oberenund unteren Grenzen der Arbeitstemperatur und zudem sowenig wie möglich quellen,

• möglichst gute Gleiteigenschaften bei höchster Abriebfe-stigkeit besitzen und leicht einzubauen und auszuwechselnsein.

• Außerdem sollen sie kein eigenes Abriebmaterial in dieDruckflüssigkeit bringen.

Zu diesen allgemeinen Kriterien kommen dann noch die spezi-ellen Randbedingungen, die sich unter Berücksichtigung desjeweiligen Einsatzes ergeben. Hierzu zählen:

• Druckhöhe in der Anlage (Dichtung muß bei hohem Druckwiderstandsfähig sein und trotzdem auch bei niedrigemDruck ausreichend dichten),

• Druckverlauf: stark wechselnde Drücke beanspruchen eineDichtung besonders,

• Standort der Anlage (in Räumen oder im Freien),• zu erwartender Bereich der Betriebstemperatur,• Einbauverhältnisse,• Hublänge und -frequenz,• Geschwindigkeit der Kolbenbewegung,• zu erwartende Höhe der Reibung, eventuell Stick-Slip-Ver-

halten,• Stillstandszeit und Betriebsdauer,• Werkstoff, Härte und Oberflächenbeschaffenheit der metal-

lischen Dichtflächen,• Art des Dichtungswerkstoffes und sein Verhalten während

des Dichtvorgangs,• Eigenschaften und Verträglichkeit des Druckmediums.

Alle diese Randbedingungen beeinflussen das Verhalten vonDichtungen in bezug auf Funktionsdauer, Leckverhalten, Rei-bung, Verschleiß und Betriebssicherheit. Danach ist die jeweilsoptimale Dichtung nach Form und Werkstoff zu wählen.

8. Selection and installationof seals

8.1 Selection criteria

Selecting the most suitable seal for a rod or a piston is not easyfor the design engineer because some of the many factors thatmust be taken into account are often overlooked.The selection criteria are generally the requirements which haveto be met by a seal.

It must• achieve the required degree of tightness,• be made from a material with adequate elasticity and dimen-

sional stability to compensate for variations of the cylinderinner diameter,

• be resistant to extrusion, even a large gap at high pressure,

• have good compatibility with the media throughout the wor-king temperature range. A low swell is necessary.

• have good sliding feature (low friction), high abrasion resi-stance and be easy to install and replace.

• More over, the material should not abrade or wear and allowparticles to enter the system.

In addition to these there are other operating conditions whichaffect our analysis.Some of these are:

• system pressure. Seal must be able to operate at high andstill be tight at low pressure.

• stress imposed by the variations of pressure when working,

• Iocation of the hydraulic equipment, outdoor or indoor,• working temperature range,• installation conditions,• Iength of stroke and frequency,• speed of movement,• expected friction, evt. stick slip behaviour,

• operating and stationary periods,• material and roughness of the metal partners,

• type and characteristics of seal material,

• media specification and compatibility with the material.

These conditions have an effect on the performance of the sealservice life, leakage, friction, wear and reliability. These areimportant and influence the selection of the optimum sealshape and material.


8.2 Einbaubedingungen

8.2.1 Allgemeine EinbauregelnAuch eine optimal ausgesuchte Dichtung muß entsprechendihrer Eigenart sachgerecht eingebaut werden, sonst sind wederdie Funktion noch die Betriebsdauer gesichert. Daher sollte maneinige Grundregeln beachten:

• Dichtungen können keine Führungsaufgaben übernehmen.Es ist daher stets für eine gesonderte Führung aus einemgeeigneten Werkstoff zu sorgen.

• Querkräfte sind sehr schädlich für Dichtungen. Daher müs-sen die Führungselemente umso besser sein, je größer dieQuerkräfte auf Stange und Kolben sind. Die Dichtelementesollen möglichst nahe an den Führungen angeordnet wer-den, damit Beschädigungen durch Verkanten des Kolbensvermieden werden.

• Lippen bzw. Dichtkörper dürfen nicht beschädigt werden.Daher müssen an scharfen Kanten, über welche die Dich-tung beim Einbau geschoben wird, Einbauschrägen unterca. 15–20° angebracht werden, deren Breite mindestens derhalben Dichtungsbreite entspricht.

• Dichtungen großen Querschnitts, die in ihre Nut »ein-schnap-pen« sollen (z.B. Zylinderdichtringe, Nutringe u.a.) werdenzweckmäßig vor dem Einbau in bis 100 °C heißem Ölerwärmt und gegebenenfalls durch zusätzliches Walkengeschmeidig gemacht.

• Dichtelemente sollen im Normalfall unter Druckbelastungnicht über Spalte oder Bohrungen gleiten.

• Das Spiel zwischen den bewegten Teilen muß so kleingehalten werden, daß die Dichtung nicht in den entstehen-den Spalt wandern kann. Abhilfe bilden Stütz- oder Abdeck-elemente (z.B. Backringe).

• Oberflächen, mit denen Dichtungen in Berührung kommen,sollten keine scharfen Spitzen aufweisen. Die Oberfläche istmit geeigneten Feinbearbeitungsverfahren zu glätten.

• Die zurücklaufende Kolbenstange ist eine Hauptursache fürÖlverschmutzung. Daher sind die Abstreifringe umso wichti-ger, je schmutziger die Arbeitsatmosphäre des Zylinders ist.

• Man muß Vorkehrungen treffen, daß die Druckflüssigkeit sowenig wie möglich Luft lösen kann. Deshalb ist u.a. sorgfäl-tiges Befüllen und Entlüften vor Inbetriebnahme erforderlich.

• Es ist dafür zu sorgen, daß der Flüssigkeitsstrom im Nahbe-reich der Dichtungen nicht gedrosselt wird, weil die dadurchständig ausgeschiedene Luft zerstörend auf die Dichtungwirken kann.

• Für die Auswahl der jeweiligen Dichtungsform sowie desgünstigen Werkstoffs sind die Vorschläge der Herstellersorgfältig zu beachten.

• Ebenso wichtig ist das genaue Einhalten der Herstellervor-schriften für den Einbau einschließlich der Ausführung derEinbauräume.Hier ist besonders zu beachten:- Einhalten der Nutabmessungen, da sonst entweder die

Dichtung nicht »atmen« kann oder zu wenig Vorspannungerhält.

- Einbau mit Vorspannseite zur Druckrichtung. Darauf ist beiden Kompaktdichtungen besonders zu achten, bei denendie Vorspannseite u.U. schlecht zu erkennen ist.

8.2 Installation conditions

To obtain the best performance the seal must be correctlyinstalled or it will not perform the required function or give theservice life.To avoid problems the following rules should be observed:

• Seals are not guide rings. For guiding moving parts andsupporting side loads use a bearing of appropriate size andmaterial.

• Seal materials can be damaged by side loads imposed on therod and piston so a stiffer material is needed for protectionand to provide accurate alignment of the moving parts. It isrecommended that the seal is positioned as near to thebearing as possible to obtain maximum protection.

• The sealing edges must be protected from damage when theseal is installed. All sharp edges of the housing must beremoved and a chamfer provided at the edge of the rod andtube. Chamfer angle should be between 15° to 20° to thecenter line and have an entry length min. half the actuallength of the seal when installed.

• When large radial section seals are fitted into a closed grooveit will be easier if they are pre-heated in oil at 100 °C andcarefully manipulated to make them more flexible.

• Design the equipment to prevent the seal passing a grooveor port when it is pressurized.

• The clearance between the moving parts should be kept toa minimum so that the extrusion gap will not cause damageto the seal. Antiextrusion rings are available with somedesigns which allow a larger gap to be specified.

• Housing surfaces contacting the seal must not have sharpedges or peaks. They should be machined to leave themsmooth.

• A dirty rod surface retracting into the cylinder is the maincause of system contamination so a suitable scraper ringmust be fitted to remove the dirt before it can do any damage.

• Action should be taken to remove the air from the system. Inparticular attention is necessary when filling or venting thecircuit.

• Make sure that no flow restrictions occur in the vicinity ofseals. Otherwise it will lead to air being released from the fluidand damaging the seal.

• Follow the recommendations of the seal manufacturer whenselecting a seal and material for your application.

• Follow the recommended housing specifications, the groovedimensions, surface roughness etc.

- It is very important to respect the groove dimensions.Otherwise the seal has too less preload resp. can not"breathe".

- Ensure the seal is fitted in the correct position. This isparticularly important with compact single acting sealswhen it may not be clear which is the pressure side.


- Unzureichendes Zusammenspannen von Bauteilen imDichtungsbereich von Kolben kann zu einer Zerstörung derDichtungen führen.- Wenn erforderlich, sind Montagehilfen für den Einbau derDichtung zu benutzen.

• Im übrigen empfiehlt es sich bei der Bedeutung der Dichtun-gen für die Betriebssicherheit einer hydraulischen Anlage,im Bedarfsfall unseren technischen Beratungsdienst in An-spruch zu nehmen, der jedem Kunden kostenlos zur Verfü-gung steht.

8.2.2 Einbaubedingungen dereinzelnen Dichtungsformen

Einbau von O-RingenO-Ringe sind als Dichtelemente zum Ab-dichten von ruhenden und bewegten Flä-chen geeignet.

Um den Dichtvorgang einleiten zu können,d.h. um die Vorspannung zu erzeugen,muß der O-Ring-Querschnitt d2 verformtwerden. Dies geschieht durch die richtigeWahl der Nuttiefe t (Bild 8.1). Ihre Größeund die damit erzeugte Dichtpressung istvom Anwendungsfall abhängig.

Bei Anwendung der Verpressung nach Bild 8.2 sind Dehnung,Querschnittsverringerung und Metalltoleranzen berücksichtigtund die Abdichtung unter normalen Bedingungen erreicht (inAnlehnung an DIN 3771/ISO 3601).

In Sonderanwendungen können die Vorgaben abweichen. Er-höhte Dehnung und Querschnittsverringerung, Temperatur-einflüsse,»atmende« Bauteile, Exzentrizität usw. sind zu be-rücksichtigen. Im bewegten Einsatz kann der O-Ring bei höhe-rer Verformung größere Reibkräfte und Erwärmung erzeugen.

- Piston parts which are not securely fitted can result indamage to the seal, particularly if they are part of the piston.- Use the correct installation tools to install the seals other-wise damage may occur. This may not be apparent until thecylinder has been installed and in operation.

• Remember seals are the parts that control the efficientworking of the equipment and should be treated with care. Ifyou have a seal problem and need an answer, call our localoffice who will freely give you advice.

8.2.2 Installation of seals

Installation of O-ringsO-rings are mainly used to seal static sur-faces.

The start of the sealing process is whenthe section of the ring is deformed to createa pre-load and using the correct groovedepth ‘t’ will do this (see fig. 8.1). Thegroove depth controls the contact pressu-re and is varied according to the desiredapplication.

The deformation values given in Fig. 8.2 account for stretch,reduction in cross-section, and metal component tolerances,and will provide an adequate sealing behaviour under normalconditions (as established in DIN 3771/ISO 3601).

Special situations may require deviation from these recommen-dations. Increased stretch, cross-section reduction, tempera-ture effects, "breathing" parts, eccentricity, etc. must be consi-dered. For dynamic applications and increased deformation theO-ring will cause greater friction and heat generation.

Bild 8.2a: Zulässige Verpressung in Ab-hängigkeit von der Schnurstärke d

2 – ru-

hende AbdichtungFig. 8.2a: Allowable deformation plottedagainst cross-section d

2 – static seal

Bild 8.1: Nutabmessungen bei O-RingenFig. 8.1: Groove dimensions for O-rings

Bild 8.2b: Zulässige Verpressung in Ab-hängigkeit von der Schnurstärke d

2 – be-

wegte Abdichtung HydraulikFig. 8.2b: Allowable deformation plottedagainst cross-section d

2 – dynamic appli-

cation hydraulic

Bild 8.2c: Zulässige Verpressung in Ab-hängigkeit von der Schnurstärke d

2 – be-

wegte Abdichtung - PneumatikFig. 8.2c: Allowable deformation plottedagainst cross-section d

2 – dynamic appli-

cation pneumatic

t

b z

15-2

0°

30

20

10

2,651,8 3,55 7,05,3 2,651,8 3,55 7,05,3

O-Ring Querschnitt / O-ring cross-section d2 in mm O-Ring Querschnitt / O-ring cross-section d2 in mm

30

20

10

2,651,8 3,55 7,05,3

30

20

10

O-Ring Querschnitt / O-ring cross-section d2 in mm

Ver

pres

sung

/ D

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ion

(%)

Ver

pres

sung

/ D

efor

mat

ion

(%)

Ver

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sung

/ D

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(%)


Das Maß b - die Breite der O-Ring-Nut - muß größer als derverformte O-Ring sein. Bei einem zu kleinen Nuteinstich kanndas Druckmedium den Ring nur an einem kleinen Teil seinerOberfläche beaufschlagen. Dadurch wird dem O-Ring die Ein-wirkung des Systemdruckes genommen, mit dem sich dieAnpressung auf die Dichtflächen proportional zum Druck er-höht. Die Gefahr der Undichtheit entsteht (Bild 8.3), wenn sichder O-ring bei Druckerhöhung nicht definiert an der druckabge-wandten Seite anlegen kann.

Aus demselben Grund sind Dreieck-Nu-ten nicht zu empfehlen, zumal hier die Nut-maße nur schlecht kontrollierbar sind. Esbesteht die Gefahr einer zu großen Streu-ung, so daß die Pressung entweder zuhoch oder zu niedrig ausfällt.

Die Oberflächen der Nuten und der Ge-genflächen sollten gerundete oder abge-flachte Bearbeitungsspuren haben. Dannkönnen folgende maximale Rauhtiefen Rt

in Kauf genommen werden:

Flanken der Ringnuten: ≤ 12,5 µmDichtflächen einschließlich Nutgrund: ≤ 6,3 µmGleitflächen bei bewegter Abdichtung: ≤ 1,6 µm(bei einem Traganteil von tp ≥ 50 %)

Bei allen Anwendungsfällen ist es richtig, O-Ringe mit demgrößten Querschnitt zu verwenden, der konstruktiv noch mög-lich ist.Ein O-Ring ist überfordert, wenn er gleichzeitig von zwei Seitenbeaufschlagt wird. Er kann sich nur dann verformen und dichten,wenn er eine definierte Anlagefläche hat.

Allgemein gilt, daß O-Ringe im eingebauten Zustand nicht mehrals 6 % gedehnt und nicht mehr als 1 bis 3 % gestaucht werdensollen (je nach Innendurchmesser des O-Ringes).

Die zu wählende Härte des O-Ring-Werkstoffes ist u.a. abhän-gig von den herrschenden Drük-ken, Toleranzen (und damit ver-bundenen Spaltweiten) und derOberflächengüte der abzudich-tenden Teile.Das elastische Aufweiten vonDeckeln, Flanschen, der Zylin-derwand und das Dehnen vonVerschraubungen etc. muß be-rücksichtigt werden. Bild 8.4verdeutlicht die Spalteinwande-rung eines O-Ringes. Die Nei-gung dazu ist von der Gummi-härte, Spalthöhe, der Tempera-tur und dem Druck abhängig.Von geringerem Einfluß unddeshalb vernachlässigbar istdabei der O-Ring-Querschnitt.

Dimension ‘b’ is the groove width and must be bigger than thewidth of the deformed O-ring. If it is to small the pressure will acton only a small area of the seal surface and result in a lowerlateral force being exerted and leakage occuring, due to the factthat the O-ring is not supported by the corresponding systempressure.

It is difficult to control the accuracy of thedimensions of triangular grooves. For thisreason we do not recommend their usebecause the variations result in either toomuch or too little compression of the sealsection.

The surfaces being sealed should haverounded or flattened machining marks.The following peak to valley heights Rt, areacceptable:

Sides of rings grooves: ≤ 12,5 µmSealing surfaces including groove-diameterbottom for static seal: ≤ 6,3 µmGliding surface for dynamic seal: ≤ 1,6 µm(at a tp ≥ 50 % bearing area)

It is advisable to use the largest diameter cross-section O-ringthat can be accomodated

An O-ring is overloaded if it is pressurized simultaneously fromboth sides. It can only operate effectively when it has a definitecontact surface.

It generally applies that an assembled O-ring should neither bestretched more than 6 % nor compressed more than 1 to 3 %(depending on the inside diameter).

Bild 8.3: Zu kleiner Einbauraum. Dieserwird nur in Sonderfällen gewählt, z.B.bei Vakuum-AnwendungenFig. 8.3: Too small installation groove(only for vacuum O-ring gland)

Bild 8.4a: Bei Druckaufbau verhält sichder O-Ring wie eine inkompressibleFlüssigkeit und erhöht proportional zumDruck seine AnpreßkraftFig. 8.4a: On pressurizing, the O-ringacts like an incompressible fluid,exerting a pressure on the glandproportional to the system pressure

Bild 8.4b: Bei höherem Druck wird eingrößeres O-Ring-Volumen in denDichtspalt gedrückt

Fig. 8.4b: At high pressure a largevolume of material is forced into theclearance gap which in turn damagesthe O-ring

Bild 8.4: Der Stützring auf der druckab-gewandten Seite verhindert dieSpalteinwanderung

Fig. 8.4: A back-up ring placed on thepressure opposite side of the O-ringresists allowing the O-ring to enter intothe clearance gap

The choice of the O-ring'scompound hardness dependson the operating pressures,tolerances (as they influencethe gap size), and the surfaceroughness of the sealing parts.The elastic expansion ofcovers, flanges, and cylinderwalls, and the stretching offittings, etc. must beconsidered. Fig. 8.4 depictsthe wandering of an O-ringinto a gap. This occurrence istemperature, pressure,elastomer hardness, gap size,and to a lesser extent O-ringcross-section dependent.

DruckPressure


Die Auswahl der O-Ring-Härte wird durch Bild 8.5 erleichtert.Das Diagramm verdeutlicht, in Abhänigkeit von Druck undDurchmesserspiel, den Grenzbereich bis hin zur Auspressungund Extrusion. Es dient dazu, Beschädigungen an derDichtungvorzubeugen. Wir empfehlen den zusätzlichen Einbau vonParbak® -Stützringen auf der druckabgewandten Seite.

