Drehbares Rohrverschraubungselernent, insbesondere für Hochdruckleitungen. Die Erfindung betrifft ein drehbares Rohrver- schraubungselement, das insbesondere für Hydraulik anlagen geeignet und in der Lage ist, schnelle Dreh- und Pendelbewegungen auch unter hohen Drücken und im Dauerbetrieb auszuführen.
Erfindungsgemäss besteht das drehbare Rohrver- schraubungselement aus einem Zuleitungsstück, wel ches mit Anschlussgewinde, einem Aussenbund mit Gewinde sowie einem durchgehend glatten Führungs zapfen versehen ist, und einem Ableitungsstück, das auf dem Führungszapfen auf seiner gesamten Länge drehbar angeordnet und durch eine auf den Aussen bund des Zuleitungsstückes fest und zentrisch auf geschraubte überwurfmutter mit diesem dicht zu sammengehalten ist,
wobei zwischen einem Innen bund der überwurfmutter und einem Aussenbund des drehbaren Ableitungsstückes ein Axialdruck-Wälz- lager eingebaut ist. Das Abdichten der miteinander drehenden Teile geschieht vorzugsweise in mindestens einer Dichtkammer des Ableitungsstückes, welche offen zum Aussenmantel des Führungszapfens ist. Diese Dichtkammer ist vorzugsweise im Ableitungs stück mit nach einwärts sich erweitender Seitenfläche an der druckabgewandten Seite angeordnet und nimmt einen im Querschnitt rechteckigen Dichtring auf.
Dabei entspricht der Innendurchmesser des Dichtringes im drucklosen Zustand dem Aussendurch messer des Führungszapfens.
Dieser Dichtring von rechteckförmigem Quer schnitt ist zweckmässig an seiner den Ringspalt zwi schen Führungszapfen und Aussenbund des drehbaren Ableitungsstückes abdichtenden Seite ausgehend von jeder der beiden Kopfflächen mindestens mit je einer Schmiernute versehen, welche nicht bis zur anderen Kopffläche durchgehen. Diese Schmiernuten bestehen vorzugsweise aus quer, insbesondere senkrecht zu den Kopfflächen des Dichtringes verlaufenden Aus- nehmungen, die um 180 zueinander versetzt ange ordnet sind.
Dadurch bildet sich ein ständig aufrecht erhaltener Schmierfilm aus dem in der Leitung unter Druck geforderten Medium, welcher die Laufeigen schaften des drehbaren Rohrverschraubungselements günstig beeinflusst.
Weitere Einzelheiten der Erfindung werden anha- hand der in der Zeichnung dargestellten Ausführungs beispiele erläutert. Es zeigen darin: Fig. 1 zur Hälfte in Ansicht und zur Hälfte im Längsschnitt ein drehbares Rohrverschraubungsele- ment im zusammengebauten, aber noch drucklosen Zustand mit einer Abdichtung, welche in den Fig.2 und 3 im Längsschnitt und vergrössert tierausgezeichnet ist,
Fig. 4 teilweise im Längsschnitt und teilweise in Ansicht die drehbare Rohrverschraubung, gemäss Fig. 1, jedoch mit .einer abgewandelten Abdichtung, welche in Fig. 5 im grösseren Massstab im Längsschnitt und in Fig. 6 als Ansicht der Abwicklung des inneren Durchmessers des in Fig. 5 im Schnitt dargestellten Dichtringes tierausgezeichnet ist,
Fig. 7 ebenfalls im Längsschnitt und im grösseren Massstab Einzelheiten des Axiald'ruck-Wälzlagers. Wie Fig. 1 und 4 zeigen, besteht die drehbare Rohrverbindung aus dem feststehenden Zuleitungs stück l., das mit dem Anschlussinnengewinde 2 dem anzuschliessenden Körper, z. B. einem Rohr, An schlussstutzen usw., aufgeschraubt ist. Das Zulei tungsstück ist bei 3 mit einem Aussenbund mit Aussengewinde versehen und läuft in den glatt durch gehenden Führungszapfen 4 aus.
Auf diese Füh rungszapfen 4 ist über die gesamte Länge drehbar gelagert das Ableitungsstück 5, das am äusseren Ende ein Anschlussgewinde 6 aufweist, mit dem es in eine beliebige, nicht dargestellte Anschlussleitung eingeschraubt ist. Am entgegengesetzt liegenden Stirnende des Ableitungsstückes 5 ist ein Aussen bund 7 vorgesehen.
