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Dichte Vorrichtung zur Kraftübertragung zwischen einer Antriebs- und
Abtriebswelle
Die gegenständliche Erfindung betrifft eine dichte Vorrichtung zur Kraftübertragung zwischen einer
Antriebs- und Abtriebswelle, bestehend aus einem Antriebselement, das durch die Antriebswelle in Um- laufbewegung um eine gegenüber dem Gehäuse feststehende Achse versetzt wird, ferner einem Übertra- gungselement, das mit dem Antriebselement durch einen gegenüber der feststehenden Achse exzentri- . sehen Zapfen verbunden ist und das eine kreisförmige Translation ausfuhrt, um die Drehung der Antriebs- welle auf die Abtriebswelle zu übertragen und schliesslich einem undurchlässigen Balg, der mit seinem einen Ende an das Gehäuse und mit dem andern Ende an das Übertragungselement angeschlossen ist, um die Räume der beiden Wellen abzuschliessen.
Unter dem Begriff"Welle" sind nachstehend alle sich dre- denden Teile zu verstehen, unabhängig von ihrer Form und der Funktion.
Die Erfindung besteht darin, dass bei einer dichten Vorrichtung zur Kraftübertragung der eingangs ge- schilderten Art ausserdem mindestens ein Zwischenstück zur Synchronisation vorgesehen ist, das beweg- lich gegenüber dem Gehäuse und dem Übertragungselement ist und das mit diesen entsprechend durch zwei Führungen verbunden ist, deren jede eine Dreh- oder Schiebeführung ist.
Bei der erfindungsgemässen Vorrichtung wird das Übertragungselement genau in einer kreisförmigen
Translation gehalten, wobei eine besonders gute mechanische Übertragungswirkung erzielt wird und der
Balg überdies gegen alle Zugbeanspruchungen geschützt ist und eine unbeschränkte Haltbarkeit aufweist.
Gegenüber den bisher bekannten Systemen dichter, sich drehender Verbindungen. durch die bedeu- tende Drehmomente übertragen werden können, bietet die gegenständliche Erfindung somit derartige Ver- bindungen, die in ihrem Aufbau einfach und robust sind und eine lange Lebensdauer gewährleisten.
Je nach Bauart können die Antriebswelle und die Abtriebswelle koaxial oder nicht koaxial verlaufen, sie können die gleiche oder auch entgegengesetzte Drehrichtung haben, ihre Drehzahlen können gleich sein oder mehr oder weniger ungleich.
Das System kann umgekehrt werden, d. h. die Antriebswelle kann Abtriebswelle werden und umge - kehrt.
Das Dichtungsorgan kann entweder'als einteiliger Zylinder oder als Einfach- oder Mehrfachmembrane in passender Ausführung gebaut sein ; es kann aus Metall bestehen oder aus irgendeinem anderngeeigneten
Material.
Nachfolgend werden verschiedene Ausführungen der Erfindung an Hand der lediglich als Beispiel zu wertenden Figuren der Zeichnung erläutert. Es zeigen : Fig. l schematisch die Verdrehung eines Zahnrades durch kreisförmige Translation eines mit im Eingriff stehenden Zahnrades mit Aussenverzahnung ; Fig. 2 ein analoges Schema des Antriebes eines Zahnrades, wobei jedoch der Antrieb durch kreisförmige Trans-
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nes Zwischenstückes durch die synchronisierte Rotation zweier Elemente mit gleicher Exzentrizität gegen- über dem Antrieb und gleicher Drehrichtung ; Fig. 4 einen Schnitt durch die erfindungsgemässe dichte Übertragungsvorrichtung, die nach dem Schema der Fig. 3 arbeitet, wobei der Schnitt durch die Linie IV-IV der Fig. 5 gelegt wurde ;
Fig. ö diese Vorrichtung von oben gesehen und mit abgenommenem Deckel ; Fig. 6 eine Variante der Erfindung, bei der Führungsmittel vorgesehen sind, um die kreisförmige Translation des Zwischenstückes zu kontrollieren : Fig. 7 schematisch einen praktischen Aufbau der Führungsmit-
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tel von Fig. 6 ; Fig. 8 einen Schnitt durch eine erfindungsgemässe dichte Übertragungsvorrichtung, die nach den in Fig. 6 und 7 gezeigten Schemata arbeitet ; Fig. 9, 10, 11, 12,13 die Vorrichtung nach Fig. 8 in ihre Einzelteile zerlegt in perspektivischer Darstellung ; Fig. 14 einen Schnitt durch eine weitere Variante der erfindungsgemässen Vorrichtung beispielsweise verwendbar im molekularen Vakuum ; Fig. 15 einen Schnitt durch eine Vorrichtung in schematischer Darstellung, die für unbegrenzte Drehzahlen gedacht ist ;
Fig. 16 das gleiche Schema von oben gesehen ; Fig. 17 einen Schnitt durch eine Vorrichtung in schemati-
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von oben gesehen ; Fig. 19 einen Schnitt durch eine nach dem Schema der Fig. 17 und 18 ausgeführte Vorrichtung ; Fig. 20 und 21 eine Variante des Antriebsmechanismus in zwei verschiedenen Positionen ; Fig. 22 eine Teilansicht im Schnitt einer erfindungsgemässen dichten Übertragungsvorrichtung, die nach dem Schema der Fig. 20 und 21 arbeitet, wobei der Schnitt durch Fig. 23 längs der Linie XXIII-XXIII gelegt wurde ; Fig. 23 die Vorrichtung von Fig. 22 von oben gesehen, wobei der Deckel abgenommen wurde.
In der Fig. l ist ein Gelenkparallelogramm ABCD dargestellt, dessen Punkte BD festliegen. Die Punkte C und D sind die Mittelpunkte zweier Räder, die miteinander im Eingriff stehen. Die Seite AC ist mit dem Rad mit dem Mittelpunkt C verbunden. Sobald die Seite AB eine Drehbewegung um den Punkt B ausführt, verschiebt sich die Seite AC parallel zu sich selbst und lässt das Rad mit dem Mittelpunkt C eine kreisförmige Translation ausführen, ohne dass eine Rotation um C erfolgt, wobei jedoch das Zahnrad mit dem Mittelpunkt D angetrieben wird. Bei dieser Konstruktion sind die Seiten AB und CD jeweils gleich der Summe der Radien der beiden Räder, d. h. also R+r.
Bei der Fig. 2 wird die Planetenanordnung mit kreisförmiger Translation auf ein Zahnrad mit Innenverzahnung mit dem Mittelpunkt C und dem Radius R angewendet, das ein Zahnrad mit dem Mittelpunk : D und dem Radius r antreibt. Wie bei der Fig. l liegen die Punkte B und D fest. Das Antriebsrad ist aus dem Teil l herausgeschnitten, das durch eine Seite AB mit dem festen Punkt B verbunden ist. Die Ge- lenseiten AB und CD liegen einander parallel und sind gleich lang, d. h. X=R-r. Die Seite BA bildet einen Antriebsteil für den Übertragungsteil, wogegen die Seite DC einen Synchronisationsteilbildetder auf dem Gehäuse bei D und an dem Übertragungsteil l bei C gelagert ist.
Wie bei der Fig. 1 verschiebt sich auch hier die Seite AC parallel zu sich selbst, sobald AB eine Rotationsbewegung um B erteilt wird, wodurch das Antriebsrad eine Kreistranslation ohne Eigendrehung um seinen Mittelpunkt C durchführt, jedoch mitAntrieb des Zahnrades mit dem Mittelpunkt D. Bei dieser Kreistranslation beschreibt jeder Punkt des Teiles 1 einen Kreis mit dem Radius X = R-r.
