Schnecken-Verdrängerpnmpe Die Erfindung betrifft eine Schnecken-Verdränger- pumpe mit einem eingängigen, von einer Antriebswelle über eine Kupplung angetriebenen Rotor aus hartem Werkstoff, wie Stahl, mit einem zweigängigen Stator aus elastischem Werkstoff, wie Gummi, und mit einem mit dem Raum zwischen Rotor und Stator in Kommunika tion stehenden Ansaug- bzw. Druckstutzen.
Pumpen dieser Art sind bekannt. Sie weisen zwischen Rotor und Stator eine sog. dichtende Linie auf. Beim Lauf des Rotors bewegt sich der freie Raum zwischen Rotor und Stator gleichmässig entsprechend der Dreh zahl des Rotors von der Saug- zur Druckseite. Prinzipiell ist die Laufrichtung des Rotors umkehrbar, so dass die Saugseite zur Druckseite werden kann und die Druckseite zur Saugseite.
Die bekannten Pumpen werden im wesentlichen axial beschickt. Ihr Ansaugstutzen mündet in einem sich an eine Stirnseite des !Rotors anschliessenden Saugraum, den eine den Rotor antreibende, als Gelenkwelle ausgebildete Welle durchsetzt.
Die bekannten Pumpen dieser Art haben sich als störanfällig bei der Förderung von mit Fasergut versetz ter Flüssigkeit erwiesen; beispielsweise bei der Förderung von Flüssigmist und Jauche, in denen in der Regel Heu- und Strohteile enthalten sind. Diese Heu- und Strohteile haben die Neigung, sich um die den Ansaugraum durch laufende, den Rotor antreibende Gelenkwelle zu wik- keln.
Es wurde versucht, diesen Schwierigkeiten dadurch zu begegnen, dass man eine Rohrhülle über die Gelenk welle legte. Diese Rohrhülle schwingt jedoch beim Lauf der Pumpe, nützt sich daher stark ab und wird beschä digt, wenn feste Fremdkörper in den Saugraum hinein kommen. Die Gelenkwelle mit der sie umgebenden Rohr hülle schlägt dann gegen die festen Fremdkörper und die Rohrhülle wird zerstört. Ein weiterer Nachteil der be kannten Pumpen ist ihre ausserordentliche axiale Län ge.
Diese Mängel werden gemäss der Erfindung dadurch behoben, dass der Ansaug- bzw. Druckstutzen über einen den Stator im wesentlichen radial durchsetzenden Kanal mit dem Raum zwischen Rotor und Stator in Kommuni kation steht. Zu fördernde, mit Fasern durchsetzte Flüssigkeit fliesst dadurch unmittelbar in den Freiraum zwischen Rotor und Stator, kann sich also nicht mehr um die Gelenkwelle wickeln. Ausserdem wird die axiale Baulän ge der Pumpe wesentlich verkürzt.
Um die Leistung der Pumpe optimal auszunützen, mündet der Kanal in den Raum zwischen Rotor und Stator bevorzugt nächst dessen zur Kupplung weisendem Ende.
Eine besonders gute Förderleistung ergibt sich, wenn der Kanal im wesentlichen rechtwinklig zur Längsachse des ovalen Querschnitts des Innenraums des Stators in den Innenraum des Stators im Bereich dieses Quer schnitts mündet.
Bei dieser Anordnung ist es überdies praktisch ausge schlossen, dass sich Fasergut um den Rotor wickelt, da der Rotor stets auf der der Mündung gegenüberliegenden Seite in der Innenwand des Stators anliegt und daher dort Fasern, die sich um den Rotor wickeln wollen, abgestreift werden.
Auch eine erfindungsgemäss ausgebildete Pumpe kann prinzipiell in beiden Umlaufrichtungen des Rotors arbeiten, so dass also die Ansaugseite zur Druckseite und die Druckseite zur Ansaugseite wird. Die erörterten Vorteile bleiben dabei voll erhalten.
Da eine erfindungsgemässe Pumpe auf einer Seite einen sich radial statt axial an den Rotor anschliessenden Saug- bzw. Druckraum aufweist, braucht auch keine Welle, insbesondere Gelenkwelle, den Saug- bzw. Druck raum zu durchsetzen. Statt dessen kann eine Kupplungs einrichtung vorgesehen sein, die die Antriebswelle mit dem Rotor verbindet. Dies wird in einer bevorzugten Ausführungsform in dem Sinne ausgenutzt, dass bevor zugt eine axial kurze Kupplung verwendet wird. Diese Kupplung kann z.B. als eine Abweichungen der Koaxial lage von Rotor und Antriebswelle ausgleichende Aus gleichskupplung ausgebildet sein.
