Die Erfindung betrifft eine Exzenterschneckenpumpe mit einem Stator mit einem schneckenförmigen Hohlraum und einem exzentrisch darin angeordneten schneckenförmigen Rotor, wobei an der einen Seite des Stators ein Anschlußteil und an der anderen Seite ein Pumpengehäuse angeordnet ist, das mindestens eine Gelenk und eine Lagerung in sich aumimmt.

Stand der Technik

Eine Exzenterschneckenpumpe dieser Gattung mit einem Schiebegelenk und einer im gleichen Gehäuse angeordneten Lagerung geht aus der DE OS 1653864 Al hervor. Diese sehr kompakt bauende Exzenterschneckenpumpe hat jedoch den Nachteil, daß trotz der Anordnung bzw. Verlagerung der Ansaugöffhung in den Statorbereich, die als Kurzkupplung bezeichnete Gelenkverbindung, mit dem jeweiligen Produkt, das gepumpt wird, in Berührung kommt und dadurch zunehmend verschmutzt. Zudem unterliegt diese Kurzkupplung dem Gegendruck, der sich am druckseitigen Ende der Pumpe aufbaut und sich somit über den Rotor auf die Kupplung, überträgt. Die Kurzkupplung kann auch als Gelenk bezeichnet werden, da sie den Ausgleich der exzentrischen Rotordrehbewegung zur zentrischen Drehbewegung der Antriebswelle schafft.

Aus der DE OS 20 57 860 ist eine Exzenterschneckenpumpe insbesondere zum Fördern von Fließmist bekannt. Bei dieser Pumpe sitzt auf der Antriebswelle eine Führungsscheibe. Diese Scheibe ist an ihren beiden Stirnseiten an ortfesten Planflächen geführt. Auf diese Planflächen wirkt der volle Druck der von der Druckseite des Stators her über den Rotor auf diese Flächen übertragen wird. Dabei entsteht an den Planflächen Reibung die zu unerwünschtem Reibungswiderstand und Wärme fuhrt. Zur Überwindung der Reibung ist eine erhöhte Antriebsleistung erforderlich.

Die DE 78 29 371 Ul offenbart in Fig. 1 eine Exzenterschneckenpumpe mit einer magnetischen Kupplung zwischen dem Antrieb und einer Ausgleichswelle. Die Kupplung weist einen Spaltrohrtopf auf, der die gewünschte Dichtigkeit der Pumpe nach außen hin aufweist, sofern giftige oder umweltschädliche Stoffe gepumpt werden. Zur Beibehaltung der Funktionstüchtigkeit der Kupplung durch Konstanthaltung der Spaltgeometrien wird innerhalb der Kupplung Aixalschubausgleich bewirkt.

Aufgabe

Aufgabe der Erfindung ist es, Beeinträchtigungen der Gelenkverbindung und der Lagerung bei Kompaktpumpen zu vermeiden und die Antriebsleistung zu senken.

Gelöst wird die Aufgabe mit den Merkmalen der Ansprüche 1 , 36, 40 und 51.

Vorteilhafte erfindungsgemäße Weiterentwicklungen gehen aus den Merkmalen der Unteransprüche hervor.

Beschreibung der Erfindung

Ein Ausfuhrungsbeispiel der Erfindung bezieht sich insbesondere auf eine Kompaktpumpe. Kompaktpumpe deshalb, weil diese Pumpe eine sehr kurze Bauweise durch die Verwendung eines sogenannten Schiebegelenks erreicht. Die Länge des Pumpengehäuses beträgt hier nur einen kleinen Teil der Gesamtpumpenlänge, wenn man die sonst üblichen Längen bei der Verwendung von Doppelgelenkwellen oder elastischen Biegestabverbindungen gegenüberstellt.

Die Erfindung geht davon aus, daß die optimale Gestaltung der Erfindung dadurch verkörpert wird, daß der Statorbereich und der Gelenkbereich durch eine Dichtung räumlich voneinander getrennt sind und daß dem Gelenk eine Einrichtung vor oder zugeordnet ist, die einen axialen Versatz des Rotors vermeidet, der hervorgerufen

wird durch den auf der Druckseite der Rotor-/Statoreinheit entstehenden Gegendruck während des Pumpvorgangs.

