Reibungspumpenvorrichtung Bekanntlich wird zwischen den Gleit flächen von Gleitlagern eine tragfähige Öl schicht dadurch erzeugt, dass das durch eine Pumpe bereitgestellte Öl infolge der Ad- häsions- und Zähigkeitsreibung zwischen dem Wellenzapfen und den Lagerschalen mit dem Wellenzapfen umläuft, und dass dadurch zu sätzlich zum Pumpendruck eine Druck steigerung in der Ölschicht entsteht, die bei genügender Gleitgeschwindigkeit so gross -erden kann, dass der Wellenzapfen trotz der auf ihm ruhenden Belastung auf der Öl schicht schwimmend erhalten wird.
Die Drucksteigerung einer solchen Ölschicht lässt sich auch dadurch erreichen, dass der Quer schnitt des zu schmierenden Spaltes an geeig neter Stelle gedrosselt oder allmählich ver engt wird.
Es wurde schon vorgeschlagen, nach diesem Prinzip der Ölkeilwirkung Reibungs pumpen auszubilden, indem man einen zy lindrischen Pumpenteil exzentrisch in einem ebenfalls zylindrischen Gehäuse etwas grö sseren Durchmessers umlaufen lässt, so dass sich zwischen den beiden ein von der Ansaug öffnung bis zur Austrittsöffnung im Gehäuse keilförmig verengender Spalt bildet.
Zum Zwecke einer gewissen Einstellbar keit wurde auch schon vorgeschlagen, das etwa mehrteilig ausgebildete Gehäuse ela stisch zu lagern. Der umlaufende Pumpen teil liegt nach diesem bekannten Vorschlag bei Stillstand der Pumpe unter Überdeckung der Austrittsöffnung an der Gehäuseinnen- wand auf. Sobald nun die Pumpe anläuft, entsteht im sichelförmigen Pumpenraum Öl druck, und unter diesem Druck hebt sich das Gehäuse vom umlaufenden Pumpenteil ab, so dass das Öl durch die nunmehr frei ge wordene Auslassöffnung aus der Pumpe aus treten kann.
Durch das Nachgeben des Gehäuses wird aber auch ein direkter Über gang zu der unmittelbar neben dem Auslass beginnenden Ansaugzone des Pumpenraumes frei und das Drucköl kann ungehindert in diese Zone übertreten. Der Förderwirkungs grad einer solchen Pumpe ist daher äusserst gering; er wird sogar mit zunehmendem Nachgeben des Pumpengehäuses, also mit zunehmender Querschnittvergrösserung des Ölübertrittsweges, so schnell abfallen, dass die Pumpe praktisch nur für kleinste Förder mengen bei schlechtem Wirkungsgrad an gewendet werden kann.
Diese Nachteile sollen gemäss der Er findung behoben werden. Die aus einem umlaufenden zylindrischen Teil und einem diesen umgebenden feststehenden Gehäuse teil bestehende Reibungspumpenvorrichtung zeichnet sich gemäss der Erfindung dadurch aus, dass der umlaufende zylindrische Pum penteil konzentrisch zum feststehenden Ge häuseteil angeordnet ist, derart, dass sich mindestens ein zylindrischer Spalt ergibt, der an seinen Enden je eine kammerartige Er weiterung bildet, die mit der Saug- bzw. Druckleitung in Verbindung stehen und mit ihrer dem Spalt gegenüberliegenden Wand dicht an den umlaufenden Teil anschliessen.
Vorzugsweise kann die vordere Wand der Eintrittskammer und insbesondere aber die hintere Wand der Austrittskammer radial zur Mantelfläche des umlaufenden Teils an geordnet sein.
Der Ringspalt kann mit diffusorartiger Erweiterung in die Austrittskammer über gehen.
In der Zeichnung sind Ausführungsbei spiele desErfindungsgegenstandes dargestellt. Es zeigt Fig. 1 die Ausbildung einer Reibungs pumpe im achssenkrechten Schnitt, Fig. 2 eine Ausführung für eine Wasser i turbine, bei der die im Axialschnitt dar gestellte Versorgungseinrichtung auf dem Spurlagertragkopf angeordnet ist, und Fig.3 ein einzelnes, radial bewegliches und durch eine Feder an den Pumpenläufer angedrücktes Segmentstück einer weiteren Ausführungsform im achssenkrechten Schnitt.