Besonders schwierig ist die Abdichtungvon Flächen mit mehreren Druckdurch-gängen (z.B. Anschlußplatten). Daherkommt es gerade an diesen Teilen häufigzu Ausfällen.Der Grund hierfür liegt in der Turbulenz ander Nutinnenkante, die zusammen mit derDruckdifferenz ∆p den O-Ring wie einenRingkolben in Schwingung versetzt, waseiner Pumpbewegung gleichkommt (Bild8.6a). Hinter dem O-Ring baut sich ineinem Gemisch aus Luft und Flüssigkeitein Druck auf, der auch abgestützte O-Ringe bei Druckabfall in der Leitung ausder Nut drückt. Diese Erscheinung kanndurch zwei Maßnahmen beseitigt werden(Bild 8.6b):

1. Oberflächenbearbeitung so wählen, daßBelüftung durch sie möglich ist (z.B. durchgroße Oberflächenrauheit außerhalb derRingnut) mit Bearbeitungsspuren, derenRadius zur Atmosphäre hinführt.2. Die Ringnut muß im ∅ 1 bis 2 % kleinersein als der O-Ring-Außendurchmesser.

Einbau von O-Ringen mit GleitringDiese Dichtungssätze nach Bild 8.7 wer-den - wie der Name Gleitring schon sagt -zum Abdichten hin- und hergehender Tei-le mit Erfolg eingesetzt, da hier der O-Ringnur ruhende Flächen (an Nut und Gleitring)abdichtet. Sie sind gut für beidseitig beauf-schlagte Kolben geeignet.Gleitringe aus PTFE mit O-Ringen benöti-gen ein geringes Losbrechmoment beimAnfahren des Kolbens und erlauben Ge-schwindigkeiten von 4 bis 6 m/s. Bei dieserDichtung sind Druckstöße bis ca. 700 bar,Hubwechselfrequenzen bis 100 Hz undDichtheit über lange Betriebszeiten vonder einwandfreien Beschaffenheit der Gleit-ring-Gegenfläche abhängig.Der O-Ring soll die Ausgangspressungerzeugen. Die eigentliche Dichtpressungmuß der Flüssigkeitsdruck aufbringen, derdaher stets freien Zutritt zum O-Ring ha-ben muß (Bild 8.8).Fehlt diese Druckbeaufschlagung, wird dieOberfläche des Gleitrings zerstört.

Fig. 8.5 simplifies choosing the correct O-ring hardness. Thediagram clearly shows the limits of pressure and diametrical gapbefore gap extrusion and subsequent O-ring damage can beexpected. We recommend the additional use of Parbak backuprings on the pressurized side of the o-ring.

Sealing a surface having several ports(e.g. a sub plate) is particularly difficult andthere is usually a high failure rate of theseals.

This is because a turbulence is created asthe fluid flows across the inner diameter,which together with the pressure differen-ce ∆p, causes the O-ring to oscillate andact like a piston ring in a pump (fig. 8.6a).With a mixture of air and fluid, pressurebuilds up behind the O-ring and causes itto extrude when the pressure decreases inthe pipe. The problem is avoided by takingthe following actions (fig. 8.6b).

1. Produce a surface roughness for theflange faces outside the sealing area whichallows ventilation between them (a largepeak-valley height). Machine the surfacewith a continuous groove, like a gramo-phone record, leading to atmosphere.2. The groove diameter locating the O-ringmust be 1 % to 2 % less than the nominaldiameter of the O-ring.

Installation of O-rings with glide ringsThis type of seal assembly is shown in fig.8.7, and is a successful design for double-acting reciprocating pistons. The O-ringseals only the static surface of the grooveand the glide ring.

A PTFE seal ring and O-ring requires a lowbreak away force to move the piston andallows speeds of up to 6 m/s. The seal canwithstand shock loads up to approx. 700bar, cycle frequencies up to 100 Hz. Butthis depends on the perfect surface of themetal sliding partner.

The O-ring energizes the outer ring cre-ating an initial seal. System pressure musthave free access to the O-ring, otherwisethe seal will be damaged because of theabsence of pressure (fig. 8.8).

Diagramm zur Auslegungvon ruhenden O-Ring-AbdichtungenDiagram for selection of O-ring hardness - static seal

AuspressungExtrusion

keine Aus-pressungNo Extrusion

Härte/HardnessShore A 70 80 90

Bild 8.5: Diagramm zur Auslegung vonruhenden O-Ring-AbdichtungenFig. 8.5: The extrusion diagram showsthe maximum pressure allowed whenback-up rings are not fitted

Gesamtes Durchmesserspiel / Total diameteral gap (mm)

0,1 0,2 0,3 0,4 0,5 0,6 0,7 0,8 0,9 1,0

600

400

300

Bet

rtie

bsdr

uck/

Wor

king

pre

ssur

e (b

ar)

200

80

100

60

40

30

20

108

Bild 8.6: Pumpbewegung eines O-RingsFig. 8.6: Pumping motion of an O-ring

~ 20-30 µm z.B. Stirnfräsen / f.e. face milling

O-Ring = Ringkolben = Ringkolbenpumpe

O-ring = ring piston = ring piston pump

Turbulenz / Turbulence

Laminar to turbulent flow

Strömung laminarbis turbulent

Spannschrauben/ Clamping screws

Bild 8.6a: VoraussetzungenFig. 8.6a: Preliminary conditions

Bild 8.6b: Vermeidung des PumpensFig. 8.6b: to avoid pumping


For glide rings PTFE is normally used. ThePTFE normally has a filler and has theability to resist damage from diesel ignition.Air emerging from the oil can bypass throu-gh the sealing gap between the PTFE andmetal surfaces.

The assembly of this type of seal requiresthe O-ring to be snapped into the groovefollowed by the plastic ring. It helps to heatthe plastic ring and for diameters largerthan 100 mm see chapter 8.2.1.

If the piston design also has grooves forguide rings, cover them with a thin sheet ofmetal or plastic. Alternatively extend theconical mandrel of the installation tool sothe grooves are bridged and does not snapinto the wrong groove.

The seal ring will tend to tilt as it enters thetube which can cause damage so we re-commend that the end of the tube have twochamfers as fig. 8.9.

Bild 8.7: O-Ring mit GleitringFig. 8.7: O-ring with glide ring

Bild 8.12: Lippenring als KolbendichtungFig. 8.12: Lip ring used for piston sealing

Bild 8.8: Druckverhältnisse am O-Ringmit GleitringFig. 8.8: Pressure conditions at the O-ring and glide ring

Bild 8.10: Nutringe mit verschiedenenStützringenFig. 8.10: U-rings with diff. header rings

Für diese Gleitringe wird meist PTFE-Werk-stoff mit entsprechenden Füllstoffen ver-wendet. Dieser Werkstoff ist auch in derLage, die zerstörenden Kräfte zu absor-bieren, die bei einer Dieselzündung ent-stehen. Luftbläschen, die unter bestimm-ten Voraussetzungen im Zylinder aus demÖl austreten, können über den Dichtspaltabströmen.Bei der Montage dieser Kolbendichtungenläßt man zuerst den O-Ring in die Nuteinschnappen. Der vorgewärmte Gleitring(siehe Kapitel 8.2.1) sollte ab 100 mmDurchmesser stets mit einem Montage-werkzeug eingebaut werden.

Bei Kolben, die gleichzeitig mit Nuten fürFührungselemente versehen sind, solltendiese Nuten mit einem dünnen Blech- oderKunststoffmantel abgedeckt werden, oderman muß den Spreizdorn des Montage-werkzeuges so weit ausdehen, daß dieHülse die Nuten überdeckt. So wird ver-mieden, daß der Zylinder-Dichtring beimÜberstreifen in eine falsche Nut springt.

Beim Einschieben des Kolbens in denZylinder kann der Dichtungssatz sehr leichtin seiner Nut kippen. Man sollte daher dieEinbauschrägen am Zylinder nach Bild 8.9abgestuft ausführen.

Bild 8.13: Dachmanschetten-Dichtsatzals StangenabdichtungFig. 8.13: Chevron sealing set used for rodsealing

PN

A

Einzelheit / Detail A

Bild 8.11: Lippenring als Stangendicht.Fig. 8.11 Lip ring used for rod sealing

Lippenring Profil C1Lip ring profile C1 O-Ring

Abstreifer Profil A1Wiper profile A1

Lippenring

Lip ringprofile C2

FührungsringProfil F1

Guide ringprofile F1Z

ylin

der-

Ø D

15°-

20°

15°-

20°

Bild 8.9: Abgesetzte EinbauschrägeFig. 8.9: Graduated installation chamfer


Installation of grooved rings and lip ringsThe most critical part of these seals is the seal lip. To avoid itbeing cut during assembly it is important to remove any sharpedges from the groove.

The effectivness of the seal depends on the amount of the radialpreload, which in turn relies on the size of the cylinder or roddiameter. However the greater the preload the higher will be thefriction force. Another factor influencing the friction force is theprofile of the cross-section.

When designing a seal housing ensure the length of the grooveis greater than the installed length of the seal otherwise pressurewill not reach both sealing lips (fig. 8.10 - 8.12).

Lip seals should have an axial clearance of aprox 10 % of theirlength when located in their groove .The force keeping the seal lip against the surface at low pressurecan be influenced by changing the diameter of the static lip.Changing the elasticity of the material will have a similar effecton this force.

Installation of Parker sealing setsStandard Parker hydraulic seals M2 & M3 comprise of 5 V-rings,1 header ring and 1 back-up ring (fig. 8.13).

The V-rings are made from either fabric- reinforced or elasto-meric material, usually an NBR elastomer with good ageingproperties. The header ring will be made of a hard reinforcedfabric elastomer or a thermoplastic but the back-up ring isalways a hard reinforced fabric.

The standard M2 seal has 3 fabric, 2 elastomeric rings a headerand backup ring. The M3 has the same structure up to 80 mm butabove 80 mm has 4 fabric and 1 elastomeric ring, and above 140mm 5 fabric rings.Other V-ring combinations are available upon request.

V-rings are produced with a radial preload to keep the lips incontact with the surfaces to be sealed and perform with a lowfriction force. Their shape ensures increasing pressure willincrease the sealing force.

In order to prevent axial movement of the rings in the groove thenominal free length of the set is the same as the length of thegroove. In this position the seal edges get the required preload.Any additional compression by adjusting the housing length willresult in a loss of flexibility, high friction and wear.

The nominal length of the set must be the same as the groove'slength therefore ensuring the seal set maintains sufficient ten-sion. Compressing the set by tightening of the screw ringreduces the set's ease of movement and causes increasedfriction and wear.

Einbau von Nut und LippenringenBei Nut- und Lippenringen ist die Dichtlippe das empfindlichsteTeil. Daran muß man beim Einsetzen der Dichtung in ihre Nutdenken: Sie darf keinesfalls über scharfe Kanten gedrücktwerden, da eine verletzte Dichtlippe die ganze Dichtung un-brauchbar macht.Der Grad der Dichtheit wird u.a. durch die Höhe der radialenVorspannung der Dichtung beeinflußt, die wiederum vom Zylin-der bzw. Kolbenstangendurchmesser abhängt. Man sollte aller-dings dabei beachten, daß eine große Dichtheit wesentlichhöhere Reibwerte ergibt. Auch die Form der Dichtlippe hat einenwesentlichen Einfluß auf die Größe der Reibung.Beim Einbau von Nutringen ist darauf zu achten, daß die Längedes Einbauraumes größer ist als die Länge der eingebautenDichtung (Bild 8.10 - 8.12), damit das Druckmedium beideLippen beaufschlagen kann.Lippenringe müssen mit axialem Spiel in die Nut eingesetztwerden. Dazu genügen etwa 10 % der Dichtungslänge .Bei Lippenringen kann die Anpreßkraft der Lippe an die abzu-dichtende Fläche im drucklosen Zustand durch Veränderungdes Haftsitzdurchmessers beeinflußt werden. Zusätzlich kannman die Haftkraft über die Werkstoff-Elastizität variieren.

Einbau von Parker-Dachform-DichtungssätzenParker-Hydraulik-Dichtungssätze bestehen in den Standardrei-hen M2 und M3 aus fünf Dachformmanschetten, einem Stütz-und einem Druckring (Bild 8.13).Die Dachformmanschetten werden entweder als Gewebedich-tung oder als homogene Gummidichtung aus abriebfestem,alterungsbeständigem Gummi auf NBR-Basis hergestellt. DieStützringe des Dichtungssatzes können aus Hartgewebe oderKunststoff bestehen. Die Druckringe werden nur aus Hartgewe-be gefertigt.Die Standardreihe M2 enthält drei Gewebe- und zwei Gummi-manschetten und je einen Druck- und Stützring. Die Sätze derM3-Reihe werden ab 80 mm Stangendurchmesser aus vierGewebe- und einem Gummiring zusammengestellt. Ab 140 mmDurchmesser werden fünf Geweberinge vorgesehen. AndereSatzzusammensetzungen sowie die Anzahl der Manschettenkönnen vereinbart werden.Die Gewebe- und Gummimanschetten werden mit einer radia-len Lippenvorspannung gefertigt, welche die Dichtlippen so zurAnlage an beide abzudichtenden Flächen bringt, daß eine guteDichtwirkung bei geringer Reibung erreicht wird. Der den Dicht-satz beaufschlagende Betriebsdruck besorgt dann die erforder-liche höhere Pressung der Manschetten an die Gegenflächen.

Um ein»Aufschwimmen« der einzelnen Manschetten in eige-bautem Zustand zu verhindern, sind die Satzhöhe und dieLänge des Einbauraums so aufeinander abgestimmt, daß dieaxiale Beweglichkeit der einzelnen Manschette in engen Gren-zen gehalten wird. Das wird erreicht, wenn der Einbauraum derStandardsätze mit einer Längentoleranz von + 0,2 mm gefertigtwird.Das Nennmaß der Satzhöhe ist gleich der Einbauraumlänge!In diesem Zustand erhält der Dichtsatz die erforderliche Span-nung. Eine Pressung des Satzes durch weiteren Anzug derBrille oder des Schraubringes würde die Beweglichkeit desDichtsatzes blockieren und eine erhöhte Reibung und damitmehr Verschleiß verursachen.


Dachmanschetten-sätze sind mehr alsandere Dichtungs-arten davon abhän-gig, daß die Einbau-maße richtig einge-halten werden. Diehäufigste Schaden-sursache liegt in zustarkem axialemZusammenpres-sen. Man sollte da-her die Einbauvor-schriften sehr ge-nau beachten.Der Dachman-schettensatz hat vordem Einbau dieHöhe HN und eine Breite B N+Vsrdie um Vsr größer ist als dieEinbaubreite (Bild 8.14). Wird er eingebaut, nimmt durch dieBreitenabnahme auf BN die Höhe um Hv zu. Wird nun durchaxialen Vorspanndruck die Höhe HN+Hv wieder auf die SatzhöheHNverringert, hat der Dichtsatz seine richtige axiale und radialeVorspannung. In keinem Fall sollte eine mechanische axialeVorpressung angewendet werden, die die Dichtung mit mehrKraft zusammenpreßt als dies der abzudichtende Druck tunkann.Die Länge des Einbauraumes ist auf die Länge des Dichtungs-satzes abzustimmen. Der Außendurchmesser des Einbaurau-mes erhält die Passung H9. Die Rauhtiefen sollenRt = 6,3µmnicht überschreiten. Die Toleranz zwischen Führung und Stan-ge beträgt H8/f7. Oberflächengüte der Kolbenstange siehe Kapi-tel 5.Am Anfang des Einbauraumes ist eine Einbaufase unter ca. 20-30 ° anzubringen, welche die Montage des Dichtsatzes erleich-tert. Beim Einbau der Dichtung sind darüber hinaus folgendePunkte zu beachten:

• Der Einbauraum muß frei von Fremdkörpern sein.• Zuerst wird der Stützring bis auf den Grund des Einbaurau-

mes eingebracht. Dann folgen die Manschetten einzeln - inder Reihenfolge der Satzzusammenstellung - jeweils bis zursatten Auflage auf dem vorhergehenden Satzteil. Den Ab-schluß bildet der Druckring.

• Einölen oder leichtes Einfetten der Satzteile kann die Mon-tage erleichtern.

• Bei Manschetten (nicht Druck- oder Stützringen!) mit gro-ßem Durchmesser und/oder großer Profilbreite kann einleichtes Walken in heißem Öl die Montage erleichtern.

• Dichtungssätze können zur Erleichterung der Montage auchaufgeschnitten werden, und zwar die Stützringe mit stump-fem (90°) und die übrigen Ringe mit schrägem Schnitt (45°).Beim Einbringen ist darauf zu achten, daß die Schnittstellender einzelnen Ringe jeweils um 120° versetzt zueinanderliegen sollen. Die Länge des Einbauraumes verändert sichdabei nicht.

Für besondere Betriebsbedingungen können andere Satzkom-binationen – eine kleinere oder größere Anzahl Manschettenoder auch andere Werkstoffe – erforderlich sein. In diesenFällen sind die Einbauanleitungen sinngemäß anzuwenden.

V-ring seals aremore dependant onaccurate housingdimensions thanother seals.The most frequentcause of damage isover compressionof the axial lengththerefore care isneeded when spe-cifying the groovedimensions.

In the free state theV-pack has a length

HN and a width BN + Vsr which is Vsr longer than the installed width(fig. 8.14). After installation the width is reduced to BN and thelength increases by Hv. If the axial force reduces the length HN

+ HV to the set length HN then the set has the correct axial andradial preload. Under no circumstances should a mechanicalforce be applied axially which will induce a higher force thanwould be exerted by the system pressure.

The length of the housing has to be adjusted to suit the freelength of the seal assembly. The groove diameter has a toleran-ce of H9 and a surface roughness, peak to valley Rt 6.3 µmmaximum. The fit between the rod and guide bearing should beH8/f7. Refer to chapter 5 for the surface roughness of the rod.

To enter the seal into the groove without damaging the edges,chamfer the entrance of the housing at an angle of 20°-30°.Following are important installation instructions:

• The groove surfaces must be clean and free from sharpedges.

• First enter the header ring, followed by the V-rings, in theircorrect sequence and finally the back-up ring. Ensure that allparts are located with each other.

• To help assembly, lubricate the housing and the seal with asuitable media.

• Large cross-section and/or large pre-load V-rings can bemade more flexible by soaking in warm oil and kneadingbefore assembly, but do not soak the header or back-up rings.

• The rings can be split to assemble the seal with the rod inposition. Cut the header at 90° and all the other rings at 45°.Stagger the cuts at 120° to each other when installing. Thehousing length does not change.

