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Die Erfindung betrifft eine Gelenkwellenanordnung zum Antrieb einer Exzenterschneckenpumpe durch die Zapfwelle eines Traktors, mit einer ersten, der Zapfwelle nachgeschalteten und einer zweiten, der Pumpe vorgeschalteten Gelenkwelle.
Gelenkwellenanordnungen dieser Art werden üblicherweise bei landwirtschaftlichen Pumptankwagen vorgesehen, wobei meist die Exzenterschneckenpumpe an der Unterseite eines fahrbaren Fasses angebracht ist und die zweite Gelenkwelle in einem der Pumpe vorgeschalteten Sauggehäuse oder direkt im Fass. Zwischen beiden Gelenkwellen befindet sich dabei eine gesonderte Antriebswelle, die ein eigenes Lagergehäuse mit zwei Lagern erfordert.
Nach einem bekannten Vorschlag ist an der Exzenterschnecke bzw. dem Pumpenrotor fest eine Verlängerungswelle angebracht, deren freies Ende unmittelbar mit dem Pumpenantrieb verbunden werden soll.
Das Ende dieser Welle, das dabei zur Exzenter-Achse schräg gestellt ist, führt zudem die gleiche Kreisbewegung wie die Exzenterschnecke aus. Das schrägstehende Wellenende legt sich demnach entlang dem Mantel einer Kegelfläche, deren Spitze nahe der Pumpe liegt. Es ist daher nicht einmal möglich, eine nur mit zwei Gelenkkupplungen versehene erste Gelenkwelle direkt anzuschliessen.
Eine radiale Lagerung und Führung der Welle bis zum Anschlussende hin ist kaum möglich und eine Abdichtung gegenüber der Pumpenflüssigkeit nahezu ausgeschlossen.
Nach einem andern bekannten Vorschlag, bei welchem die Pumpe am hinteren Fassende angebracht ist, hat man eine mit der Exzenterschnecke fest verbundene Welle durch den Innenraum des Fasses hindurch bis zu dessen vorderer Stirnwand geführt und dort starr gelagert, wobei die am einen Ende auftretende Exzenter-Drehbewegung durch elastische Verformung der Welle aufgenommen werden soll. Der Radius der Exzenter-Bewegung ist jedoch zu gross, um bei den gegebenen Fasslängen die an der Welle auftretenden Biege-Torsionsspannungen und die Kantenpressung im Lager in vernünftigen Grenzen zu halten.
Bei einer dritten bekannten Ausführung wird ebenfalls eine fest mit der Exzenterschnecke verbundene Welle verwendet und die Exzenterbewegungen sollen durch eine schwenkeinstellbare Lagerung der Welle und des gesamten Stators ausgeglichen werden. Die dabei auftretenden Massenkräfte sind jedoch praktisch nicht zu beherrschen. Zudem werden dabei Welle und Stator ständig erheblichen Biegewechselschwingungen unterworfen, so dass baldige Werkstoffermüdung eintritt. Keine der drei vorerwähnten Ausführungen hat daher praktische Bedeutung erlangt, d. h. man hat der Pumpe stets eine gesonderte Gelenkwelle mit zwei Gelenkkupplungen vorgeschaltet, die durch eine gesonderte Antriebswelle gelagert werden musste, um den Antrieb von der Zapfwelle des Traktors zu ermöglichen, der wieder über eine andere, die erste Gelenkwelle, erfolgen muss.
Aufgabe der Erfindung ist es, die vorerwähnte Gelenkwellenanordnung zu vereinfachen, ohne dass jedoch Überbeanspruchungen einzelner Teile auftreten, sich Lagerprobleme ergeben, oder die Abdichtung zum Pumpengehäuse gefährdet wird. Zu diesem Zweck wird erfindungsgemäss die zweite Gelenkwelle nur pumpenseitig durch eine Gelenkkupplung angeschlossen, antriebsseitig jedoch durch ein gehäusefest angeordnetes Schwenk-Einstellager hindurchgeführt und ihr vorstehender Wellenzapfen unmittelbar mit der ersten Gelenkwelle gekuppelt.