Die Fig. 3 ist analog der Fig. 2, aber der Teil 1 wird durch die synchronisierte Rotation der Punkte A und A'um die festen Punkte Bund B'in Kreistranslation versetzt. Zu diesem Zweck kann man die Punkte A und A'mit zwei gleichen Zahnrädern 2 und 3 verbinden, die mit einem mittleren Zahnrad 4 mit dem Mittelpunkt D in Eingriff stehen. Der Teil 1 bildet ein Zwischenstück für die Bewegungsübertragung zwischen dem Antriebsorgan 4 und dem Abtriebsorgan D. Das bewegliche Ende des elastischen Organs, das die beiden Medien voneinander isoliert, sitzt vollkommen dicht auf dem Teil 1.
Die Übertragung zwischen dem Antriebsorgan und dem Zwischenstück wird durch das mittlere Antriebszahnrad 4 und die beiden Zahnräder 2 und 3 gebildet, welche die Synchronisationszapfen A und A'tragen, die gegenüber ihren feststehenden Mittelpunkten Bund B'um einen Wert R-r exzentrisch sitzen. Die Übertragung zwi- schen dem Zwischenstück und dem Abtriebsorgan kann aus einer Kurbel bestehen, deren Mittelpunkt D ist und deren Zapfen in C in einer Bohrung des Zwischenstückes zentriert ist. Sobald bei dieser Ausführung das Zwischenstück einen Ablauf vollführt hat, der einer ganzen Drehung der Zahnräder 2 und 3 entspricht, wird die Kurbel mit dem Mittelpunkt D und dem Radius DC = X ebenfalls eine ganze Drehung in der gleichen Richtung wie das Zwischenstück ausgeführt haben.
Wie in der Fig. 2 kann die Übertragung auf die Abtriebswelle durch ein Zahnrad mit dem Mittelpunkt D und einem Grundradius r gebildet werden, das in die Innenverzahnung des Zwischenstückes eingreift, wobei diese Verzahnung einen Grundradius R und einen Mittelpunkt C hat. Sobald in diesem Fall das Zwischenstück 1 einen Umlauf vollführt hat, der einer ganzen Drehung der Verzahnungen 2 und 3 entspricht, hat das durch die Innenverzahnung des Zwischen-
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Man sieht also, dass diese Sekundärtibertragung mittels eines Zwischenstückes mit Innenverzahnung in kreisförmiger Translation und mit einem Zahnrad mit feststehendem Mittelpunkt D bei Untersetzungen günstig ist. Man kann nämlich den Wert X vorteilhaft verkleinern und den Durchmesser des Zahnrades je nach Wunsch wählen.
Für fortlaufende Umdrehungen mit grösserer Drehzahl kann man mit einer derartigen Sekundärtransmission eine begrenzte Übersetzung erreichen. Um beispielsweise das Verhältnis 1 : 2 zu erreichen, muss
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die Exzentrizität X zweimal so gross sein wie der Radius des Zahnrades. Man braucht also reichlich lange
Faltenbälge mit entsprechend grossem Durchmesser, die bei dieser doppelten Übersetzung nur einen ein- zigen Ablauf kreisförmiger Translation aufnehmen, während das Zahnrad zwei Umdrehungen vollführt.
In den Fig. 4 und 5 ist die konstruktionsmässige Ausführung einer Vorrichtung dargestellt, die nach dem Schema der Fig. 3 arbeitet. Als Beispiel umfasst hiebei die Primärtransmission drei um 1200 versetz- te Elemente mit gleicher Antriebsexzentrizität X.
Das Gehäuse 5 der Drehverbindung ist unter Zwischenschaltung von Dichtringen fest mit der Aussen- fläche des Raumes verbunden, in den die Sekundärwelle 9 eintritt, die durch eine Hülse 8 geführt wird und vom äusseren Medium durch den Faltenbalg 6 isoliert ist. Dieser Faltenbalg ist einmal mit dem Ring
7 verschweisst, der wiederum auf der Hülse 8 aufgeschweisst ist und anderseits mit dem Zwischenstück 12.
Die Abtriebswelle 9 mit dem Mittelpunkt D trägt an ihrem Ende ein Zahnrad mit dem Radius r, des- sen Verzahnung 10 mit der Innenverzahnung 13 des Zwischenstückes 12 in Eingriff steht. Die Innenver- zahnung 13 mit dem Mittelpunkt C hat einen Radius R. Die Differenz aus den Radien der Verzahnungen
13 und 10 ist gleich R-r=X.
Das Zwischenstück 12 besitzt drei Bohrungen 14 mit dem Mittelpunkt A, die um 1200 versetzt sind und in welchen die Exzenter 16 auf Nadellager 15 laufen, deren Oberteil ausserhalb der Bohrungen die
Zahnräder 17 mit dem Mittelpunkt B bilden. Die Exzentrizität zwischen A und B ist gleich X.
Der Teil 16-17 dreht sich auf Nadellagern 19 um die Achse 18 mit dem Mittelpunkt B.
Die drei Zahnräder 17, welche gleichzeitig Antriebs-und Synchronisationsräder sind, stehen im Ein- griff mit dem mittleren Zahnrad 20, dessen Welle 22 koaxial mit der Abtriebswelle 9 ist, und die daher durch den Punkt D hindurchgeht. Sobald das Zahnrad 20 durch seine Welle 22 gedreht wird, treibt es syn- chron die Zahnräder 17 und ihre Exzenter 16 an. Diese synchrone Tätigkeit der Exzenter 16 erteilt dem
Zwischenstück 12 eine exakte kreisförmige Translation, d. h. also frei von jeder möglichen Rotation um seinen eigenen Mittelpunkt C.
Durch diese kreisförmige Translation wird die Abtriebswelle 9 über die mit der Verzahnung 10 im Eingriff stehende Verzahnung 13 in Drehung versetzt. Der Faltenbalg 6, der mit seinem oberen Teil fest am Zwischenstück 12 sitzt, nimmt während der Rotation nur eine seitliche Verschiebung auf, die frei von jeder Torsionsneigung ist. Bei dieser Konstruktion verlaufen also die Antriebswelle 22 und die Abtriebs- welle 9 koaxial, sie drehen sich in derselben Richtung und können gleiche oder verschiedene Drehzahlen haben, je nach dem Übersetzungsverhältnis der Verzahnungen.
Um bei hohen Drehzahlen arbeiten zu können, ist für die Drehverbindungen ein dynamischer Ausgleich erforderlich, der in den Fig. 4 und 5 nicht dargestellt ist. Ebenso sind die Druckkegellager, wel- che die Beeinflussungen des Zwischenstückes auf Grund der Druckunterschiede zwischen derr Inneren des Faltenbalges gegenüber dem Aussenraum absorbieren sollen, der Klarheit der Zeichnungen wegen nicht eingezeichnet.
Um nach Verschweissen des Faltenbalges auf dem Zwischenstück 12 und dem fest auf der Hülse 8 sitzenden Ring 7 die Montage vornehmen zu können, die durch das Oberteil des Gehäuses 5 erfolgen muss, sind der Teil 23 des Gehäuses 5, an dem die Hülse 8 verschraubt wird, und die Grundfläche dieses Hülse entsprechend ausgezackt, wie dies aus den Fig. 4 und 5 zu sehen ist. Die Zahnräder 17 und 20 werden vorzugsweise mit Schrägverzahnung versehen, wobei Wert darauf zu legen ist, dass die Verzahnung sehr genau gearbeitet wird, damit das Spiel im Antrieb so gering wie möglich gehalten wird.