Diese Einrichtung wird vorteilhafterweise zur Erhöhung ihrer Effektivität und um den Kontakt mit dem Produkt zu vermeiden zwischen dem Gelenk und einer Dichtung, vorzugsweise einer Gleitringdichtung, plaziert. Dabei ist diese Anordnung zwischen Gelenk und Gleitringdichtung unabhängig davon, ob sich der Gegendruck am freien Ende des Stators oder im Bereich des Rotorkopfes aufbaut.

Zur Erkennung des auf den Rotor wirkenden Drucks, ganz gleich, ob dies an der Saug- oder Druckseite des Stators geschieht, ist in diesen Bereichen jeweils ein Schaltelement zur Erfassung des Druckwertes angeordnet. Dabei kann es sich um eine Membrane oder einen elektrischen/elektronischen Drucksensor handeln, der den

hydraulischen Druck erfaßt und daraufhin eine Einrichtung mit dem entsprechenden Druck versorgt, so daß sich die Drücke mindestens egalisieren, was dazu führt, daß das Gelenk, die Dichtung und die Welle des Antriebs axial unbelastet und damit förderdruckunabhängig betrieben werden können.

Entsprechend einer bevorzugten Erfindungsgestaltung kommt als Dichtung eine Gleitringdichtung zum Einsatz. Diese Dichtung sitzt auf einem im Vergleich zum Rotor vergrößerten Rotorwellenquerschnitt. Der Gleitring der Dichtung kann dadurch eine größere axiale Toleranz ausgleichen und ist mit einem elastischen Balg versehen.

Die auf den Rotor oder die Verlängerung des Rotors wirkenden hydraulischen und mechanischen Kräfte werden durch eine Einrichtung ausgeglichen, die vorteilhafterweise zwischen dem Gelenk und der Dichtung angeordnet ist.

Entsprechend einer erfindungsgemäßen Weiterentwicklung besteht die Einrichtung aus zwei radial mit axialem Abstand angeordneten Stützscheiben, die in Abhängigkeit der Länge eines Distanzrohres voneinander angeordnet sind. Ln Zwischenraum der Stützscheiben befindet sich eine Mittelscheibe deren Breite kleiner ist als die Länge des Distanzrohres. Zwischen der Umfangsfläche der

Mittelscheibe und der Innenseite des Distanzrolires wird ein Druckmittelraum begrenzt. Der Druckmittelraum steht über eine Bohrung in einer der Stützscheiben und über eine Rohrleitung mit der jeweiligen Druckseite des Stators/Rotors in Verbindung.

Bei einer vorteilhaften Weitergestaltung der Erfindung weist die Mittelscheibe an ihren Stirnseiten Dichtungen in Richtung der Stützscheiben auf. Diese Dichtungen sind in unterschiedlichen radialen Abständen zur Längsachse des Rotors bzw. der Pumpe angeordnet. Aufgrund des Längenunterschiedes des Distanzrohres und der Breite der Mittelscheibe bildet das unter dem Druck an der Druckseite des Stators stehende Druckmittel einen Spalt zwischen der Mittelscheibe und den Stützscheiben. Dabei sind die Flächen die den Spalt begrenzen abhängig vom radialen Abstand der Dichtungen, zur Pumpen- oder Rotorlängsachse. Dabei entstehen Drackflächen an der entsprechenden Mittelscheibe auf die das Druckmittel wirkt.

Entsprechend einer vorteilhaften Weiterbildung der Erfindung steht die von der jeweiligen Drehrichtung des Rotors abhängige Druckseite der Pumpe über eine Rohrleitung mit dem Druckmittelraum in Verbindung. Dadurch ergibt sich eine hydraulische Druckübertragung die dazu führt, daß der im Druckmittelraum anstehende Druck zwischen der Mittelscheibe und der Stützscheibe einen Spalt bildet. Die an den Stirnseiten der Mittelscheibe vorgesehene radiale unterschiedliche Anordnung der Dichtungen bestimmt damit die Seite an der Mittelscheibe an der sich ein Spalt bildet. Je nach dem an welcher Stirnseite der Mittelscheibe die Dichtung näher zur Mittelachse der Pumpe liegt, entsteht dieser Spalt mit einer Druckfläche die größer ist als die auf der gegenüberliegenden Seite der Mittelscheibe. Beim Auftreten eines Gegendrucks am freien Ende der Exzenterschneckenpumpe muß die Anordnung der Dichtungen so gewählt werden, daß der Spalt auf der zum Gelenk hin gerichteten Seite der Mittelscheibe entsteht. Bei Drehrichtungsumkehr kommt eine Mittelscheibe zum Einsatz bei der die Dichtungskombination so gewählt ist, daß der Flüssigkeitsspalt an der Seite der Mittelscheibe entsteht, die in Richtung der Gleitringdichtung zeigt.