Hier können keinerlei Zwangskräfte auftreten ; trotzdem ist es möglich, die beiden Gelenkwellen direkt zu kuppeln, also eine gesonderte Antriebswelle mit Lagergehäuse einzusparen. Die Länge des Wellenzapfens ist naturgemäss um ein Vielfaches kleiner als der Abstand zwischen Gelenkkupplung und Einstellager. Um so viel kleiner wird damit auch die am freien Zapfenende auftretende Exzenter-Bewegung, und diese ist wieder mehrfach kleiner als die Winkelbewegung, die beim üblichen Fahrbetrieb durch die erste Gelenkwelle zwischen den Lagerungen am Zugfahrzeug und am Pumpentankwagen ohnehin überwunden werden muss. Ausser der Kupplung bereitet auch die Lagerung keine Schwierigkeiten, da Schwenkeinstellager verfügbar sind, die wesentlich grössere Schwenkwinkel ausgleichen können.
Bei den üblichen Abmessungen von Exzenter-Radius und Gelenkwellen-Länge erstreckt sich die Schwenkbewegung nur über wenige Winkelgrade. Auch die Abdichtung ergibt hier keine Probleme, da die verfügbaren Dichtungen meist ohne Beeinträchtigung der Abdichtungsfunktion sich während des Betriebes selbsttätig in solchen Winkeln einstellen und die Radialbewegung durch dichte Anordnung am Einstellager vernachlässigbar klein wird.
Weitere Merkmale und Vorteile der Erfindung ergeben sich aus der folgenden Beschreibung an Hand der Zeichnungen. Es zeigen Fig. 1 in schematischer Darstellung die übliche Gelenkwellenanordnung zum Antrieb einer an der Unterseite eines Pumptankwagens angebauten Exzenterschneckenpumpe von der Zapfwelle eines Zugfahrzeuges, Fig. 2 eine der Fig. 1 entsprechende erfindungsgemässe Ausführung, die Fig. 3 und 4 Ausführungen mit durch den Bodenraum des Fasses geführter Gelenkwelle, Fig. 5 in vergrössertem Massstab einen Längsschnitt durch eine weitere Ausführung mit am Boden des Fasses angeordneter Saugrinne und Fig. 6 einen Längsschnitt durch ein bevorzugtes Schwenkeinstellager.
In den Zeichnungen ist mit--l--ein Traktor als Zugfahrzeug und mit--2--das auf einem Fahrwerksatz--3--aufliegende Fass eines Pumptankwagens bezeichnet, an dessen Unterseite eine Exzenterschneckenpumpe--4--befestigt ist, die auslassseitig über ein Druckrohr --5-- und einen an der Rückseite des Fasses angebrachten Auslass-Steuerschieber verbunden ist. Vor der Pumpe ist ein Gelenkwellengehäuse--6--angeordnet, über dem sich ein einlassseitiger Steuerschieber--7--befindet. Vor
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diesem ist ein Lagergehäuse --8-- angebracht, das in zwei Lagern --9, 10-- eine Antriebswelle --11-- trägt. Die Antriebswelle kann grundsätzlich in beliebiger Weise mit einem Motor oder anderem Antriebsaggregat verbunden werden.
Beim Pumtankwagen ist sie über eine längseinstellbare erste Gelenkwelle--12--mittels zwei Gelenkkupplungen--29, 30--mit der Zapfwelle--13--des Traktors gekuppelt.
Antriebsseitig steht die Antriebswelle über die zweite Gelenkwelle--14--mit zwei Gelenkkupplungen --15, 16--mit der Exzenter-Schnecke --17-- in Verbindung.
Bei der erfindungsgemässen Ausführung nach Fig. 2 sind weggefallen : Lagergehäuse--8--, Antriebswelle
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das Einstellager hindurchgeführt, so dass der Wellenzapfen --20-- direkt mit der ersten Gelenkwelle--12-gekuppelt werden kann. Ausserhalb des Einstellagers ist mittels eines Balges--21--od. dgl. eine Flüssigkeitsdichtung--22--auf der Welle--19--gehalten. Der Abstand--a--der Dichtung vom Lager soll dabei weniger als 5% des Abstandes --d-- der Gelenkkupplung --16-- vom Einstellager betragen. Nimmt man einen Exzenter-Radius von 2 cm an, so verbleibt dann an der Dichtung eine Radialbewegung von weniger als 1 mm aus der Mittellage, was von dem Balg --21-- oder andern geeigneten einstellbaren Haltern
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beherrscht werden kann.