Applications with special operating conditions may require non-standard combinations of V-rings or parts in other materials butthe installation instructions are the same as for the standardseals.

Dachformmanschetten-Satz / Chevron sealing set

SatzhöheSet length

SatzhöheSet length

HN HNHN + HV

(BN + Vsr) 3.

BN BN

Ein

baum

aßIn

stal

latio

n ho

usin

g

HV

Axiale Vorspannung/Axial pre-load

2.1.

BN = Profilbreite / Profile width; Vsr = radiale Vorspannung / radial pre-load;HN = Satzhöhe Nennmaß / Nominal set length

Bild 8.14: Änderung der Abmessungen eines Dachmanschettensatzes beim EinbauFig. 8.14: Dimension changes of a chevron sealing set during installation


Mit den Hydraulik-Dichtsätzen, deren ein-zelne Dichtungen mit ihren Schenkeln auf-einander liegen, werden vorwiegend Kol-benstangen abgedichtet. Für die Zylinder-abdichtung werden dagegen Sätze mit nureiner Manschette verwendet.Dichtsätze mit Dachmanschetten mit frei-en Dichtlippen sind besonders für doppeltwirkende Zylinder mit hohen Lastwechsel-drücken geeignet (Bild 8.15).

Einbau von KompaktdichtungenKompaktdichtungen werden überwiegendaus Gewebewerkstoffen hergestellt. Siehaben große Variationsmöglichkeiten inBezug auf Gewebeart und Gummimi-schung. Es ist auch möglich, Dichtungstei-le aus Gummi mit Teilen aus Gewebe zu-sammen zu vulkanisieren. Die so erhalte-nen Dichtungen aus einem weichen, elasti-schen und einem harten, zähen Teil kön-nen sehr vielseitig eingesetzt werden.Kompaktdichtungen mit dieser Zusammen-setzung streifen das Öl bei niedrigen Drük-ken mit ihrem elastischen Teil ab und kön-nen zugleich bis zu Betriebsdrücken von250 bar belastet werden. Diese Dichtun-gen werden einteilig als Gewebenutringehergestellt. Sie sollten nur an Kolbenstan-gen oder einfach wirkenden Zylindern ein-gesetzt werden. Bei Verwendung als Kol-bendichtung in doppelt wirkenden Zylin-dern besteht die Gefahr des Druckaufbauszwischen den Dichtungen. Dichtungskon-struktionen nach Bild 7.5b bestehen ausPolyurethan mit eingelegtem NBR-O-Ringund können bis 400 bar belastet werden.Bei gewissen dynamischen Belastungensind zum Schutz der Dichtung bestimmteMaßnahmen notwendig, wie z.B. einwand-freie Entlüftung des Zylinders bei der Inbe-triebnahme, Verhinderung von Luftan-sammlung in Toträumen vor der Dichtung.

Bei der Festlegung der Einbaunuten ist zuberücksichtigen, daß die Dichtungen nachBild 7.6 (Kompaktdichtungen) beim Einset-zen radial gestaucht werden und dadurchihre Länge vergrößern (Bild 8.16). Sie müs-sen dann noch genügend Freiraum in derNut haben, sonst kann der Druck nicht dieerforderliche Dichtpressung aufbringen,und die Dichtung leckt (Bild 8.18).

Einbau von FührungselementenBei dem Einbau von Führungselementen(Bild 8.17) ist grundsätzlich zu beachten,daß die eingebauten Ringe zwischen denSchnittflächen eine Trennfuge von minde-stens 2 mm haben, die bei größerenDurchmessern größer sein soll (z.B. 6 bis8 mm bei 150 mm Durchmesser).

V-pack sealing sets are mostly used forrod applications however, with a single V-ring, they are used for piston application.

See fig. 8.15 for an example of two V-ringsets being used for a double acting pistonwith high loads.

Installation of compact sealsThere are a number of variations of com-pact seals which are usually made fromrubberized fabric materials.In addition they can have a rubber partvulcanized to the fabric to make a seal withtwo parts, a softer elastic with a harder stiffbacking. This enables the seal to operatein a wide range of applications.

The elastic portion of this seal design isused to wipe off the low pressure oil, butstill they are able to operate at pressuresup to 250 bar. They should only be used atrods or single acting cylinders.

If two seals are fitted back to back on adouble acting piston there will be a build upof pressure between the seals so we donot recommend this arrangement.Designs shown in fig. 7.5b are made frompolyurethane (AU) and have an NBR O-ring energizer inserted. They can operateup to 400 bar pressure.

Some dynamic loads make it necessary toprotect the seal from damage. For e.g. airin the cylinder collects in front of the sealhousing, and is compressed when thecylinder operates.

When designing the housing it has to beconsidered that the seals shown in fig. 7.6(compact seals) are compressed radiallyby the housing and the displaced materialextends the axial length (fig. 8.16). Tooperate correctly the seal must have aclearance with the face of the groove toallow the pressure to act on the sealingarea (fig. 8.18).

Installation of guide ringOne of the basic features of a guide ring isthat it should have at least 2 mm gapbetween the ends of the ring when instal-led in the groove (fig. 8.17). As the diame-ter increases so should the gap e.g. at 150mm a gap of 8 mm is necessary.

Bild 8.15: Dachmanschettensatz mitfreiliegenden Lippen als KolbendichtungFig. 8.15: Chevron sealing set with freelips used as piston seal

Bild 8.16: Höhenänderung einerKompaktdichtung nach dem EinbauFig. 8.16: Height change of a compactseal after installation

Bild 8.17: Einbau von 2 FührungsringenFig. 8.17: Installation of 2 guide rings

ZylinderdichtsatzProfil M1

Cylinder sealingset profile M1

FührungsringProfil F1

Guide ringprofile F1

Einbau ohne Verpressung (Vormontage) Install. without compression (pre-assembly)

Verpressung auf Nennmaß (Endmontage)Compression to nominal size (final-assembly)


If the gap is smal-ler thermal expan-sion will cause theends to butt toge-ther and tighten onto the sliding sur-face. Refer to fig. 8.19a for the distributed load applied to thesurface of the guide ring. Suppose the pressure exerted onprojected surface A, diameter D x width H is evenly distributedthen the max load pmzul = 250 N/cm². If we take the actual loadaccording to fig. 8.19b we have a surface area exposed to thepressure which is aprox 1/5 of the total. This means the specificload should not exceed 1250 N/cm2.The surface roughness requirements for the housing of guiderings is the same as for seals, A value of 2.5 µm Rt with flattenedmachining marks is acceptable.

Installation of wiper ringsWipers have one very important feature, the lip must alwaysremain in contact with the surface being scraped without theassistance of pressure. A requirement that needs an elasticmaterial.To maintain the sealing functon a tight fit is essential at theoutside diameter. With metal cased wipers the seal is made bya press fit into the groove.

Wiper rings are subject to wear and are exposed to the weather.They need to be easily replaced. Consequently the metal casemust be protected against corrosion.

Bild 8.19: Spezifische Pressung amFührungsring

Fig. 8.19: Specific load at the guide ring

Bild 8.18: Druckunterstützung an einer KompaktdichtungFig. 8.18: Pressure support with a compact seal

Das ist notwendig, weil sich sonst die Ringenden infolge Wär-medehnung stoßen können.Nimmt man vereinfachend an, daß die durch die Querkräftehervorgerufene Pressung F auf die Projektionsfläche A ausZylinderdurchmesser D und Führungsbandbreite H gleichmä-ßig verteilt ist (Bild 8.19a), soll eine spezifische Belastung derFührungselemente von pmzul = 250 N/cm² nicht überschrittenwerden. Geht man jedoch von der tatsächlichen Belastung nachBild 8.19b aus, dann ergibt sich eine Druckfläche von etwa 1/5der Projektion. Damit sollte hier die spezifische Belastung nichtüber 1250 N/cm²ansteigen.Für den Einbau der Führungselemente gelten die gleichenAnforderungen an die Oberflächengüte der Gleitfläche wie fürdie vorgesehenen Dichtungen. Es wird eine Oberflächenrauhig-keit Rt von höchstens 2,5 µm bei abgeflachten Bearbeitungsspu-ren zugelassen.

Einbau von AbstreifringenAbstreifringe müssen eine sehr wichtige Grundbedingung erfül-len: Ohne von einem Druck beaufschlagt zu sein, müssen siesich über lange Zeit gegen die Anlagefläche stemmen. DieseForderung kann mit elastischen Werkstoffen erfüllt werden.Dabei muß der Haftsitz am Außendurchmesser unbedingt ge-währleistet sein, damit die Dichtwirkung an dieser Stelle erhal-ten bleibt. Dies kann bei metallgefaßten Abstreifringen nur mitPreßsitz erreicht werden.Abstreifringe sind Verschleißteile, die zudem der Witterungausgesetzt sind. Sie müssen daher leicht auswechselbar undkorrosionssicher eingebaut werden.

Druckunterstützung einer Kolben-dichtung

Pressure support of a piston seal

Kolbendichtung ohne Druckunter-stützung bei zu kurzem Einbau oderzu breiter Dichtung

Piston seal without pressure sup-port in too short housing or with toowide seal

Eigenvorspannung der DichtungInherent preload of the seal

Anp

ress

ung

/ Squ

eezi

ng

100 200 300 400 500Druck / Pressure (bar)

Add. contact pressureby system pressure

Zusätzliche Anpressungdurch den Systemdruck

Eigenvorspannung der DichtungInherent preload of the seal

Add. contact pressureby system pressure

Zusätzliche Anpressungdurch den Systemdruck

Anp

ress

ung

/ Squ

eezi

ng

100 200 300 400 500Druck / Pressure (bar)

Bild 8.19b: tatsächliche BelastungFig. 8.19b: actual load

Pm = ≤ 250 [N/cm²]FD · H

F

Ø DH = Führungs-

bandbreiteH = width of

guide tape

F

D’

A’ = D’ x HD’ = ~ 1/5 D

A = Ø D x H

Bild 8.19a: mittlere BelastungFig. 8.19a: average load

DruckPressure

F (kn)

DruckPressure

F (kn)


8.3 Fehlerhafter Einbau von DichtungenEs gibt eine große Zahl von Möglichkeiten, Dichtungen durchunsachgemäßen Einbau an ihrer Funktion zu hindern oder siezu zerstören. Hier werden die häufigsten Fehler aufgeführt underläutert. Bild 8.20 enthält neun Konstruktionsfehler:1. Führungslänge ist zu kurz (Soll: 1-bis 1,5-facher Stangen-durchmesser).2a. Scharfkantige Fase: 45° ist zu steil. Möglichst flach anfasenund Kante brechen; keine Riefen auf der Fase!2b: Falsch angeord-nete Schlüsselfläche:Dichtung muß überdie scharfe Fräskan-te eingebaut werden.Fläche auf kleinerenDurchmesser setzen.3. Schräge am Zylin-derrohr zum Einfüh-ren des Kolbens fehlt.Folge: Die Dichtkan-te wird bei der Monta-ge abgeschert (Bild8.23).4. Abdichten auf derStirnseite des Zylin-derrohres vermeiden!Führt zum Abquet-schen des O-Ringessowie zu Fluchtfeh-lern des Zylinderroh-res gegenüber demKolben. Zugschrau-ben atmen; die Folgezeigt Bild 8.24.5. Rauhtiefe von Rt =6,3 µm im Nutgrundbei abgeflachten Be-arbeitungsriefen be-achten.6. Extrusionsspaltzwischen Dichtungund Abstreifer nicht zugroß wählen.7. Kolbenführungfehlt.8. Einbauraum ist axi-al zu kurz.9. Angabe »Gummiölbeständig«ist unzu-reichend. Beständiggegen welches Öl?,welchen DVI hat dasÖl?

Weitere sechs Fehlerfindet man in der Zy-linderkonstruktionnach Bild 8.21:

8.3 Incorrect installation of sealsDuring installation there are many ways that a seal can bedamaged causing it to malfunction. The most common of theseis shown and explained in this section.Fig. 8.20 shows 9 ways:1. Rod guide bearings not being adequate to support the loadsapplied. They should be aprox 1 or 1.5 x the rod diameter.2a. Incorrect chamfer angle. An angle of 45° is too steep, itshould be between 20° to 30° with rounded edges and a smooth

surface.2b. Spanner flats onthe rod having sharpedges. Flats shouldbe machined on asmaller diameterwhich the seal will notcontact as it passes.3. No chamfer at theentrance of the tuberesults in the sealedge being cut whenassembling the pistoninto the tube (fig.8.23).4. Sealing on the endface of the tubeshould be avoided.The cylinder willstretch at pressure,the O-ring is mecha-nically squeezed,tube and piston willnot be correctly ali-gned (fig. 8.24).5. Use the recommen-ded peak to valleyheight Rt, 6.3 µmacross the groovebottom and flatten themachining marks.6. Use the recommen-ded extrusion gapbehind the seal.7. Use a guide ring onthe piston.8. Use the length ofthe groove recom-mended to give theseal axial clearance.9. Ensure the materi-al is compatible withthe fluid. “Oil resistantrubber” is not suf-ficient. Check the SCIof the oil and the oilspecification.

Six more points areshown in fig. 8.21:

Bild 8.20: Fehler in der ZylinderkonstruktionFig. 8.20: Errors in the cylinder construction

Bild 8.21: Fehlerhafte ZylinderkonstruktionFig. 8.21: Deficient cylinder construction

2 6 5 4 3 9

7

8

1

a b

Werkstoff: Gummi, ölbeständigMaterial: oil resistant rubber

15 14 12 10 11

13

Schleifen / GrindRt = 2,5 µm

Druck / Pressure : 280 bar


10. Anschlußbohrung hat Drosselwirkung (Luftauslösung).11. Keine Drallnut in der langen Führung (Schleppdruck!).12. O-Ring zu nahe an Einführungsschräge.13. Profilbreite auf Druck abstimmen! (im Bild 280 bar).14. Ein Gewinde zentriert nicht; der Spalt tritt dadurch einseitigauf und kann zu groß werden. Hier hilft auch das Beilegen einerScheibe nicht, wenn sie im Schraubring angeordnet wird (Bild8.26a). Sie muß vielmehr dort zentriert werden, wo auch dieDichtung sitzt (Bild 8.26b). Auch der Einbau nach Bild 8.25 istnicht korrekt: das Zentrierstück am Schraubring ist zu kurz, esragt nur in die Einführschräge.15. Rauhtiefenangabe »schleifen« reicht nicht aus für eineGleitfläche.

Schließlich kann man noch Fehler amKolben machen, wie sie im Bild 8.22 ent-halten sind:16. Fase an Einführschräge ist zu scharf-kantig und zu steil: O-Ring kann verletztwerden. Bei 45°-Fase Kante runden!17. Gewindelänge ist zu kurz für den Druckvon 280 bar. Das Gewinde wird mit großenKräften belastet, verbunden mit Druckspit-zen. Zudem fehlt die Sicherung gegenLockern.18. Nutring-Abstützung ist falsch. Ein Nu-tring kann sich nicht auf dem Rücken desanderen Nutrings abstützen. Das Zwi-schenstück muß axial fixiert werden.19. Kolbenführung fehlt! Die Dichtungenwerden beim Verkanten des Kolbens zu-sätzlich verformt.20. O-Ring-Abdichtung fehlt.21. Bei diesem Druck sollte der O-Ring miteinem Backring eingebaut werden.

10. Port hole has a throttling effect on the flow of fluid (airrelease).11. No spiral groove along the bearing causes drag pressure.12. O-ring being located too close to the chamfer.13. Under size profile for the pressure (280 bar).14. A thread will not give accurate location as it is always biasedto one side. Adding a disc is not acceptable if it is located by thescrewed ring (fig. 8.26a). It must be located in the same part asthe seal (fig. 8.26b).The screwed ring design in fig. 8.25 does not have sufficientlocation as it is only in contact with the chamfer.15. Specifying “grind” surface finish is not sufficient for a slidingsurface. It must be a precise specification.

Finally the design of the piston can haveerrors as is shown in fig. 8.22:16. The 45° chamfer angle is too steep andhas sharp edges. It should be between 20°to 30° with rounded edges and a smoothsurface if damage to the O-ring is to beavoided.17. Thread length being too short for theload imposed by the pressure (280 bar)and the peaks. The thread needs lockingto prevent the parts moving.18. The centre ring will mechanically loadthe opposing seal when the pressure isapplied. It must be fixed between the twopiston parts.19. No guide ring fitted so the piston issupported on the seals.20. An O-ring has not been fitted betweenthe rod and the piston. Leaving a leak path.21. O-ring needs a back-up ring for thepressure (280 bar).

Bild 8.22: Fehlerhafte KolbenkonstruktionFig. 8.22: Deficient piston construction

Bild 8.24: Abgescherter O-Ring durch axialen EinbauKonstuktionsfehler: Fehler 4 Bild 8.20: Stirnseitige Abdichtung desZylinderrohres. Abgescherter O-Ring. Lösung: Rohr radial abdichten.Fig. 8.24: Sheared-off O-ring due to axial installationConstruction error: result of error 4 fig. 8.20: sealing at front side of cylindertube. Sheared-off O-ring. Remedy: seal tube radially.

Bild 8.23: Folge fehlender EinführschrägeDieses Bild belegt Fehler 3 aus Bild 8.20 (keine Einführschräge bzw.scharfkantige Fase). Dichtkanten werden bei der Montage abgeschert.Fig. 8.23: Result of no installation chamferThis picture shows 3 errors on fig. 8.20 (lack of install. chamfer or sharpegded chamfer). The sealing edges will be damaged during installation.

Druck / Pressure: 280 bar

20 21 16 17

18 19


Bild 8.26: Ungleichmäßiger Extrusionsspaltdurch exzentrische Lage der StützscheibeFig. 8.26: Varying extrusion gap due toecentric position of the support plate Bild 8.25: Fehlende Gewindezentrierung / Fig. 8.25: Thread centering is missing

Bild 8.27: Verdrillter O-Ring / Fig. 8.27: Twisted O-ring

Die zulässige Konizitätsabweichung liegtinnerhalb der jeweiligen ISA-Toleranz.The admissible coning tolerance corres-ponds to the respective ISA tolerance

Wenn ein Dichtpartner unrund ist, kann sich der O-Ring beimAufschieben verdrehen, was torsionsähnliche Spannungen her-vorruft, die bleibenden Drall verursachen können (Bild 8.27).Dem kann man abhelfen, indem man die Toleranz für dieFormabweichung (Rundheit) und für die Koaxialität der Metall-teile in der Zeichnung vorschreibt (Bild 8.28).