Wie aus der Fig. 3 hervorging" wird die Seite AA'in kreisförmige Translation versetzt, sobald sie sich parallel zu sich selbst verschiebt und jeder Punkt derselben beschreibt einen Kreisbogen mit dem Radius X. Dieses Resultat kann durch synchronisierte Tätigkeit der beiden Kurbeln AB und A'B'mit dem Radius X erzielt werden.
Als Variante (Fig. 6) kann mannAA'in kreisförmige Translation versetzen, indem man die Tätigkeit der Kurbel A'B'fonfaLen lässt und an die Seite AC ein Gleitstück 24 anhängt, das sich in der Nut 25, die parallel zu BB'liegt, verschieben kann, wobei diese Nut 25 in einem beweglichen Teil 26 eingefräst ist, der selbst frei in den festen Führungen 27 gleiten kann, u. zw. in einer festliegenden Richtung, die vorzugsweise rechtwinkelig zu BB'gewählt wird. Der Teil 26 dient zur Synchronisation.
Unter der Einwirkung der einzigen Kurbel AB und durch die Führung des Gleitstückes 24 durch die Nut 25 und die Verschiebungen des Teiles 26 in seinen Führungen 27 erhält man eine kreisförmige Translation der Seite AC, sobald die Kurbel AB sich um ihren Mittelpunkt B dreht.
In der Fig. 7 ist ein einziges Element mit einer Antriebsexzentrizität X und dem Mittelpunkt D dargestellt, das im Mittelpunkt C des Teiles 12 angreift, der in kreisförmige Translation versetzt werden soll. Dieser Teil 12 besitzt diametral einen Schieber 24, der sich in der Nut 25 des beweglichen Teiles 26
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verschiebt, der sich entsprechend 1I1 den feststehenden Führungen 27 verschieben kann, wobei es in seiner
Nut 28 in einer Richtung gleitet, die rechtwinkelig zur Nut 2 ! 1 verläuft.
Die Rotation des exzentrischen Antriebselementes mit dem Radius CD=X um D, das im Mittelpunkt
C des Zwischenstückes 12 angreift, verleiht diesem auf Grund der Führungen des beweglichen Teiles 26 eine exakte kreisförmige Translationsbewegung. Die Orientierung des Zwischenstückes 12 bleibt festste- hend und jeder Punkt aesselben beschreibt den gleichen Kreisbogen mit dem Radius X.
Der bewegliche Teil 26 der Fig. 6 und 7 spielt die Rolle einer Kreuzverbindung mit radialen Gleit- schienen, der nach Art einer Oldham'schen Verbindung arbeitet. Die Einfachheit, die Robustheit und das sichere Arbeiten einer derartigen Konstruktion liegen auf der Hand.
In der Fig. 8 ist ein derartiger Aufbau von Fig. 7 konstruktionsmässig dargestellt. Hiebei sind die An- triebswelle 22 und die Abtriebswelle 9 über zwei Kurbelstücke mit gleicher Exzentrizität X fest mit dem
Zwischenstück 12 verbunden. Die Kurbelzapfen 11 sitzen in entsprechenden Bohrungen 14 in diesem Zwi- schenstück 12. Das Gehäuse dieser Drehverbindung ist mit 5 bezeichnet, mit 6 der Faltenbalg, der die
Abtriebswelle 9 vom äusseren Medium isoliert, und mit 8 eine Führungshülse. Die verschiedenenBauteile dieser Drehverbindung sind in den Fig. 9, 10,11, 12 und 13 perspektivisch dargestellt.
Wie Fig. 9 zeigt, besitzt der feststehende Deckel 21 das FUhrungselement 27, das in die entsprechen- de Nut 28 (Fig. ll) der Kreuzverbindung 26 eingreift. Rechtwinkelig zur Nut 28 verläuft an der entgegen- gesetzten Seite der Kreuzverbindung 26 die Nut 25, in der das Führungselement 24 (Fig. 12) gleitet, das oben auf dem Zwischenstück 12 sitzt. In diesem Zwischenstück 12 sind die beiden Bohrungen 14 ausge- führt, welche die Zapfen 11 der Antriebswelle 22 (Fig. 10) und der Antriebswelle 9 (Fig. 13) aufnehmen.
In der Konstruktion nach den Fig. 8-13 verlaufen die Antriebswelle und die Abtriebswelle koaxial und drehen sich mit gleicher Geschwindigkeit und in der gleichen Richtung. Umlaufzahl der kreisförmi- gen Translationsverschiebungen des Teiles 12, mit dem der Faltenbalg 6 fest verbunden ist, ist gleich der
Drehzahl der Antriebs- und der Abtriebswelle.
In der Fig. 14 wird eine Ausführung einer erfindungsgemässen dichten Drehverbindung beispielhaft dargestellt, die für Anlagen mit molekularem Vakuum verwendet werden kann.
Das Gehäuse 5 ist durch Schrauben 30 mit dem Unterteil der Führungshülse 8 verschraubt, wobei ein Abdichtring 29 eingepasst ist. Dieser. Unterteil der Hülse 8 wiederum ist durch die Schrauben 31 mit der Aussenfläche des Apparates 33 verschraubt, in dessen Inneren die Welle 36 in Drehung versetzt werden soll, wobei eine unbedingte Dichtheit zwischen dem diese Welle umgebenden Fluidum und dem äusseren Medium aufrechterhalten werden muss. Zwischen dem Teil 8 und der Aussenfläche des Apparates 33 sind zwei Dichtringe 34 und 35 eingepasst. Durch eine Keilnutverzahnung 37 steht die Welle 36 mit der Welle der Abtriebswelle 9 in fester Verbindung. Am Ende dieser Welle 9 sitzt ein Zahnrad mit dem Mittelpunkt D und dem Radius r, dessen Verzahnung 10 in die Innenverzahnung 13 mit dem Radius R und dem Mittelpunkt C des Zwischenstückes 12 eingreift.
Die Differenz der beiden Radien der Verzahnungen 13 und 16 ist gleich R-r=X. Der Faltenbalg 6. der beispielsweise aus rostfreiem Stahl hergestellt werden kann, ist einmal mit dem Ring 7 verschweisst, der wiederum mit der Hülse 8 verschweisst ist und zum andern am Unterteil des Zwischenstückes 12, wobei ein Zwischenring 38 die Verbindung herstellt. Auf diese Weise sind die Wellen 9 und 36 durch den Faltenbalg 6 vom äusseren Medium vollkommen isoliert. Das Zwischenstück 12 wird durch die kombinierte Tätigkeit des exzentrischen Antriebselementes 11 und der Kreuzverbindung 26 mit radialen Gleitschienen in exakte kreisförmige Translation versetzt.
Bei dieser industriellen Ausführung besteht das exzentrische Antriebselement 11 aus einem peripherischen Exzenter, dessen Aussenrand, der sich im Gehäuse 5 dreht und der auf die Achse D zentriert ist, während die Innenbohrung, die das Zwischenstück 12 aufnimmt, wiederum auf die Achse C zentriert ist. Aus der Figur ist zu ersehen, dass der Antrieb des Zwischenstückes 12 durch den Teil 11 über Kugellager 39 erfolgt, welche die Reaktionen auf den Teil 12 durch die Druckunterschiede im Inneren des Faltenbalges 6 gegenüber dem äusseren Medium aufnehmen können. Der Teil 11 weist aussen eine Schneckenverzahnung auf, in welche die Antriebsschnecke 40 eingreift. Wie in den vorhergehenden Figuren ist auch hier mit 27 das Führungselement des feststehenden Deckels 21 bezeichnet und mit 24 das Führungselement des Zwischenstückes 12.
