Zahnradpumpe Die Erfindung betrifft eine Zahnradpumpe mit einem eine Ein- und eine Auslassöffnung aufwei senden Pumpengehäuse und zwei zur Flüssigkeits förderung bestimmten Zahnrädern, bei der die Lager für die Zahnradzapfen mindestens auf einer Seite der Zahnräder durch eine gemeinsame Durchgangsboh rungen aufweisende flache Lagerplatte gebildet sind, welche im Betrieb zur Abdichtung der Pumpenkam mern an die Zahnradseitenflächen angepresst ist.
Zahnradpumpen haben den Vorteil, dass sie einen sehr einfachen Aufbau besitzen, doch kann ihre Wirksamkeit bei hohen Drücken auf der Austritts seite nur dann befriedigen, wenn sie mechanisch genau ausgeführt sind, da der volumetrische Nutz effekt derartiger Pumpen die Tendenz hat, abzu sinken, wenn die Leckverluste durch die abgedich teten Flächen hindurch ansteigen.
Der volumetrische Nutzeffekt lässt sich bis zu einem gewissen Grad erhöhen, indem man die ein zelnen Pumpenteile mit hoher Genauigkeit bearbeitet. Die dadurch erzielbare Verbesserung ist aber be grenzt durch den Umstand, dass, je kleiner das Spiel zwischen den sich bewegenden Pumpenteilen wird, desto grösser die Gefahr für die im Betriebe ste hende Pumpe durch Anfressen der Lager ist. Eine Pumpe, die nur ein ursprünglich kleines Arbeits spiel besitzt, weist eine kurze Lebensdauer auf und ist der Gefahr einer raschen Zerstörung ausge setzt.
Zur Beseitigung der Nachteile der bekannten Pumpen hat man bereits vorgeschlagen, die Dich tung zwischen den Seitenflächen der Zahnräder da durch zu verbessern, dass man an diese Seiten flächen anliegende und die Pumpenkammer begrenzende stationäre Organe unter Druck setzt, um diese Organe gegen die Zahnradseiten flächen zu pressen. Die hierbei zur Anwendung kommenden Drücke entsprechen im allgemeinen den jenigen, die auf der Druckseite der Pumpen und damit denjenigen in den Pumpenkammern herrschen.
Bei den bekannten Pumpen mit Druckbeaufschla- gung kommen Lager für die Zahnräder zur Ver wendung, die mit Flanschen versehen sind. Diese Flansche bilden jeweils die seitlichen Abschlusswan- dungen der Pumpenkammern. Bei der Verwendung je eines Lagers für jeden der vorhandenen Zahn radzapfen zeigt es sich, dass sich die Lager inner halb nies Pumpengehäuses festsetzen, wodurch ihnen die Möglichkeit einer axialen Verschiebung genom men ist.
Es hat sich aber gezeigt, dass die Beweg lichkeit der Lager innerhalb bestimmter Grenzen bei diesem Pumpentyp mit Druckbeaufschlagung von wesentlicher Bedeutung ist, indem die Lager zufolge des Festsetzens im Pumpengehäuse daran verhin dert werden, in dichte Berührung mit den Zahn radseitenflächen zu treten. Die Laufflächen der Lagerschalen der Zahnradzapfen sind dabei leicht einer Beschädigung ausgesetzt, verursacht durch Anfressen, insbesondere wenn die Arbeitsbedingun gen derart sind, dass relativ hochfrequente Druck schwankungen induziert werden.
Die erfindungsgemässe Zahnradpumpe zeichnet sich dadurch aus, dass zwecks Erzeugung der Anpress- kraft zum Anpressen der Lagerplatte an die Seiten flächen der Zahnräder ein Teil der Aussenfläche der Lagerplatte mit der Druckseite der Pumpe verbun den und der unter Druck stehende Teil der Aussen fläche der Lagerplatte von dem die Enden der bei den Lagerbohrungen enthaltenden Teil dieser Aussen fläche durch ein endloses, mit der Lagerplatte und der gegenüberliegenden Gehäusewand zusammen wirkendes Dichtungsorgan getrennt ist.
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel des Erfindungsgegenstandes dargestellt. Es zeigt: Fig. 1 einen Längsschnitt durch die Zahnrad pumpe, Fig. 2 einen Schnitt nach der Linie 2-2 in Fig. 1, Fig. 3 einen Schnitt nach der Linie 3-3 in Fig. 1, Fig. 4 einen Schnitt nach der Linie 4-4 in Fig. 1 und Fig. 5 einen Schnitt nach der Linie 5-5 in Fig. 2.