Nach Fig. 3 ist die Pumpe --4-- innerhalb des Fasses --2'-- an dessen hinterem Ende angebracht und mit dem druckseitigen Schieber--23--fest verbunden. Das Einstellager--18--ist dabei direkt in der
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Rührorganen od. dgl.-25-besetzt.
Die Gelenkwelle --19'-- dürfte hier in der Regel dreimal länger sein als die Welle--19--. Im gleichen Verhältnis mindert sich auch bei unverändertem Exzenter-Radius der Einstellwinkel der Welle und damit die Radialbewegung an der Dichtung--22--und am freien Ende des Wellenzapfens--20--. Diese Einstellbewegungen sind so klein, dass die Dichtung--22--direkt an einen starren Halter--21'-- angebracht werden und die Einstellbewegungen selbst aufnehmen kann.
Nach Fig. 4 ist die Pumpe--4--unterhalb des Tankbodens angebracht und steht stirnseitig durch eine Öffnung --26-- mit einer am Boden des Fasses angeformten, keilförmig geneigten Sammelrinne --27-- in Verbindung. Die Gelenkwelle --19'-- ist hier mit einer Rührschnecke--28--besetzt und schräg nach oben zu dem unter entsprechender Neigung eingebauten Einstellager--18--mit Kappe--21'--und Dichtung --22-- geführt. Die Änderungen bzw. Einstellbewegungen der zweiten Gelenkwelle sind hiebei die gleichen wie nach Fig. 3, nur dass die beiden Gelenkwellen eine vorgegebene Neigung zueinander haben, die jedoch ohne weiteres durch die Gelenkkupplungen--28, 29--der ersten Gelenkwelle --12-- ausgeglichen werden kann.
Gemäss Fig. 5 ist am Boden des Fasses --2"'-- in abgewandelter Form eine an allen Stellen etwa gleich tiefe Sammelrinne--27'--angeformt. Die Welle --19'-- ist mit ihrem freien Ende durch ein Einstell-Kugellager --18'-- in einer Ringplatte--31--gelagert, die über einen Zwischenring--32--mit einem Ring--33--verschraubt ist, der an der Stirnwand --24'-- des Fasses angeschweisst ist. Die Dichtung --22-- ist dabei direkt in einer Öffnung --34-- der Stirnwand angebracht.
Der hier eingetragene Abstand --a-- erreicht dabei weniger als 2% der verkürzt wiedergegebenen Länge--b--. Bei einem Exzenter-Radius r = 2 cm würde sich der Radius der Exzenter-Bewegung an der Dichtung in der Grössenordnung von 0, 2 bis 0, 4 mm halten, und bei einem Abstand--c--des Endes des Wellenzapfens--20--vom Einstellager würde der Radius der Exzenterbewegung im Bereich 1 mm bis 1, 5 mm liegen.
Gegenüber den bekannten Vorschlägen zur Vereinfachung des Antriebes von Exzenter-Schneckenpumpen wird hier weder ein Lager überbeansprucht, noch bereitet die Dichtung Schwierigkeiten. Soweit die im Dichtungsbereich auftretende Radialbewegung überhaupt von Bedeutung ist, kann die Dichtung selbst flexibel sein oder aber einstellbar gehalten werden.
Nach Fig. 6 sind am stirnseitigen Ringflansch--35--des Gelenkwellengehäuses--6--einer ezenterschneckenpumpe mittels ihrer Flansche--36, 37--zwei äussere gehäusefeste Halbkugel-Ringschalen --38, 39--eingespannt. In diesen Ringschalen sind an einer gemeinsamen Kugelfläche--40-- schwenkeinstellbar zwei innere Halbkugel-Ringschalen--41, 42-- angeordnet, die ein auf der zweiten Gelenkwelle--19--angebrachtes Kugellager--47--zentrierend und beidseitig abdichtend umgreifen, indem dazwischen als Dichtungs- und Spannmittel ein Dichtring aus federnd elastischem Material, insbesondere ein
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sein. Auch die inneren Ringschalen-41, 42--sind hier aus Grauguss gefertigt, da sich auf diese Weise ein ausgezeichneter Abdichtungseffekt ergeben hat.