Diese Führungselemente greifen in die Ausnehmungen 28 und 25, die beiderseits der Kreuzverbindung 26 rechtwinkelig zueinander in diese gefräst sind.
Dadurch, dass die Antriebsschnecke 40 in Drehung versetzt wird, wird der Teil 11 angetrieben, der über die Kreuzverbindung 26 dem Zwischenstück 12 eine kreisförmige Translation erteilt, die durch das Abrollen der Verzahnungen 10 und 13 aufeinander die beiden Wellen 9 und 36 in Drehung versetzt, wäh- rend der Faltenbalg 6, der diese Wellen isoliert, nur eine geringe Neigung aufzufangen braucht, ohne dass das zu übertragende Drehmoment ihn selbst in Drehung versetzt.
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Wie man sehen kann, sind der angetriebene Teil 11 und der Synchronisationsteil 26 von dem äusseren Medium des Faltenbalges durch Dichtringe 41 und 42 isoliert. Diese Anordnung gestattet eine Schmierung, ohne dass das Schmiermittel mit der Aussenwandung des Faltenbalges in Berührung kommt, dessen Dichtheit durch den Stopfen 43 im Gehäuse 5 kontrolliert werden kann.
Auf Grund der grossen Reduktion zwischen der Antriebsschnecke 40 und den Wellen 9 und 36 kommt diese Konstruktion vor allem für die Übertragung hoher Drehmomente bei geringen Drehzahlen in Betracht.
Zur Übertragung sehr hoher Drehmomente kann die Führung in der Kreuzverbindung 26 über Gleitnadeln erfolgen.
Bei den Verbindungen der Fig. 4,8 und 14 kann das Antriebsorgan eine Drehung vollführen, die so gross ist, wie man es gerne möchte, und kann beispielsweise sich so oft drehen, wie man dies wünscht, wobei die Vorrichtung einen sehr hohen Widerstand gegen die Ermüdung des Abdichtorganes bietet. Bei gewissen Anwendungen in der in Betracht gezogenen Industrie kann hingegen der Fall eintreten, dass das Abtriebsorgan nur einen begrenzten Teil einer Umdrehung auszuführen braucht.
Dies trifft beispielsweise unter anderem fur bestimmte Ventile zu, deren Abdichtorgan, wie eine Klappe od. dgl., durch die Betätigung mittels eines aufgeschraubten Abtriebsorganes nur eine geringe Drehung vollführen soll, die etwa einer
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benen Vorrichtungen sind vor allem gedacht für eine Verwendung unter Arbeitsbedingungen, die weniger schwer sind, solange die Drehung des sich drehenden Abtriebsorganes anhält. Die Fig. 17, 18 und 19 zeigen eine vorteilhafte Anordnung, die dann verwendet werden kann, wenn die Drehungen der Abtriebswelle in der Art eines Kurbeltriebes weniger als eine Vierteldrehung betragen oder gleich diesem Wert sind.
Die Fig. 19 zeigt ausserdem eine Variante, die bei begrenzten oder unbegrenzten Rotationen verwendet werden kann und aus zwei aneinander anschliessenden Gehäusen besteht, wobei das Antriebsdrehorgan einen Teil des Zwischenstückes umfasst, welches wiederum eine Kurbel des Abtriebsdrehorgans umfasst.
Aus der Fig. 15, die schematisch die Montage des Faltenbalges bei unbegrenzten Drehungen zeigt, sieht man, dass der Unterteil des Faltenbalges 6 in 7 am Führungsstück 8 angeschweisst ist, das wiederum auf die Achse der Wellen 9 und 22 zentriert ist. Der Oberteil des Faltenbalges 6 ist in 38 mit dem Zwischenstück verschweisst, das auf die Achse der in den Bohrungen des Teiles 12 montierten Kurbelzapfen 11 zentriert ist. Der Oberteil des Faltenbalges 6, der in 38 mit dem Zwischenstück 12 verbunden ist, ist stets (Fig.] 6) um einen Wert X gegenüber dem Unterteil 7 versetzt.
Während eines vollständigen Umlaufes des Zwischenstückes vollführt der Oberteil des Faltenbalges eine kreisförmige Translation, die in der Kurve 44 verläuft, die ihren Mittelpunkt in 0 hat und deren Radius E - e + X ist, wobei e der Radius des Faltenbalges ist.
In den Fig. 17 und 18 wird die Montage eines Faltenbalges gezeigt, wenn die Drehung des Abtriebsorganes auf den Winkel MON begrenzt ist, der hier als Beispiel mit 90 gewählt wurde, d. h. cx 450.
Bei der Stellung der Kurbelzapfen 11, bei der sie auf der Achse GH liegen, sieht man in der Fig. 17, dass der Unterteil7 und der Oberteil 38 des Faltenbalges 6 auf die Mittellinie der koaxialen Wellen 9 und 22 zentriert sind. Der Unterteil 7 ist mit dem Fuhrungsteil 8 verschweisst, der stets, wie auch in Fig. 15, auf die Achse 9-2 der koaxialen Wellen ausgerichtet ist. Der Oberteil ist in 38 mit dem Zwischenstück 12 verschweisst.
Als besonderer Vorteil dieser Konstruktion unterliegt der Faltenbalg keinerlei Zwang, wenn die Linie GH, die den Arbeitswinkel halbiert, gleichzeitig durch die Kurbelzapfen geht. Wenn die beiden Kurbelzapfen 11 nach einer Drehung um a = 430 auf die Linie OM gelangen, dann geht der Mittelpunkt des
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Oberteil des Faltenbalges verschiebt sich von der Position 38 in die Position 38a. Der Wert dieser kreisförmigen Translation"P"hängt vom Rotationswinkel und von dem Exzentrizitätswert X ab und errechnet sich aus folgender Gleichung:
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Hiebei ist für a = 45 P = 0, 765 X a =30 P =0, 517 X.
Für Rotationen gleich oder geringer als 1/4 Umdrehung bietet die Konstruktion nachFig. 17 und 18 also den zusätzlicuen Vorteli, dass die Verschiebung des Oberteiles des Faltenbalges wesentlich kleiner ist als die Exzentrizität X. Man kann auf diese Weise für Schieber mit einer Vierteldrehung und für einen an-
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nehmbaren Wert der Verschiebung"P"eine relativ bedeutende Exzentrizität X erzielen und aus diesem
Grunde einen sehr günstigen Aufbau für die Übertragung der Drehmomente. Noch vorteilhafter kann diese
Konstruktion bei Absperrschiebern angewendet werden, wenn sie hier zur Einstellung oder Regulierung verwendet wird.
Im allgemeinen vollführt hiebei die Schieberklappe einen Gesamt-Drehwinkel von etwa
60 , was eine maximale Verschiebung des Faltenbalges von etwa der Hälfte der Exzentrizität X ergibt.
Ausserdem verursachen alle Verschiebungen der Schieberklappe in dem Bereich nahe der Halbierungslinie des Gesamt-Drehwinkels nur eine geringe Verschiebung"P"des Oberteiles des Faltenbalges. Für dieses
Anwendungsgebiet kann man somit dichte Drehverbindungen schaffen, deren Faltenbalg eine sehr lange
Lebensdauer hat.
