Verteiler von Flüssigkeiten, insbesondere Ölverteiler für Zentralschmiervorrichtungen Die Erfindung bezieht sich auf einen Verteiler von Flüssigkeiten, insbesondere auf einen Ölverteiler für Zentralschmiervorrichtungen, bei welchem gleich artige, in einem Gehäuse vereinigte Förderelemente durch die Druckkraft der zufliessenden und zu vertei lenden Flüssigkeit angetrieben werden.
Bei bekannten Vorrichtungen dieser Art muss die Zufuhr von Flüssigkeit zu den aktiven, meistens aus hin und her gehenden Kolben bestehenden För- derelementen durch besondere Organe gesteuert wer den. Die Förderung ist dabei intermittierend, und die Flüssigkeit tritt nacheinander zu den einzelnen Schmierstellen. Weil dabei der Druck der abgehenden Flüssigkeit ohne Verwendung besonderer Druck verstärker nicht grösser sein kann als der Druck der einströmenden Flüssigkeit, muss die Flüssigkeit dem Verteiler unter Umständen unter sehr grossem Druck zugeführt werden.
Sonst würde der Apparat unter Umständen stillstehen, und es könnte ein Betriebs unterbruch eintreten. Solche bekannte Verteiler be anspruchen ferner viel Platz und sind verhältnis mässig schwer. Um diese Nachteile zu vermeiden, stellt sich somit die Aufgabe, Vorrichtungen der er wähnten Gattung klein und leicht zu bauen und so zu gestalten, dass besondere ölsteuerorgane wegfal len, hin und her gehende Massen vermieden werden und unerwartete und grössere Widerstände in ein zelnen Zweigen betrieblich nicht schädlich werden können.
Erfindungsgemäss wird diese Aufgabe dadurch gelöst, dass die Förderelemente aus axial nebenein- anderliegenden, zwei- oder mehrachsigen Zahnrad pumpensätzen bestehen, bei denen zumindest die auf einer der Pumpenachsen angeordneten Räder drehfest mit dieser Achse verbunden sind, und dass die Zahn radpumpensätze durch Scheiben voneinander ge trennt sind, welche eintrittsseitig Öffnungen zur Ver- bindung oder für Verbindungsmittel der Pumpenein- trittsräume untereinander freilassen oder aufweisen, die Pumpenaustrittsräume aber gegeneinander ab schliessen.
In dieser Weise arbeiten die einzelnen Zahnrad pumpensätze als Motor oder als Pumpe, je nachdem, ob der betreffende Pumpensatz gegen einen kleinen oder grossen Flüssigkeitsdruck aufzukommen hat. Der Höchstflüssigkeitsdruck kann nun in einzelnen Pum pensätzen höhere Werte annehmen als in der Flüssig keitszuleitung, weshalb der Apparat auch als Druck übersetzer arbeitet. Massgebend für das Arbeitsver mögen des Ölverteilers ist lediglich die Gesamtarbeit aller Pumpensätze zusammen.
Durch diese Eigen schaft wird eine grössere Betriebssicherheit als bei be kannten Verteilern erreicht, indem selbst bei uner wartetem Druckwiderstand . in einzelnen Pumpen sätzen noch keine Störerscheinungen auftreten, so lange der Druckanstieg nicht allzugross wird.
In der Zeichnung sind Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes dargestellt. Es zeigen: Fig. 1 einen Querschnitt eines ersten Ausfüh- rungsbeispieles nach der Schnittlinie 1-I der Fig. 2, Fig.2 einen Längsschnitt nach der Schnittlinie, II-II der Fig. 1,
Fig. 3 einen Querschnitt eines zweiten Ausfüh- rungsbeispieles nach der Schnittlinie III-III der Fig. 4, Fig.4 einen Längsschnitt nach der Schnittlinie IV-IV der Fig. 3, Fig. 5 eine Gehäuse-Seitenansicht, Fig.6 einen Teilschnitt nach der Schnittlinie VI-VI der Fig. 3,
Fig.7 einen Querschnitt eines dritten Ausfüh- rungsbeispieles.