If the diameter of the housing groove for the O-ring is not roundand concentric the seal may twist when being installed. Due tothe torsional strain there will be permanent twist of the cord andleakage will occur (fig. 8.27). This can be overcome by spe-cifying a roundness and concentricity tolerance on the drawingas is shown in fig. 8.28.

Gewinde zentriert nicht

Thread nocentering

Bild / Fig. 8.26 b

Bild / Fig. 8.26 a

RichtigeLösung

Rightsolution

Zentrierung zu kurz

Centering too short

Stopfbüchsen-Gewinde ist keine exakte ZentrierungThread of stuffing box is not a precise location

Erklärung:Zur genauen Begriffs-bestimmung siehe DIN7184, Blatt 1, 2 u. 3

Formabweichung:o = Symbol RundheitLageabweichung:Ú = Symbol Rundlauf

Explanation:For exact terms see DIN7184, pages 1, 2, 3

Form errors:o = symbol roundnessDisplacement:Ú = symbol excentricity

Bild 8.28: Toleranzvorgabe für Rundheitund AxialitätFig. 8.28: Allowed tolerances forroundness and excentricity


8.4 Richtlinien für die Lagerung vonGummi

Sachgemäß gelagerte Gummierzeugnisse können viele Jahreohne nennenswerte Veränderungen ihrer Eigenschaften blei-ben. Auf der anderen Seite können ungesättigte Elastomereunter ungünstigen Lagerbedingungen durch sehr frühzeitigeAlterung unbrauchbar werden. Grundsätzlich sollen Gummier-zeugnisse nach Möglichkeit spannungsfrei (d.h. ohne Zug,Druck oder sonstige Verformungen) gelagert werden, oderzumindest soll man Verformungen auf ein Minimum reduzieren,da Spannungen, wie bereits erwähnt wurde, sowohl eine blei-bende Verformung als auch eine Rißbildung begünstigen. Mandarf beispielsweise Gummiartikel nicht über einen Nagel hän-gen oder eng zusammenfalten bzw. zusammenrollen, um Platzzu sparen.Es ist ferner darauf zu achten, daß dieLagerfähigkeit von Gummiin erster Linie durch die Einwirkung von Wärme, Licht, Sauer-stoff und Ozon beeinflußt wird. Daher soll die Lagertemperaturbei etwa 15 °C liegen und darf 25 ° C nicht überschreiten. Dierelative Feuchtigkeit soll unter 65 % liegen. Die Gummierzeug-nisse sollen vor Licht geschützt werden, insbesondere vordirekter Sonnenbestrahlung und vor starkem künstlichem Lichtmit einem hohen ultravioletten Anteil. Eine Raumbeleuchtungmit normalen Glühlampen ist vorzuziehen. Die Lagerräumedürfen keinerlei ozonerzeugende Einrichtungen enthalten, wiez.B. Elektromotoren oder Hochspannungseinrichtungen. DieGummierzeugnisse sollen durch geeignete Verpackung oderdurch Lagerung in luftdichten Behältern vor Zugluft geschütztwerden. Weichmacherhaltige Folien dürfen zur Verpackungnicht verwendet werden. Hierfür sind Polyäthylenfolien geeig-net. Das gegenseitige Berühren von Gummierzeugnissen ver-schiedener Zusammensetzung ist zu vermeiden. Ferner dürfenGummierzeugnisse nicht in Berührung mit schädlichen Metallenwie Kupfer und Mangan gelagert werden. Weitere Einzelheitenüber Lagerung, Reinigung und Wartung von Gummi findet manin DIN 7716 sowie ISO 2230.Falls Reinigung von Gummierzeugnissen notwendig wird, istdarauf zu achten, daß dies mit sauberem Lappen und handwar-mem Wasser geschieht. Benzin, Benzol, Terpentin, u.ä. dürfennicht zum Reinigen verwendet werden. Auch verbietet sich dieBenutzung scharfkantiger Gegenstände, wie Drahtbürsten,Schmirgelpapier usw. Das Trocknen gereinigter Gummiwarenin der Nähe von Heizkörpern ist schädlich.

Dichtungen sind so zu lagern, daß sie sich nicht verformen.Einseitige Belastungen und Knickstellen sind zu vermeiden.Das längere An- oder Aufliegen auf Kupfer, Messing und Eisenist schädlich.

Bei der Lagerung von Geräten mit eingebauten Dichtungen istdarauf zu achten, daß nur mit dem Gummi verträgliche Konser-vierungsmittel verwendet werden. Diese Mittel sollten keineLuftfeuchtigkeit aufnehmen, da sonst elektrolytische Korrosionentstehen kann.

8.4 Guidelines for the storage ofelastomers

When exposed to proper conditions elastomer products can bemaintained in storage for several years without causing anoticeable change to their characteristics. On the other handunsaturated elastomers exposed to unfavorable conditions canexperience accelerated ageing which renders them useless.Generally elastomer products should be stored in a free state(not streched or deformed). As already mentioned such stressescan lead to permanent set or formation of ruptures. For example,one should not hang rubber parts over a nail; should not befolded or rolled up in order to save space.

Furthermore, it should be noted that the shelf-life of rubber isprimarily influenced by the effects of heat, light, oxygen, andozone. For these reasons storage temperatures should remainbetween 15 °C and 25 °C. The relative humidity should be below65 %. Rubber products should be protected from light, particu-larly from direct sunlight and strong synthetic lights possessinglarge amounts of ultraviolet rays. Normal glow lamps are recom-mended. Storage areas should be free of ozone generatingfixtures such as electric motors or high tension appliances.Elastomer parts should be stored in appropriate packaging orprotected from circulating air in air tight containers. Foils contai-ning plasticizer are to be avoided. Polyethylene bags are ideal.It is also recommended that contact between products of diffe-rent elastomer compounds be prevented. Additionally, contactwith corrosive metals such as copper and manganese should beavoided. More details concerning storage, cleaning, and main-tenance of rubber can be found in DIN 7716 and ISO 2230.

If cleaning of rubber parts is required, it must be emphasized thata clean rag and lukewarm water be used. Gasoline, benzol,terpentine, or similar fluids should not be used for cleaning. Theuse of sharp edges such as wire brushes and sand paper is alsonot recommended. The drying of cleaned rubber products nearheating units is harmful.

Seals should be stored in such a manner as to avoid squeezingor pinching. Placing them in contact with copper, brass, and ironis also harmful.

When storing devices into which seals have been assembledcaution must be taken that only preservatives that arecompatible with the sealing material be used. Thesesubstances should not absorb air moisture, as this may leadto electrolytic corrosion.


9. Anwendungsprobleme(Versagensursachen)

Elastische Dichtungen gleichen aufgrund ihrer Umrißfor-men Scheiben- oder Ringkolben, auf die der Flüssigkeits-druck wirkt. Sie gleiten wie Kolben an bewegten Flächenentlang und müssen dabei mit den Problemen fertig wer-den, die Gleitspalte mit sich bringen.

Gleitende Maschinenteile und Gleitlager haben viel Gemeinsa-mes mit den Dichtungen (Bild 9.1). Gewisse Probleme derKonstruktion und der Schmierung von Gleitlagern gehören damitauch zu den Problemen der Konstrukteure von Hydraulikgerätenund denen der Dichtungshersteller. Dazu gehören auch dieVorgänge in den Dicht- und Gleitlagerspalten – allerdings mit derin Kapitel 2 schon er-wähnten Einschrän-kung, daß die elasti-sche Wand der Dich-tung – im Gegensatzzu der starren Gleitla-gerwand – nachgebenkann.Vor diesem Hinter-grund sind auch alleProbleme zu betrach-ten, die bei der An-wendung von Dich-tungen auftreten undletztlich zu ihrem Ver-sagen führen, wobeidie Dichtaufgaben anbewegten Flächen beiweitem überwiegen.

Für die Zerstörung ei-ner Dichtung gibt eseine ganze Anzahlvon Ursachen. An er-ster Stelle steht derstetige Verschleiß, dermit der Zeit das für dieVorspannung not-wendige Material ab-trägt, so daß die Dich-tung unbrauchbarwird. Zusätzlich tretenim Zusammenhangmit Fremdkörpern,Luft im Öl, Spaltein-wanderung, schlech-ten Oberflächen,Montage- und Kon-struktionsfehlern so-wie thermischen undchemischen Einflüs-sen des MediumsZerstörungen auf, dieein Versagen derDichtung verursa-chen können.

9. Application problems(causes of failure)

Elastic seals have contours similar to a disc or a piston ringon which fluid pressure is acting. Like pistons they slidealong surfaces and must cope with the problems caused bythe sealing gap.

The sliding machine parts and bearings have much in commonwith the seals as fig. 9.1. Some of the problems associated withthe construction and lubrication of slide bearings are similar tothose faced by the designers of seals and hydraulic compon-ents. Solving these problems involves understanding the me-chanics of the sealing and bearing gap and the restriction

referred to in chapter2 where the elasticwall of the seal canyield to the rigid wallof the bearing.

This is the foundationof all the problems a-rising from using aseal and is usually thecause of a failure.One of the most fre-quent uses of seals isagainst a sliding sur-face.

Destruction of a sealcan be caused by se-veral things but theforemost of these iswear. The material isabraided and the pre-load reduces until theseal leaks.Other reasons in-clude media contami-nation, air in the fluid,large extrusion gap,excessively roughsurfaces, design andinstallation mistakesand thermal and che-mical effect of the me-dia. All of these canresult in the failure ofthe seal.

Kap. 9.1: Schema einer Viskositätspumpe mit Druck- u. Geschwindigkeitsverteilung Fig. 9.1: Schematic view of a viscosity pump with distribution of pressure and speed

Kap. 9.2: Abtragverschleiß an Gleitring (PTFE)Fig. 9.2: Wear through abrasion at glyd ring (PTFE)

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u

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Häufig hat die Beschädigung einer Dichtung mehrere Ursachengleichzeitig, was ihre Erforschung erschwert. Andererseits istjedoch eine genaue Analyse Voraussetzung für die Beseitigungder Fehlerquellen. Um so wichtiger ist es, schon bei der Konstruk-tion sowie bei Montage, Wartung und Instandhaltung alles zu tun,um Dichtungsschäden zu vermeiden.

9.1 AbriebverschleißDie Hauptursache für Abrieb an Dichtungen ist eine zu rauheGleitfläche. Man erkennt dies an dem gleichmäßig aufgerauhtenbzw. abgetragenen Dichtungsmaterial. Hier kann auch ein Ver-chromen nach dem Schleifen das Polieren nicht ersetzen. Durchzu rauhe Gleitflächen werden nicht nur Geweberinge, sondernauch gefüllte PTFE-Gleitringe abgeschliffen (Bild 9.2).Erhöhter Abrieb kann auch durch örtliche Beschädigungen deseinen Gleitpartners auftreten. In diesen Fällen tritt der Verschleißungleichmäßig verteilt am Umfang auf (Bild 9.3).Hat der Abrieb einmalan einer Stelle einenDurchgang entlangderDichtfläche ge-schaffen, dann tritthier die Druckflüssig-keit mit hoher Ge-schwindigkeit durch,was zu zusätzlicherErosion führt, die danndie Dichtung sehrrasch zerstören kann(Bild 9.4). Auch mit-gerissene harte Ver-schmutzungsteilchenin der Druckflüssigkeitkönnen in der gleichenWeise wirksam wer-den.Man sollte bei Abrieb-verschleiß stets denGleitpartner und dieDruckflüssigkeit in dieUntersuchung einbe-ziehen, da sonst eineBehebung der Ursa-chen kaum möglichist.

9.2 SchadendurchFremdkörperDa die Notwendigkeit,die Druckflüssigkeiteinwandfrei zu filtern,immer noch nicht ge-nügend beachtet wird,treten häufig Schädenauf, weil sich an derDichtung grobeFremdkörper eingeni-stet haben (Bild 9.5).

Frequently seal damage is the result of a combination of severalfactors which are difficult to isolate. A precise analysis may beneeded to eliminate the cause and avoid further problems.Therefore it is beneficial to take care when designing, installing,maintaining and servicing equipment in order to prevent sealdamages.

9.1 Wear by abrasionExcessive roughness is the major cause of abrasion and can beseen by the uniform roughening or smoothing of the surface,depending on the material used. It is necessary to polish thesliding surface before chrome plating. Excessive roughnesswears fabric and filled PTFE in a similar way (fig. 9.2).

Local damage to the metal surface will cause heavy wear in theform of irregular marks around the seal diameter (fig. 9.3).

When abrasion cre-ates a groove acrossthe seal edge the pres-surized fluid enters itat high speed anderodes the material,rapidly enlarging thegroove and destroyingthe seal (fig. 9.4). Asimilar effect is alsoseen by particles ofcontamination beingcarried along by thepressurized fluid.

To solve the problemany investigation intowear damage mustinvolve the slidingparts and details ofthe hydraulic media.

9.2 DamagebycontaminationBecause filtration ofthe fluid is often ne-glected, large partic-les of contaminatefind their way into thesystem and damagethe seal (fig. 9.5).

Kap. 9.3: Schäden an einer Dichtung durch Riefen an der metallischen GleitflächeFig. 9.3: Damaged seal caused by scratches of metallic sliding surfaces

Kap. 9.4: Schäden durch StrömungsverschleißFig. 9.4: Damage through leakage wear


Häufig sind solcheFremdkörper Metall-späne aus der Ferti-gung der Geräte, dienicht sorgfältig genuggereinigt wurden. Eskann sich jedoch auchum Abriebteilchen ausder Anlage handelnoder um Schmutz, dermit dem Ölwechsel indie Anlage kam.Schließlich könnenFremdkörper – wie inder Mobilhydrauliksehr häufig – infolgefehlender oder fehler-hafter Abstreifer inForm von Sand in denKreislauf geschlepptwerden.Die durch solcheFremdkörper entste-henden Beschädigun-gen an den Dichtun-gen haben oft dieForm von Fressernoder riefenartigenVertiefungen, die nichtselten auch den me-tallischen Gleitpartnerin Mitleidenschaft zie-hen. Hier wird häufigauch örtliche Erosiondie Folge sein (Bild9.6).Treten solche Schä-den auf, dann sollteman mit großer Sorg-falt Ölwechsel vorneh-men, die Filterung ver-bessern und – falls dieFremdkörper von au-ßen kamen – die Ab-streifer sorgfältiger überwachen.

9.3 Folgen von Luft im ÖlBei der Beurteilung des Einflusses vonLuft im Druckmedium muß man zwischengelöster und nichtgelöster Luft unterschei-den.Luft in molekular gelöstem Zustand ist inallen Hydraulikflüssigkeiten vorhanden.Dabei sind die Gasmoleküle zwischen denÖlmolekülen ein- bzw. ihnen angelagert.Die Luftmenge, die bis zum Erreichen desSättigungsgrades in den verschiedenenHydroflüssigkeiten gelöst werden kann, istje nach Flüssigkeit unterschiedlich.

These particles maybe pieces of metal be-cause the machinedparts had not beenproperly cleaned.They can also comefrom dirty fluid or dirtyvessles being usedwhen the oil is chan-ged. Another sourceis the dirty atmospherea-round the equipmentwhich can enter thesystem through adefective wiper.

This contaminationcan cause scratcheson the metal surfacesand result in groovesbeing formed acrossthe seal edge. Erosi-on will result from pres-surized fluid finding itsway into the grooves(fig. 9.6).

When this type ofdamage is seen thefluid must be replacedand the filtration sy-stem checked and im-proved. If the particleshave entered the sy-stem from outside, thewipers have to be con-trolled more carefully.

9.3 Effects of air in thefluid

Air in the fluid can be either dissolved orun-dissolved.

In a molecular dissolved condition air ispresent in all hydraulic fluids, the gas mo-lecules are mixed or attached to the oilmolecules. The quantity of air that is dis-solved by fluids to reach the saturationpoint varies with the fluid.

Kap. 9.5: Eingebettete Fremdkörper an Führungsband und GleitringFig. 9.5: Enbedded contaminations in guide tape and glide ring

Kap. 9.6: Beschädigungen durch metallischeFremdkörper

Fig. 9.6: Damage through metalliccontaminations


In dieser gelösten Form hat Luft keine meß-baren Auswirkungen auf Kompressibilität,Dichte, Viskosität der Flüssigkeit und auchnicht auf die Arbeitsweise der Dichtungen.Da jedoch die Lösungsfähigkeit von Luft imÖl auch druckabhängig ist, wird bei erreich-ter Lösungsfähigkeit mit jeder Druckminde-rung – z.B. bei Geschwindigkeitserhöhung –gelöste Luft ausgeschieden und in Bläs-chenform im Ölstrom mitgeführt. Diese un-gelöste Luft im Druckmedium verhält sichnun ganz anders. Besonders bei niedrigenDrücken (bis ca. 60 bar) macht sich eineerhebliche Vergrößerung der Kompressibili-tät der Druckflüssigkeit bemerkbar (sieheKapitel 4.2.4).

Luftblasenerosion:Bei einer mit ungelö-ster Luft angereicher-ten Druckflüssigkeitgelangen zwangsläufigauch unter dem jewei-lingen Betriebsdruckkomprimierte Luftbläs-chen mit in den Dicht-spalt. Sobald sie dendruckentlasteten Teilder Dichtung erreichthaben, expandieren siemit entsprechenderEnergie (Bild 9.7). Die-ser Vorgang wird nochdurch eine rauhe Ober-fläche verstärkt. Dabeiwerden auch Flüssig-keitsteilchen aus demSpalt geschossen mitder Folge, daß nicht nurdie Dichtungen (Bild9.8a), sondern auch diedazugehörenden Füh-rungselemente die glei-chen Oberflächenver-letzungen aufweisen(Bild 9.8b).

Wenn in den Dichtungs-oberflächen einmalLängsriefen vorhandensind, wirkt die Hy-droflüssigkeit weiterzerstörend: Durch diewie Düsen wirkendenLängsriefen strömt dieFlüssigkeit unter erheb-licher Beschleunigungund spült die Dichtungs-oberflächen aus (Strö-mungserosion).

In this form the air does not have anyeffect on the fluid compressability, theviscosity or the effectivness of the seal.