Die Fig. 19 stellt eine dichte Drehverbindung her, die unter Zuhilfenahme der vorstehend beschrie- benen Anordnungen aufgebaut ist. Der Teil 45 ist mit seinem Aussenrand in dem feststehenden Teil 46 in bezug auf die Achse der Welle 9 zentriert, wobei dieser Teil auf dem Doppelkugellager 47 läuft. Dieser
Teil 45 besitzt eine um X exzentrisch liegende Bohrung 48, in der sich auf einem Nadellager 49 der Teil des Zwischenstückes 12 dreht, in dem der Kurbelzapfen 11 eingreift. Die beiden Kurbeltriebe 48 und 11, die auf diese Weise gebildet werden, dringen infolgedessen ineinander ein, statt einander gegenüber zu stehen, was den Vorteil ergibt, die Kräfte in die Ebene der Kreuzverbindung 26 zu verlegen. Diese be- sitzt radiale Gleitnuten, wie bereits beschrieben. Die Teile 24 sind die in einer der Nuten des Teiles 26 gleitenden Führungselemente des Teiles 12.
Die andere rechtwinklig dazu verlaufende Nut des Teiles 26, die in der Zeichnung nicht sichtbar ist, nimmt die Führungselemente auf, die an dem feststehenden
Teil 46 sitzen.
Der Faltenbalg ist mit seinem Unterteil an dem Teil 7 festgeschweisst, der die Führungshülse 8 aufnimmt, die stets in der Achse der Welle 9 liegt. Mit seinem Oberteil ist der Faltenbalg in 38 am Kragen des Zwischenstückes 12 verschweisst, der in der in Fig. 19 gezeichneten Stellung auf die Achse der Welle 9 zentriert ist. Der Teil 45 wird durch die Trommel 50 in Drehung versetzt, dessen Rotationsachse mit der der Welle'9 und mit der äusseren Rotationsfläche des Teiles 45 zusammenfällt. Die Trommel 50 besitzt einen einstellbaren Hebel 51, dessen Zapfen 52 direkt mit der Betätigungsstange eines DruckluftServomotors gekuppelt sein kann. Die Kugellager 47 und 53 nehmen die axialen Stösse auf, die durch die verschiedenen Drücke im Inneren des Faltenbalges und aussen auftreten können.
Bei den vorstehend beschriebenen Konstruktionen, die ein einziges exzentrisches Antriebselement besitzen, wurden die herkömmlichen Exzenter in verschiedenen Formen verwendet, wie beispielsweise Kurbeltriebe mit gegenüberstehenden Zapfen, peripherische Exzenter, Exzenter mit Umhüllung, die einander unter Zwischenschaltung des Zwischenstückes umfassten. Als exzentrisches Antriebselement kann man auch (Fig. 22, 23) jede andere Anordnung verwenden, u. zw. beispielsweise das zentrale Gleitstück einer Oldham'schen Verbindung, deren beide Drehzapfen, die um Y = 2 versetzt sind, durch die gleiche Primärwelle angetrieben werden. In diesem Falle erfolgt die exakte kreisförmige Translation des Zwischenstückes stets durch die früher beschriebene Kreuzverbindung.
Die Fig. 20 stellt zwei parallele Drehplatten 54 und 55 dar, deren Achsen um Y gegeneinander versetzt sind und deren Drehverbindung durch das Gleitstück mit dem Mittelpunkt 56 gewährleistet ist, wobei das Ganze eine Oldham'sche Verbindung bildet.
Sobald (Fig. 21) jeder der Teile 54 und 55 sich um einen Winkel ou gedreht hat, hat sich der Mittelpunkt 56 des beweglichen Kreuzes selbst um 2 CI. gedreht, u. zw. auf einem Kreisbogen mit dem Durchmesser Y = 2 X.
Die Form des Antriebes der Abtriebswellen gemäss den Fig. 22 und 23 ist identisch mit der in bezug auf Fig. 14 beschriebenen. Das Zwischenstück 12 wird durch das bewegliche Kreuzstück 56 angetrieben, welches das zentrale Gleitstück einer Oldham'schen Verbindung ist, deren untere Welle 55 mit dem Mittelpunkt T in der Bohrung 57 umläuft, während die obere Welle 54 mit dem Mittelpunkt S in der Bohrung 58 umläuft. Der Wert TS ist gleich Y = 2 X. Die beiden Wellen 54 und 55 besitzen je einen Zahnkranz, wobei diese beiden Zahnkränze mit dem Zahnrad 59 in Eingriff stehen, das auf der Antriebswelle 60 sitzt, deren Achse durch U geht (Fig. 23).
Jede Fläche des Teiles 56 (Fig. 23) besitzt zwei hochstehende Führungsstücke 61, die auf ein und demselben Durchmesser liegen und wobei die Elemente auf der einen Fläche rechtwinklig zu denen auf der andern Fläche liegen. Fiese Führungselemente gleiten in den entsprechenden Nuten der Platten 54 und 55. In 26 sieht man die Kreuzverbindung, deren Nuten 25 und 28 die Elemente 24 und 27 aufneh- men.
Diese Konstruktion weist die Besonderheit auf, dass das Zwischenstück 12 ohne Zuhilfenahme eines Exzenters in kreisförmige Translation versetzt wird. Man kann somit ein Drehmoment bei einem sehr
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niedrigen Wert von X entwickeln, ohne Gefahr zu laufen, dass ein Verklemmen eintritt. Wenn die Teile 54 und 55 eine Umdrehung vollbracht haben, hat der Mittelpunkt des beweglichen Kreuzstückes 56 zweimal den Kreisbogen mit dem Durchmesser TS beschrieben und das Zwischenstück 12 zwei Abläufe kreisförmiger Translation vollbracht.
PATENTANSPRÜCHE : 1. Dichte Vorrichtung zur Kraftübertragung zwischen einer Antriebs- und Abtriebswelle, bestehend aus einem Antriebselement, welches durch die Antriebswelle in Umlaufbewegung um eine gegenüber dem
Gehäuse feststehende Achse versetzt wird, ferner einem Übertragungselement, welches mit dem Antriebs- element durch einen gegenüber der feststehenden Achse exzentrischen Zapfen verbunden ist und welches eine kreisförmige Translation ausführt, um die Drehung der Antriebswelle auf die Abtriebswelle zu übertragen, und schliesslich einem undurchlässigen Balg, der mit seinem einen Ende an das Gehäuse und mit dem andern Ende an das Übertragungselement angeschlossen ist, um die Räume der beiden Wellen abzu- schliessen, dadurch gekennzeichnet, dass ausserdem mindestens ein Zwischenstück zur Synchronisation (A', B'bzw.
26) vorgesehen ist, welches beweglich gegenüber dem Gehäuse und dem Übertragungs- element ist und welches mit diesen entsprechend durch zwei Führungen verbunden ist, deren jede eine
Dreh- oder Schiebe-Führung ist.
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Sealed device for power transmission between a drive and
Output shaft
The present invention relates to a sealed device for power transmission between a
Drive and output shaft, consisting of a drive element, which is set in revolving motion by the drive shaft around an axis that is fixed with respect to the housing, and a transmission element that is eccentric with the drive element by an axis opposite the fixed axis. see pin is connected and which performs a circular translation to transmit the rotation of the drive shaft to the output shaft and finally an impermeable bellows, which is connected with one end to the housing and the other end to the transmission element, around the Complete the spaces of the two waves.