Dieser Effekt dürfte allerdings noch besser sein, wenn man für diese Ringschalen einen gleitfähigen elastischem Kunststoff wie Polyamid verwendet, der zudem noch schwingungsdämpfend wirkt. Durch den O-Ring --43-- werden die Schalen an der gemeinsamen Kugelfläche
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federnd gegeneinander in Richtung der Wellenachse verspannt. Bei jeder Schwenkeinstellbewegung zwischen Ringschalen beim Pumpenbetrieb wird daher die Kugelfläche der Ringschalen ständig nachgeschliffen. Der Abdichtweg in Meridianrichtung entspricht etwa 60% des Kugeldurchmessers. Durch diese Spannkraft sind die Dichtkräfte hinreichend, so dass im Prinzip auf Dichtungsringe verzichtet werden kann. Zur weiteren Sicherung ist am Aussenende zwischen den Ringschalen-38 und 41-noch ein Dichtring --44-- mit kugelförmiger Aussenfläche angebracht.
Ferner sind im mittleren Kugelflächenbereich der inneren Ringschalen Umfangsnuten - -55-- eingeformt, in welchen O-Ringe-56-sitzen. Auch wenn die Kugelfläche-40-an den äusseren Ringschalen--38, 39--nicht sehr fein geschliffen ist oder die Geometrie der beiden aneinanderliegenden Kugelflächen nicht vollständig übereinstimmt, so wird doch der Abdichtungseffekt mit der Betriebsdauer immer weiter gesteigert. Es hat sich gezeigt, dass ein erfindungsgemässes Schwenkeinstellager --18-- ein um 15 bis 20% grösseres Vakuum als herkömmliche Stopfbuchsenabdichtungen zwischen zentrischen Wellen- und Gehäuseteilen ermöglicht.
Mit ihren Zylinderflächen --45-- sitzen die Ringschalen--41, 42--zentrisch auf dem Aussenring --46-- eines allgemein mit --47-- bezeichneten Wälzlagers, insbesondere eines Kugellagers. Der Aussenring hat seitlichen Spiel, so dass sich das Lager in Wellenlängsrichtung in begrenztem Ausmass einstellen kann.
Zwischen dem Aussenring --46-- und dem auf der zweiten Gelenkwelle --19-- durch einen Sprengring - axial festgelegten Innenring --48-- sind in bekannter Weise Dichtringe oder Dichtungsscheiben
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-49-- angebracht.--42-- durch zwei hintereinander geschaltete Dichtungsringe--52, 53--abgedichtet. Wellenseitig ist somit das Kugellager --47-- gegenüber dem Gelenkwellengehäuse--6--durch zwei hintereinander geschaltete Dichtungen-49, 52, 53-und gegenüber der Atmosphäre auf dem an die erste Gelenkwelle anzukuppelnden Wellenzapfen --20-- durch zwei Dichtungen-49 und 51-abgeschirmt.
Zwar dienen die Dichtungselemente-49 und 51-in erster Linie zum Schutz der Wälzkörper, sie tragen aber auch zur Abdichtung des Gelenkwellengehäuses--6--gegenüber der Atmosphäre bei, zumal der Innenring--48-auf
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Normalbetrieb stets unter Unterdruck steht, ist die Gefahr sehr gering, dass der massiv ausgebildete Ring --53-- während des Betriebes wesentlich beschädigt werden kann. Entlang der Welle kann daher nahezu absolute Abdichtung angenommen werden. Da schon nach kurzer Anlaufzeit eine Verbesserung des Vakuums um mehr als 15% gegenüber Stopfbuchsenabdichtungen erzielt werden konnte und mit einer Steigerung des Abdichtungseffektes an der Kugelfläche zwar mit längerer Betriebsdauer zu rechnen ist, lässt sich aussergewöhnliche Abdichtungswirkung erreichen.
Die Abdichtung entlang der Kugelfläche kann zudem hundertprozentig ausgeführt werden, wenn man an
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eingespannt ist. Wenn dabei die letzteren Schalen im Zwischenbereich entsprechend ausgeformt sind, damit sich die Membrane dort frei einstellen kann, so ist ihre Lebensdauer nahezu unbegrenzt.