In einer weiteren vorteilhaften Gestaltung der Erfindung ist die Rohrleitung ein Teil des Stators und des Pumpengehäuses.

Eine weitere vorteilhafte Gestaltung der Erfindung besteht darin, eine Druckdifferenz zwischen der wirksamen Druckfläche an der Mittelscheibe und der Druckfläche am Rotor auszugleichen. Sollte diese Differenz aufgrund baulicher Gegebenheiten im Bereich des Druckmittelraumes geringer ausfallen, wird erfindungsgemäß vorgeschlagen, den Druck im Druckmittelraum zwischen den Stützscheiben zu erhöhen.

Nach einer weiteren erfindungsgemäßen Ausgestaltung wird der Druck am jeweiligen Statorende durch elektrische oder elektronische Drucksensoren abgegriffen und an die Steuerung eines Vorlagebehälters der unter Überdruck steht, weitergegeben. Entsprechend des festgestellten Druckwertes gibt der Vorlagebehälter Druckmittel in den Druckmittelraum ab.

Entsprechend einer weiteren erfindungsgemäßen Weiterbildung kann der Ausgleichsdruck der auf den Rotor aufgebracht werden muß, von einem zusätzlichen Hydraulikaggregat oder mechanisch über einen Stellmotor erzeugt werden.

Entsprechend einer erfindungsgemäßen Weiterbildung besteht die Druckflüssigkeit und die Sperrmittelflüssigkeit für die Gleitringdichtung aus dem gleichen Stoff.

Eine weitere erfindungsgemäße Weiterbildung sieht vor, daß die Lage der Stützscheiben durch mehrere unterschiedlich lange Distanzhülsen fixiert sind, die an der Innenseite des Pumpengehäuses anliegen.

Die Exzenterschneckenpumpe wird erfindungsgemäß nach einem Verfahren betrieben bei dem an der Druckseite der Pumpe eine Meßeinheit angeordnet ist die den am Ende der Rotor-Stator-Einheit anstehenden Druck erfaßt, der sich als Reaktionsdruck zum Förderdruck aufbaut und der von verschiedenen Faktoren abhängig ist. Dabei sind die Reibung in der Rohrleitung, Konsistenz des Produktes, Flanschquerschnitt und andere Kriterien erheblich. Dieser Reaktionsdruckwert wird nun entweder hydraulisch direkt in den Dichtungs-Lagerungs-Gelenkbereich übertragen und dazu eingesetzt, um einen Gegendruck auf den Rotor selbst oder mit ihm verbundene Teile auszuüben, um einen Druckausgleich zu betreiben.

Bei einer direkten hydraulischen Verbindung zwischen der Druck- und Saugseite der Exzenterschneckenpumpe wird eine Egalisierung des Druckgefälles erreicht.

Setzt man eine externe Druckquelle ein, so kann der Druck auf den Rotor im saugseitigen Bereich auch geringfügig überhöht werden. Wird der Druck an der Druckseite der Pumpe elektrisch/elektronisch erfaßt, so kann auf eine hydraulische Kopplung der Pumpendruckseite mit dem Gelenkbereich verzichtet werden.

Eine zusätzliche erfindungsgemäße Weiterbildung betrifft die Erfassung des Druckwertes, der sich als Gegendruck zum Förderdruck ergibt. Dieser Druck kann, wie bereits genannt, im Bereich des druckseitigen freien Endes des Stators gemessen und nicht nur auf hydraulischem Weg weitergegeben werden, sondern von elektrischen/elektronischen Druckmittlern

Eine weitere erfindungsgemäße Meßeinrichtung besteht aus Dehnungsmeßstreifen, die direkt mit dem Rotor oder dem Rotorkopf oder der Welle zwischen dem Rotor und dem Gelenk verbunden sind. Mit diesen Meßeinrichtungen wird der auf den Rotor wirkende Gegendruck in Form einer daraus resultierenden axialen Verschiebung erkannt.