Im ersten Ausführungsbeispiel gemäss den Fig. 1 und 2 ist ein zweiachsiger Verteiler dargestellt, dem bei E die zu verteilende Flüssigkeit unter Druck zuströmt und aus dessen Zapfstellen bei A die Flüs sigkeit wegfliesst. 1 bezeichnet das Verteilergehäuse, 2 die beiden stirnseitigen Gehäusedeckel, 3 die Haupt achse und 4 die Nebenachse. Die Deckel sind durch vier Schrauben 5 am Gehäuse befestigt und nehmen die beiden Achsen in Lagern 6 auf. Der Verteiler weist sechs nebeneinanderliegende Zahnradpaare von unterschiedlicher Breite auf.
Die auf der Haupt achse 3 liegenden Zahnräder 7-12 sind durch einen gemeinsamen Keil 13 drehfest mit ihr verbunden, während die auf der Nebenachse 4 liegenden Zahn räder 14-19 lose mit ihr verbunden sind. In axialer Richtung sind alle Räder verschieblich aufgebracht. Zwei nebeneinänderliegende Zahnradpaare sind je durch eine Trennscheibe 20 voneinander distanziert, wobei zwischen den Zahnradstirnflächen und den Trennscheiben 20 das nötige Laufspiel vorhanden ist. Diese Scheiben liegen oben, unten und austrittsseitig satt an der Gehäuseinnenseite an.
Eintrittsseitig wei sen sie aber Ausschnitte 21 auf, die zusammen mit der Gehäuseausweitung 22 einen Kanal bilden, durch welchen die bei E eintretende Flüssigkeit den einzel nen Verteilerpumpen zufliessen kann, wie dies in Fig. 2 durch Pfeile angedeutet ist. Damit sind die Eintrittsräume aller Pumpen auch unter sich verbun den, während die Austrittsräume voneinander ge trennt sind und die in sie geförderte Flüssigkeit ganz verschiedene und nur vom Gegendruck abhängige Drücke annehmen können. Um den Ausgleich des Flüssigkeitsdruckes zwischen Zahnradstirnseiten zu sichern, sind je Zahnrad drei axiale Bohrungen 23 vorgesehen.
Die Gegendrücke können in einzelnen Pumpen sätzen auch höher sein als der beim Eintritt E herr schende Druck. Umgekehrt kann in anderen Sätzen, denen nur kleinere Widerstände entgegenstehen, ein Druckabfall auftreten. Diese letzteren Zahnradsätze arbeiten dann als Zahnradmotoren, während die an deren Zahnradsätze als Pumpen arbeiten und von den ersteren angetrieben werden.
Dabei muss die in den Verteiler eingeführte hydraulische Leistung selbstver ständlich gleich der von ihm abgegebenen Leistung sein, was sich durch folgende Formel ausdrücken lässt:
EMI0002.0014
in welcher Q die sekundlich eingeführte Flüssigkeits menge, p" den von der nicht dargestellten Zubringer pumpe aufgebrachten Druck, qi und pi die Flüssig keitsmenge und den Druck am Austritt der einzelnen Zahnradsätze, und y7i die übertragungswirkungsgrade bedeuten. In diesem Sinne kann der Apparat auch als Druckübersetzer angesprochen werden.
Durch die gegenseitige Verkoppelung aller Zahn radpaare wird eine hohe Betriebssicherheit mit dem Verteiler erreicht, indem eine zufällige und ungewollte Erhöhung des Durchflusswiderstandes in einer oder mehreren Verbraucherstellen noch keinen Anlass zu einer Stillsetzung des Verteilers gibt. Erst wenn die Gesamtheit der in den einzelnen Zahnradsätzen auf zubringenden hydraulischen Leistungen den Höchst wert überschreitet, den die Zubringerpumpe auf bringen kann, tritt die Möglichkeit einer Stillsetzung des Verteilers ein.