In the following, the term “shaft” is to be understood as meaning all rotating parts, regardless of their shape and function.
The invention consists in that in the case of a sealed device for power transmission of the type described at the outset, at least one intermediate piece is also provided for synchronization, which is movable with respect to the housing and the transmission element and which is correspondingly connected to them by two guides each is a rotating or sliding guide.
In the device according to the invention, the transmission element is exactly circular
Translation held, a particularly good mechanical transmission effect is achieved and the
The bellows is also protected against all tensile loads and has unlimited durability.
Compared to the previously known systems of tight, rotating connections. By means of which significant torques can be transmitted, the present invention thus offers such connections which are simple and robust in their construction and ensure a long service life.
Depending on the design, the drive shaft and the output shaft can run coaxially or non-coaxially, they can have the same or opposite direction of rotation, their speeds can be the same or more or less unequal.
The system can be reversed, i.e. H. the drive shaft can become the output shaft and vice versa.
The sealing element can either be built as a one-piece cylinder or as a single or multiple membrane in a suitable design; it can be made of metal or any other suitable
Material.
Various embodiments of the invention are explained below with reference to the figures of the drawing, which are only to be evaluated as examples. There are shown: FIG. 1 schematically the rotation of a gearwheel by circular translation of a gearwheel with external teeth in engagement with it; Fig. 2 is an analogous scheme of the drive of a gear, but the drive by circular trans-
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nes intermediate piece through the synchronized rotation of two elements with the same eccentricity in relation to the drive and the same direction of rotation; 4 shows a section through the sealed transmission device according to the invention, which operates according to the scheme of FIG. 3, the section being taken through the line IV-IV of FIG. 5;
6 shows this device seen from above and with the cover removed; 6 shows a variant of the invention in which guide means are provided in order to control the circular translation of the intermediate piece: FIG. 7 schematically shows a practical structure of the guide means
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tel of Fig. 6; 8 shows a section through a sealed transmission device according to the invention which operates according to the schemes shown in FIGS. 6 and 7; 9, 10, 11, 12, 13 the device according to FIG. 8 disassembled into its individual parts in a perspective view; 14 shows a section through a further variant of the device according to the invention, for example usable in a molecular vacuum; 15 shows a section through a device in a schematic representation, which is intended for unlimited speeds;
16 shows the same diagram seen from above; 17 shows a section through a device in a schematic
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seen from above; 19 shows a section through a device designed according to the scheme of FIGS. 17 and 18; 20 and 21 a variant of the drive mechanism in two different positions; 22 shows a partial view in section of a sealed transmission device according to the invention, which operates according to the scheme of FIGS. 20 and 21, the section through FIG. 23 being taken along the line XXIII-XXIII; 23 shows the device of FIG. 22 seen from above, with the cover removed.
In Fig. 1, a joint parallelogram ABCD is shown, the points BD are fixed. Points C and D are the centers of two wheels that mesh with one another. The side AC is connected to the wheel with the center point C. As soon as the AB side rotates around the point B, the AC side moves parallel to itself and makes the wheel with the center C perform a circular translation without rotating about C, but with the gear with the center D is driven. In this construction the sides AB and CD are each equal to the sum of the radii of the two wheels, i.e. H. so R + r.
In Fig. 2, the planetary arrangement with circular translation is applied to a gear with internal teeth with the center C and the radius R, which drives a gear with the center: D and the radius r. As in FIG. 1, points B and D are fixed. The drive wheel is cut out of part 1, which is connected to fixed point B by a side AB. The opposite sides AB and CD are parallel to one another and are of equal length, i. H. X = R-r. The side BA forms a drive part for the transmission part, whereas the side DC forms a synchronization part which is mounted on the housing at D and on the transmission part 1 at C.
As in FIG. 1, the side AC shifts parallel to itself as soon as AB is given a rotational movement about B, whereby the drive wheel carries out a circular translation without its own rotation about its center point C, but with the drive of the gear wheel with the center point D. At this circle translation describes each point of part 1 a circle with the radius X = Rr.
FIG. 3 is analogous to FIG. 2, but part 1 is translated into a circle by the synchronized rotation of points A and A 'around fixed points B and B'. For this purpose, the points A and A 'can be connected with two identical gears 2 and 3 which mesh with a central gear 4 with the center point D. The part 1 forms an intermediate piece for the transmission of movement between the drive member 4 and the output member D. The movable end of the elastic member, which isolates the two media from one another, sits completely tight on the part 1.
The transmission between the drive element and the intermediate piece is formed by the middle drive gear 4 and the two gear wheels 2 and 3, which carry the synchronization pins A and A 'which are eccentric by a value R-r with respect to their fixed center points B'. The transmission between the intermediate piece and the output member can consist of a crank whose center point is D and whose pin is centered in C in a bore in the intermediate piece. As soon as the intermediate piece in this embodiment has completed a sequence which corresponds to a complete rotation of the gears 2 and 3, the crank with the center point D and the radius DC = X will also have performed a complete rotation in the same direction as the intermediate piece.
As in FIG. 2, the transmission to the output shaft can be formed by a gear with the center point D and a base radius r, which engages the internal teeth of the intermediate piece, these teeth having a base radius R and a center point C. As soon as the intermediate piece 1 has completed one revolution in this case, which corresponds to a complete rotation of the toothings 2 and 3, the internal toothing of the intermediate
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It can therefore be seen that this secondary transmission by means of an intermediate piece with internal toothing in circular translation and with a gear with a fixed center point D is favorable for reductions. This is because one can advantageously reduce the value X and choose the diameter of the gear wheel as desired.
For continuous revolutions at a higher speed, one can achieve a limited gear ratio with such a secondary transmission. For example, in order to achieve the ratio 1: 2,
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the eccentricity X must be twice as large as the radius of the gear. So it takes a long time
Bellows with a correspondingly large diameter, which, with this double transmission, take up only a single sequence of circular translation, while the gear wheel rotates two times.
In FIGS. 4 and 5, the structural design of a device is shown which operates according to the scheme of FIG. As an example, the primary transmission includes three elements offset by 1200 with the same drive eccentricity X.
The housing 5 of the rotary joint is firmly connected with the interposition of sealing rings with the outer surface of the space into which the secondary shaft 9 enters, which is guided through a sleeve 8 and is isolated from the external medium by the bellows 6. This bellows is once with the ring
7, which in turn is welded onto the sleeve 8 and, on the other hand, to the intermediate piece 12.
The output shaft 9 with the center point D carries at its end a gearwheel with the radius r, the toothing 10 of which is in engagement with the internal toothing 13 of the intermediate piece 12. The internal toothing 13 with the center point C has a radius R. The difference between the radii of the toothing
13 and 10 is equal to R-r = X.
The intermediate piece 12 has three bores 14 with the center A, which are offset by 1200 and in which the eccentrics 16 run on needle bearings 15, the upper part of which outside the bores
Form gears 17 with the center B. The eccentricity between A and B is equal to X.
The part 16-17 rotates on needle bearings 19 around the axis 18 with the center B.
The three gears 17, which are simultaneously drive and synchronization gears, mesh with the middle gear 20, the shaft 22 of which is coaxial with the output shaft 9 and which therefore passes through point D. As soon as the gear 20 is rotated by its shaft 22, it drives the gear wheels 17 and their eccentrics 16 in synchronism. This synchronous activity of the eccentric 16 granted the
Intermediate piece 12 an exact circular translation, i. H. i.e. free from any possible rotation around its own center C.
