Verstell-Zahnradpumpe Die Erfindung betrifft eine Verstell-Zahnrad- pumpe, welche mindestens drei miteinander im Ein griff stehende Zahnräder aufweist, wobei das als Zwi schenrad wirkende Zahnrad radial verschiebbar gela gert und dadurch dessen Achsenabstand von den bei den Aussenrädern stufenlos veränderlich ist.
Verstell-Zahnradpumpen der bezeichneten Art bieten theoretisch die Möglichkeit einer stufenlosen Veränderung der Fördermenge von Null bis zu einem Maximum in jeder gewünschten Förderrichtung. Aus- serdem sind sie baulich sehr einfach und ähneln in ihrer Betriebssicherheit und Unempfindlichkeit den ihnen verwandten Zahnradpumpen normaler Bauart mit unveränderlichem Achsenabstand und unverän derlicher Fördermenge.
Bei dieser Sachlage ist es erstaunlich, dass die bezeichneten Verstell-Zahnradpumpen, obwohl prin- zipiell schon jahrzehntelang bekannt, bis heute kei nen Eingang in die Praxis gefunden haben.
A. Die Suche nach der Ursache dieses Sachver haltes führte zu der Feststellung, dass die dreirädrige Verstell-Zahnradpumpe einige spezifische Nachteile aufweist, welche deren Verwendungsmöglichkeit durchaus in Frage stellen konnten. So z. B. besitzt dieselbe im Vergleich zu anderen Pumpenarten glei cher Leistung verhältnismässig grosse äussere Ab messungen und ein dementsprechend hohes Gewicht. Die einer bestimmten Fördermenge entsprechenden Zahnräder können zwar durch eine besonders geeig nete Verzahnung auf ein Mindestmass verkleinert werden und damit zunächst massgeblich zur Verklei nerung der Pumpenabmessungen beitragen.
Daneben aber bleibt die Aufgabe bestehen, eine Gehäusebau form zu finden, welche massliche oder gewichtliche oder Vorteile beider Art bringt. B. Es ist ein weiteres nachteiliges Merkmal der in Frage stehenden Verstell-Zahnradpumpe, dass die Trennung des Saugraumes vom Druckraum über sehr ausgedehnte, d. h. lange Dichtspalte erfolgt.
Wenn diesem Umstand nicht durch besondere bauliche Massnahmen beim Gehäuse Rechnung getragen wird, so ergibt sich dadurch eine grosse innere Undichtig- keit der Pumpe bzw. eine sehr starke Verschlechte rung des volumetrischen Wirkungsgrades und es müssen daher Gehäuseformen gefunden werden, wel che in Richtung der Zahnradachsen bei wechselndem Innendruck praktisch nicht atmen bzw. so steif sind, dass auch bei höherem Innendruck keine nennens werte Erweiterung der Dichtspalte zwischen den Zahnrädern und den Gehäusewänden eintritt.
C. Wegen der langen Dichtspalten weist die Ver- stell-Zahnradpumpe verhältnismässig grosse in Rela tivbewegung sich befindende Passflächen auf und eine der Steigerung der inneren Dichtheit der Pumpe dienende Verminderung der Spaltweite hat anderer seits eine mit abnehmender Spaltweite schnell zuneh mende Vergrösserung der inneren Reibungsverluste und damit eine Verminderung des mechanischen Wir kungsgrades zur Folge. Es bleibt demnach die Auf gabe, bauliche Wege zu finden, welche sowohl der Forderung nach enger Spaltweite als auch nach klei ner innerer Reibung Rechnung tragen.
D. Ein weiterer Mangel der bisher bekannten Verstell-Zahnradpumpen dreirädriger Bauart ist deren grosse innere und mit Wirbelverlusten verbun dene Umwälzung des Fördermediums, was ebenfalls mit einer Wirkungsgrad-Verschlechterung und mit einer starken Erwärmen des Fördermediums verbun den ist. Es ergibt sich dadurch die Aufgabe, das Pum pengehäuse so zu gestalten, dass es auch den inneren Strömungsverhältnissen weitestgehend gerecht wird. E.
Die Verstell-Zahnradpumpe neigt zu einer äus- serst unangenehmen sirenenartigen Geräuschentwick lung und dieser Umstand allein schon schliesst die Verwendungsmöglichkeit der in Frage stehenden Ver- stell-Zahnradpumpenart in den meisten Fällen aus und daraus ergibt sich die Aufgabe, bauliche Mass nahmen zu finden, durch welche die Geräuschent wicklung auf ein erträgliches Mass gemindert wird.
Zweck dir Erfindung ist, eine Verstell-Zahnrad- pumpe zu schaffen, welche diese Nachteile nicht auf weist und welche in der Praxis brauchbar und ande ren Pumpenarten ebenbürtig bzw. überlegen ist.