Weitere Vorteile des beschriebenen Apparates sind sodann sein gedrängter Aufbau und ferner der Umstand, dass keine hin und her gehenden Massen und keine besonderen Steuerorgane zur Be- aufschlagung der einzelnen Arbeitselemente notwen dig sind.
Der im zweiten Ausführungsbeispiel, und zwar in den Fig. 3 bis 6, dargestellte Verteiler ist in seinem Aufbau und seiner Arbeitsweise grundsätzlich gleich wie beim ersten Ausführungsbeispiel. Man findet wie der die den Positionen 1-6 entsprechenden Teile 1"-6". Im übrigen ist hier eine Verfeinerung durch geführt. Die Anzahl der Verteilersätze beträgt 9, wobei alle Zahnräder gleich breit sind. Die auf der Hauptachse 3a sitzenden Zahnräder tragen die Posi tionsnummern 25-33, diejenigen der Nebenachse 4a die Nummern 34-42. Die Innenseite des Gehäuses 1 ist zylindrisch ausgebildet, und dementsprechend sind die Trennscheiben 43 kreisförmig.
Die einzelnen Zahnradpaare sind in zylindrische Füllscheiben 44 eingebaut, die wie die Trennscheiben an der Gehäuse innenseite satt anliegen. Die Dicke der Füllscheiben 44 ist aber um das axiale Laufspiel grösser als diejenige der Zahnradnaben 51. Deshalb kann das ganze Paket der acht Trenn- und neun Füllscheiben mittels der Gehäuseschrauben 5a und 45 zusammen gepresst werden, womit das Axialspiel für alle Zahn räder zum vornherein festgelegt ist und im Betriebe unverändert bleibt. Die Zahnradnaben 51 stehen übrigens gegenüber dem äussern Zahnradteil etwas vor, so dass die Zahnräder die Trennscheiben 43 nur mit den Nabenstirnflächen berühren können und da mit weniger Reibungsarbeit verursachen.
Alle Füll scheiben 44 lassen ein- und austrittsseitig der Zahn radpumpen einen Raum 46 für den Zu- bzw. Ab fluss der Flüssigkeit frei. Ausserdem ist in jeder Füll scheibe eine Abflussöffnung 47 vorgesehen, die zu den unter sich gestaffelten Rohranschlüssen bei A führen. Die Gehäuseschrauben 5a und 45 durchdringen die Trenn- und Füllscheiben und legen damit die beim Zusammenbau einzuhaltende Drehlage dieser Schei ben fest.
Die auf der öleintrittsseite befindliche Gehäuse schraube 45 ist rohrförmig ausgebildet. Der Innen kanal 48 ist auf Mutterseite geschlossen und auf der Gegenseite mit einem Gewinde für den Anschluss der von der Zubringerpumpe kommenden Leitung ver sehen. Vom Innenkanal 48 führen Öffnungen 49 zu den einzelnen Pumpenstufen.
Die Hauptachse 3a ist nicht mit einem einzigen durchgehenden Keil versehen, sondern für jedes auf ihr sitzende Zahnrad ist ein besonderer Keilstift 50 vorgesehen, der in axialer Richtung kürzer als das be treffende Zahnrad ist. Diese Massnahme ermöglicht, die Bohrungen d der Trennscheiben bis auf Laufspiel- mass an die Hauptachse heranzunehmen und damit die Spaltlängen zwischen den einzelnen Verteilerpum pen etwas. grösser zu halten. Sie ist angezeigt, wenn sehr grosse Enddrücke an den Austrittsseiten der Pumpensätze zu erwarten sind.