Nach Fig. 1 ist die Reibungspumpe als eine Schmierölpumpe ausgebildet, welche einen mit der Welle im Pfeilsinn umlaufenden Zylinderteil 1 aufweist, welcher den Pumpen läufer bildet. Dieser ist unter Freilassung eines Ringspaltes 2 von einem feststehenden Gehäuseteil 3 umgeben, wobei 1 zu 3 kon zentrisch angeordnet ist. Der Ringspalt ist einerends mit einer Ölaustrittskammer 5 verbunden, wobei dieser Ringspalt hinter der Austrittskammer 5 durch eine auf dem um laufenden Pumpenteil 1 dicht aufliegende Wand 6 sowie vor der Eintrittskammer 4 durch eine ebenfalls dicht aufliegende Wand 7 begrenzt wird.
Die Wand 6 bildet mit ihrer einen Seite eine Stauwand 6a. Die beiden Wände 6 bzw. 7 sind radial zur Mantelfläche des umlaufenden Pumpenteils 1 angeordnet. Beim Umlauf des Pumpenteils 1 wird das Öl infolge seiner Adhäsions- und Zähigkeits reibung von diesem mit nahezu gleicher Um- fangsgeschwindigkeit mitgenommen, also aus der Oleintrittskammer 4 angesaugt und durch den Ringspalt 2 gefördert. An der Stauwand 6a staut sich dann das Öl, wobei dessen Geschwindigkeit in hydrostatischen Druck umgesetzt wird.
Dieser Druck dient dazu, das Öl durch die an die Auslassöffnung der Öl- austrittskammer 5 angeschlossene Leitung hindurchzudrücken. Zur Erhöhung der Förderwirkung kann der Ringspalt 2, wie durch strichpunktierte Linien dargestellt ist, im Bereich der Ölaustrittsstelle 8 diffusor- artig ausgebildet sein.
Während des Betriebes wird am vordern Ende des Spaltes durch die Pumpwirkung des Spaltes die Flüssigkeit, vorzugsweise Öl, angesaugt, und am Ende des Spaltes die Geschwindigkeit der Flüssigkeit infolge An stauung an der Stauwand in statischen Druck umgewandelt und so über die Auslassöffnung in die Druckleitung weitergefördert.
In der Regel wird man als Läufer der Reibungspumpe, die vorwiegend als Schinier- mittelpumpe geeignet ist, eine freie Länge der Welle der zu schmierenden Maschine oder einen andern geeigneten Bauteil verwenden.
Sofern es sich bei dein umlaufenden Teil der Pumpe um einen Maschinenteil grösseren Durchmessers handelt, wie es sich z. B. ergibt, wenn die Reibungspumpe am Spurlagerring einer Wasserturbinenwelle angeordnet wird, genügt unter Umständen eine nur über einen Teil des Umfanges sich erstreckende Rei bungspumpe, um den gewünschten Förder- druck zu erzeugen.
In solchen Fällen können am Umfang eines gemeinsamen Pumpen läufers mehrere Reibungspumpen hinter einander angeordnet werden, deren Saug- und Druckleitungen an einen gemeinsamen Saugraum bzw. an eine gemeinsame Abfluss- leitung angeschlossen sind. Dabei können die feststehenden Teile dieser Einzelpumpen aus einem Stück, beispielsweise aus einem zy lindrischen Gehäuse, gebildet werden.
Eine solche Ausführung ist in der Fig. 2 dargestellt.
Bei dem in Fig. 2 dargestellten Ausfüh rungsbeispiel dient die Reibungspumpe dazu. um den äussern, über Ölkühler, Vorrats behälter usw, führenden Umlauf des Schmier öls einer vertikalachsigen Wasserturbine auf rechtzuerhalten. Für die gleichen bzw. ent sprechenden Teile sind dieselben Bezugs zeichen wie in der vorhergehenden Figur ver wendet.