Die Zahnradpumpe weist ein Pumpengehäuse 1 mit zwei miteinander verbundenen Kammern 2 und 3 und einem Deckel 4 auf, der mittels Schrauben bolzen 5 dichtschliessend auf dem Gehäuse 1 be festigt ist.
Zwei miteinander kämmende, zur Flüssigkeits förderung bestimmte Zahnräder 6 und 7 sind in den Pumpenkammern 2 und 4 untergebracht. Sie sind mit Zapfen 8 versehen, die in Lagern 9 und 9a drehbar gelagert sind. Die Anordnung dieser Lager 9 und 9a ist derart vorgesehen, dass sie zwecks Bil dung der Seitenwände der Pumpenkammern 2 und 3 sich an die Seitenflächen der Zahnräder 6 und 7 anlegen. Die Lager 9 und 9a weisen im Umkreis die Form einer Acht auf, sind verschiebbar in das Pumpengehäuse 1 eingepasst und je als platten- förmige flache Körper ausgebildet.
Jeder platten- förmige Körper ist mit zwei Durchgangsbohrungen zur Aufnahme je eines Zapfens jedes Zahnrades versehen.
Eine drehbare öldichtung 10 ist im Pumpen gehäuse 1 zwecks Bildung eines Dichtungsorgans um den die Antriebswelle bildenden Zapfen ange ordnet. Eine Kammer A befindet sich zwischen der Aussenfläche der Lagerplatte 9 und der Innenfläche des Deckels 4. Diese Kammer A ist in zwei Zonen oder Unterkammern 11 und 12 unterteilt, zu wel chem Zwecke ein verstärktes Dichtungsorgan vor gesehen ist. Die Lagerplatte 9 wird im Betrieb zur Abdichtung der Pumpenkammern 2, 3 gegen die Sei tenflächen der Zahnräder 6 und 7 gedrückt, und zwar durch Beaufschlagung der Zone 12 ihrer von den Zahnrädern abgekehrten Aussenseite durch die unter dem in der öffnung 14 herrschenden Druck stehenden Flüssigkeit.
In Fig.3 sind durch die Pfeile die Drehrich-. Lungen der beiden Zahnräder 6 .und 7 angegeben. 1VIit 13 ist die Einlassöffnung und mit 14 die Aus lassöffnung des Pumpengehäuses 1 bezeichnet.
Das Dichtungsorgan ist aus einem endlosen flexiblen Ring 15 gebildet, der die Niederdruck zone 11, welche die Enden der beiden Lagerboh rungen der Platte 9 enthält, umschliesst und dessen Dicke so bemessen ist, dass er zwischen die Aussen fläche der Lagerplatte 9 und die Innenfläche des Deckels 4 eingespannt ist und die beiden Zonen 11 und 12 voneinander trennt.
Eine separate Druckentlastungsplatte 16 ist zur Aufrechterhaltung der Form des Ringes 15 vorge sehen. Ihre Dicke ist kleiner als die Tiefe der Nie derdruckzone 11. Der Umriss der vom Ring 15 umschlossenen Druckentlastungsplatte 16 entspricht demjenigen der Niederdruckzone 11. Der Ring 15 lieb ferner innerhalb einer Führungsplatte 17, die sich in der äussern, die Hochdruckzone darstellen den Zone 12 befindet. Die Führungsplatte 17 ver hindert eine Formänderung des elastischen endlosen Ringes 15. Die Kammer 11 ist über einen Spalt 23 mit der Einlassöffnung 13 und die Kammer 12 über einen Spalt 22 mit der Auslassöffnung 14 verbunden.
Die Druckentlastungsplatte 16 ist mit einer Boh rung 18 gegenüber der Einlassöffnung 13 versehen, während die Führungsplatte 17 eine gegenüber der Auslassöffnung 14 befindliche Bohrung 19 besitzt, so dass ein Druckausgleich auf beiden Seiten der Platten 16, 17 gesichert ist.
Die Innenseite der Lagerplatten 9, 9a ist so wohl angrenzend an die Einlassöffnung 13 als auch angrenzend an die Auslassöffnung 14 mit je einer Vertiefung 20 versehen. Diese Vertiefungen 20 er möglichen einerseits den Zutritt von Flüssigkeit von der Profilseite der Zahnräder in die Zahnlücken und verhindern anderseits die Flüssigkeit, von der Druckseite her in die Zahnlücken der Zahnräder einzudringen.
Die Dichtungsflächen der Lagerplatten sind mit Nuten 21 zur Rückleitung von Flüssigkeit von den Zapfen 8 nach der Niederdruckseite versehen.