Aufgrund dieser Positionsabweichung des Rotors wird ein Gegendruck erzeugt und ein Positionsausgleich bewirkt.

Ausführungsbeispiele der Erfindung sind anhand der nachfolgenden Zeichnungen erläutert.

Ein weiterer Lösungsweg für die gestellte Aufgabe besteht darin, die Dichtung und das Gelenk von den Auswirkungen des exzentrisch umlaufenden Rotors zu entlasten.

Erfindungsgemäß geschieht dies indem der Rotorkopf oder eine Rotorverlängerung im Bereich zwischen dem Stützring, der Teil der Gleitringdichtung ist und dem Rotor mindestens eine Durchmesserreduzierung aufweist. Durch diese eine oder mehrere Durchmesserreduzierungen werden bereits in dem Bereich des Rotors vor der

Dichtung Auslenkungen die der Rotor erzeugt, reduziert, wodurch eine gleichmäßigere Anlage des oder der Gleitrings/e an der Dichtscheibe ermöglicht wird.

Je nachdem für welche Produkte und Förderleistungen die Pumpe ausgelegt wird und welche Werkstoffe zum Einsatz kommen, kann der Durchmesser bzw. die Durchmesserreduzierungen unterschiedlich gewählt werden. So können die Durchmesserreduzierungen einen Wert von 30 % bis 80 % des Wertes des Durchmessers des Rotors aufweisen.

Bei besonderen (verschleißfesten) Materialien kann es vorteilhaft sein, wenn nicht nur eine Durchmesserreduzierung, sondern mehrere mit unterschiedlichen Reduzierungswerten vorgesehen sind. Dabei bewegen sich die axialen Abstände der Durchmesserreduzierungen zwischen dem zwei- bis zehnfachen Wert der jeweiligen Durchmesserreduzierung. Wird der Durchmesser also auf 10 mm reduziert, so kann die nächste Reduzierung im Abstand von 20 mm bis 100 mm von der ersten angeordnet sein.

Zur Verbesserung der Funktionsweise der Gleitringdichtung und deren Abdichtung durch den Faltenbalg kann der Bereich des Rotorkopfes oder der Rotorverlängerung, auf dem der Faltenbalg oder die Feder befestigt sind, einen gegenüber dem Rotordurchmesser größeren Wert annehmen. Der entsprechende Rotorkopf bzw. das Rotorverlängerungsteil hat hier einen 1,2- bis 2fachen Wert des Rotordurchmessers.

Bei besonderen Einsatzfällen der erfindungsgemäßen Pumpe wird eine doppelseitige Gleitringdichtung zum Einsatz kommen, um einen Eintritt von Produkt in den Lagerbereich und ein Eintreten von Schmiermittel in den Pumpenraum zu verhindern.

Bei der erfindungsgemäßen Exzenterschneckenpumpe ist die Dichtung zwischen dem Pumpeneinlaßgehäuse und der Pumpenlaterne angeordnet, in der das Gelenk sitzt. Unter bestimmten Voraussetzungen ist es vorteilhaft, wenn die Breite der Einschnürungen bzw. Durchmesserreduzierungen im Bereich des Rotors um mindestens 20 % größer ist als im Bereich der Dichtscheibe.

Es zeigt:

Fig. 1 Längsschnitt einer Exzenterschneckenpumpe

Fig. 2 Teilansicht einer Exzenterschneckenpumpe

Fig. 3 Teilansicht einer Exzenterschneckenpumpe

Fig. 4 Teilansicht einer Exzenterschneckenpumpe

Fig. 5 Teilansicht einer Exzenterschneckenpumpe

Fig. 6 Teilansicht einer Exzenterschneckenpumpe

Figurenbeschreibung

Die Fig. 1 zeigt eine Exzenterschneckenpumpe 10 die einen Rotor-/Statorbereich 12, ein Pumpengehäuse 14 und einen Antrieb 16 aufweist. Am linken Ende der dargestellten Exzenterschneckenpumpe sitzt ein Flansch 18, der über Zuganker 20 mit dem Pumpengehäuse 14 verspannt ist und somit auch den dazwischen angeordneten Stator 22 fest mit dem Pumpengehäuse verbindet. Die