However, as the amount of air absorbedinto the fluid depends on the pressure itseparates every time there is a pressuredrop. For example, if the speed increasesthe air is carried along in the form ofbubbles. This undissolved air causes themedia to behave differently particularly atlow pressure (aprox 60 bar), where itconsiderably increases the compressa-bility of the media. See chapter 4.2.4

Erosion by air:If the pressurizedfluid contains undis-solved air the air iscompressed as thepressure increasesand then finds itsway into the sealgap. When the pres-sure drops the bub-bles are releasedand they expandwith an increase inenergy fig. 9.7. Thesurface roughnessof the metal intensi-fies the process notonly affecting theseal but also the ad-jacent metal surface(fig. 9.8b).

If the scratchesacross the seal arelateral they act as anozzle and damagethe seal surface bycreating a jet cuttingeffect when the fluidquickly accelerates.

Bild 9.7: Luftbläschen im DichtspaltFig. 9.7: Air bubbles in the sealing gap

Bild 9.8: Riefenbildung durch Luftbläschena) an der Gleitfläche einer Dichtungb) an der Gleitfläche einer Kolbenführung

Fig. 9.8: Scratches caused by air bubblesa) at the sliding surface of a sealb) at the sliding surface of a piston guide

Bild 9.8a:

Bild 9.8b:

Kolbenstangen-Bewegungsrichtung

Moving direction of piston rod

P = 300 bar P = 0


Nachdem dabei auchFlüssigkeitsteilchenaus dem Spalt ge-schossen werden,entstehen auch Ma-terialabtragungenvom Dichtungsrückenher. Befinden sich gro-ße Mengen ungelö-ster Luft in der Druck-flüssigkeit, so könnenbeim Expansionsvor-gang ganze Dich-tungspartien abge-sprengt werden (Bild9.9).Diese Art Zerstörun-gen können beson-ders bei Dichtungenaus Gummi-Gewebe-werkstoffen auftreten,wenn sie unter hohemDruck stehen, weil sieihrer Struktur nachweniger gasdicht sindals Dichtungen aushomogenen Ela-stomeren. Daher sinddie Zerstörungen andem Ring in Bild 9.9auch besonders stark:Die Lauffläche ist nocheinwandfrei erhalten.Der Weg, den die Luft-teilchen durch denDichtungskörper ge-nommen haben, istdeutlich zu erkennen.An der inneren Flan-ke der Außenlippezeigt sich die Luftein-dringstelle. Das Gum-migewebe ist aufge-blasen und weich. Ander Schnittstelle sindder Schußkanal und der Expansionstrichter zu sehen. Die Gewe-befäden sind feinst aufgespalten und ausgewaschen.

Solche Zerstörungen können auch durch engere Spalte nichtvermieden werden, denn sie haben nur insoweit mit dem Spalt zutun, als der Druckabfall an dieser Stelle hinter der Dichtungentsteht. Nur eine Minderung des Luftanteils auf den Sättigungs-grad bei Normaldruck kann hier wirkliche Abhilfe bringen.

Luftbläschen können unter Druck auch in homogene Elastomer-dichtungen diffundieren, wo sie beim Entspannen dann expanie-ren. Das führt bei dem elastischen Werkstoff zu Bläschenbildung,wie Bild 9.10 an einer Dichtung zeigt, die einen einfach wirkendenKolben abdichtete. Der Kolben wurde kaum bewegt; der Druckvon 400 bar mußte über lange Standzeiten gehalten werden.

During this processfluid particles areejected from the gapand cause the back ofseal to be abraided.If the fluid containslarge quantities of un-dissolved air expan-sion may split the seal(fig. 9.9).

This kind of destruc-tion is mainly associa-ted with seals madefrom rubber/fabric,subjected to highpressure, becausethe structure of thematerial is more per-meable to gas than ahomogeneous rub-ber. The damage tothe seal as fig. 9.9 isparticularly serious.The sliding surface isstill acceptable andthe way the particlesof air move, or wick,through the seal is vi-sible at the inner sur-face of the outside lip.The rubber fabric wasinflated, softened andthe cut in the materialshows the flow chan-nel and expansionfunnel, the threads offabric split and havebecome frayed andfree of rubber.

This damage cannot be prevented by reducing the extrusion gapbecause although the failure takes place behind the seal it is theescape of pressured air that causes the damage, not extrusion.The solution is to reduce the air content to the saturation pointat normal pressure.

Air bubbles at pressure can also diffuse through homogeneouselastomer seals and expand when released which results inblistering of the piston seal as is shown in fig. 9.10.The piston movement was small but the 400 bar pressure washeld for a long period of time.

Kap. 9.9: Zerstörter Dichtungsrücken durch expandierte LuftFig. 9.9: Seal back destroyed by expanding air

Kap. 9.10: Blasenbildung im Nutgrund eines NutringsFig. 9.10: Blisters at the groove bottom of an U-ring


Der große Gasanteil in diesem Zylinder-raum löste sich sowohl im Druckmediumals auch im Dichtungswerkstoff. Die Bla-sen, die sich nach dem Ausbau der Dich-tung an der Oberfläche der Innennut bilde-ten, sind deutlich zu erkennen. Die Dich-tung ist im Volumen erheblich größer ge-worden, während der Werkstoff an Härteverlor.Bei Anwesenheit von Luftbläschen in derDruckflüssigkeit werden Schwingungen imSystem verstärkt weitergegeben und kön-nen dabei zum Ausfall ganzer Anlagenführen. Dabei ist es gleichgültig, welcherErreger sie erzeugt hat. Auch Dichtungenkönnen als Erreger oder Verstärker wir-ken. Sie werden dadurch einer erhöhtenBeanspruchung ausgesetzt mit der Folgeeiner verkürzten Betriebsdauer.

In Hydrosystemen entstehen oft Druckstöße in kurz aufeinanderfolgenden Intervallen. Dadurch werden vorhandene Luftbläs-chen mit hoher Wärmeenergie geladen, so daß sie beträchtlicheZerstörungen verursachen können. Bild 9.11 zeigt, daß die mithoher Wärmeenergie und großer Spannkraft geladenen Gas-teilchen die Werk-stoffoberfläche an-schmelzen und teil-weise absprengenkonnten. Untersu-chungen haben erge-ben, daß in solchenLuftblasen Tempera-turen im Bereich von200 bis 1000°C mög-lich sind. Die hier ent-scheidenden Einfluß-faktoren sind die Grö-ße der Anfangsbla-sen, die Verdich-tungsgeschwindigkeitund der Kompres-sionsdruck (Bild 9.12).

Dieseleffekt:Die schlimmsten Zer-störungen an Dichtun-gen in Hydrozylinderntreten dann auf, wennder Luftgehalt im Ölzum Dieseleffekt führt.Er entsteht dann,wenn Luft mit hoherGeschwindigkeit ver-dichtet und dadurchso stark erhitzt wird,daß eine Selbstent-zündung des Luft-Gas-Gemisches er-folgt (Bild 9.13).

Gas contained in the area of the housingdissolved into the fluid and the seal mate-rial. After dismantling the seal it was seenthat blisters were on the surface at theinside groove, the seal had increased involume and the material was softer.

Air present in the fluid can also intensifythe transmission of vibrations throughoutthe system irrespective of where they ori-gi-nate. This can result in the failure of thesystem. Seals will also create, or intensifyvibrations and the increase in stress willconsiderably shorten their life.

In hydraulic systems pressure shocks at short cycles are possi-ble and the air bubbles become charged with high heat energycausing severe damage.Fig. 9.11 shows that gas particles charged with high heat energyand tension force have melted the surface of the material and

removed pieces fromit.Investigations haveshown the temper-ature in the air bub-bles can be 200 °Cand possibly 1000 °Cwill be reached. Thetemperature dependson the initial size ofthe bubbles, the com-pression speed & load(fig. 9.12).

Diesel effect:The most severe da-mage to seals in ahydraulic cylindertakes place when airtrapped in the oil igni-tes because of thediesel effect.Air is compressed athigh speed and rapid-ly heats to a pointwere ignition will takeplace in the air/oil mix-ture (fig. 9.12).Cylinders which aresubjected to alterna-ting loads are morelikely to be subject tothis effect. Oscillos-cope traces of thepressure curve in a

Bild 9.11: Dichtungsschäden durchExpansion größerer LuftmengenFig. 9.11: Seal damaged by expansionof certain air quantities

Bild 9.12: Temperaturverhalten von Luftblasen abhängig von Verdichtungszeit tund Blasengröße r

0

Fig. 9.12: Compatibility of temperature and air bubbles depending on compressiontime t and bubble size r

0

2000

1800700

800

1600

1400

600

500

690

530

1200

Zen

trum

stem

pera

tur

/ Cen

tre

tem

pera

ture

1000

000

400

300

450

420

200

100

°R°C

50 150

t = 0,00125 s

t = 0,125 s

t = 0,25 s

t = 0,5 s

Druck / Pressure

500 1000 1500 2000

2001501000 50

3000 psia

bar

Anfangs-Blasenradius r0 = 2,54 mm / Initial bubble radius r

0 = 2,54 mm

Verdichtungszeit t = 0,25 s / Compression time t = 0,25 s


Dieser Vorgang trittbesonders in Zylindernauf, die unter Last-wechsel bewegt wer-den. Oszillographi-sche Aufnahmen, diean solchen Zylinderngemacht wurden, zei-gen sehr rasch verlau-fende Druckkurven(Bild 9.14). Im Momentder Zündung ergibtsich im Zylinder ein ört-licher Druckanstieg,der über das fünf- bissechsfache des Be-triebsdrucks ansteigenkann. Dabei könnensich auch Metallteilewie unter einemSchmiedehammerverformen.Entsteht eine solche Dieselzündung unmittel-bar an einer Dichtung oder einem nichtmetal-lischen Führungselement, so werden derenWerkstoffe partiell angeschmort bzw. ver-brannt (Bild 9.15).

cylinder subject todieselling show a ra-pidly rising spike asfig. 9.14. During igni-tion the pressure inthe area of the explo-sion may reach 5 or 6times the workingpressure with the re-sult that the seal, as-sociated parts, andeven the metal hou-sing will be damaged.The seal damage is ascorched or burntarea and thermopla-stic parts are scor-ched and locally melt(fig. 9.15).

Bild 9.14: Oszillographische Aufnahmedes Dieseleffekt (n. Lohrentz)Fig. 9.14: Oscilloscope picture of thediesel effect (according to Lohrentz)

Bild 9.13: Dieseleffekt in einer Hydroanlage / Fig. 9.13: Diesel effect in a hydr. system

Bild 9.15 Durch Dieseleffekt zerstörte Dichtung und FührungFig. 9.15 Seal and guide ring destroyed by diesel effect

600

500

400

100

200

300

0

p bar

0 1 2 3 4t

sec.

1 sec.

1 3

50

150

0

100

200

Dru

ck /

Pre

ssur

e ba

r

2


Diese Zerstörungen zeigen, wie wichtig es ist, sich mit demjeweiligen Luftgehalt des Öls zu beschäftigen. Es sollte allesunternommen werden, daß vom Ölbehälter über die Pumpe unddie Steuerorgane bis zum Zylinder keine Luft zugemischt wer-den kann. Dazu gehört z.B. eine einwandfreie Entlüftung desZylinders bei jeder Inbetriebnahme nach einer Reparatur sowiedie Verhinderung von Luftansammlung im Zylinder und insbe-sondere in Toträumen vor Dichtungen, die eine Strahlwirkungbei Druckentlastung auf die Dichtung ausüben.

Die Anlage ist gefährdet, sobald der Luftanteil über den beiNormaldruck bestehenden Sättigungsgrad ansteigt. Doch auchder geringe Luftanteil unter Normaldruck kann Schäden verur-sachen, wenn er in unmittelbarer Nähe einer Dichtung durchUnterdruck aus dem Medium gelöst wird.

Dichtungen, die wegen Versagens ausgebaut wurden, soll-ten nicht vernichtet werden, ehe sie der Konstrukteur zu-sammen mit dem Dichtungslieferanten genau untersuchthat und den Ursa-chen ihrer Zerstö-rung nachgegangenist, denn mit demAuswechseln wur-de die Ursache nochnicht beseitigt!

Kavitation:Durchströmt einDruckflüssigkeits-strom ein Ventil odereine Drossel, entstehtin der Querschnitts-verengung eine er-höhte Strömungsge-schwindigkeit, die –dem Bernouilli’schenGesetz Pst + Pdyn =const folgend – einAbsinken des stati-schen Drucks ergibtund bis zum Unter-druck führen kann(Venturi-Effekt, Bild9.16). Dies führt zuLuftauslösungen oderzu Dampfblasenbil-dung. Man sprichtdann von Luftblasen-oder Dampfblasenka-vitation.

Gelangen die Luftbla-sen nach der Dros-selstelle wieder in denBereich des Über-drucks, dann stürzensie in sich zusammen(Implosion).

Damage from dieselling shows the importance of controlling theair content in the oil. So, action should be taken to prevent airentering the reservoir, pump, valves and the cylinder. Specialmeasures may be needed to ensure the air is removed from thecylinder when it is connected to the system initially and afterservicing, to clear the air from the seal housing. Otherwise thejet effect of pressure being released will damage the seal.

As soon as the air content exceeds the saturation point, atnormal pressure, the system is dangerous. Even the low aircontent at normal pressure can cause damage if vacuumseparates the air from the fluid near the seal.

Seals removed from the cylinder should be examined by thedesigner and a seal engineer to establish the cause ofdamage because replacing the seal will not overcome the

problem.

Cavitation:When pressurizedfluid flows through athrottling device, i.e. avalve, the speed offlow increases. Accor-ding to Bernouilli’sequation Pst, + Pdyn =constant.This increase leads toa decrease of the sta-tic pressure whichmay continue until ava-cuum is reached(Venturi effect, fig.9.16). The result is aseparation of the airand the formation ofvapour bubbles,which is known as airor vapour bubble cavi-tation.

When the air bubblespass the throttle andenter the area of pres-sure they implode.

Bild 9.16: Druckverlauf an Drosselstelle (Venturi-Effekt)Fig. 9.16: Pressure at throttle point (Venturi-Effekt)

Bild 9.17: Beschädigung durch StrömungserosionFig. 9.17: Damage through jet erosion

DruckPressure

(bar) 2

AtmosphäreAtmosphere

UnterdruckVacuum

Drossel / Throttle

Druckzusammenbruchdurch Venturi Wirkung

Pressure breakdowndue to Venturi effect

steady pressure decreaseständiger Druckabfall


Geschieht dies an einer Dichtungs- oder Metalloberfläche,werden diese mehr oder weniger rasch zerstört (Bild 9.17). Manspricht dann von einer Strömungserosion.

In der Ölhydraulik findet man ausschließlich die Luftblasenkavi-tation, da der Dampfdruck von Öl so niedrig liegt (im Mittel 1,5bis 2,5 Torr), daß er praktisch nicht erreicht wird. Dagegen trittdie Dampfblasenkavitation – die weitaus stärker zerstört – in derDruckwasserhydraulik viel leichter auf, da der Dampfdruck vonWasser bei 0,3 bar absolut liegt. Die bei der Implosion vonDampfblasen frei werdende Energie ist hoch genug, auch harteStähle in kurzer Zeit zu zerstören.Vor allem bei Kolbenstangendichtungen lassen sich oft axialeund radiale Schwingungen nicht vermeiden, die dann in demFlüssigkeitsfilm im Dichtspalt ebenfalls Kavitationserscheinun-gen hervorrufen können, die direkt auf die Dichtung einwirken.

9.4 SchleppdruckGleitspalte oder Dichtspalte in Führungsteilen können als Axial-schiebegleitlager angesehen werden. Sie stellen damit – wie alleGleitlager in Bewegung – sogenannte Viskositätspumpen dar.Bewegt sich, wie in Bild 9.18 dargestellt, die Kolbenstange nachrechts, wird im Gleitspalt der Stangenführung hF Druckflüssigkeitmitgeschleppt (Schleppströmung, s. Kap. 2). Diese Schleppströ-mung bringt ein relativ großes Flüssigkeitsvolumen vor die Dich-tung, das dort auf den sehr viel kleineren Dichtspalt hD trifft unddaher größtenteils abgestreift wird. Fährt die Kolbenstange nachlinks, d.h. einwärts,dann bewegt sich dieSchleppströmungentgegen der inzwi-schen vom Rückzug-raum herkommendenDruckströmung. Da-durch wird nur ein Teildes eingeführten Öl-volumens wieder hin-austransportiert. DieFolge ist ein allmähli-cher Druckaufbau vorder Dichtung, der einMehrfaches desNenndruckes errei-chen kann. Die Fol-gen eines so hohenDruckes äußern sichin erhöhtem Ver-schleiß und/oder inverstärkter Spaltex-trusion. Unabhängigdavon verringert na-türlich die entstehen-de hohe Dichtungsrei-bung die Nutzkraft des Zylinders.Die Größe des entstehenden Schleppdrucks läßt sich bei Ver-nachlässigung einiger Randbedingungen ermitteln aus

6 · v · IF · ηPsch =

hF2

If this happens against the seal, or the metal, the surface will bedestroyed by the high forces involved (fig. 9.17). This is called jeterosion.

In hydraulic oil, air bubble cavitation is unlikely to arise becausethe vapour pressure of oil is so low (average 1.5 to 2.5 torr).However in water systems cavitation can occur because thevapour pressure of the water is at 0.3 bar absolute and theamount of energy released is sufficient to quickly destroy metalsurfaces.

Piston rod seals are often effected because they cannot alwaysbe secured against axial and radial movement. Vibrations canlead to cavitation in the fluid film at the seal gap resulting indamage.

9.4 Drag pressureThe sliding gap, or sealing gap, of guiding parts can be conside-red as axial sliding bearings. They are, like all sliding bearingsin movement, a viscous pump. When the piston rod moves to theright, as in fig. 9.18, the sliding gap of the rod guide hF carriesalong pressurised fluid (drag flow see chap 2). Drag flow movesa relatively substantial quantity of fluid to the front of the sealwhere the considerably smaller sealing gap hD cannot accom-modate it so most of it will be wiped off.

When the pistonmoves to the left, inan inwards direction,the drag flow movesin the opposite direc-tion to the pressureflow from the cylinderand only a smallamount of oil is takenout. This results in agradual pressurebuild up in front of theseal that can reach avalue of several timesthe system pressure.The effect of such ahigh pressure is to in-crease wear and ex-tru-sion. A further ef-fect is to increase fric-tion and reduce theeffectiveness of theseal.