Wenn die Pumpe im Betriebe steht und die Zahnräder in der in Fig. 3 gezeigten Drehrichtung rotieren, tritt Flüssigkeit durch die Einlassöffnung 13 ein und wird nach der Auslassöffnung 14 be fördert.
Flüssigkeit tritt von der Druckseite her in den Spalt 22 zwischen der Wandung des Pumpen gehäuses und dem Umfang der Lagerplatte 9 sowie durch die Bohrung 19 in der Führungsplatte 17 in die Zone 12 über, welch letztere auf der Aussen seite des Dichtungsorgans 15 zwischen der Lager platte 9 und dem Gehäusedeckel 4 sich befindet zwecks Erzeugung der Anpresskraft zum Anpressen der Platte 9 an die Seitenflächen der Zahnräder 6, 7, während die Zone innerhalb der vom Dich tungsorgan 15 umschlossenen Fläche durch die Bohrung 18 und den Spalt 23 mit der Einlassöff- nung 13 verbunden ist und demnach unter dem Druck auf der Einlassseite der Pumpe gehalten wird.
Es ergibt sich, dass ein Teil der Aussenfläche der Lagerplatte 9, der sich zur Hauptsache rechts der Ebene in Fig. 2, in der die Achsen der beiden Zahnräder der Pumpe liegen, befindet, unter der Wirkung des Druckes auf der Druckseite der Pumpe steht, während die restliche Fläche einschliess lich desjenigen Teils, durch welche sich die Enden der Zahnradwelle 8 erstrecken, unter dem auf der Einlassseite der Pumpe herrschenden Drucke stehen.
Die Pumpe lässt sich für Flüssigkeiten mit hohen oder niedrigen Viskositätsgraden verwenden.
Bei der beschriebenen Ausführungsform der Zahnradpumpe könnte auch die zweite Lagerplatte 9a analog der Lagerplatte 9 ausgebildet und eine Kammer zwischen deren Aussenfläche und der Innenfläche des Bodens des Gehäuses 1 vorhanden sein, die in eine Hochdruckzone und eine Nieder- druckzone 12 bzw. 11 unterteilt ist, welche Zonen mit der Druckseite bzw. der Einlassöffnung verbun den sind.
Gear pump The invention relates to a gear pump with an inlet and an outlet opening aufwei send pump housing and two gears intended for liquid delivery, in which the bearings for the gear pin are formed at least on one side of the gears by a common through holes having flat bearing plate, which is pressed against the gear side surfaces during operation to seal the pump chambers.
Gear pumps have the advantage that they have a very simple structure, but their effectiveness at high pressures on the outlet side can only be satisfied if they are mechanically accurate, since the volumetric useful effect of such pumps has a tendency to decrease when the leakage losses increase through the sealed surfaces.
The volumetric efficiency can be increased to a certain extent by machining the individual pump parts with high accuracy. However, the improvement that can be achieved is limited by the fact that the smaller the play between the moving pump parts, the greater the risk for the pump standing in operation due to seizure of the bearings. A pump that originally only has a small work game, has a short life and is exposed to the risk of rapid destruction.
To eliminate the disadvantages of the known pumps, it has already been proposed that you improve the device between the side surfaces of the gears because by that you put surfaces adjacent to these sides and the pump chamber delimiting stationary organs under pressure to these organs against the gear sides press. The pressures used here generally correspond to those that prevail on the pressure side of the pumps and thus those in the pump chambers.
In the known pumps with pressurization, bearings for the gears are used which are provided with flanges. These flanges each form the side walls of the pump chambers. When using one bearing for each of the existing toothed wheel journals, it turns out that the bearings get stuck inside the pump housing, which means that they have no possibility of axial displacement.
However, it has been shown that the mobility of the bearings within certain limits in this type of pump with pressurization is of essential importance in that the bearings are prevented from coming into tight contact with the gear side surfaces as a result of being stuck in the pump housing. The running surfaces of the bearing shells of the gear journals are easily exposed to damage, caused by pitting, especially if the working conditions are such that relatively high-frequency pressure fluctuations are induced.
The gear pump according to the invention is characterized in that, in order to generate the contact force for pressing the bearing plate against the side surfaces of the gears, part of the outer surface of the bearing plate is connected to the pressure side of the pump and the pressurized portion of the outer surface of the bearing plate is connected to which the ends of the part of this outer surface contained in the bearing bores is separated by an endless sealing element which cooperates with the bearing plate and the opposite housing wall.
An exemplary embodiment of the subject matter of the invention is shown in the drawing. It shows: Fig. 1 is a longitudinal section through the gear pump, Fig. 2 is a section along the line 2-2 in Fig. 1, Fig. 3 is a section along the line 3-3 in Fig. 1, Fig. 4 is a section along the line 4-4 in FIG. 1 and FIG. 5, a section along the line 5-5 in FIG. 2.