Exzenterschneckenpumpe steht auf den beiden mit dem Flansch und dem Gehäuse verbundenen Füßen 24. Der Querschnitt des Rotorkopfes 26 bzw. der Verlängerung des Rotors 28 ist im Bereich des Einlasses 30 verstärkt. In diesem Bereich sitzt auf dem Rotor eine Gleitringdichtung 32 mit einem Gleitring 34, der an der linken der beiden Stützscheiben 36, 36' anliegt. Eine Dichtung, hier eine Gleitringdichtung 32 bzw. der Gleitring 34 folgt der exzentrischen Rotationsbewegung des Rotors 28. Zum Ausgleich einer Winkelverlagerung und eines möglichen axialen Spiels des

Rotors 28 ist der Gleitring 34 mit einem elastischen Balg 38 versehen.

Zwischen den beiden Stützscheiben 36, 36' bewegt sich eine Mittelscheibe 40 in radialer Richtung, entsprechend der Exzentrizität mit der der Rotorkopf 26 umläuft. Die Mittelscheibe 40 sitzt dazu auf einem Pendelrollenlager 42 und rotiert somit selbst nicht, sondern kann lediglich über die Federringe die die Mittelscheibe, das Lager und den Rotor miteinander verbindet in axialer Richtung beweglich sein. Obwohl die axiale Rotorverschiebung möglich sein kann, wird dies von einer Einrichtung 46 verhindert. Diese Einrichtung setzt sich aus mehreren Bauteilen

zusammen, wovon die Mittelscheibe 40 eine wesentliche Rolle übernimmt. Die Breite der Mittelscheibe 40 und die Breite des Druckmittelraums 48 sind nicht gleich. Die Breite des Druckmittelraums 48 wird durch die Länge des Distanzrohres 50 bestimmt und ist absichtlich so groß gewählt, daß zwischen der rechten Stützscheibe 36' und der Stirnfläche der Mittelscheibe ein Spalt entsteht, in dem hydraulischer Druck zur Wirkung kommt. Der Druck der im Druckmittelraum und somit zwischen Mittelscheibe 40 und Stützscheibe 36' arbeitet, hängt von dem Druckwert ab, der im Inneren des druckseitigen Flansches 18 herrscht. Der Wert dieses Drucks ist abhängig vom Gegendruck den der Förderdruck erzeugt. Eine Membran im Flansch 18 nimmt diesen Wert ab und überträgt ihn auf eine Flüssigkeit in der Rohrleitung 52, die mit der Flüssigkeit im Druckmittelraum 48 in Verbindung steht. Somit bestehen im Bereich des Flansches 18 an der Stirnfläche des freien Endes des Rotors und im Bereich der Mittelscheibe, also am gelenkseitigen Ende des Rotors, gleiche Druckverhältnisse.

Der Ausgleich der Druckverhältnisse bzw. eine Erhöhung des Drucks zwischen der Mittelscheibe 40 und der Stützscheibe 36' entlastet das Schiebegelenk 44, so daß es druckfrei betrieben wird. Die hydraulische Verbindung zwischen dem druckseitigen Flansch 18 und dem Druckmittelraum 48 ist eine Rohrleitung 52, die im Bereich der Stützscheibe 36 mit dem Pumpengehäuse 14 verbunden ist. Die hydraulische Verbindung zwischen dem Inneren der Rohrleitung 52 und dem Druckmittelraum besteht sowohl über eine radiale als auch eine axiale Bohrung in der Stützscheibe 36.

Der Lager- und der Gelenkbereich sind über eine Bohrung in der Stützscheibe 36' miteinander verbunden. Durch diese Bohrung erstreckt sich das Ende des direkt mit dem Schiebegelenk 44 verbundenen Rotorkopfes 26. Das zweite Teil des

Schiebegelenks ist über die Hülse 56 drehfest aber axial verschiebbar über eine

Paßfeder an der Antriebswelle 54 angebracht. Ebenso wie der Abstand zwischen den

Stützscheiben 36, 36' von dem Distanzrohr 50 vorgegeben ist, als der Abstand zwischen der Stützscheibe 36 und dem Gehäuseflansch 58 von einem Distanzrohr

60..