The value of the developing drag pressure can be calculated asfollows:

6 · v · IF · ηPsch =

hF2

Bild 9.18: Enstehung des Schleppdrucks / Fig. 9.18: Development of drag pressure

PN = Nenndruck / Nominal pressure lF = Spaltlänge / Gap lengthPSch = Schleppdruck / Drag pressure η = Ölviskosität / Oil viscosityD = Dichtung / Seal hF = Spaltweite / Gap widthv = Geschwindigkeit / Speed F = Stangenführung / Rod guidancePD = Druck im Dichtspalt / Pressure in sealing gap

PD

0

IF ID

PSch

x

PN + PSch

PN

v

hF

PN

η

DF


Aus dieser Beziehung ergibt sich eineAbhängigkeit des Schleppdrucks von fe-sten Anlagengrößen, wie Kolbengeschwin-digkeit v, Zähigkeit der Druckflüssigkeit ηund der Führungslänge IF. Nicht erfaßt istdie Oberflächenrauhigkeit der Gleitpart-ner, die jedoch auch in die Größe derSchleppströmung eingeht. Am wirkungs-vollsten wäre die Vergrößerung der Höhedes Führungsspaltes hF, was aber die Füh-rungsgenauigkeit verschlechtern würde.Hier bietet sich ein Ausweg in Form einerNut in der Führung zum Druckausgleich an (Bild 9.19). Sie wirdam günstigsten als Wendelnut ausgeführt und erfüllt folgendeAufgaben:

• Bildung einer Verbindung vom Zylinderraum in den Dich-tungsraum, die den Abbau von Schlepp- und Unterdruck imEntstehen ermöglicht.

• Um die Kolbenstange entsteht eine Schmiernut, die in vielenFällen unter hohem Druck steht.

• Die Größe der Drallnut ergibt sich aus dem max. Ringspaltzwischen Kolbenstange (Kleinstmaß) und der Führungs-büchse (Größtmaß). Der an der Dichtung ankommendeSchleppölstrom muß durch die Drallnut wieder in Gegenrich-tung ungedrosselt zurückfließen können.

Auch Kolbenabdichtungen werden in vie-len Fällen schmiertechnisch falsch ausge-führt. An doppelt wirkenden Zylindern wer-den die Dichtungen häufig vor die Füh-rungsfläche gesetzt. Dadurch kann nur einegeringe Menge Schmiermittel an diese Flä-che gelangen. Und gerade an dieser Stellesollte alles getan werden, um den teuer-sten Teil eines Zylinders – das Zylinderrohr– zu schützen. Die Erfahrung bestätigt, daßeine schlecht geschmierte Führungsbüch-se immer gefährlicherfür das Rohr ist alseventuell in den Füh-rungsspalt hineinge-zogene Schlammpar-tikel. Zudem kann sichauch hier der so schäd-liche Schlepp- oderUnterdruck bilden.Durch die Pumpbewe-gung, die zunächstdurch den Schleppef-fekt ausgelöst wurde,füllt sich der Zwischen-raum zwischen denbeiden Dichtungen mitFlüssigkeit und zwarunabhängig von denverwendeten Dichtun-gen. Je mehr axialesSpiel sie haben, destomehr Flüssigkeit hatPlatz.

This equation shows that drag pressuredepends on mechanical constants like pis-ton speed v, viscosity of fluid η and guidelength IF. What is not considered is thesurface roughness of the componentswhich also has an effect on the amount ofdrag flow.One solution is to enlarge the gap byincreasing the bearing clearance but thatwill give problems with inaccurate guidan-ce.

A better solution is to provide a groove along the bush to balancethe pressure (fig. 9.19) and a spiral groove which creates thefollowing conditions is the best:

• Connect the space between the seal housing and the otherside of the bearing to prevent drag pressure or vacuumdeveloping.

• Provide a lubrication groove around the piston rod whichremains effective at high pressure.

• The size of the groove is calculated from the max. clearancebetween rod and bush. Re-direct any fluid flow around thepiston rod to avoid a direct jet damaging the seal.

In many cases pistons are inadequatelysealed, from the lubrication point of view.Often two seals are installed into a double-acting cylinder with a guide ring betweenthem, and the seals prevent lubricationreaching the ring. This means the mostexpensive component in the cylinder, thetube, is likely to be damaged through poorlubrication. Experience has shown a poor-ly lubricated guide ring is more likely todamage the tube than mud particles being

dragged into theguide gap. Further,there is the risk ofcreating the undesi-rable drag pressureor partial vacuum.Pumping action re-sulting from the dragpressure fills the spa-ce between the sealswith fluid and interseal pressure occursto destroy both seals.It is likely that this willhappen with any de-sign of seal fitted inthis way, particularlywhen the cylindersoperate at rapidlychanging pressuresor alternating strokes.Pressure can be am-

Bild 9.19: Ausführung der DrallnutFig. 9.19: Construction of a spiral groove

Bild 9.20: Kolbenführung zwischenSchnappmanschetten

Fig. 9.20: Piston guide between lip seals

Bild 9.21: Aus dem Dichtsitz gestülpte SchnappmanschetteFig. 9.21: Lip seal twisted out of its groove


Werden die Zylinder unter raschem Druckwechsel oder imLastwechsel-Einsatz gefahren, dann wirkt sich auch das Druck-übersetzungsverhältnis von der Kolben- zur Ringkolbenflächeaus. Die Dichtungsringe bilden nun ein eigenes Hydrosystem, indem enorme Kräfte wirken.

Wenn bei Differentialkolben sogenannte Schnappmanschetten– das sind Nut- oder Lippenringe, die man über einen Bundschiebt – verwendet werden (Bild 9.20), dann ist ganz beson-ders darauf zu achten, daß die Führung nach den Gesichtspunk-ten zur Vermeidung des Schleppeffekts angelegt ist. Anderen-falls wird die Kraft aus dem Schleppdruck die Dichtung zumPumpen oder Umstülpen bringen (Bild 9.21). Diese Kraft kannauch an den Führungsspalten nachgewiesen werden.

In der Praxis treten eine Viezahl von Zerstörungsformen anDichtungen und Umgebungsstellen durch Schleppdruck auf,wie z.B. die Haltescheibe in Bild 9.22, die zu einer Schaleverformt wurde, abgerissene Haltemutternoder ganze Kolben, die durch die Folge-kräfte gelöst wurden.

Bei Kolben, die mit O-Ringen abgedichtetwerden, muß man mit sehr engen Gleit-spalten arbeiten. Dadurch kann sich je-doch eine Schleppströmung entwickeln,die den O-Ring mit sehr großen Kräften ander Druckseite gegen die Gleitfläche pres-sen (Bild 9.23). Die Folge sind Stotterlaufund starke Beschädigungen des Ringes.

Den Schleppdruck an Kolbendichtungenkann man recht einfach durch den Einsatzvon Kolbenführungsringen aus Kunststoff verhindern. Durch siekann die axiale Steglänge zwischen den Dichtungen verkürztwerden (siehe Bild 8.10). Zugleich sind die Kolbenführungsringedruckentlastet.

9.5. Sonstige SchadensursachenTritt bei einer Bewegung an einer Kolbenstange Ruckgleiten auf,dann schwingt die ganze Dichtung mit der gleichen Frequenz mit.Dabei kann der Dichtungskörper sowohl von der bewegten alsauch von der ruhen-den Dichtfläche abhe-ben. In Verbindung mitdem zwischen denDichtflächen befindli-chen Druckflüssig-keitsfilm kommt es zueiner Art Schwin-gungskavitation. ImBereich niedriger Fre-quenzen wird dieDichtung angegriffen(Bild 9.24a), währendhöhere Frequenzenauch den metalli-schen Partner be-schädigen (Bild9.24b).

plified in the space, between the groove and tube diameters, tovery high values sometimes destroying the piston parts.

A piston design subject to differential pressure, sealed with U-rings mounted back to back which are retained by a flange (fig.9.20), needs to be given special consideration when specifyingthe guide rings. If the guide ring creates drag pressure the sealwill pump or tilt as fig. 9.21.

In practice there are many ways a seal, or its housing, can bedestroyed. Fig. 9.22, for example, shows a piston part deformedlike a saucer. Other examples are the piston nut being sheared

from its thread or the end of the rod beingsnapped off.

A piston sealed with an O-ring needs asmall gap which can result in drag flowgenerating a high force on the seal as itslides see fig. 9.23. The result is stick-slipand extrusion damage destroying the seal.

This drag pressure can be eliminated byusing plastic guide rings as they reduce

the axial distance between the seals (see fig. 8.10) and removethe possibility of pressure between them.

9.5. Other causes of damageWhen stick-slip occurs as a piston rod moves, the seal willvibrate with the same frequency and it may lose contact with boththe dynamic and static surface. Linked with this vibration, the

pressurized fluid filmbetween the surfacescan develop a sort ofcavitation. At low fre-quencies the seal willbe damaged as fig.9.24a and at high fre-quencies the da-mage will also affectthe metal surface asfig. 9.24b.

Bild 9.23: Druckverlauf im Gleit- u. Dichtspalt bei O-Ringabdichtungen am KolbenFig. 9.23: Pressure developm.in the sliding and sealing gap of a piston O-ring seal

Bild 9.22: Durch Schleppdruck schüssel-förmig gestülpte StützscheibeFig. 9.22: Bowl-shaped deformation of asupporting disc through drag pressure

PSch

hF

P2O

Ø2 IF

hD

ID

IF

P2

PNO

PN

v


Similar damage can also be caused if the fluid does not provideadequate lubricity as the interruption of the lubrication filmcauses radial vibration.

Where the cylinder is subject to changing pressure and shortrapid strokes it is possible that the pressure vibrations willdevelop high forces in the space ahead of the seal (fig. 9.25).

As has already beenshown the sliding sur-faces must have a gaplarger than that ideal-ly required for theseal, but the seal hasto resist entering thatgap at pressure,otherwise it will bedamaged by extru-sion of the material.See fig. 9.26. See alsochapter 5.2 extrusiongap.

In practise extrusiondamage is more like-ly to happen with pis-ton seals operatingagainst a tube. Atpressure the tube di-lates (expands) andincreases the gapwhich the materialenter. When the pres-sure is removed thetube returns, trappingthe material whichdoes not respond asquickly as the tube.

Ein ähnlicher Schaden kann auch auftreten, wenn die Druckflüs-sigkeit ein ungenügendes Schmierverhalten aufweist. In die-sem Fall können radiale Schwingungen durch das Zusammen-brechen des Schmierfilms entstehen.

Bei wechselnden Drücken in den Zylinderräumen und gleichzei-tigen kurzen, schnellen Hubbewegungen der Kolben können inden Spalten vor der Dichtung ebenfalls Druckschwingungen mithoher Zerstörungskraft entstehen (Bild 9.25). Es wurde schondarauf hingewiesen,daß bewegte Flächenmit einem Gleitspaltausgestattet werdenmüssen, der stetsgrößer ist als der füreine Dichtung idealeSpalt. Siehe auch Ka-pitel 5.2 Dichtspalt.Dieser Gleitspalt inVerbindung mit demBetriebsdruck erfor-dert von jeder Dich-tung ein gewissesSpaltüberbrückungs-vermögen. Reicht sienicht aus, dann wan-dert der Dichtungsrük-ken in den Spalt undwird dort sehr bald zer-stört (Spaltextrusion,Bild 9.26). Dieser Vor-gang wird noch da-durch unterstützt, daßsich das Zylinderrohrunter dem Innendruckaufweitet und bei Ent-lastung wieder schlag-artig zusammenzieht,so daß der im Spaltbefindliche Werkstoffnicht rechtzeitig wie-der zurückfließenkann.

Bild 9.24: Schwingungserosion / Fig. 9.24: Vibration erosion

Bild 9.24a: im Bereich der Dichtung / Fig. 9.24a: at the seal Bild 9.24b: am metallischen Partner / Fig. 9.24b: at the metalliccounterface

Bild 9.26: Zerstörung durch Spaltextrusion / Destruction through gap extrusion

Bild 9.25: Zerstörte Kompaktdichtung / Fig. 9.25: Destroyed compact seal


Extrusion damage is helped by the following features all of whichhave the effect of widening the gap.• Thermal expansion of the parts housing the seal.• Dilation of the tube at pressure, usually because the tube wall

is too thin.• Bending of flange and block covers.• Movement as threads settle.• Elongation of screw threads and tie rods at pressure.

The seal can be pro-tected by back-up oranti-extrusion ringsmade from wear resi-stant materials.These rings areusually incorporatedwithin the profile of theseal where they areable ot respond to thesys-tem pressure clo-sing the gap.

High pressure beingheld for a long timehas a damaging ef-fect on the seal. Forexample telescopiccylinders used as roofsupports in under-ground mine’s. Thisapplication becomes

particularly dangerous when the highpressure, up to 700 bar, is increased byspikes which result from suddenmovement’s of the roof. For safety rea-sons it is very important to follow thegroove sizes and extrusion gap recom-mended because there is always a pos-sibility of failure even though back-uprings are fitted (fig. 9.27). When selecting

an O-ring choose a re-commended standardsize as this will have asatisfactory cross-section diameter to in-side ratio. An O-ringwith a small cross-sec-tion has a low resilien-ce to extrusion and willenter the gap before alarger section (fig.9.28). Holes used toassist pressure flowto reach the sealcan cause consider-able damage by thejet effect they createand the effect is more

severe if the system contains undissolved air (fig. 9.29).

Insgesamt wird die Spaltextrusion durch alle Vorgänge imDichtspaltbereich gefördert, die spaltvergrößernd wirken, wie:• Wäremedehnung der abzudichtenden Teile,• Aufweiten unter Druck (vor allem bei zu schwach ausgeleg-

tem Zylinderrohr),• Durchbiegen von Flanschdeckeln und Steuerblöcken,• Setzen von Gewinden,• Dehnen von Schrauben unter Druck u.a.

Ein nicht ausreichen-des Spaltüberbrük-kungsvermögen kannin der Regel durch ei-nen sogenanntenBackring aus ver-schleiß- und druckfe-stem Werkstoff ver-bessert werden. Die-se Ringe sind so in dieDichtung integriert,daß sie unter der Wir-kung des Druckes denSpalt verkleinern.Trotzdem kann ein be-sonders ungünstigesVerhalten dort auftre-ten, wo hohe Drückeüber lange Zeiten dieDichtung belasten,wie z.B. bei Gruben-stempeln. Hier wird esvor allem dann kri-tisch, wenn zu dem hohen Druck (bis 700bar) noch Druckspitzen z.B. durch Gebirgs-schläge oder Druckübersetzungen bei Tele-skopstempeln hinzukommen. Die Dimen-sionierung des Einbauraumes und des Spal-tes am Rücken der Dichtung ist von größterBedeutung, da es trotz Backring noch zuTotalausfällen kommen kann (Bild 9.27).Bei O-Ring-Dichtungen sollte die Ringdickestets im empfohlenenVerhältnis zum Durch-messer stehen. Ein O-Ring mit kleiner Ring-dicke wandert infolgeseiner geringerenRückstellkraft leichterin den Spalt als einkräftig dimensionierterO-Ring (Bild 9.28).Auch axiale Bohrun-gen – auf Kolben- undStangendichtungengerichtet – könnendiesen durch Strahl-wirkung besondersschwere Verletzun-gen zufügen. Das giltvor allem dann, wenn ungelöste Luft im Öl ist (Bild 9.29).

Bild 9.27 Zerstörung durch Spaltextrusion bei hohem Dauerdruck u. DruckstößenFig. 9.27: Destruction through gap extrusion – high permanent pressure and shock loads

Bild 9.29: Zerstörung durch Strahlwirkung bei axialen BohrungenFig. 9.29: Destruction through jet effect of axial bores

Bild 9.28: Auswirkung versch. RingdickenFig. 9.28: Effects of diff. ring thickness


Reicht bei einemGleitdichtungssatzdie Druckbeaufschla-gung wegen fehler-hafter Ausführung derRingnut nicht aus,kann der Gleitringseitlich in der Dicht-nut abdichten, so daßder darunterliegendeO-Ring nicht mehr dieerforderliche Anpreß-kraft aufbringen kann.Die Folge ist eine star-ke Strömung infolgeeiner Spalterweite-rung am Gleitring, dieihn zerstören kann(Bild 9.30).

9.6 VerschleißReibung verursacht Verschleiß, das ist auch bei den Dichtungennicht anders. Damit macht sich die unangenehmere Seite derReibung bemerkbar: sie läßt sich immerhin im voraus schätzenund damit berücksichtigen; über den Verschleiß einer Dichtungsind dagegen nur sehr unvollkommene Voraussagen möglich.Dabei beeinflußt er direkt und sehr nachteilig ihre Betriebsdauerund damit den Wartungsaufwand der ganzen Anlage.

Da bei den heutigen Anforderungen an die Dichtheit der hydro-dynamische Bereich der Schmierung durch erhöhte Abstreifwir-kung weitgehend unterdrückt wird, arbeiten die Dichtungenstets im Mischreibungsgebiet. Dadurch wird ihr Verschleißver-halten bestimmt von

• Werkstoffeigenschaften,• Schmiereigenschaften des Druckmediums,• Oberfläche der Gleitpartner und den• Betriebsbedingungen.

Man kann den Verschleiß in fluidischen Anlagen in vier Artenunterteilen:Der Freßverschleiß entsteht durch metallischen Kontakt, wennMischreibung vorliegt und beide Metalle zu Mischkristallbildungneigen. Hier wirken HLP-Öle vorbeugend, die entsprechendeWirkstoffe enthalten. Diese Wirkstoffe sind jedoch wirkungslosbei der Paarung Gummi/Stahl bzw. Metall.

Der Ermüdungsverschleiß äußert sich durch Gefügelockerun-gen und -ausbrüchen und ist meist eine Folge von pulsierendenLastwechseln.Der Korrosionsverschleiß tritt meist als Rost auf. Auch zuseiner Verringerung gibt es Wirkstoffzusätze.Alle drei Verschleißarten kommen zwar bei Dichtungen nichtvor, aber ihre Verschleißprodukte können den Dichtungsver-schleiß fördern, wenn sie bis zu ihr gelangen.

If a co-axial pistonseal is fitted into agroove which is toonarrow the outer ringwill seal laterally andstarve the O-ring ofpressure preventing itfrom acting as anenergizer. The resultis a leakage paththrough the sealinggap and destructionof the seal (fig. 9.30).