Diese Ausgleichskupp lung ermöglicht es, dass die Antriebswelle mit räumlich festliegender Achse läuft; die Achse des Rotors aber ungleichförmig radial gegenüber der Achse der Antriebs welle ausweichen kann. Um den Rotor gegenüber der Kupplung abzudichten, kann bevorzugt an dem der Kupplung zugewandten Ende des Rotors eine beidseitig plane, radial verschiebbar zwischen Dichtflächen liegende Dichtungsscheibe vorgesehen sein. In diesem Fall kann der Rotor ausserhalb der Dicktungsscheibe mit der Antriebswelle über ein Gelenkwellenstück verbunden sein. Dieses Gelenkwellenstück kann über ein Universal gelenk mit dem Rotor oder der Antriebswelle verbunden sein.
Dieses Gelenkwellenstück durchsetzt aber nun nicht den Saugraum, so dass komplizierte Abdichtungen für seine Gelenke entfallen und auch keine Rohrhülle um das Gelenkwellenstück gelegt werden muss. Somit lassen sich handelsübliche Gelenkwellenstücke verwenden, wie sie an landwirtschaftlichen Geräten bekannt sind.
Die Erfindung wird im folgenden an einigen Ausfüh- rungsbeispielen beschrieben.
Fig. 1 zeigt einen Längsschnitt durch eine erfindungs- gemässe Pumpe.
Fig. 2 zeigt die Pumpe nach Fig. 1 im Schnitt H-11. Fig.3 zeigt eine Seitenansicht der Kupplung einer erfindungsgemässen Pumpe.
Fig. 4 zeigt die Kupplung nach Fig. 3 im Schnitt IV- IV.
Fig. 5 zeigt eine andere Ausführung einer Kupplung einer erfindungsgemässen Pumpe.
Fig. 6 zeigt die Kupplung nach Fig. 5 im Schnitt VI- VI.
Fig. 7 zeigt das kupplungsseitige Ende einer erfin dungsgemässen Pumpe mit aussen liegendem Gelenkwel- lenstück und einer dichtenden Dichtungsscheibe an der Stirnseite des Rotors.
Fig.8 zeigt eine Anordnung gemäss Fig.7, jedoch mit einer anders ausgebildeten Dichtungsscheibe.
Gleiche Bezugsziffern bezeichnen gleiche oder gleich artige Teile.
Die Pumpe nach den Ausführungsbeispielen weist einen eingängigen, von einer Antriebswelle 5 über eine Kupplung angetriebenen Rotor 1 aus Stahl und einen zweigängigen Stator 2 aus Gummi auf. Mit dem Raum zwischen Rotor 1 und Stator 2 steht ein Ansaugstutzen 3 in Kommunikation. Dieser Ansaugstutzen 3 steht über einen den Stator 2 im wesentlichen radial durchsetzenden Kanal 40 mit dem Raum 41 zwischen Rotor 1 und Stator 2 in Kommunikation.
Der Kanal 40 mündet in den Raum 41 zwischen Rotor 1 und Stator 2 nächst dessen zur Kupplung 4 weisendem Ende, und zwar rechtwinklig zur Längsachse eines ovalen Querschnitts 6 des Innenraums des Stators 2 genau in den Innenraum des Stators im Bereich dieses Querschnitts 6.
Antriebswelle 5 und Rotor 1 liegen im wesentlichen koaxial zueinander. Die Kupplung 4 ist als eine Abwei chungen der Koaxiallage von Rotor 1 und Antriebswelle 5 ausgleichende Ausgleichskupplung ausgebildet.
Bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 1 besteht die Kupplung 4 aus zwei einander gegenüberstehenden Schei ben 42 bzw. 43 an der Stirnfläche des Rotors 1 bzw. an der Stirnfläche der Antriebswelle 5. Ein Mitnehmer 44 an der Scheibe 43 greift in einen Radialschlitz 45 in der Scheibe 42.