Zwischen diesem Aussenbund 7 und dem Innen bund 8 der überwurfmutter 9, mit deren Hilfe nach dem Aufschrauben auf den Aussenbund 3 das Zu leitungsstück 1 und das Ableitungsstück 5 zusammen gehalten sind, ist ein Axialdruck-Kugellager vor gesehen. Dieses nimmt die unter der Einwirkung des Druckes des Leitungsmediums auftretenden Axial druckkräfte einwandfrei auf. Gleichzeitig wird der Führungszapfen 4 mit wachsendem Druck des Lei tungsmediums von Querkräften weitgehend entlastet, so dass ein leichter und sehr reibungsarmer Lauf bei allen Drehbewegungen erreicht ist.
Die überwurf- mutter 9 lässt sich am Zuleitungsstück 1 bis zum An schlag 10 aufschrauben, der somit zur Axialein- stellung des Axialdrucklagers sowie zum Zentrieren dient.
Das Axialdruck-Kugellager besteht, wie auch Fig. 7 zeigt, aus der Kugelreihe 11 und den beiden harten bzw. gehärteten Stahlblechscheiben 12, die vorzugsweise durch Prägen mit Kugellaufrillen 13 versehen sind, die ihrerseits rückseitig in Ausdeh nungen am Innenbund 7 einerseits und am Innen bund 8 der überwurfmutter 9 anderseits zur satten Anlage kommen.
Dadurch wird in einfacher Weise eine Selbst zentrierung der Kugeln einerseits und der Laufrillen anderseits in bezug auf deren Stützflächen erreicht.
Die Abdichtung des Leitungsmediums erfolgt mit Hilfe der Dichtkammer 14, die innerhalb des Au ssenbundes 7 am Ableitungsstück 5 offen zum Au ssenmantel des Führungszapfens 4 eingearbeitet ist. Die Dichtkammer ist im Ausführungsbeispiel nach Fig. 1-3 im Querschnitt im wesentlichen viereckig mit hinterschnittener druckabgewandter Seitenwand 15 ausgebildet.
Die Dichtkammer ist zur Aufnahme eines im Querschnitt rechteckigen Dichtringes 16 bestimmt, der, wie Fig. 1 und 2 der Zeichnung zei gen, im drucklosen Zustand mit seiner Innenfläche dem Aussenmantel des Führungszapfens 4 und mit seinem Aussenmantel der Rückwand der Dichtkam mer 14 anliegt. Unter der Einwirkung des Leitungs mediums verformt sich der Dichtring 16, wie Fig. 3 zeigt, in der Dichtkammer und schmiegt sich kolben artig dichtend an deren Rückwand, der Seitenwand 15 sowie dem Aussenmantel des Führungszapfens 4 an, so dass diese Verbindung stets dicht ist.
Dabei ist durch die hinterschnittene Seitenwand 15 eine Druck verteilung im Dichtring 16 erreicht, welche die Fläche 17 so weit entlastet, dass der dichte Sitz unter ge ringem Abrieb des Dichtringwerkstoffes gewährlei stet werden kann. Der Dichtring 16 ist bei 18 gering fügig abgeschrägt. Dadurch wird vermieden, dass unter dem Einfluss des Leitungsmediums Teile des Dichtringes in den Ringspalt 19 zwischen den Tei len 4 und 5 gelangen. Bei dem Ausführungsbeispiel der Fig. 4-6 ist in der Dichtkammer 14 eine andere Dichtringausbildung eingesetzt.
Dieser Dichtring 20 ist im Querschnitt rechteckig gehalten und weist, wie insbesondere Fig. 5 zeigt, ausgehend von der Kopffläche 21, der Zulaufseite für das schmierfilmbildende Medium, eine Schmiernut 22 und ausgehend von der entgegen gesetzten Kopffläche 23. eine weitere Schmiernut 24 auf. Diese Schmiernuten gehen nicht bis zur gegen überliegenden Kopffläche durch, sondern enden kurz davor. Sie sind um 180 versetzt angeordnet.