Bei dieser Gelenkwellenanordnung wird erreicht, dass einmal der Einstellvorgang völlig ungehindert erfolgen kann und zum andern exakte Abdichtung gewährleistet ist.
PATENTANSPRÜCHE :
1. Gelenkwellenanordnung zum Antrieb einer Exzenterschneckenpumpe durch die Zapfwelle eines Traktors, mit einer ersten, der Zapfwelle nachgeschalteten und einer zweiten, der Pumpe vorgeschalteten
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eine Gelenkkupplung (16) angeschlossen, antriebsseitig jedoch durch ein gehäusefest angeordnetes Schwenk-Einstellager (18) hindurchgeführt und ihr vorstehender Wellenzapfen (20) unmittelbar mit der ersten Gelenkwelle (12) gekuppelt ist.
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The invention relates to a cardan shaft arrangement for driving an eccentric screw pump through the power take-off shaft of a tractor, with a first drive shaft connected downstream of the power take-off shaft and a second drive shaft connected upstream of the pump.
Cardan shaft arrangements of this type are usually provided in agricultural pump tank trucks, with the eccentric screw pump usually being attached to the underside of a mobile barrel and the second cardan shaft in a suction housing upstream of the pump or directly in the barrel Requires bearing housing with two bearings.
According to a known proposal, an extension shaft is fixedly attached to the eccentric screw or the pump rotor, the free end of which is to be connected directly to the pump drive.
The end of this shaft, which is inclined to the eccentric axis, also performs the same circular movement as the eccentric worm. The inclined end of the shaft is located along the jacket of a conical surface, the tip of which is close to the pump. It is therefore not even possible to directly connect a first cardan shaft provided with only two joint couplings.
A radial bearing and guidance of the shaft up to the connection end is hardly possible and a seal against the pump liquid is almost impossible.
According to another known proposal, in which the pump is attached to the rear end of the barrel, a shaft firmly connected to the eccentric screw has been guided through the interior of the barrel to its front end wall and is rigidly mounted there, with the eccentric which occurs at one end. Rotary movement is to be absorbed by elastic deformation of the shaft. However, the radius of the eccentric movement is too large to keep the bending torsional stresses occurring on the shaft and the edge pressure in the bearing within reasonable limits at the given barrel lengths.
In a third known embodiment, a shaft firmly connected to the eccentric worm is also used and the eccentric movements are to be compensated for by a pivot-adjustable mounting of the shaft and the entire stator. However, the inertia forces that occur are practically impossible to control. In addition, the shaft and stator are constantly subjected to considerable alternating bending vibrations, so that material fatigue soon occurs. None of the three above-mentioned explanations has therefore gained practical importance; H. The pump was always preceded by a separate cardan shaft with two joint couplings, which had to be supported by a separate drive shaft in order to enable the drive from the PTO shaft of the tractor, which in turn must take place via another, the first cardan shaft.
The object of the invention is to simplify the aforementioned cardan shaft arrangement without, however, overstressing individual parts occurring, without bearing problems arising, or without endangering the seal with the pump housing. For this purpose, according to the invention, the second cardan shaft is only connected on the pump side by a joint coupling, but on the drive side it is passed through a swivel adjustment bearing fixed to the housing and its protruding shaft journal is coupled directly to the first cardan shaft.
No coercive forces can occur here; Nevertheless, it is possible to couple the two cardan shafts directly, i.e. to save a separate drive shaft with bearing housing. The length of the shaft journal is naturally many times smaller than the distance between the joint coupling and the adjustment bearing. The eccentric movement that occurs at the free end of the pin is that much smaller, and this is again several times smaller than the angular movement that has to be overcome anyway during normal driving by the first cardan shaft between the bearings on the towing vehicle and the pump tanker. Apart from the coupling, the storage poses no difficulties either, since swivel adjustment bearings are available which can compensate for much larger swivel angles.
With the usual dimensions of the eccentric radius and length of the cardan shaft, the pivoting movement only extends over a few degrees. The sealing does not cause any problems here either, since the available seals usually adjust themselves automatically at such angles during operation without impairing the sealing function and the radial movement is negligibly small due to the tight arrangement on the adjustment bearing.