9.6 WearFriction causes wear and whereas friction can be anticipatedand taken into account, wear of a seal cannot. Wear directlyaffects the service life of a seal so it follows that the system whichhas a high wearing effect on the seals needs increased mainten-ance.

The requirement for a “dry” system largely eliminates hydrody-namic lubrication because of the wipe-off effect, so the sealsalways operate with semi-dry friction. For this reason their wearresistance depends on:

• properties of the seal compound• Iubrication properties of the media• roughness of the sliding surface• system operating conditions.

Wear in fluid operated systems can be divided into four groups:

Scuff wear which develops when metal to metal contact occurswith semi-dry friction conditions, and both metals tend to formmixed crystals. Using HLP oils with appropriate additives redu-ces this type of wear. But these additives have no influence onthe friction partners rubber-metal.

Fatigue wear occurs when the structure of the material be-comes unstable, which is usually the result of pulsating loads.

Corrosion wear mainly shows itself by rust. It can be reducedby using the appropriate additives.Seals are not subject to these three kinds of wear, but the effectof them can accelerate the wear of a seal.

Bild 9.30: Zerstörungen am Gleitring durch fehlende AnpressungFig. 9.30: Destruction of glide ring through lack of contact pressure


Dagegen tritt der Abriebverschleiß sowohl an metallischenTeilen als auch an Dichtungen auf. Bei Metallen wird er durchharte Werkstoffe bzw. durch harte Fremdkörper im Druckmedi-um verursacht. Bei den Dichtungen ist meist die Oberflächen-rauhigkeit des metallischen Gleitpartners die Ursache dafür,daß an der vergleichsweise weichen Elastomer-OberflächeTeilchen abgetragen werden.Da der Benutzer von Dichtungen in der Regel nicht die breiteErfahrung besitzt, die notwendig ist, um die bezüglich desVerschleißes richtige Wahl zu treffen, ist es zweckmäßig, denRat des Herstellers unterAngabe aller hierfür notwendigenRandbedingungen in Anspruch zu nehmen.

9.7 Wechselwirkung zwischen Reibung,Verschleiß und Dichtvorgang

Um einen einwandfreien Dichtvorgang zu erhalten, müssenstabile Gleitbedingungen im Dichtspalt geschaffen werden.Dies ist jedoch mitunter schwierig, da die daran beteiligtenKenngrößen häufig kontrovers verlaufen.

Ausgangsgröße ist stets der Schmierfilm im Dichtspalt. ZurAbschätzung von Reibung, Betriebsdauer und Leckverhalten istdaher die Kenntnis der Schmierspalthöhe und ihre im Betriebauftretenden Veränderungen sehr wichtig. Um die Reibungmöglichst gering zu halten, sollte der Schmierfilm ausreichendausgebildet sein. Dann aber leckt die Dichtstelle, weil der Filmbeim Rücklauf abgestreift wird. Das andere Extrem, eine Dicht-stelle ohne Schmierfilm, ist wegen der hohen Reibung ebenfallsproblematisch. Dichtwirkung und Reibung stehen also in umge-kertem Verhältnis zueinander.

Es ist bekannt, daß nicht nur die Dichtspalthöhe und -länge eineRolle spielen, sondern auch die Härte der Dichtung. Sie istverantwortlich dafür, daß die Dichtungen unter der Wirkung desDrucks im Schmierfilm nachgeben, wobei ohne Zweifel dieaugenblickliche Viskosität des Druckmediums sehr wichtig ist.

Man weiß noch nicht ausreichend, in welcher Weise und mitwelchen Folgen der Schmierfilm beeinflußt wird. Einerseitsbegünstigt ein weicher Werkstoff einen dickeren Film. Dem stehtjedoch das unterschiedliche Verhalten harter und weicher Dich-tungen bei hohen Geschwindigkeiten gegenüber, bei denen derharte Werkstoff die Ausbildung des Schmierfilms fördert, wäh-rend der weiche die Filmbildung durch zu starkes Anliegen andie Gegenfläche stört.Nun ist dieser Schmierfilm nur ein – wenn auch wichtiger –Einflußfaktor auf die Reibung einer Dichtung. Weitere, wieWerkstoff, Dichtungsform, Druck, Geschwindigkeit, Bewegungs-richtung usw. kommen hinzu, die meist in ihrer Größe ebenfallsschwer zu erfassen und noch schwerer zu reproduzieren sind.Es ist daher verständlich, wenn Dichtungshersteller ihren Kun-den zahlenmäßige Angaben über die Reibung bestimmter Dich-tungen und den damit verbundenen Verschleiß bzw. die zuerwartende Betriebsdauer nur machen können, wenn alle Be-triebsparameter reproduzierbar erfaßt werden. Dies schließteine Verallgemeinerung von Meßwerten aus Prüfstandsläufenaus. Die Randbedingungen der Versuche können nie vollstän-dig mit denen der jeweiligen Anwendung übereinstimmen.

Abrasion wear can affect both metallic parts and seals. Metalsare worn by hard compounds or hard foreign material in the fluid.The cause of abrasion of the comparatively soft elastomersurface of a seal is usually a rough surface of the metal partner.

Taking into consideration the seal user will normally not have theexperience and knowledge to decide the cause of wear it isrecommended the seal manufacturers advice be sought to getthe best solution.

9.7 Reciprocal effect between friction,wear and sealing process

In order to obtain an acceptable sealing performance stablesliding conditions in the sealing gap must be created. This issometimes very difficult because of the parameters involved anda compromise decision is needed.

The basic parameter is the lubrication film in the sealing gap andit is very important to know the height of the lubrication gapduring operation in order to anticipate friction, service life andleakage rate. On one side, friction forces need to be kept as lowas possible, so there has to be a substantial lubrication film. Thiscan result in leakage because the film will be wiped off duringretraction of the rod. On the other side, the absence of alubrication film will cause a problem as it creates high frictionforces. Less friction means more leakage and less leakage morefriction.

It is well known that not only is the height and length of the sealinggap of importance, but also the hardness of the seal material.Hardness determines the elasticity of the seal at pressure of thelubrication film. Also the viscosity of the pressure medium isimportant. It is still not sufficiently well known how the lubricationfilm is affected by these influences.On the one hand a soft material is favoured for a thicker film, butopposed to this is the different behaviour of hard and softmaterial seals at high speeds. Where hard materials help to formthe lubrication film, soft materials have the opposite effectbecause they adhere to the sealing surface.

Although important, the lubrication film is only one of the factorsaffecting the friction of a seal. Others are the seal material andshape, system pressure, speed and direction of movement etc.

Often these are difficult to determine and even more difficult toreproduce so it is easy to understand why seal manufacturershesitate to give figures for the friction forces of a seal, its wearresistance or expected service life. This can only be done whenall operation parameters can be reproduced and used on a testrig. Any generalization of values measured during test is to beavoided. Marginal conditions in testing can never correspondexactly to the field applications.


11. Literaturnachweis

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11. Literature references

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12. NormenDIN-Normen

DIN 3770*Runddichtringe.

DIN 3771*Fluidtechnik, O-Ringe.

DIN 3750Dichtungen - Abmessungen.

DIN 16 901Kunststoff-Formteile -Toleranzen und zulässige Abweichungen für Maße.

DIN 24 312Fluidtechnik -Druck, genormte Druckwerte, Begriffe.

DIN 24 315Ölhydraulik und Pneumatik -Einheiten-Vergleich.

DIN 24 320Schwerentflammbare Hydraulikflüssigkeiten -Gruppe HFA-1, Eigenschaften, Anforderungen.

DIN 24 333Fluidtechnik -Hydrozylinder 250 bar, Anschlußmaße.

DIN 24 334Ölhydraulische Anlagen -Hydrozylinder, Hauptmaße.

DIN 24 335Pneumatik-Geräte -Pneumatik-Zylinder, doppelwirkendAnschlußmaße, Anforderungen.

DIN 24 336Fluidtechnik -Hydrozylinder 100 bar, Anschlußmaße.

DIN 24 340Hydroventile -Lochbilder und Anschlußplatten für die Montage vonVentilen.

DIN 24 341Pneumatik-Ventile -Lochbilder und Anschlußplatten für die Montage vonWegeventilen.

DIN 24 342Fluidtechnik -Einbaumaße für 2-Wege-Einbauventile.

DIN 24 343Fluidtechnik - Hydraulik -Wartungs- und Inspektionsliste für hydraulische Anlagen.

DIN 24 347Fluidtechnik - Hydraulik, Schaltpläne.

12. StandardsDIN standards

DIN 3770*Sealing rings (O-rings)

DIN 3771*Fluid technology, O-rings

DIN 3750Seals - Dimensions

DIN 16 901Plastic mouldings -Tolerances and admissible dimension variations.

DIN 24 312Fluid technology -Pressure, standardized pressure values, technical terms.

DIN 24 315Oil hydraulics and pneumatics -Unit comparisons.

DIN 24 320Fire resistant hydraulic fluids -Group HFA 1, properties, requirements.

DIN 24 333Fluid technology -Hydraulic cylinders 250 bar, connection dimensions.

DIN 24 334Oilhydraulic systems -Hydraulic cylinders, major dimensions.

DIN 24 335Pneumatic equipment -Pneumatic cylinders, double acting,connection dimensions, requirements.

DIN 24 336Fluid technology -Hydraulic cylinders 100 bar, connection dimensions.

DIN 24 340Hydraulic valves -Master gauges for holes and connecting plates for the assemblyof valves.

DIN 24 341Pneumatic valves -Master gauges for holes and connecting plates for the assemblyof directional control valves.

DIN 24 342Fluid technology -Installation dimensions for 2-port directional control valves.

DIN 24 343Fluid technology - hydraulics -Maintenance and inspection list for hydraulic systems.

DIN 24 347Fluid technology - Hydraulics, wiring schemes.


DIN 50 049Bescheinigungen über Werkstoffprüfungen.

DIN 51 524Hydraulikflüssigkeiten;Hydrauliköle H und HL, Mindestanforderungen.

DIN 51 525Hydraulikflüssigkeiten;Hydrauliköle HLP, Mindestanforderungen.

DIN 53 445Prüfung von polymeren Werkstoffen.Torsionsschwingungsversuch.

DIN 53 454Prüfung von Kunststoffen -Druckversuch.

DIN 53 461Prüfung von Kunststoffen -Bestimmung der Formbeständigkeit in der Wärme nachISO/R 75.

DIN 53 476Prüfung von Kunststoffen -Bestimmung des Verhaltens gegen Flüssigkeiten.

DIN 53 504Prüfung von Elastomeren -Bestimmung von Reißfestigkeit, Zugfestigkeit, Reißdehnungund Spannungswerten im Zugversuch.

DIN 53 505Prüfung von Elastomeren - Härteprüfung nach Shore A und D.

DIN 53 507Prüfung von Elastomeren -Bestimmung des Weiterreißwiderstandes (Streifenprobe).

DIN 53 512Prüfung von Kautschuk und Elastomeren -Bestimmung der Rückprallelastizität.

DIN 53 515Prüfung von Kautschuk und Elastomeren -Bestimmung des Weiterreißwiderstandes (Winkelprobe).

DIN 53 516Prüfung von Kautschuk und Elastomeren -Bestimmung des Abriebs.

DIN 53 517Prüfung von Elastomeren -Bestimmung des Druck-Verformungsrestes.

DIN 53 518Prüfung von Kautschuk und Elastomeren -Bestimmung des Zugverformungsrestes.

DIN 53 519Prüfung von Elastomeren -Bestimmung der Kugeldruckhärte (TRHD) an Weichgummi.

DIN 53 521Prüfung von Kautschuk und Elastomeren - Bestimmung desVerhaltens gegen Flüssigkeiten, Dämpfe und Gase.

DIN 53 522Prüfung von Kautschuk und Elastomeren -Dauer-Knickversuch.

DIN 53 536Prüfung von Kautschuk und Elastomeren -Bestimmung der Gasdurchlässigkeit.

DIN 50 049Material test certifications.

DIN 51 524Hydraulic fluids;Hydraulic oils H and HL, minimum requirements.

DIN 51 525Hydraulic fluids;Hydraulic oils HLP, minimum requirements.

DIN 53 445Testing of polymer materials.Torsional vibration test.

DIN 53 454Testing of syntetic materials -Pressure test.

DIN 53 461Testing of syntetic materials -Determination of dimensional stability under heat according toISO/R 75.

DIN 53 476Testing of syntetic materials -Determination of fluid compatibility.

DIN 53 504Testing of elastomers -Determination of tear resistance, tensile strength, elongationat tear, and tensile stress during tension tests.

DIN 53 505Testing of elastomers - Hardness test Shore A and D.

DIN 53 507Testing of elastomers -Determination of resistance to tear propagation.

DIN 53 512Testing of rubber and elastomers -Determination of rebound resilience.

DIN 53 515Testing of rubber and elastomers -Determination of tear propagation resistance.

DIN 53 516Testing of rubber and elastomers -Determination of abrasion.

DIN 53 517Testing of elastomers -Determination of compression set.

DIN 53 518Testing of rubber and elastomers -Determination of tensile set.

DIN 53 519Testing of elastomers -Determination of indentation hardness (TRHD) on soft rubber.

DIN 53 521Testing of rubber and elastomers -Determination of behaviour against fluids, vapours and gases.

DIN 53 522Testing of rubber and elastomers -Endurance bending test.

DIN 53 536Testing of rubber and elastomers -Determination of gas permeability.


DIN 53 538Testing of elastomers, standard reference elastomersdetermination of compatibility of mineral oil products withnitrile rubber vulcanized material. In addition: characterizationof test fluids and test greases based on mineral oils.

DIN 53 545Testing of elastomers -Determination of behaviour under low temperatures.

DIN 53 561Testing of rubber andelastomers -Examination of total sulphur content.

DIN 7715Rubber parts - Admissible dimension tolerances.Moulding out of soft rubber (elastomers).

DIN 7716Rubber parts -Guidelines for storage, cleaning and maintenance.

DIN drafts

DIN 51 524Pressure fluids -Hydraulic oil HL and HLP, minimum requirements.

VDMA unit sheets

VDMA 24 314Fluid technology - Hydraulics -Pressure fluid change, guide-lines.

VDMA 24 317Fluid technology - Hydraulics -Fire resistant pressure fluids, guide-lines.

VDI-guide-lines

VDI 3027Initiation and maintenance, oil hydraulic systems.

VDI 3225Oil hydraulic circuits, wiring schemes.

VDI 3226Pneumatic circuits, wiring schemes.

VDI 3277Parameters of oil hydraulic devices, hydraulic cylinders.

VDI 3282Parameters of oil hydraulic devices, hydraulic accumulators.

VDI 3283Parameters of oil hydraulic devices, hydraulic switches.

VDI 3294Parameters of pneumatic devices and controls, cylinders.

DIN 53 538Prüfung von Elastomeren,Standard-Referenz-Elastomer-Bestimmung des Verhaltens von Mineralölprodukten gegen-über Nitrilkautschukvulkanisaten. Zusätzliche Charakteri-sierung von Prüfflüssigkeiten und -fetten auf Mineralölbasis.

DIN 53 545Prüfung von Elastomeren -Bestimmung des Verhaltens bei tiefen Temperaturen.

DIN 53 561Prüfung von Kautschuk und Elastomeren -Prüfung des Gesamtschwefelgehaltes.

DIN 7715Gummiteile - Zulässige Maßabweichungen.Formteile aus Weichgummi (Elastomere).

DIN 7716Gummi-Erzeugnisse -Richtlinien für Lagerung, Reinigung und Wartung.

DIN-Entwürfe

DIN 51 524Druckflüssigkeiten -Hydrauliköle HL + HLP, Mindestanforderungen.

VDMA-Einheitsblätter

VDMA 24 314Fluidtechnik-Hydraulik -Wechsel von Druckflüssigkeiten, Richtlinien.

VDMA 24 317Fluidtechnik - Hydraulik -Schwerentflammbare Druckflüssigkeiten, Richtlinien.

VDI-Richtlinien

VDI 3027Inbetriebnahme und Instandhaltung,Ölhydraulische Anlagen.

VDI 3225Ölhydraulische Schaltungen, Schaltpläne.

VDI 3226Pneumatische Schaltungen, Schaltpläne.

VDI 3277Kenngrößen ölhydraulischer Geräte, Hydrozylinder.

VDI 3282Kenngrößen ölhydraulischer Geräte, Hydrospeicher.

VDI 3283Kenngrößen ölhydraulischer Geräte, Druckschalter.

VDI 3294Kenngrößen pneumatischer Geräte und Steuerungen, Zylinder.


CETOP - Veröffentlichungen

Empfehlungen (=R)und vorläufige Empfehlungen (=RP)

R1Einheiten.

R2Gliederung von Fluidtechnik-Begriffen und -Dokumenten.

RP 4 PPneumatikzylinder - Vorgeschlagene Mindestangaben für dietechnischen Verkaufsunterlagen der Hersteller.

RP 5 PAusführungsrichtlinien für pneumatische Geräte - Zylinder.

R 6 HVerschraubungen f. Ölhydraulik-Leitungen, Einschraubgewinde.

RP 6 PVerschraubungen f. Pneumatik-Leitungen, Einschraubgewinde.

RP 7 PPneumatikzylinder - Empfohlenes Mindestverhältnis derAnschlußgewinde zur Zylinderbohrung.

R 10 HHydrozylinder - Innendurchmesser und Kolbenstangen-durchmesser, Abmessungen der Kolbenstangen- und An-schlußgewinde, Nenndrücke, Hublänge des Kolbens.

R 11 HAnleitung für Einbau, Inbetriebnahme und Wartungkompletter ölhydraulischer Anlagen.

RP 16 HAnleitungen für Inbetriebnahme, Bedienung und Wartungvon hydraulischen Zylindern.

RP 18 HEmpfehlungen für die Inbetriebnahme, Bedienung undWartung von Hydrospeichern.

RP 24 PGeradlinig arbeitende Pneumatik-Kolbenzylinder.

RP 28 PVerschraubungen.

RP 29 PPneumatik-Schnellkupplungen.

RP 30 PPneumatik-Dreh- und - Teleskop-Rohrverbindungen.

RP 32 PAnschlußplatten für Wegeventile.

R 35 HLochbilder für hydraulische Wegeventile.

R 39 HTabelle der erforderlichen Angaben für Druckflüssigkeiten.

RP 41Hydraulische und pneumatische Schaltungen - Schaltpläne.