Auch die vervollkommnete Kupplung nach den Fig. 3 und 4 weist eine Scheibe 7 auf, die an der Stirnfläche des Rotors 1 sitzt und eine dieser gegenüberstehende Scheibe 15, die an der Stirnfläche der Antriebswelle 5 sitzt. An diametralen Punkten 8a, 8b der Scheibe 7 sind Arme 9a, 9b angelenkt und an diametralen Punkten 14a, 14b der Scheibe 15 Arme 13a, 13b. Die freien Enden dieser Arme 9a, 9b und 13a, 13b sind ihrerseits an diametralen, Winkelabstände von 90 untereinander aufweisenden Punkten 10a, 10b; 12a, 12b an einer Zwischenscheibe 11 angelenkt. Ersichtlich kann bei dieser Anordnung die Achse des Rotors 1 radial gegenüber der Achse der Antriebswelle 5 ausweichen.
Ferner ist ersichtlich, dass die Axiallänge dieser Kupplung sehr kurz ist.
Bei der Kupplung nach den Fig.5 und 6 sitzt wiederum auf der Stirnseite des Rotors 1 eine Scheibe 24 und auf der Stirnseite der Antriebswelle 5 eine der Scheibe 24 gegenüberstehende Scheibe 30. Zwischen diesen beiden Scheiben 24 und 30 liegt eine Zwischen scheibe 27.
Diese Zwischenscheibe 27 greift mit diametral einander gegenüberstehenden Vierkantzapfen 26a, 26b in diesen Vierkantzapfen 26a, 26b entsprechende Radial- schlitze 25a, 25b der Scheibe 24 und rechtwinklig dazu über diametral liegende Vierkantzapfen 28a, 28b in diesen Vierkantzapfen 28a, 28b entsprechende Radial schlitze 29a, 29b der Scheibe 30.
Prinzipiell ist es möglich, jeweils einen der Zapfen 26a, 26b und 28a, 28b fortzulassen.
Die Scheiben 7, 11, 15 bei dem Ausführungsbeispiel nach den Fig. 3 und 4 und die Scheiben 24, 27, 30 bei dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 5 und 6 dienen nur der Anlenkung der Arme 9a, 9b; 13a, 13b bzw. als Träger der Zapfen 26a, 26b; 28a, 28b und der Schlitze 25a, 25b; 29a, 29b.
Grundsätzlich brauchen daher nur Elemente vorgese hen zu sein, die diese Trägerfunktion erfüllen. Die Scheibenform ist nicht notwendig, wenn auch zweckmäs sig.
Bei der Ausführungsform nach der Fig.7 ist der Rotor 1 mit der Antriebswelle 5 direkt über ein Gelenk wellenstück 17 verbunden. Diese Gelenkwellenstück ist so ausgebildet, dass es eine Radialverschiebung der Achse des Rotors 1 gegenüber der Achse der Antriebs welle 5 gestattet. Das Gelenkwellenstück ist an die Stirnseite des Rotors 1 angesetzt; zur Abdichtung des Rotors an dieser Stirnseite dient eine beidseitig plane, radial verschiebbar zwischen Dichtflächen 19, 20 liegende Dichtungsscheibe 18.
Der Rotor 1 stützt sich mit einer kugelsegmentförmigen Stirnfläche eines Radialflansches 22 in einer kugelsegmentförmigen Ausnehmung 46 der Dichtungsscheibe 18 ab. Diese Dichtungsscheibe 18 nimmt auf diese Weise auch Axialkräfte des Rotors 1 auf, die zum Gelenkwellenstück hin gerichtet sind.
Rundschnurringe 21a, 21b verbessern die Dichtung zwischen den Dichtflächen 19, 20 und der Dich tungsscheibe 18. Um die Dichtungsscheibe 18 herum befindet sich ein Freiraum 23, der eine Radialverbiegung der Dichtungsscheibe 18 gestattet und auch Schmiermit tel aufnehmen kann.
Die Ausführungsform nach Fig. 8 unterscheidet sich von der Ausführungsform nach Fig. 7 im wesentlichen nur durch eine andere Ausbildung der Dichtungsschei- benanordnung. Die Dichtungsscheibe 18 besteht aus nicht rostendem Stahl; die Dichtflächen 31 bestehen aus mit Polyäthylen-Gleitkunststoff beschichtetem Stahl. Der Stahl ist auf mindestens 40 Rockwell gehärtet.