As a result of this circular translation, the output shaft 9 is set in rotation via the tooth system 13 which is in engagement with the tooth system 10. The bellows 6, which is firmly seated with its upper part on the intermediate piece 12, only absorbs a lateral displacement during the rotation, which is free of any tendency to torsion. In this construction, the drive shaft 22 and the output shaft 9 run coaxially, they rotate in the same direction and can have the same or different speeds, depending on the gear ratio of the gears.
In order to be able to work at high speeds, dynamic compensation is required for the rotary connections, which is not shown in FIGS. 4 and 5. Likewise, the pressure cone bearings, which are intended to absorb the influences of the intermediate piece due to the pressure differences between the interior of the bellows in relation to the exterior, are not shown for the sake of clarity of the drawings.
In order to be able to carry out the assembly after welding the bellows onto the intermediate piece 12 and the ring 7 firmly seated on the sleeve 8, which must be done through the upper part of the housing 5, the part 23 of the housing 5 to which the sleeve 8 is screwed is , and the base of this sleeve correspondingly jagged, as can be seen from FIGS. 4 and 5. The gears 17 and 20 are preferably provided with helical teeth, it being important that the teeth are worked very precisely so that the play in the drive is kept as low as possible.
As emerged from FIG. 3, "the side AA 'is set in circular translation as soon as it shifts parallel to itself and each point of it describes an arc of a circle with the radius X. This result can be achieved by the synchronized action of the two cranks AB and A 'B' with radius X can be achieved.
As a variant (FIG. 6), one can set AA 'into circular translation by letting the crank A'B'fonflen the action and attaching a sliding piece 24 to the side AC, which is located in the groove 25 which is parallel to BB' , can move, this groove 25 is milled in a movable part 26 which can slide freely in the fixed guides 27, u. between a fixed direction, which is preferably chosen at right angles to BB '. Part 26 is used for synchronization.
Under the action of the single crank AB and the guidance of the slide 24 through the groove 25 and the displacements of the part 26 in its guides 27, a circular translation of the side AC is obtained as soon as the crank AB rotates about its center B.
In FIG. 7, a single element with a drive eccentricity X and the center point D is shown, which acts in the center point C of the part 12 which is to be set in circular translation. This part 12 has a slider 24 diametrically located in the groove 25 of the movable part 26
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moves, which can move according to 1I1 the fixed guides 27, with it in his
Groove 28 slides in a direction that is perpendicular to groove 2! 1 runs.
The rotation of the eccentric drive element with the radius CD = X around D, the one in the center
C of the intermediate piece 12 engages, gives this due to the guides of the movable part 26 an exact circular translational movement. The orientation of the intermediate piece 12 remains fixed and each point on the same describes the same circular arc with the radius X.
The movable part 26 of FIGS. 6 and 7 plays the role of a cross connection with radial slide rails, which works in the manner of an Oldham connection. The simplicity, robustness and safe working of such a construction are obvious.
In FIG. 8, such a structure from FIG. 7 is shown in terms of construction. In this case, the drive shaft 22 and the output shaft 9 are fixed to the via two crank pieces with the same eccentricity X
Intermediate piece 12 connected. The crank pins 11 are seated in corresponding bores 14 in this intermediate piece 12. The housing of this rotary connection is denoted by 5, and by 6 the bellows, which the
Output shaft 9 isolated from the external medium, and with 8 a guide sleeve. The various components of this rotary joint are shown in perspective in FIGS. 9, 10, 11, 12 and 13.
As FIG. 9 shows, the fixed cover 21 has the guide element 27 which engages in the corresponding groove 28 (FIG. 11) of the cross connection 26. At right angles to the groove 28, on the opposite side of the cross connection 26, the groove 25, in which the guide element 24 (FIG. 12) slides, which is seated on the intermediate piece 12, slides. The two bores 14, which receive the pins 11 of the drive shaft 22 (FIG. 10) and of the drive shaft 9 (FIG. 13), are made in this intermediate piece 12.
In the construction of FIGS. 8-13, the drive shaft and the output shaft are coaxial and rotate at the same speed and in the same direction. The number of revolutions of the circular translational displacements of the part 12 to which the bellows 6 is firmly connected is equal to
Speed of the input and output shaft.
In FIG. 14, an embodiment of a sealed rotary joint according to the invention is shown by way of example, which can be used for systems with a molecular vacuum.
The housing 5 is screwed to the lower part of the guide sleeve 8 by screws 30, a sealing ring 29 being fitted. This. The lower part of the sleeve 8 is in turn screwed by the screws 31 to the outer surface of the apparatus 33, in the interior of which the shaft 36 is to be set in rotation, with absolute tightness between the fluid surrounding this shaft and the external medium must be maintained. Two sealing rings 34 and 35 are fitted between the part 8 and the outer surface of the apparatus 33. The shaft 36 is firmly connected to the shaft of the output shaft 9 by means of a spline tooth 37. At the end of this shaft 9 there is a gear with the center point D and the radius r, the toothing 10 of which engages in the internal toothing 13 with the radius R and the center C of the intermediate piece 12.
The difference between the two radii of the teeth 13 and 16 is equal to R-r = X. The bellows 6, which can be made of stainless steel, for example, is welded to the ring 7, which in turn is welded to the sleeve 8, and to the lower part of the intermediate piece 12, an intermediate ring 38 making the connection. In this way, the shafts 9 and 36 are completely isolated from the external medium by the bellows 6. The intermediate piece 12 is set in an exact circular translation by the combined activity of the eccentric drive element 11 and the cross connection 26 with radial slide rails.
In this industrial design, the eccentric drive element 11 consists of a peripheral eccentric whose outer edge, which rotates in the housing 5 and which is centered on the axis D, while the inner bore, which receives the intermediate piece 12, is in turn centered on the axis C. It can be seen from the figure that the drive of the intermediate piece 12 through the part 11 takes place via ball bearings 39, which can absorb the reactions to the part 12 due to the pressure differences inside the bellows 6 compared to the external medium. The part 11 has a worm toothing on the outside, in which the drive worm 40 engages. As in the previous figures, the guide element of the fixed cover 21 is designated here with 27 and the guide element of the intermediate piece 12 with 24.
These guide elements engage in the recesses 28 and 25, which are milled into the cross connection 26 at right angles to one another on both sides of the latter.
Because the drive worm 40 is set in rotation, the part 11 is driven which, via the cross connection 26, gives the intermediate piece 12 a circular translation which, by rolling the teeth 10 and 13 on one another, causes the two shafts 9 and 36 to rotate, while the bellows 6, which isolates these waves, only needs to absorb a slight inclination without the torque to be transmitted causing it to rotate itself.
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As can be seen, the driven part 11 and the synchronization part 26 are isolated from the external medium of the bellows by sealing rings 41 and 42. This arrangement allows lubrication without the lubricant coming into contact with the outer wall of the bellows, the tightness of which can be checked by the plug 43 in the housing 5.
Due to the large reduction between the drive worm 40 and the shafts 9 and 36, this construction is particularly suitable for the transmission of high torques at low speeds.
For the transmission of very high torques, the guide in the cross connection 26 can take place via sliding needles.
With the connections of FIGS. 4, 8 and 14, the drive member can perform a rotation which is as great as one would like it to be, and can for example rotate as often as one wishes, the device having a very high resistance to it the fatigue of the sealing element offers. In the case of certain applications in the industry under consideration, on the other hand, the case may arise that the output member only needs to perform a limited part of a revolution.