Further features and advantages of the invention emerge from the following description with reference to the drawings. 1 shows a schematic representation of the usual cardan shaft arrangement for driving an eccentric screw pump attached to the underside of a pump tank truck from the power take-off shaft of a towing vehicle, FIG. 2 shows an embodiment according to the invention corresponding to FIG. 1, FIGS the barrel guided articulated shaft, FIG. 5, on an enlarged scale, a longitudinal section through a further embodiment with a suction channel arranged on the bottom of the barrel, and FIG. 6 a longitudinal section through a preferred pivot adjustment bearing.
In the drawings, - l - denotes a tractor as a towing vehicle and - 2 - denotes the barrel of a pump tank truck resting on a chassis set - 3 - on the underside of which an eccentric screw pump - 4 - is attached, which on the outlet side via a pressure pipe --5-- and an outlet control slide attached to the rear of the drum. A cardan shaft housing - 6 - is arranged in front of the pump, above which there is a control slide valve - 7 - on the inlet side. In front
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A bearing housing --8-- is attached to this, which carries a drive shaft --11-- in two bearings --9, 10--. The drive shaft can in principle be connected to a motor or other drive unit in any way.
In the case of the pump tank truck, it is coupled to the PTO shaft - 13 - of the tractor via a longitudinally adjustable first articulated shaft - 12 - by means of two articulated couplings - 29, 30.
On the drive side, the drive shaft is connected via the second cardan shaft - 14 - with two articulated couplings --15, 16 - with the eccentric worm --17--.
In the embodiment according to the invention according to FIG. 2, the following are omitted: bearing housing - 8 -, drive shaft
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the adjustment bearing is passed through so that the shaft journal --20 - can be coupled directly to the first cardan shaft - 12. Outside the setting store is by means of a bellows - 21 - or. Like. A liquid seal - 22 - held on the shaft - 19 -. The distance - a - between the seal and the bearing should be less than 5% of the distance --d-- between the articulated coupling --16-- and the adjustment bearing. Assuming an eccentric radius of 2 cm, a radial movement of less than 1 mm from the central position remains on the seal, which is caused by the bellows --21-- or other suitable adjustable holders
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can be controlled.
According to Fig. 3, the pump --4 - is inside the barrel --2 '- attached to its rear end and firmly connected to the pressure-side slide - 23. The adjustment bearing - 18 - is directly in the
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Agitators or the like -25-occupied.
The cardan shaft --19 '- should be three times longer than the shaft - 19--. The setting angle of the shaft and thus the radial movement at the seal - 22 - and at the free end of the shaft journal - 20 - are reduced in the same ratio, even if the eccentric radius remains unchanged. These adjustment movements are so small that the seal - 22 - can be attached directly to a rigid holder - 21 '- and can absorb the adjustment movements itself.
According to Fig. 4, the pump - 4 - is attached below the bottom of the tank and is at the front through an opening --26-- with a wedge-shaped inclined collecting channel --27-- formed on the bottom of the barrel. The cardan shaft --19 '- is here fitted with a stirring screw - 28 - and inclined upwards to the adjusting bearing - 18 - with a cap - 21' - and seal --22-- installed at a corresponding incline guided. The changes or adjustment movements of the second cardan shaft are the same as in FIG. 3, only that the two cardan shafts have a predetermined inclination to one another, which, however, is easily influenced by the joint couplings - 28, 29 - of the first cardan shaft --12- - can be balanced.
According to FIG. 5, a collecting channel 27 ', approximately equally deep at all points, is formed on the bottom of the barrel - 2 "' - in a modified form. The free end of the shaft - 19 '- is through a Adjusting ball bearing --18 '- mounted in a ring plate - 31 - which is screwed via an intermediate ring - 32 - to a ring - 33 - which is attached to the end wall --24' - of the The seal --22-- is attached directly to an opening --34-- in the front wall.
The distance --a-- entered here reaches less than 2% of the shortened reproduced length - b--. With an eccentric radius r = 2 cm, the radius of the eccentric movement on the seal would be in the order of magnitude of 0.2 to 0.4 mm, and with a distance - c - the end of the shaft journal - 20 --From the setting bearing, the radius of the eccentric movement would be in the range of 1 mm to 1.5 mm.