Um die Zahl der Verteilstellen noch zu vermeh ren, ohne den Apparat wesentlich zu vergrössern, könnten gemäss Fig. 7 an Stelle von nur einer ein zigen Nebenachse deren mehrere, und zwar um eine zentrale Achse 53 herum, verwendet werden. Hier dient ein Keil 50 der zentralen Achse 53 zur dreh festen Verbindung dieser Achse mit den auf ihr an geordneten Zahnräder. Die Zapfstellen A sind auf zwei Verteilflächen verteilt.
Distributor of liquids, in particular oil distributors for centralized lubrication devices The invention relates to a distributor of liquids, in particular to an oil distributor for centralized lubrication devices, in which similar conveying elements combined in a housing are driven by the pressure force of the inflowing and distributing liquid.
In known devices of this type, the supply of liquid to the active conveying elements, which usually consist of reciprocating pistons, must be controlled by special organs. The delivery is intermittent, and the liquid enters the individual lubrication points one after the other. Because the pressure of the outgoing liquid cannot be greater than the pressure of the inflowing liquid without the use of special pressure amplifiers, the liquid may have to be fed to the distributor under very high pressure.
Otherwise the machine might come to a standstill and an interruption in operation could occur. Such known distributors also take up a lot of space and are relatively heavy. In order to avoid these disadvantages, the task arises of building devices of the type mentioned small and easy and of designing them so that special oil control organs are omitted, masses going back and forth are avoided and unexpected and larger resistances are operational in individual branches cannot become harmful.
According to the invention, this object is achieved in that the conveying elements consist of axially adjacent, two- or multi-axis gear pump sets, in which at least the wheels arranged on one of the pump axles are non-rotatably connected to this axle, and that the gear pump sets ge from one another by disks are separated, which on the inlet side leave or have openings for connecting or for connecting means of the pump inlet spaces to one another, but which close off the pump outlet spaces from one another.
In this way, the individual gear pump sets work as a motor or as a pump, depending on whether the pump set in question has to deal with a small or high fluid pressure. The maximum liquid pressure can now assume higher values in individual pump sets than in the liquid feed line, which is why the device also works as a pressure intensifier. Only the total work of all pump sets together is decisive for the work capacity of the oil distributor.
This property provides greater operational reliability than with known distributors, by even with unexpected pressure resistance. no disturbance phenomena occur in individual pump sets as long as the pressure increase is not too great.
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are shown in the drawing. The figures show: FIG. 1 a cross section of a first exemplary embodiment along the section line 1-I in FIG. 2, FIG. 2 a longitudinal section along the section line II-II in FIG.
3 shows a cross section of a second exemplary embodiment according to section line III-III in FIG. 4, FIG. 4 shows a longitudinal section according to section line IV-IV of FIG. 3, FIG. 5 shows a side view of the housing, FIG. 6 shows a partial section according to the section line VI-VI of Fig. 3,
7 shows a cross section of a third exemplary embodiment.
In the first embodiment according to FIGS. 1 and 2, a two-axis distributor is shown, to which the liquid to be distributed flows in under pressure at E and the liquid flows away from its taps at A. 1 denotes the distributor housing, 2 the two end-face housing covers, 3 the main axis and 4 the minor axis. The covers are fastened to the housing by four screws 5 and hold the two axes in bearings 6. The distributor has six adjacent pairs of gears of different widths.
The gears 7-12 lying on the main axis 3 are rotatably connected to it by a common wedge 13, while the gear wheels 14-19 lying on the secondary axis 4 are loosely connected to it. In the axial direction, all wheels are mounted so they can be moved. Two adjacent pairs of gearwheels are each spaced apart from one another by a separating disk 20, with the necessary running clearance being present between the gearwheel end faces and the separating disks 20. These disks fit snugly against the inside of the housing at the top, bottom and outlet side.