Mit einer Turbinenlaufradwelle 9 ist der mit seinem Spurring 11 auf Tragplatten 10 gelagerte und bis zum Ölstand 14 in einen Ölbehälter 18 eintauchende Spurlagertrag- ring 1 fest verbunden.
Dieser Tragring bildet gleichzeitig den Läufer der Reibungspumpe und ist unter Freilassung eines Ringspaltes 2 von einem freistehenden Gehäuse 3 umgeben, welches auf dem Bund 13 des Pumpenläufers sowie an den Tragplatten 10 dicht aufsitzt bzw. anliegt. Die Öleintrittsöffnungen der Reibungspumpe sind hier wiederum mit 4 bezeichnet und mit einem Aufnahmeraum 16 für das aus dem Spurlager 10, 11 austretende Öl verbunden. Bei diesem Ausführungs beispiel bildet das Gehäuse 3 mit dem Auf nahmeraum 16 eine bauliche Einheit.
Bei Umlauf der Turbine wird das heisse Öl aus dem Aufnahmeraum 16 durch die Öleintritts- öffnung 4 hindurch angesaugt, in die Öl- austrittskammer 5 gepumpt und von dort aus über die Leitung 22 einem Ölkühler 17 zu geleitet. Das aus diesem Kühler austretende gekühlte Öl fliesst dann in einen Sammel- behälter 15 und von da aus wieder zurück ins Spurlagergehäuse. Durch strichpunktierte Linien und Pfeile ist dieser Umwälzweg an gedeutet.
Es ist unter Umständen schwierig, die den Spalt bzw. die Spalte begrenzenden Ölstau wände gegen die Mantelfläche des Pumpen läufers dicht zu halten. Es kann nämlich vor kommen, dass sich der feststehende Teil der Reibungspumpe, insbesondere bei Anwen dung derselben an hochbelasteten Lagern, unter Einwirkung der Temperaturschwan kungen des im Ringspalt der Pumpe fliessen den heissen Öls verzieht und demzufolge sich ein Teil der Stauwände von der Mantelfläche des Pumpenläufers abhebt. Das Öl könnte dann von einer Ölaustrittskammer in eine, in Umfangrichtung gesehen, dahinterliegende Öleintrittskammer übertreten.
Damit sinkt aber der Ölförderwirkungsgrad unter Um ständen beträchtlich. Um nun derartige Störungen zu vermeiden, ist es zweckmässig, das feststehende Zylindergehäuse zu unter teilen und es aus radial beweglich gelagerten, vorzugsweise gleich grossen Segmentstücken zu bilden, die durch ein Druckmittel, bei spielsweise durch Druckfedern oder auch mittels des Druckkolbens eines Servomotors an die Mantelfläche des Pumpenläufers ge drückt werden. Dabei wird man den Anpress- druck des Druckmittels einstellbar ausführen.
Es ist dann möglich, den Anpressdruck nur so gross zu wählen, dass bei einem vorhande nen Betriebs-Öldruck einer Reibungspumpe gerade noch ein öldichter Abschluss der Seg- mentauflageflächen auf dem Pumpenläufer erzielt wird und so ein Mehraufwand an An triebsleistung für die Pumpe zur überwin- dung der Reibung zwischen den Segmenten und dem Pumpenläufer möglichst gering bleibt.
Wie aus Fig. 3 ersichtlich ist, besteht das den Pumpenläufer 1 umgebende Gehäuse aus einzelnen Segmentstücken 19, 19', die radial beweglich gelagert sind und durch einstell bare Druckfedern 20 gegen die Mantelfläche des Pumpenläufers 1 angedrückt werden. Der Ringspalt 2 ist hier im Bereich der Öl- austrittstelle diffusorartig erweitert (bei 8). Die beiden den Ringspalt 2 begrenzenden Wände liegen unter der Wirkung des Feder druckes mit ihren Rändern 60 bzw. 70 dicht an der Mantelfläche des Pumpenläufers an.