Die Wirkungsweise dieses Dichtringes ist wie folgt: Das in der Rohrverschraubung unter Druck geförderte Medium dringt durch den in Fig. 5 zum besseren Verständnis stark vergrössert dargestellten Ringspalt 26 zwischen den Teilen 4 und 5 ein und gelangt so in die Dichtkammer 14 und zum Dicht ring 20.
Es tritt dann in die Schmiernut 22 ein und bildet bei der Drehbewegung zwischen den Teilen 4 und 5 auf dem Aussenmantel des Teiles 4 einen Schmierfilm, der durch das ständig zur Schmiernut 22 zutretende Leitungsmedium ergänzt und somit auf rechterhalten wird. über diesen Schmierfilm hinweg streicht die von der anderen Kopffläche 23 des Dichtringes 20 ausgehende Schmiernut 24, nimmt geringe Mengen dieses Schmierfilms auf und verteilt diese auf den Rest des vom Dichtring überfassten Aussenmantels des Teiles 4. Damit erstreckt sich der von der Zulaufseite her durch das Leitungsmedium gebildete Schmierfilm über die gesamte Breite des Dichtringes 20.
Die Lebensdauer des Dichtringes wird so entscheidend verbessert und die Reibungs verluste sind wesentlich verringert.
In dem in Fig. 5 und 6 dargestellten Dichtring sind seine Relationen und Dimensionen stark ver grössert aufgezeigt. Diese Dichtringausbildung ist noch mit einer weiteren Verbesserung versehen. An der der Druck einwirkung abgekehrten Kopffläche 23 des Dicht ringes 20 ist die dem Ringspalt zugekehrte Rand kante in Form eines Viertelkreises 25 ausgekehlt. Dadurch wird verhindert, dass sich der Dichtring unter der Einwirkung des Druckes aus dem Leitungs medium in den Ringspalt 19 hinter der Dichtkammer 14 einquetscht, was zur vorzeitigen Zerstörung des Dichtringes führen kann.
Rotatable pipe screw connection element, especially for high pressure lines. The invention relates to a rotatable screwed pipe element which is particularly suitable for hydraulic systems and is able to carry out rapid rotary and pendulum movements even under high pressures and in continuous operation.
According to the invention, the rotatable tubular screw connection element consists of a feed piece, which is provided with a connecting thread, an outer collar with a thread and a continuously smooth guide pin, and a discharge piece, which is rotatably arranged on the guide pin over its entire length and is connected to the outer collar of the supply line piece is tightly and centrally held together with the screwed union nut,
an axial pressure roller bearing is installed between an inner collar of the union nut and an outer collar of the rotatable discharge piece. The parts rotating with one another are preferably sealed in at least one sealing chamber of the discharge piece which is open to the outer jacket of the guide pin. This sealing chamber is preferably arranged in the discharge piece with inwardly widening side surface on the side facing away from the pressure and accommodates a sealing ring with a rectangular cross section.
The inner diameter of the sealing ring in the depressurized state corresponds to the outer diameter of the guide pin.
This sealing ring of rectangular cross-section is useful on its the annular gap between rule guide pin and outer collar of the rotatable discharge piece sealing side starting from each of the two head surfaces at least provided with a lubrication groove, which do not go through to the other head surface. These lubrication grooves preferably consist of recesses which run transversely, in particular perpendicular to the head surfaces of the sealing ring and which are offset by 180 to one another.
As a result, a constantly maintained lubricating film is formed from the medium required in the line under pressure, which has a favorable effect on the running properties of the rotatable pipe screw connection element.
Further details of the invention are explained with the aid of the exemplary embodiments shown in the drawing. They show: FIG. 1, half in elevation and half in longitudinal section, a rotatable pipe screw connection element in the assembled, but still pressureless state with a seal, which is shown in longitudinal section and enlarged animal in FIGS.
Fig. 4 partly in longitudinal section and partly in view of the rotatable pipe screw connection according to Fig. 1, but with a modified seal, which is shown in Fig. 5 on a larger scale in longitudinal section and in Fig. 6 as a view of the development of the inner diameter of the in Fig. 5 is shown in section of the sealing ring animal marked,
7 shows details of the axial pressure roller bearing, also in longitudinal section and on a larger scale. As shown in FIGS. 1 and 4, the rotatable pipe connection consists of the fixed supply line piece l. Which is connected to the internal thread 2 of the body to be connected, for. B. a pipe, connection piece, etc., is screwed on. The supply piece is provided at 3 with an external collar with an external thread and runs out into the guide pin 4 running smoothly.