This applies, for example, to certain valves, the sealing element of which, such as a flap or the like, is intended to perform only a slight rotation when actuated by means of a screwed-on output element
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benen devices are primarily intended for use in working conditions that are less difficult as long as the rotation of the rotating output member continues. FIGS. 17, 18 and 19 show an advantageous arrangement which can be used when the rotations of the output shaft in the manner of a crank mechanism are less than a quarter turn or equal to this value.
19 also shows a variant which can be used with limited or unlimited rotations and consists of two adjacent housings, the rotary drive member comprising part of the intermediate piece, which in turn includes a crank of the rotary drive member.
From FIG. 15, which schematically shows the assembly of the bellows with unlimited rotations, it can be seen that the lower part of the bellows 6 in 7 is welded to the guide piece 8, which in turn is centered on the axis of the shafts 9 and 22. The upper part of the bellows 6 is welded in 38 to the intermediate piece, which is centered on the axis of the crank pins 11 mounted in the bores of the part 12. The upper part of the bellows 6, which is connected to the intermediate piece 12 in 38, is always (FIG. 6) offset by a value X with respect to the lower part 7.
During one complete revolution of the intermediate piece, the upper part of the bellows performs a circular translation which runs in the curve 44, which has its center at 0 and the radius of which is E - e + X, where e is the radius of the bellows.
17 and 18, the assembly of a bellows is shown when the rotation of the output member is limited to the angle MON, which was chosen here as an example with 90, d. H. cx 450.
In the position of the crank pins 11, in which they lie on the axis GH, it can be seen in FIG. 17 that the lower part 7 and the upper part 38 of the bellows 6 are centered on the center line of the coaxial shafts 9 and 22. The lower part 7 is welded to the guide part 8, which, as in FIG. 15, is always aligned with the axis 9-2 of the coaxial shafts. The upper part is welded to the intermediate piece 12 in 38.
As a particular advantage of this construction, the bellows is not subject to any constraints when the line GH, which bisects the working angle, goes through the crank pin at the same time. When the two crank pins 11 reach the line OM after a rotation by a = 430, then the center of the
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The upper part of the bellows moves from position 38 to position 38a. The value of this circular translation "P" depends on the angle of rotation and the eccentricity value X and is calculated from the following equation:
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For a = 45 P = 0.765 X a = 30 P = 0.517 X.
For rotations equal to or less than 1/4 turn, the construction according to Fig. 17 and 18 also have the additional advantage that the displacement of the upper part of the bellows is significantly smaller than the eccentricity X. In this way, one can turn a quarter turn for slides and another
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obtainable value of the displacement "P" a relatively significant eccentricity X and from this
Basically a very favorable structure for the transmission of the torques. This can be even more advantageous
Construction can be applied to gate valves if it is used here for setting or regulation.
In general, the valve flap performs a total angle of rotation of approximately
60, which results in a maximum displacement of the bellows of about half the eccentricity X.
In addition, all displacements of the valve flap in the area near the bisecting line of the total angle of rotation cause only a slight displacement "P" of the upper part of the bellows. For this
Field of application you can thus create tight rotary joints, the bellows of which a very long
Has lifetime.
FIG. 19 establishes a tight rotary connection which is constructed with the aid of the arrangements described above. The part 45 is centered with its outer edge in the stationary part 46 with respect to the axis of the shaft 9, this part running on the double ball bearing 47. This
Part 45 has a bore 48 which is eccentric about X and in which the part of the intermediate piece 12 in which the crank pin 11 engages rotates on a needle bearing 49. The two crank mechanisms 48 and 11, which are formed in this way, consequently penetrate one another instead of being opposite one another, which gives the advantage of shifting the forces into the plane of the cross connection 26. This has radial sliding grooves, as already described. The parts 24 are the guide elements of the part 12 that slide in one of the grooves of the part 26.
The other right-angled groove of the part 26, which is not visible in the drawing, receives the guide elements on the stationary
Part 46 sitting.
The bellows is welded with its lower part to the part 7, which receives the guide sleeve 8, which is always in the axis of the shaft 9. With its upper part, the bellows is welded in 38 to the collar of the intermediate piece 12, which is centered on the axis of the shaft 9 in the position shown in FIG. Part 45 is set in rotation by drum 50, the axis of rotation of which coincides with that of shaft 9 and with the outer surface of rotation of part 45. The drum 50 has an adjustable lever 51, the pin 52 of which can be coupled directly to the actuating rod of a pneumatic servo motor. The ball bearings 47 and 53 absorb the axial shocks that can occur inside and outside of the bellows due to the various pressures.
In the constructions described above, which have a single eccentric drive element, the conventional eccentrics were used in various forms, such as crank drives with opposing pins, peripheral eccentrics, eccentrics with a casing which encompassed one another with the interposition of the intermediate piece. Any other arrangement can also be used as the eccentric drive element (FIGS. 22, 23), u. between, for example, the central slider of an Oldham connection, the two pivot pins of which are offset by Y = 2, are driven by the same primary shaft. In this case, the exact circular translation of the intermediate piece always takes place through the cross connection described earlier.
20 shows two parallel rotary plates 54 and 55, the axes of which are offset from one another by Y and the rotary connection of which is ensured by the slider with the center point 56, the whole forming an Oldham connection.
As soon as (Fig. 21) each of the parts 54 and 55 has rotated through an angle ou, the center point 56 of the movable cross has itself turned by 2 CI. rotated, u. between an arc of a circle with a diameter of Y = 2 X.
The form of the drive of the output shafts according to FIGS. 22 and 23 is identical to that described with reference to FIG. The intermediate piece 12 is driven by the movable cross piece 56, which is the central slider of an Oldham's connection, the lower shaft 55 of which rotates with the center T in the bore 57, while the upper shaft 54 rotates with the center S in the bore 58 . The value TS is equal to Y = 2 X. The two shafts 54 and 55 each have a toothed ring, whereby these two toothed rings are in mesh with the gearwheel 59, which sits on the drive shaft 60, the axis of which goes through U (Fig. 23) .
Each face of the part 56 (Fig. 23) has two upstanding guide pieces 61 which lie on the same diameter and the elements on one face being perpendicular to those on the other face. These guide elements slide in the corresponding grooves of the plates 54 and 55. In FIG. 26 the cross connection can be seen, the grooves 25 and 28 of which receive the elements 24 and 27.
This construction has the special feature that the intermediate piece 12 is set into circular translation without the aid of an eccentric. One can thus achieve a torque at a very high level
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Develop a low value of X without running the risk of jamming. When the parts 54 and 55 have completed one revolution, the center point of the movable cross piece 56 has described twice the circular arc with the diameter TS and the intermediate piece 12 has completed two circular translation processes.
PATENT CLAIMS: 1. Sealed device for power transmission between a drive and output shaft, consisting of a drive element that rotates through the drive shaft by a relative to the
Housing fixed axis is offset, furthermore a transmission element which is connected to the drive element by an eccentric pin with respect to the fixed axis and which performs a circular translation in order to transmit the rotation of the drive shaft to the output shaft, and finally an impermeable bellows, which is connected with its one end to the housing and with the other end to the transmission element in order to close off the spaces of the two shafts, characterized in that, in addition, at least one intermediate piece for synchronization (A ', B'bzw.
26) is provided, which is movable with respect to the housing and the transmission element and which is correspondingly connected to them by two guides, each of which is one
Rotary or sliding guide is.