Der Radialflansch 22 des Rotors 1 ist nach beiden Achsrichtungen hin abgestützt, so dass der Rotor 1 in beiden Drehrichtungen umlaufen kann.
Screw displacement pump The invention relates to a screw displacement pump with a single-flight rotor made of hard material, such as steel, driven by a drive shaft via a coupling, with a two-flight stator made of elastic material such as rubber, and with one with the space between the rotor and stator in communication intake and pressure ports.
Pumps of this type are known. They have a so-called sealing line between the rotor and stator. When the rotor is running, the free space between the rotor and stator moves evenly from the suction to the pressure side according to the speed of the rotor. In principle, the direction of rotation of the rotor can be reversed so that the suction side can become the pressure side and the pressure side can become the suction side.
The known pumps are fed essentially axially. Its intake port opens into a suction space adjoining an end face of the rotor, which is penetrated by a shaft designed as a cardan shaft that drives the rotor.
The known pumps of this type have proven to be prone to failure in the promotion of offset with fiber ter liquid; For example, when pumping liquid manure and liquid manure, which usually contain hay and straw parts. These hay and straw parts have a tendency to wrap around the cardan shaft that drives the rotor and runs through the suction space.
Attempts have been made to counteract these difficulties by placing a tubular casing over the joint shaft. However, this pipe shell vibrates when the pump is running, so it wears out and is damaged if solid foreign bodies enter the suction chamber. The cardan shaft with the surrounding pipe shell then strikes against the solid foreign body and the pipe shell is destroyed. Another disadvantage of known pumps is their extraordinary axial length.
These shortcomings are remedied according to the invention in that the suction or pressure connection is in communication with the space between the rotor and the stator via a channel which extends essentially radially through the stator. The liquid to be conveyed, interspersed with fibers, flows directly into the free space between the rotor and stator and can no longer wrap around the cardan shaft. In addition, the axial length of the pump is significantly shortened.
In order to optimally utilize the power of the pump, the channel opens into the space between the rotor and the stator, preferably next to its end facing the coupling.
A particularly good delivery rate results when the channel opens essentially at right angles to the longitudinal axis of the oval cross section of the interior of the stator in the interior of the stator in the area of this cross section.
With this arrangement it is also practically excluded that fiber material wraps around the rotor, since the rotor always rests on the side opposite the mouth in the inner wall of the stator and therefore fibers that want to wrap around the rotor are stripped there.
A pump designed according to the invention can in principle also work in both directions of rotation of the rotor, so that the suction side becomes the pressure side and the pressure side becomes the suction side. The advantages discussed are fully retained.
Since a pump according to the invention has on one side a suction or pressure chamber adjoining the rotor radially instead of axially, there is also no need for a shaft, in particular a cardan shaft, to penetrate the suction or pressure chamber. Instead, a coupling device can be provided which connects the drive shaft to the rotor. In a preferred embodiment, this is used in the sense that an axially short coupling is used before given. This coupling can e.g. be designed as a deviations in the coaxial position of the rotor and drive shaft compensating off equal coupling.
This compensation coupling enables the drive shaft to run with a spatially fixed axis; but the axis of the rotor can dodge non-uniformly radially with respect to the axis of the drive shaft. In order to seal the rotor with respect to the coupling, a sealing washer, which is planar on both sides and can be radially displaceable between sealing surfaces, can preferably be provided on the end of the rotor facing the coupling. In this case, the rotor can be connected to the drive shaft outside the thickening disk via a cardan shaft piece. This joint shaft piece can be connected to the rotor or the drive shaft via a universal joint.
However, this articulated shaft piece does not penetrate the suction space, so that complicated seals for its joints are not necessary and no pipe casing has to be placed around the articulated shaft piece. Thus, commercially available cardan shaft pieces can be used, as they are known on agricultural equipment.
The invention is described below on the basis of a few exemplary embodiments.
1 shows a longitudinal section through a pump according to the invention.
Fig. 2 shows the pump of Fig. 1 in section H-11. 3 shows a side view of the coupling of a pump according to the invention.
Fig. 4 shows the coupling according to Fig. 3 in section IV-IV.
5 shows another embodiment of a coupling of a pump according to the invention.
FIG. 6 shows the coupling according to FIG. 5 in section VI-VI.
7 shows the coupling-side end of a pump according to the invention with an external articulated shaft and a sealing washer on the end face of the rotor.