Im übrigen sind dieselben Bezugszeichen wie in den vorhergehenden Figuren verwendet. Auch hier können die einzelnen Ein- und Aus lasskammern durch Sammelleitungen mit dem Spurlagerraum bzw. der Abflussleitung zum Kühler verbunden sein.
Es sind hier mehrere Spalten vorhanden, die je zur Bildung einer Einzelpumpe dienen.
Friction pump device As is known, a stable oil layer is created between the sliding surfaces of plain bearings in that the oil provided by a pump circulates between the shaft journal and the bearing shells with the shaft journal as a result of the adhesive and viscosity friction between the shaft journal and the bearing shells There is an increase in pressure in the oil layer which, if the sliding speed is sufficient, can become so great that the shaft journal is kept floating on the oil layer despite the load resting on it.
The pressure increase in such an oil layer can also be achieved by throttling or gradually narrowing the cross-section of the gap to be lubricated at a suitable point.
It has already been proposed to design friction pumps according to this principle of the oil wedge effect by rotating a cylindrical pump part eccentrically in a likewise cylindrical housing of somewhat larger diameter, so that a wedge-shaped from the suction opening to the outlet opening in the housing between the two narrowing gap forms.
For the purpose of a certain adjustable speed it has also been proposed to store the approximately multi-part housing ela stically. According to this known proposal, when the pump is at a standstill, the rotating pump part rests on the inner wall of the housing, covering the outlet opening. As soon as the pump starts up, oil pressure arises in the crescent-shaped pump chamber, and under this pressure the housing lifts off the rotating pump part, so that the oil can exit the pump through the outlet opening that has now become free.
However, the yielding of the housing also releases a direct transition to the suction zone of the pump chamber that begins immediately next to the outlet and the pressurized oil can pass into this zone unhindered. The pumping efficiency of such a pump is therefore extremely low; it will even drop so quickly with increasing yielding of the pump housing, i.e. with increasing cross-sectional enlargement of the oil transfer path, that the pump can practically only be used for the smallest delivery quantities with poor efficiency.
These disadvantages are to be remedied according to the invention. The friction pump device consisting of a circumferential cylindrical part and a stationary housing part surrounding it is characterized according to the invention in that the circumferential cylindrical pump part is arranged concentrically to the stationary housing part, in such a way that at least one cylindrical gap results at its The ends each form a chamber-like extension that is connected to the suction or pressure line and with its wall opposite the gap tightly adjoins the circumferential part.
Preferably, the front wall of the inlet chamber and in particular the rear wall of the outlet chamber can be arranged radially to the lateral surface of the circumferential part.
The annular gap can go over into the exit chamber with a diffuser-like expansion.
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are shown in the drawing. It shows Fig. 1 the formation of a friction pump in a perpendicular section, Fig. 2 an embodiment for a water i turbine, in which the supply device in the axial section is placed on the thrust bearing support head, and Fig.3 a single, radially movable and through a spring pressed against the pump rotor segment piece of a further embodiment in a vertical section.
According to Fig. 1, the friction pump is designed as a lubricating oil pump, which has a rotating with the shaft in the direction of the arrow cylinder part 1, which forms the pump runner. This is surrounded by a fixed housing part 3 leaving an annular gap 2, wherein 1 to 3 is arranged concentrically kon. One end of the annular gap is connected to an oil outlet chamber 5, this annular gap being delimited behind the outlet chamber 5 by a wall 6 lying tightly on the pump part 1 and in front of the inlet chamber 4 by a wall 7 which is also tightly seated.
The wall 6 forms with its one side a retaining wall 6a. The two walls 6 and 7 are arranged radially to the jacket surface of the rotating pump part 1. When the pump part 1 rotates, the oil is carried along by it at almost the same circumferential speed due to its adhesive and viscosity friction, that is, it is sucked out of the oil inlet chamber 4 and conveyed through the annular gap 2. The oil then accumulates on the retaining wall 6a, its speed being converted into hydrostatic pressure.
This pressure is used to force the oil through the line connected to the outlet opening of the oil outlet chamber 5. To increase the conveying effect, the annular gap 2, as shown by dash-dotted lines, can be designed in the manner of a diffuser in the area of the oil outlet point 8.