Fig. 2 zeigt ein Ausführungsbeispiel der Erfindung bei der der Rotor im Rechtslauf angetrieben wird. Hier entsteht der auf den Rotor wirkende Gegendruck, der zu einer

erhöhten Belastung des Schiebegelenks 44 führen könnte nicht am freien Ende des Rotors 28, sondern im Pumpengehäuse im Bereich der Gleitringdichtung bzw. des Pumpenauslasses. Demzufolge findet der hydraulische Druckausgleich zwischen dem Teilbereich des Pumpengehäuses und dem Druckmittelraum (48)statt. Hierzu wird nur eine kurze u-förmige Rohrleitung 52' benötigt. Diese kurze hydraulische, wie auch die bis zum freien Pumpenende führende Verbindung kann direkt in der Pumpengehäusewand oder dem Stator über eine Längsbohrung zum Druckmittelraum hergestellt werden. Der auf eine Membran 64 wirkende Druck des Produkts pflanzt sich über die Flüssigkeit in der Rohrleitung auf die im Druckmittelraum 48 befindliche Flüssigkeit fort. Anders als im Linkslauf wird in diesem Ausführungsbeispiel zwischen der Stirnseite der Mittelscheibe 40 und der Stützscheibe 36 ein schmaler Spalt gebildet, so daß der Rotor mit einem Druck in Richtung zum Schiebegelenk beaufschlagt wird. Die Spaltlänge und damit die Größe der Stirnfläche der Mittelscheibe, die hierbei den Gegendruck erzeugt, hängt vom radialen Abstand der Dichtungen zur Längsachse des Rotors 28 ab. Je geringer der Abstand zur Achse des Rotors desto größer die wirksame Drackfläche. Um zu verhindern, daß sich auch auf der anderen Seite der Mittelscheibe ein Druckmittelspalt bildet, ist die Dichtung hier selbst größer gewählt und mit größerem Abstand von der Rotorachse nahe dem Außenumfang der Mittelscheibe angeordnet. In der Summe muß die Fläche an der das Druckmittel an der Mittelscheibe wirkt gleich oder größer sein als die Summe der Flächen auf die am Rotor der Fördergegendruck einwirkt.

Bei der in Fig. 3 dargestellten Ausführung wird der Aufbau der Einrichtung 46 verdeutlicht. Hier ist die Mittelscheibe 40 in der untersten Lage. Die Anordnung der unterschiedlich dimensionierten Dichtungen 66, 68 zeigt schon allein, an welcher Seite der Mittelscheibe durch das Druckmittel ein Spalt gebildet wird. Hier entsteht der Spalt zwischen der Stützscheibe 36 und der Mittelscheibe 40. Die Größe der letztendlich wirkenden Druckfläche 70 wird bestimmt durch den Abstand der Dichtung 66 zur Längsachse 76 des Rotors 28 bzw. Rotorkopfes 26. Das Druckmittel in der Rohrleitung 52' übt somit über die Bohrung 74 und den Druckmittelraum 48 Druck auf die Druckfläche 70, 72 aus und gleicht damit den während des Pumpvorgangs entstehenden Druckunterschied aus, der ansonsten zu einer axialen Verschiebung bzw. Belastung der mit dem Rotor verbundenen Pumpenteile führen

würde. Die Druckflächen 70, 72 der Mittelscheibe 40 und/oder die komplementären Flächen der Stützscheiben 36, 36' sind selbst aus verschleißfestem Material oder damit beschichtet.