FIG. 8 shows an arrangement according to FIG. 7, but with a differently designed sealing washer.
The same reference numbers denote the same or similar parts.
The pump according to the exemplary embodiments has a single-thread rotor 1 made of steel, driven by a drive shaft 5 via a clutch, and a two-thread stator 2 made of rubber. An intake port 3 is in communication with the space between rotor 1 and stator 2. This intake connection 3 is in communication with the space 41 between the rotor 1 and the stator 2 via a channel 40 which extends essentially radially through the stator 2.
The channel 40 opens into the space 41 between rotor 1 and stator 2 next to its end facing the coupling 4, specifically at right angles to the longitudinal axis of an oval cross-section 6 of the interior of the stator 2, precisely into the interior of the stator in the area of this cross-section 6.
Drive shaft 5 and rotor 1 are essentially coaxial with one another. The coupling 4 is designed as a deviation of the coaxial position of rotor 1 and drive shaft 5 compensating compensation coupling.
In the embodiment of FIG. 1, the clutch 4 consists of two opposing discs 42 and 43 on the end face of the rotor 1 and on the end face of the drive shaft 5. A driver 44 on the disc 43 engages in a radial slot 45 in the Washer 42.
The perfected coupling according to FIGS. 3 and 4 also has a disk 7, which is seated on the end face of the rotor 1, and a disk 15 opposite this, which is seated on the end face of the drive shaft 5. Arms 9a, 9b are articulated at diametrical points 8a, 8b of disk 7 and arms 13a, 13b are articulated at diametrical points 14a, 14b of disk 15. The free ends of these arms 9a, 9b and 13a, 13b are in turn at diametrical, angular distances of 90 from each other having points 10a, 10b; 12a, 12b hinged to an intermediate disk 11. In this arrangement, it is evident that the axis of the rotor 1 can move radially with respect to the axis of the drive shaft 5.
It can also be seen that the axial length of this coupling is very short.
In the coupling according to FIGS. 5 and 6, a disk 24 sits on the end face of the rotor 1 and a disk 30 opposite the disk 24 sits on the end face of the drive shaft 5. An intermediate disk 27 is located between these two disks 24 and 30.
This intermediate disk 27 engages with diametrically opposed square pegs 26a, 26b in these square pegs 26a, 26b corresponding radial slots 25a, 25b of the disk 24 and at right angles to them via diametrically located square pegs 28a, 28b in these square pegs 28a, 28b corresponding radial slots 29a, 29b the disk 30.
In principle it is possible to leave out one of the pins 26a, 26b and 28a, 28b.
The disks 7, 11, 15 in the embodiment according to FIGS. 3 and 4 and the disks 24, 27, 30 in the embodiment according to FIGS. 5 and 6 only serve to articulate the arms 9a, 9b; 13a, 13b or as a carrier of the pins 26a, 26b; 28a, 28b and the slots 25a, 25b; 29a, 29b.
In principle, therefore, only elements need to be provided that fulfill this support function. The disc shape is not necessary, albeit expedient.
In the embodiment according to FIG. 7, the rotor 1 is connected to the drive shaft 5 directly via a joint shaft piece 17. This articulated shaft piece is designed so that it allows a radial displacement of the axis of the rotor 1 relative to the axis of the drive shaft 5. The cardan shaft piece is attached to the face of the rotor 1; A sealing disk 18, which is planar on both sides and can be radially displaced between sealing surfaces 19, 20, serves to seal the rotor on this end face.
The rotor 1 is supported with a spherical segment-shaped end face of a radial flange 22 in a spherical segment-shaped recess 46 of the sealing disk 18. In this way, this sealing washer 18 also absorbs axial forces of the rotor 1 which are directed towards the joint shaft piece.
O-rings 21a, 21b improve the seal between the sealing surfaces 19, 20 and the sealing washer 18. Around the sealing washer 18 there is a space 23 which allows radial bending of the sealing washer 18 and can also accommodate lubricant tel.
The embodiment according to FIG. 8 essentially differs from the embodiment according to FIG. 7 only in that the sealing disk arrangement is configured differently. The sealing washer 18 is made of stainless steel; the sealing surfaces 31 are made of steel coated with polyethylene sliding plastic. The steel is hardened to at least 40 Rockwell.
The radial flange 22 of the rotor 1 is supported in both axial directions so that the rotor 1 can rotate in both directions of rotation.