During operation, the liquid, preferably oil, is sucked in at the front end of the gap by the pumping action of the gap, and at the end of the gap the speed of the liquid is converted into static pressure as a result of accumulation on the retaining wall and thus conveyed through the outlet opening into the pressure line .
As a rule, a free length of the shaft of the machine to be lubricated or another suitable component is used as the rotor of the friction pump, which is mainly suitable as a lubricant pump.
If your rotating part of the pump is a machine part with a larger diameter, as it is, for. For example, if the friction pump is arranged on the thrust bearing ring of a water turbine shaft, a friction pump extending only over part of the circumference may be sufficient to generate the desired delivery pressure.
In such cases, several friction pumps can be arranged one behind the other on the circumference of a common pump rotor, the suction and pressure lines of which are connected to a common suction space or to a common drainage line. The stationary parts of these individual pumps can be formed from one piece, for example from a cylindrical housing.
Such an embodiment is shown in FIG.
In the exemplary embodiment shown in Fig. 2, the friction pump is used. in order to maintain the external circulation of the lubricating oil of a vertical-axis water turbine, which is routed via oil coolers, storage tanks, etc. For the same or corresponding parts, the same reference characters are used as in the previous figure.
The thrust bearing support ring 1, which is mounted with its track ring 11 on support plates 10 and dips into an oil tank 18 up to the oil level 14, is firmly connected to a turbine impeller shaft 9.
This support ring also forms the rotor of the friction pump and, leaving an annular gap 2 free, is surrounded by a free-standing housing 3 which sits tightly on the collar 13 of the pump rotor and on the support plates 10. The oil inlet openings of the friction pump are again denoted by 4 here and are connected to a receiving space 16 for the oil emerging from the thrust bearing 10, 11. In this embodiment, the housing 3 forms a structural unit with the receiving space 16.
As the turbine rotates, the hot oil is sucked in from the receiving space 16 through the oil inlet opening 4, pumped into the oil outlet chamber 5 and from there to an oil cooler 17 via the line 22. The cooled oil emerging from this cooler then flows into a collecting container 15 and from there back into the thrust bearing housing. This circulation path is indicated by dash-dotted lines and arrows.
It is sometimes difficult to keep the oil stagnation walls delimiting the gap or the gap tight against the outer surface of the pump rotor. It can happen that the stationary part of the friction pump, especially when it is used on highly loaded bearings, warps under the influence of the temperature fluctuations of the hot oil flowing in the annular gap of the pump, and consequently some of the retaining walls move away from the outer surface of the pump rotor takes off. The oil could then pass from an oil outlet chamber into an oil inlet chamber located behind it, viewed in the circumferential direction.
However, this may reduce the oil pumping efficiency considerably. In order to avoid such disturbances, it is useful to divide the stationary cylinder housing and to form it from radially movably mounted, preferably equally sized segment pieces, which are attached to the lateral surface by a pressure medium, for example by compression springs or by means of the pressure piston of a servo motor of the pump rotor must be pressed. The pressure of the pressure medium will be adjustable.
It is then possible to select the contact pressure only so high that, with an existing operating oil pressure of a friction pump, an oil-tight seal of the segment contact surfaces on the pump rotor is achieved, thus increasing the drive output for the pump to overcome. The friction between the segments and the pump rotor remains as low as possible.
As can be seen from Fig. 3, the housing surrounding the pump rotor 1 consists of individual segment pieces 19, 19 'which are mounted so as to be radially movable and which are pressed against the outer surface of the pump rotor 1 by adjustable compression springs 20. The annular gap 2 is widened like a diffuser in the area of the oil outlet point (at 8). The two walls delimiting the annular gap 2 are under the action of the spring pressure with their edges 60 and 70 close to the lateral surface of the pump rotor.
Otherwise, the same reference symbols are used as in the previous figures. Here, too, the individual inlet and outlet chambers can be connected to the track storage room or the discharge line to the cooler by collecting lines.
There are several columns here, each of which is used to form a single pump.