RP 43 PDruckluft-Zylinder - Betriebsbedingungen und AbmessungenReihe ∅ 32 bis 100 mm.

RP 44 PFachwörterverzeichnis der Pneumatik mit Erläuterungen.

CETOP publications

Recommendations (=R) andprovisional recommendations (=RP)

R1Units.

R2Classification of fluid technology terms and documents.

RP 4 PPneumatic cylinders - Suggested minimum data for thetechnical sales documentation of the manufactures.

RP 5 PDesign guide-lines for pneumatic devices - Cylinders.

R 6 HScrewed connections in oil hydraulic conduits, screw threads.

RP 6 PScrewed connections for pneumatic conduits, screw threads.

RP 7 PPneumatic cylinders - Recommended minimum proportion ofconnection thread to cylinder bore.

R 10 HHydraulic cylinders - Inside diameter and piston rod diameter,dimensions of piston rod threads and connection threads,nominal pressures, piston stroke length.

R 11 HInstallation instructions, initiation and maintenance ofcomplete oil hydraulic systems.

RP 16 HInitiation instructions, operation and maintenance of hydrauliccylinders.

RP 18 HRecommendations for initiation, operation and maintenanceof hydraulic accumulators.

RP 24 PPneumatic piston cylinders with rectilinear movement.

RP 28 PScrewed connections.

RP 29 PPneumatic quick-fitting couplings.

RP 30 PPneumatic revolving and telescopic pipe joints.

RP 32 PConnecting plates of directional control valves.

R 35 HMaster gauges for holes of hydraulic directional control valves.

R 39 HTable of necessary data for hydraulic fluids.

RP 41Hydraulic and pneumatic circuits - wiring schemes.

RP 43 PCompressed-air cylinders - Operation conditions anddimensions, diameter range 32 to 100 mm.

RP 44 PRegister of pneumatic technical terms with explanations.


RP 47 HEmpfehlungen für die Auslegung, Herstellung und sichere An-wendung von hydr. Druckspeichern, die mit Gas gefüllt sind.

RP 48 HVerfahren zur Bestimmung der Korrosionsschutzeigen-schaften der auf Wasser basierenden schwerentflammbarenDruckflüssigkeiten.

RP 51 PDruckluft-Zylinder - Grundabmessungen.

RP 52 PPneumatik-Zylinder - Befestigungsmaße,Zylinder-Innendurchmesser 8 bis 25 mm.

RP 53 PDruckluft-Zylinder - Betriebsbedingungen und Abmessungen,Reihe ∅ 125 bis 320 mm.

RP 55 HVersuchsplan für schwerentflammbare Flüssigkeiten.

RP 56 HPrüfmethode zur Bestimmung der Schwerentflammbarkeitvon F.R. - Flüssigkeiten unter Verwendung eines C.F.R.-Motors (Co-operative fuel research) mit unterschiedlicherKompression (ASTM D 613-61 T).

R 58 HHydrozylinder - 160 bar, mittlere Reihe, Befestigungsmaße,Zylinder-Innendurchmesser 25 bis 500 mm.

RP 60 HSpezifikation für Kolbenstangen in Hydrozylindern.

RP 62 HDefinition und Symbole der Betriebskenngrößen von gas-gefüllten Hydrospeichern.

RP 64 HSchwerentflammbare Druckflüssigkeiten - Auswirkungen derVerdampfung auf die Brennbarkeit.

RP 65 HDruckflüssigkeiten - Prüfung auf Entzündbarkeit beim Auf-tropfen auf eine heiße Oberfläche.

RP 66 HDruckflüssigkeiten - Entzündlichkeitsprüfung mit einem Docht.

RP 71Größen, Symbole und Einheiten des Internationalen Systems(S.I.) für das Gebiet Fluidtechnik.

RP 72 HVerdampfungstest für schwerentflammbare Druck-flüssigkeiten, Typ HFC.

RP 73 HHydrozylinder - 250 bar, Befestigungsmaße, Zylinder-Innen-durchmesser 50 bis 500 mm.

RP 74 HHydrozylinder - 160 bar, Kompaktzylinder-Befestigungsmaße,Zylinder-Innendurchmesser 25 bis 200 mm.

RP 75 HDruckflüssigkeiten für ölhydraulische Anlagen, Mineralöle,Einteilung.

RP 77 HFlüssigkeiten für hydraulische Kraftübertragung, schwer-entflammbare Flüssigkeiten, Einteilung.

RP 47 HRecommendations for design, manufacture and safeoperation of hydraulic pressure accumulators filled with gas.

RP 48 HProcedure to determinate the corrosion protecting propertiesof fire resistant water-based pressure fluids.

RP 51 PCompressed-air cylinders - Basic dimensions.

RP 52 PPneumatic cylinders - Mounting dimensions, inside cylinderdiameter 8 to 25 mm.

RP 53 PCommpressed-air cylinders - Operation conditions anddimensions, diameter range from 125 to 320 mm.

RP 55 HTest scheme for fire resistant fluids.

RP 56 HTesting method to determinate fire resistance of F.R. fluids byusing a C.R.F. motor (co-operative fuel research) with varyingcompression (ASTM D 613-61 T).

R 58 HHydraulic cylinders - 160 bar, medium series, mountingdimensions, inside cylinder diameter 25 to 500 mm.

RP 60 HSpecification for piston rods in hydraulic cylinders.

RP 62 HDefinition and symbols of operation parameters of gas-filledhydraulic accumulators.

RP 64 HFire resistant pressure fluids - Influences of evaporation oncombustibility.

RP 65 HPressure fluids - Inflammability test by drop on a hot surface.

RP 66 HPressure fluids - Inflammability test with a wick.

RP 71Sizes, symbols and units of the international system (S.I.) forfluid power applications.

RP 72 HEvaporation test of fire resistant hydraulic fluids, type HFC.

RP 73 HHydraulic cylinders - 250 bar, mounting dimensions, insidecylinder diameter 50 to 500 m.

RP 74 HHydraulic cylinders - 160 bar, mounting dimensions ofcompact cylinders, inside cylinder diameter 25 to 200 mm.

RP 75 HPressure fluids for oil hydraulic systems, mineral oils,classification.

RP 77 HFluids for hydraulic power transmission, fire resistant fluids,classification.


RP 78 HHydrozylinder - Toleranzen.

RP 79 PSpezifikation für Nichteisen-Pneumatikzylinder-Rohre (ein-baufertig).

RP 80 CETOP/PNEUROPVerschraubung mit 24° Konus - zum Anschluß von Rohrenund Schläuchen in der Fluidtechnik.

RP 81 HVerträglichkeit von Hydraulikflüssigkeiten mit Elastomeren.

RP 85 PKenngrößen pneumatischer Geräte.

RP 86 HRichtlinien für den Einsatz schwerentflammbarer Druck-flüssigkeiten in hydraulischen Systemen.

RP 91 HDruckflüssigkeiten für ölhydraulische Anlagen - Mineralöle,Anforderungen.

RP 93 HBestimmung des Verschleißschutzvermögens einer Druck-flüssigkeit bei Verwendung von Zahnringpumpen und -motoren mit Trochoiden-Verdränger.

RP 94 HBestimmung von Feststoff-Teilchen in Hydraulikflüssigkeitenmit Hilfe eines automatischen Teilchenzählgerätes, das nachdem Lichtunterbrechungsprinzip arbeitet.

RP 95 HVorgeschlagene Methode für die Probeentnahme ausHydraulikflüssigkeiten mittels Flasche für die Partikelzählung.

RP 97 HDruckflüssigkeiten für hydraulische Anlagen - Schwer-entflammbare Flüssigkeiten - Anforderungen.

RP 98 HRichtlinien für die Spezifikation, Auswahl und Anwendung vonBelüftungsfiltern für Hydraulikbehälter.

RP 100Fachwörterbuch der Fluidtechnik.

RP 101Stichwortverzeichnis zum Fachwörterbuch Fluidtechnik RP 100.

RP 78 HHydraulic cylinders - Tolerances.

RP 79 PSpecification of nonferrous pneumatic cylinder pipes (readyfor installation).

RP 80 CETOP/PNEUROPScrewed connection with 24 ° taper to connect pipes andhoses in fluid power systems.

RP 81 HCompatibility of hydraulic fluids with elastomers.

RP 85 PParameters of pneumatic devices.

RP 86 HGuide-lines for the use of fire resistant pressure fluids inhydraulic systems.

RP 91 HPressure fluids for oil hydraulic systems - Mineral oils,requirements.

RP 93 HDetermination of wear protection ability of a hydraulic fluidwhen using annular gear pumps and motors with trochoidaldisplacers.

RP 94 HDetermination of solid matter particles in hydraulic fluids withthe help of an automatic particle counter operating in the lightinterruption principle.

RP 95 HRecommended method to take test samples of hydraulicfluids with the help of a bottle for particle counting.

RP 97 HPressure fluids for hydraulic systems - Fire resistant fluids,requirements.

RP 98 HGuide-lines for specification, selection and application ofaeration filters for hydraulic tanks.

RP 100Dictionary of fluid technology.

RP 101Index to the Dictionary of fluid techology RP 100.


DIN ISO-Normen

DIN ISO 1219Fluidtechnische Systeme und Geräte, Schaltzeichen.

DIN ISO 1302Angabe der Oberflächenbeschaffenheit in Zeichnungen.

DIN ISO 3320Fluidtechnik - Durchmesser von Zylinderbohrungen undKolbenstangen, Metrische Reihe.

DIN ISO 3322Fluidtechnik - Nenndrücke für Zylinder.

DIN ISO 3939Systeme und Einzelteile der Fluidtechnik, Mehrfach-Lippen-dichtungs-Packungssätze, Verfahren zur Messung vonStapel-Höhen.

DIN ISO 4393Fluidtechnik - Zylinder, Kolbenhub-Grundreihen.

DIN ISO 5591 Teil 1Fluidtechnik; Hydraulik, Kolbenstangen und Kolbendichtungenfür hin- und hergehende Anwendungen; Maße und zulässigeAbweichungen der Einbauräume; Standard-Reihe.

DIN ISO 5599 Teil 1Fluidtechnik, Pneumatik 5-Wege-Ventile; Anschlußflächen.Teil 1: Allgemeines.

DIN ISO 6195Fluidtechnik - Zylinder, Einbauräume für Abstreifer für hin- undhergehende Anwendungen, Maße und Grenzabmessungen.

DIN ISO 6431Fluidtechnik - Pneumatik-Zylinder mit einseitiger Kolbenstangeund demontierbaren Befestigungsteilen, 10 bar (1000 kPa)-Reihe, Zylinder-Innendurchmesser von 32 bis 320 mm, An-schlußmaße.

DIN ISO 6432Fluidtechnik - Pneumatik-Zylinder mit einseitiger Kolbenstan-ge 10 bar (1000 kPa)-Reihe, Zylinder-Innendurchmesser von8 bis 25 mm, Anschlußmaße.

DIN ISO 6547Fluidtechnik - Hydraulik, Einbauräume für Kolbendichtungenmit Führungsringen, Maße und zulässige Abweichungen.

DIN ISO 6771Luft- und Raumfahrt - Fluidsysteme und Komponenten,Druckklassen und Temperaturbereiche.

DIN ISO 7425/2Einbauräume für gummivorgespannte Kunststoffdichtungen,Kolben und Stangen.

DIN ISO-Normentwürfe

DIN ISO 4395 EntwurfFluidtechnik - Zylinder, Kolbenstangengewinde, Abmessun-gen und Ausführungen.

DIN ISO standards

DIN ISO 1219Fluid power systems and components - Graphic symbols.

DIN ISO 1302Indication of surface condition on drawings.

DIN ISO 3320Fluid technology - Diameters of cylinder bores and pistonrods, metric series.

DIN ISO 3322Fluid technology - Nominal pressure for cylinders.

DIN ISO 3939Fluid power systems and components - Multiple lip packingsets, method of measuring stack heights.

DIN ISO 4393Fluid technology - Cylinders - Basic series of piston strokes.

DIN ISO 5591 part 1Hydraulic fluid power - Cylinders - Piston rods and piston rodseals for reciprocating applications, dimensions andtolerances for housings; normal sizes.

DIN ISO 5599 part 1Pneumatic fluid power - 5-port directional control valves;mounting surfaces, Part. 1: General.

DIN ISO 6195Fluid power - cylinders, housings for wipers for reciprocatingapplications, dimensions and tolerances

DIN ISO 6431Hydraulic fluid power - Pneumatic cylinders with single rodand detachable mounting parts, 10 bar series (1000 kPa),inside cylinder diameter 32 to 320 mm, mounting dimensions.

DIN ISO 6432Hydraulic fluid power - Pneumatic cylinders with single rod 10bar series (1000 kPa), inside cylinder diameter 8 to 25 mm,mounting dimensions.

DIN ISO 6547Hydraulic fluid power - Cylinders - Piston seal housingsincorporating bearing rings - Dimensions and tolerances.

DIN ISO 6771Aviation and space travel - Fluid systems and components,pressure classes and temperature ranges.

DIN ISO 7425/2Housings for rubber pre-stressed plastic seals, pistons androds.

DIN ISO draft standards

DIN ISO 4395 draftFluid technology - Cylinders, piston rod threads, dimensionsand designs.


Internationale Normen / International standards — ISO

ISO 65 (TC 5)Carbon steel tubes suitable for screwing in accordance withISO 7/1.

ISO 1127 (TC 5)Stainless steel tubes - Dimensions, tolerances andconventional masses per unit length.

ISO 1219 (TC 131)Fluid power systems and components - Graphic symbols.

ISO 2230Vulcanized rubber-guide to storage.

ISO 2944 (TC 131)Fluid power systems and components - Nominal pressures.

ISO 3303Rubber or plastic-coated fabrics - Determination of burstingstrength.

ISO 3320 (TC 131)Fluid power systems and components - Cylinder bores andpiston rod diameters - Metric series.

ISO 3321 (TC 131)Fluid power systems and components - Cylinder bores andpiston rod diameters - Inch series.

ISO 3322 (TC 131)Fluid power systems and components - Cylinders - Nominalpressures.

ISO 3939Fluid power systems and components - Multiple lip packingsets - Method of measuring stack heights.

ISO 4021 (TC 131)Hydraulic fluid power - Particulate contamination analysis -Extraction of fluid samples from lines of an operating system.

ISO 4393 (TC 131)Fluid power systems and components - Cylinders - Basicseries of piston strokes.

ISO 4394/1Fluid power systems and components - Cylinder barrels -Part. 1: Requirements for steel tubes with specially finishedbores.

ISO 4395 (TC 131)Fluid powers systems and components - Cylinders - Pistonrod thread dimensions and types.

ISO 4397 (TC 131)Fluid power systems and components - Connectors andassociated components - Outside diameters of tubes andinside diameters of hoses.

ISO 4399 (TC 131)Fluid power systems and components - Connectors andassociated components. Nominal pressures.

ISO 4401 (TC 131)Hydraulic fluid power - Four-port directional control valves -Mounting surfaces.

ISO 4572 (TC 131)Hydraulic fluid power - Filters - Multi-pass method forevaluating filtration performance.

ISO 4637Rubber-coated fabrics - Determination of rubber-to-fabricadhesion - Direct tension method.

ISO 5597/1 (TC 131)Hydraulic fluid power - Cylinders - Housings for piston androd seals in reciprocating applications - Dimensions andtolerances. Part. 1: Normal sizes.

ISO 5599/1 (TC 131)Pneumatic fluid power - Five-port directional control valves -Mounting surfaces. Part 1: General

ISO 5781Hydraulic fluid power - Pressure-control valves (excludingpressure-relief valves), sequence valves, unloading valves,throttle valves and check valves - Mounting surfaces.

ISO 6020/1 (TC 131)Hydraulic fluid power - Single rod cylinders - Mounting dimen-sions - 160 bar (1600 kPa) series. Part 1: Medium series.

ISO 6020/2 (TC 131)Hydraulic fluid power - Single rod cylinders - Mounting dimen-sions - 160 bar (1600kPa) series. Part 2: Compact series.

ISO 6022 (TC 131)Hydraulic fluid power - Single rod cylinders - Mountingdimensions - 250 bar (25 000 kPa) series.

ISO 6072Hydraulic fluid power - Compatibility between elastomericmaterials and fluids.

ISO 6073 (TC 131)Hydraulic fluid power - Petroleum fluids - Prediction of bulkmoduli.

ISO 6149 (TC 131)Fluid power systems and components - Metric ports -Dimensions and design.

ISO 6195Fluid power - Wiper ring housings - Dimensions andtolerances - Rod reciprocating applications.

ISO 6264Hydraulic fluid power - pressure-relief valves - Mountingsurfaces.

ISO 6430 (TC 131)Pneumatic fluid power - Single rod cylinders with integralmountings - 10 bar series - Mounting dimensions.


ISO 6547Hydraulic fluid power - Cylinders - Piston seal housingsincorporating bearing rings - Dimensions and tolerances.

ISO 6743Lubricants, industrial oils and related products (class L)classification - Part 0: General - Part 4: Family H (hydraulicsystems).

ISO 7425/2Hydraulic fluid power - Housing for elastomer-energized,plastic-faced seals - Dimensions and tolerances.

Draft International standards (DIS)(Public inquiry pending)

DIS 4404 (TC 131)Hydraulic fluid power - Fire-resistand fluids (categories HFA,HFB a) - Determination of corrosive resistance.

DIS 6162.2Hydraulic fluid power - Four-screw split-flange connections foruse at pressures of 2,5 MPa to 40 MPa (25 bar to 400 bar) -Type I inch series and type II metric series.

DIS 6164.2Hydraulic fluid power - Flange connections - Fourbolt, one-piece square flanges - 250 to 400 bar (25 to 40 MPa) ratedfor normal duty applications.

DIS 6164.4Hydraulic fluid power - Four-screw, one-piece square-flangeconnections for use at pressures of 25 MPa and 40 MPa (250bar and 400 bar).

Katalog 3353 D/E, 03/99

Seal Group EuropePacking Division

Seals

Parker Hannifin GmbHPrädifa - Packing DivisionPostfach 1641D-74306 Bietigheim-BissingenTelefon (0 71 42) 3 51-0Telefax (0 71 42) 3 51-2 93

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Prädifa Dichtungshandbuch - GroupMaxigroupmaxi.com.br/parker/produtos-parker-vedacoesTradicionais-man… · Zertifikat-Register-Nr. 70100 F 1037. The TÜV-Cert-Zertifizierungsstelle