Dem Ausfuhrungsbeispiel nach Fig. 4 ist eine Kompaktpumpe mit einem Gelenk, in dieser speziellen Ausgestaltung einem Schiebegelenk 92, zu entnehmen. Obwohl das Schiebegelenk 92 auf sehr kurze Distanz im Stande ist, die vom Rotor verursachte exzentrische Umlaufbewegung in eine zentrische umzusetzen, wird auch bereits im Bereich der Gleitringdichtung 88 eine Dämpfung der oszillierenden Umlaufbewegung durch eine Durchmesserreduzierung 90 bewirkt. Diese erste Durchmesserreduzierung 90 gibt der Rotorverlängerung ein höheres Elastizitätsverhalten und überträgt somit eine geringere Winkelbelastung auf das Gelenk 92. Das über die radiale Bohrung 78 der Dichtscheibe 82 einzugebende Sperrmittel füllt den Bereich der Gleitringdichtung ebenso aus wie den Raum 98, in dem das Schiebegelenk 92 angeordnet ist. Durch die im Gleitring befindliche Zentralbohrung 94 erstreckt sich die Rotorverlängerung, die aus dem Rotorkopf 26 und dem Ansatz 96 besteht. Der Ansatz 96 steht an seinem rechten Ende mit einem Teil des Schiebegelenks 92 in Verbindung, von dem aus die Antriebskraft auf den Rotor 28 übertragen wird. Im Bereich der Zentralbohrung 94 schließt an die Durchmesserreduzierung, die sich als Einschnürung bzw. als Kerbe darstellt, der Rotorkopf 26 an. Auf dem Rotorkopf sitzt ein Klemmstück 100 an dem sowohl die Feder 102 als auch ein Faltenbalg 104 gehalten ist. Der Faltenbalg 104, der radial näher zur Pumpenlängsachse angeordnet ist als die Feder 102, dichtet gemeinsam mit dem Gleitring 106 den Sperrmittelraum 80 zum Pumpeneinlaßgehäuse 84 hin ab.

Aus der Fig. 5 geht eine Exzenterschneckenpumpe hervor, die weitestgehend dem Ausfuhrungsbeispiel der Fig. 4 entspricht. Der wesentliche Unterschied dieses Ausführungsbeispiel Fig. 5 besteht darin, daß sich direkt an den Rotor 28 eine zweite Durchmesserreduzierung 108 anschließt. Beide Durchmesserreduzierungen 90, 108 können die gleiche Breite b und den gleichen Durchmesser d haben. Der Abstand A der Durchmesserreduzierungen 90, 108 entspricht dabei dem 3,2fachen des Wertes der Durchmesserreduzierung bzw. dem Querschnitt der dementsprechenden Rotorkopf- und Rotorverlängerungsabschnitte. Je nachdem welcher Werkstoff gewählt wurde bzw. erforderlich ist, kann die Breite b der zweiten

Durchmesserreduzierung 108 größer aus als die Breite der Durchmesserreduzierung 90 sein. Ebenso unterschiedlich kann auch der Durchmesser d der Durchmesserreduzierungen 90, 108 sein. Zur Vermeidung von unnötigem Verschleiß sind die Durchmesserreduzierungen in der Form von Rundkerben eingebracht. Zur Verbesserung der Dichtungsfunktion sind der Faltenbalg 104 und die Feder 106 zwischen den Durchmesserreduzierungen auf einem Teil des Rotorkopfes 26 befestigt, dessen Durchmesser D dem 0,5-bis 2fachen des Rotordurchmessers entspricht.

Sollte in der sogenannten Pumpenlaterne, in der das Schiebegelenk 92 mit seinen beiden Lineareinheiten angeordnet ist, ein anderes flüssiges Betriebsmittel eingesetzt werden als das Sperrmittel, so wird hier eine doppelseitige Gleitringdichtung zum Einsatz kommen.

In Fig. 6 ist eine Dichtung 110 dargestellt, bei der beidseitig an der Dichtscheibe 82 Gleitringe 34, 34' an den Gleitflächen 114, 114' anliegen. Der Gleitring 34' liegt unter dem Druck der Feder 102' an der rechten Dichtfläche der Dichtscheibe 82 an. Der Durchmessersprung zwischen dem Rotorkopf 26 und dem Ansatz 96 bezüglich der Fixierung und Lageranpassung des Gleitrings 34' wird durch das im Durchmesser verstärkte Klemmstück 112 ausgeglichen. Beide Klemmstücke sind mittels Schrauben mit dem Rotor verspannt. Das Schiebegelenk verfügt über zwei um 90° versetzte Lineareinheiten bestehend aus Profilschienen und dazugehörigen Wagen.