On this guide pin 4 is rotatably mounted over the entire length of the discharge piece 5, which has a connection thread 6 at the outer end, with which it is screwed into any connection line, not shown. At the opposite end of the discharge piece 5, an outer collar 7 is provided.
Between this outer collar 7 and the inner collar 8 of the union nut 9, with the help of which, after screwing onto the outer collar 3, the line piece 1 and the discharge piece 5 are held together, an axial pressure ball bearing is seen before. This perfectly absorbs the axial compressive forces occurring under the action of the pressure of the line medium. At the same time, the guide pin 4 is largely relieved of transverse forces as the pressure of the piping medium increases, so that an easy and very low-friction run is achieved with all rotary movements.
The union nut 9 can be screwed on the supply line piece 1 up to the stop 10, which thus serves for the axial adjustment of the axial pressure bearing and for centering.
The thrust ball bearing consists, as also Fig. 7 shows, of the row of balls 11 and the two hard or hardened sheet steel disks 12, which are preferably provided by stamping with ball grooves 13, which in turn expansions on the inner collar 7 on the one hand and on the inside collar 8 of the union nut 9 on the other hand come to the full plant.
As a result, self-centering of the balls on the one hand and the running grooves on the other hand with respect to their support surfaces is achieved in a simple manner.
The line medium is sealed with the aid of the sealing chamber 14, which is incorporated within the outer collar 7 on the discharge piece 5 and is open to the outer jacket of the guide pin 4. In the exemplary embodiment according to FIGS. 1-3, the sealing chamber is essentially rectangular in cross section with an undercut side wall 15 facing away from the pressure.
The sealing chamber is intended to accommodate a sealing ring 16 with a rectangular cross-section, which, as shown in FIGS. 1 and 2 of the drawings, rests against the outer surface of the guide pin 4 with its inner surface and the rear wall of the sealing chamber 14 with its outer surface in the unpressurized state. Under the action of the line medium, the sealing ring 16 deforms, as shown in FIG. 3, in the sealing chamber and hugs the rear wall, the side wall 15 and the outer jacket of the guide pin 4 so that this connection is always tight.
In this case, a pressure distribution in the sealing ring 16 is achieved through the undercut side wall 15, which relieves the surface 17 so much that the tight fit can be guaranteed under ge ring abrasion of the sealing ring material. The sealing ring 16 is slightly beveled at 18. This prevents parts of the sealing ring from getting into the annular gap 19 between the parts 4 and 5 under the influence of the line medium. In the embodiment of FIGS. 4-6, a different sealing ring design is used in the sealing chamber 14.
This sealing ring 20 has a rectangular cross-section and, as shown in particular in FIG. 5, has a lubricating groove 22 starting from the head surface 21, the inlet side for the lubricating film-forming medium, and a further lubricating groove 24 starting from the opposite head surface 23. These oil grooves do not go through to the opposite head surface, but end just before it. They are offset by 180.
The function of this sealing ring is as follows: The medium conveyed under pressure in the pipe union penetrates through the annular gap 26, which is shown greatly enlarged in FIG. 5 for better understanding, between the parts 4 and 5 and thus reaches the sealing chamber 14 and the sealing ring 20 .
It then enters the lubrication groove 22 and forms a lubricating film on the outer surface of the part 4 during the rotary movement between the parts 4 and 5, which is supplemented by the line medium constantly flowing to the lubrication groove 22 and thus maintained. The lubricating groove 24 extending from the other head surface 23 of the sealing ring 20 sweeps over this lubricating film, absorbs small amounts of this lubricating film and distributes them over the remainder of the outer jacket of part 4, which is covered by the sealing ring The lubricating film formed over the entire width of the sealing ring 20.
The service life of the sealing ring is significantly improved and friction losses are significantly reduced.
In the sealing ring shown in Fig. 5 and 6, its relationships and dimensions are shown greatly enlarged ver. This sealing ring design is provided with a further improvement. On the head surface 23 of the sealing ring 20 facing away from the pressure action, the edge facing the annular gap is chamfered in the form of a quarter circle 25. This prevents the sealing ring from squeezing into the annular gap 19 behind the sealing chamber 14 under the action of the pressure from the line medium, which can lead to the premature destruction of the sealing ring.