On the inlet side, however, they have cutouts 21 which, together with the housing extension 22, form a channel through which the liquid entering at E can flow to the individual distributor pumps, as indicated in FIG. 2 by arrows. This means that the inlet spaces of all pumps are also connected to each other, while the outlet spaces are separated from one another and the liquid conveyed into them can assume very different pressures that are only dependent on the back pressure. In order to ensure the equalization of the fluid pressure between the ends of the gearwheel, three axial bores 23 are provided for each gearwheel.
The back pressures in individual pump sets can also be higher than the pressure prevailing at inlet E. Conversely, a pressure drop can occur in other sets that are only opposed by smaller resistances. These latter gear sets then work as gear motors, while those on their gear sets work as pumps and are driven by the former.
The hydraulic power introduced into the distributor must of course be the same as the power it delivers, which can be expressed by the following formula:
EMI0002.0014
in which Q is the amount of liquid introduced secondarily, p "is the pressure applied by the feeder pump (not shown), qi and pi are the amount of liquid and the pressure at the outlet of the individual gear sets, and y7i is the transmission efficiency. In this sense, the apparatus can also be called Pressure intensifiers are addressed.
The mutual coupling of all gear pairs achieves a high level of operational reliability with the distributor, as an accidental and unwanted increase in the flow resistance in one or more consumer points does not yet give cause for the distributor to be shut down. Only when the totality of the hydraulic power to be brought up in the individual gearwheel sets exceeds the maximum value that the feeder pump can bring, the possibility of a shutdown of the distributor occurs.
Further advantages of the apparatus described are its compact structure and also the fact that no masses going back and forth and no special control elements are necessary to act on the individual working elements.
The manifold shown in the second embodiment, namely in FIGS. 3 to 6, is basically the same in its structure and mode of operation as in the first embodiment. Like that one finds parts 1 "-6" corresponding to positions 1-6. In addition, a refinement has been carried out here. The number of distributor sets is 9, with all gears being the same width. The gears sitting on the main axis 3a carry the posi tion numbers 25-33, those of the minor axis 4a the numbers 34-42. The inside of the housing 1 is cylindrical, and accordingly the separating disks 43 are circular.
The individual gear pairs are built into cylindrical filling disks 44 which, like the separating disks, lie snugly on the inside of the housing. However, the thickness of the filler disks 44 is greater than that of the gear wheel hubs 51 by the amount of axial running play. Therefore, the entire package of eight separating disks and nine filler disks can be pressed together by means of the housing screws 5a and 45, whereby the axial play for all gears is set in advance and remains unchanged in the company. Incidentally, the gear hubs 51 protrude somewhat from the outer gear part so that the gears can only touch the cutting disks 43 with the hub end faces and cause less frictional work.
All filling disks 44 leave a space 46 for the inflow and outflow of the liquid on the inlet and outlet sides of the gear pumps. In addition, a discharge opening 47 is provided in each filling disk, which lead to the staggered pipe connections at A. The housing screws 5a and 45 penetrate the separating and filling disks and thus determine the rotational position of these disks to be observed during assembly.
The housing screw 45 located on the oil inlet side is tubular. The inner channel 48 is closed on the nut side and see ver on the opposite side with a thread for connecting the line coming from the feeder pump. Openings 49 lead from the inner channel 48 to the individual pump stages.
The main axis 3a is not provided with a single continuous wedge, but for each gear seated on it a special wedge pin 50 is provided, which is shorter in the axial direction than the gear to be taken. This measure enables the bores d of the cutting disks to be brought close to the main axis to the extent of running clearance and thus the gap lengths between the individual distributor pumps somewhat. keep bigger. It is indicated when very high final pressures are to be expected on the outlet sides of the pump sets.
In order to increase the number of distribution points without significantly increasing the size of the apparatus, several of them, around a central axis 53, could be used instead of just one minor axis. Here is a wedge 50 of the central axis 53 for the rotationally fixed connection of this axis with the gear wheels on it. The tapping points A are distributed over two distribution areas.