Compared to the known proposals for simplifying the drive of eccentric screw pumps, neither a bearing is overstressed, nor does the seal cause difficulties. As far as the radial movement occurring in the sealing area is of any importance, the seal itself can be flexible or it can be kept adjustable.
According to Fig. 6, two outer hemispherical ring shells --38, 39 - fixed to the housing are clamped on the end face ring flange - 35 - of the cardan shaft housing - 6 - an eccentric screw pump by means of its flanges - 36, 37. In these ring shells, two inner hemispherical ring shells - 41, 42 - are arranged pivotably adjustable on a common spherical surface - 40 - which center a ball bearing - 47 - mounted on the second articulated shaft - 19 - and seal on both sides grip around by a sealing ring made of resilient elastic material, in particular a sealing ring between them, as a sealing and tensioning means
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be. The inner ring shells - 41, 42 - are also made of gray cast iron here, since this resulted in an excellent sealing effect.
However, this effect should be even better if you use a slidable elastic plastic such as polyamide for these ring shells, which also has a vibration-damping effect. The shells are attached to the common spherical surface through the O-ring --43--
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resiliently braced against each other in the direction of the shaft axis. With each swivel adjustment movement between ring shells during pump operation, the spherical surface of the ring shells is therefore constantly reground. The sealing path in the meridional direction corresponds to about 60% of the ball diameter. Due to this clamping force, the sealing forces are sufficient so that, in principle, sealing rings can be dispensed with. For further security, a sealing ring --44-- with a spherical outer surface is attached to the outer end between the ring shells -38 and 41-.
Furthermore, circumferential grooves - -55-- are formed in the central spherical surface area of the inner ring shells, in which O-rings -56-sit. Even if the spherical surface - 40 - on the outer ring shells - 38, 39 - is not ground very finely or the geometry of the two adjacent spherical surfaces does not completely match, the sealing effect increases with the operating time. It has been shown that a pivot adjustment bearing according to the invention enables a vacuum that is 15 to 20% greater than that of conventional gland seals between the central shaft and housing parts.
With their cylindrical surfaces --45-- the ring shells - 41, 42 - sit centrally on the outer ring --46-- of a roller bearing generally designated as --47--, in particular a ball bearing. The outer ring has lateral play so that the bearing can adjust to a limited extent in the longitudinal direction of the shaft.
Between the outer ring --46-- and the inner ring --48-- axially fixed on the second cardan shaft --19-- by a snap ring - there are sealing rings or sealing washers in a known manner
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-49-- attached .-- 42-- sealed by two sealing rings - 52, 53 - connected one behind the other. On the shaft side, the ball bearing --47 - is therefore opposite the cardan shaft housing - 6 - by two seals 49, 52, 53 connected one behind the other - and with respect to the atmosphere on the shaft journal to be coupled to the first cardan shaft --20 - by two seals -49 and 51-shielded.
The sealing elements - 49 and 51 - serve primarily to protect the rolling elements, but they also contribute to sealing the propeller shaft housing - 6 - from the atmosphere, especially since the inner ring - 48
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If normal operation is always under negative pressure, the risk is very small that the solid ring --53-- can be significantly damaged during operation. Almost absolute sealing can therefore be assumed along the shaft. Since an improvement in the vacuum of more than 15% compared to stuffing box seals could be achieved after a short start-up time and an increase in the sealing effect on the spherical surface with a longer service life can be expected, an extraordinary sealing effect can be achieved.
The sealing along the spherical surface can also be carried out one hundred percent if you click on
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is clamped. If the latter shells are shaped accordingly in the intermediate area so that the membrane can freely adjust there, then their service life is almost unlimited.
With this cardan shaft arrangement it is achieved that, on the one hand, the setting process can take place completely unhindered and, on the other hand, an exact seal is guaranteed.
PATENT CLAIMS:
1. Cardan shaft arrangement for driving an eccentric screw pump through the PTO shaft of a tractor, with a first, the PTO shaft connected downstream and a second, the pump upstream
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an articulated coupling (16) is connected, but on the drive side it is passed through a swivel adjustment bearing (18) fixed to the housing and its protruding shaft journal (20) is coupled directly to the first articulated shaft (12).
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