The gear pump has a pump housing 1 with two interconnected chambers 2 and 3 and a cover 4, which is fastened tightly by means of screw bolts 5 on the housing 1 BE.
Two intermeshing gears 6 and 7 intended for liquid delivery are housed in the pump chambers 2 and 4. They are provided with pins 8 which are rotatably mounted in bearings 9 and 9a. The arrangement of these bearings 9 and 9a is provided in such a way that they rest against the side surfaces of the gears 6 and 7 for the purpose of forming the side walls of the pump chambers 2 and 3. The bearings 9 and 9a have the shape of a figure eight in the periphery, are slidably fitted into the pump housing 1 and are each designed as plate-shaped flat bodies.
Each plate-shaped body is provided with two through bores for receiving one pin of each gear wheel.
A rotatable oil seal 10 is arranged in the pump housing 1 to form a sealing member around the pin forming the drive shaft. A chamber A is located between the outer surface of the bearing plate 9 and the inner surface of the cover 4. This chamber A is divided into two zones or sub-chambers 11 and 12, for wel chem purposes a reinforced sealing member is seen before. The bearing plate 9 is pressed during operation to seal the pump chambers 2, 3 against the Be tenflächen of the gears 6 and 7, by acting on the zone 12 of its outside facing away from the gears by the liquid under the pressure in the opening 14.
In Figure 3, the arrows are the direction of rotation. Lungs of the two gears 6 and 7 indicated. 1VIit 13 is the inlet opening and 14 the outlet opening of the pump housing 1 is designated.
The sealing member is formed from an endless flexible ring 15, which encloses the low pressure zone 11, which contains the ends of the two Lagerboh stanchions of the plate 9 and whose thickness is dimensioned so that it is between the outer surface of the bearing plate 9 and the inner surface of the Lid 4 is clamped and the two zones 11 and 12 separates from each other.
A separate pressure relief plate 16 is provided to maintain the shape of the ring 15 see. Its thickness is less than the depth of the low pressure zone 11. The outline of the pressure relief plate 16 enclosed by the ring 15 corresponds to that of the low pressure zone 11. The ring 15 is also located within a guide plate 17, which is located in the outer zone 12, which is the high pressure zone . The guide plate 17 prevents the elastic endless ring 15 from changing its shape. The chamber 11 is connected to the inlet opening 13 via a gap 23 and the chamber 12 is connected to the outlet opening 14 via a gap 22.
The pressure relief plate 16 is provided with a bore 18 opposite the inlet opening 13, while the guide plate 17 has a bore 19 located opposite the outlet opening 14 so that pressure equalization is ensured on both sides of the plates 16, 17.
The inside of the bearing plates 9, 9a is provided with a recess 20 each adjacent to the inlet opening 13 and also adjacent to the outlet opening 14. These depressions 20 allow on the one hand the entry of liquid from the profile side of the gears into the tooth gaps and on the other hand prevent the liquid from penetrating from the pressure side into the tooth gaps of the gears.
The sealing surfaces of the bearing plates are provided with grooves 21 for the return of liquid from the pin 8 to the low-pressure side.
When the pump is in operation and the gears rotate in the direction of rotation shown in Fig. 3, liquid enters through the inlet opening 13 and is promoted to the outlet opening 14 be.
Liquid passes from the pressure side into the gap 22 between the wall of the pump housing and the circumference of the bearing plate 9 and through the bore 19 in the guide plate 17 into the zone 12, the latter plate on the outside of the sealing member 15 between the bearing 9 and the housing cover 4 are located for the purpose of generating the pressing force for pressing the plate 9 against the side surfaces of the gears 6, 7, while the zone within the area enclosed by the sealing element 15 is through the bore 18 and the gap 23 with the inlet opening 13 is connected and is therefore kept under the pressure on the inlet side of the pump.
The result is that part of the outer surface of the bearing plate 9, which is mainly located to the right of the plane in Fig. 2 in which the axes of the two gear wheels of the pump are located, is under the effect of the pressure on the pressure side of the pump, while the remaining area including that part through which the ends of the gear shaft 8 extend, are under the pressure prevailing on the inlet side of the pump.
The pump can be used for liquids with high or low viscosity grades.
In the described embodiment of the gear pump, the second bearing plate 9a could also be designed analogously to the bearing plate 9 and a chamber could be present between its outer surface and the inner surface of the bottom of the housing 1, which is divided into a high pressure zone and a low pressure zone 12 or 11, which zones are connected to the pressure side or the inlet opening.