Die Verstell-Zahnradpumpe gemäss vorliegender Erfindung zeichnet sich dadurch aus, dass die drei Lagerstellen des Gehäuses für die Zahnräder so ange ordnet sind, dass deren Mittelachsen in der der Maxi- malförderleistung entsprechenden Stellung in einer Ebene liegen, und das Gehäuse derart ausgebildet ist, dass nur bei dem als Zwischenrad laufenden Zahnrad ein ringförmiger Hohlraum vorgesehen ist, welcher der Führung der zu diesem Zahnrad tangential und gegenläufig fliessenden Blindströme dient.
In den Zeichnungen sind Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes dargestellt und es zeigen: Fig. 1 und 2 ein erstes Ausführungsbeispiel; Fig. 3 und 4 ein zweites Ausführungsbeispiel; Fig. 5 bis 7 ein drittes Ausführungsbeispiel; Fig. 8 und 9 eine Anschlussarmatur; Fig. 10 und 11 Varianten der Anschlussarmatur gemäss Fig. 8 und 9 und Fig. 12 und 13 Zahneingriffe bei maximaler För- derleistung.
Es sind die drei Lagerstellen des Gehäuses für die Zahnräder so angeordnet (Fig. 1 und 2), dass deren Mittelachsen bis auf den Betrag e der Exzentrizität in einer Ebene liegen bzw. die Mittellinie X des Gehäu ses schneiden und die Umfangswände des aus den Ge häuseteilen la, 1b bestehenden Gehäuses 1 so an die drei Zahnräder 2, 3 und 4 heranreichen, dass nur das als Zwischenrad laufende Zahnrad 3 von einem ring förmigen Hohlraum 5 umgeben ist, welcher der Führung der dieses Zahnrad 3 tangential und gegen läufig umströmenden Blindströme dient,
welche so wohl auf der Saugseite als auch auf der Druckseite durch das zwischen den beiden Eingriffstellen der drei Zahnräder 2, 3, 4, d. h. von den Zahneingriffen mit zusammenlaufenden Zähnen zu den Zahneingrif fen mit auseinanderlaufenden Zähnen, strömende Medium gebildet werden.
Untersuchungen haben gezeigt, dass bei einfach ster Bauart der Pumpe nicht beide Förderrichtungen der Pumpe ausgenützt werden können, da in der einen Förderrichtung das Aussenrad 4 hydraulisch angetrieben wird und dadurch der abdichtende Flan- kenschluss verloren geht, so lange nicht mehr oder weniger zufällig die Gegenflanken der Zähne zur An lage kommen. Praktisch kommt nur derjenige Ver steilbereich des Zwischenrades 3 in Frage, bei dem dessen Achsenabstand vom angetriebenen Zahnrad 2 gleich oder grösser ist als der Achsenabstand zwi- schen ihm und dem Aussenrad 4.
Dadurch ist der Drehrichtung des Antriebrades 2 mit der Welle 6 eine ganz bestimmte Förderrichtung zugeordnet. Diesem Umstand Rechnung tragend, münden die Anschluss- bohrungen 7a, 7b für die Zu- und Ableitung des För- dermediums etwa beiderseitig des Zahneingriffes des Zwischenrades 3 mit dem freien Aussenrad 4 in das Gehäuse 1 ein.
Diese Massnahme bewirkt, dass eine völlige Tren nung des Nutzstromes von den Blindströmen erfolgt und somit für letztere möglichst kleine Kanalquer schnitte vorgesehen werden können, was sowohl der Erfüllung der Forderung nach kleinen Bauabmessun gen als auch nach einer möglichst kleinen von För- derdruck belasteten inneren Gehäusefläche ent spricht. Es sei zur Klarstellung der Bedeutung dieser Massnahme erwähnt, dass der Blindstrom bis zu 50 % des von der Pumpe geförderten Nutzstromes ausmacht.
Wenn auch durch die beschriebene Gestaltung die inneren Kräfte und die äusseren Abmessungen des Gehäuses nach Möglichkeit vermindert sind, so bleibt immer noch die Tatsache bestehen, dass die Seiten flächen des Gehäuses la, 1b besonders im Bereich des Zwischenrades 2 grosse, vom Innendruck beauf- schlagte Felder besitzen, welche trotz der sie umge benden Gehäuseschrauben sozusagen zwei Membra nen bilden und es bedarf einer starkwandigen und damit schweren Ausbildung der Gehäuseteile la, 1b, um bei denselben eine die inneren Dichtspalte ungün stig beeinflussende elastische Federung zu verhin dern.
Dieses Ziel kann mit weniger Gewichtsaufwand bzw. Wandstärke bei den Gehäuseteilen la, 1b da durch erreicht werden, dass diese durch eine Schraube 8, welche die der radialen Verstellung und Lagerung des Zwischenrades 3 dienende Exzenter welle 9 axial mit Umfangsspiel durchdringt und sich unter Zwischenschaltung geeigneter baulicher Mittel, beispielsweise einer Deckscheibe 10 und einer den aus dem Gehäuse 1b herausstehenden Stummel der Exzenterwelle 9 glockenartig umfassenden Druck kappe 11, gegen die beiden Aussenflächen des Ge häuses abstützt, zusammengehalten werden.
Es bedarf keines besonderen Hinweises, dass die mitten in der Membranflächen wirkende und nur auf Zug beanspruchte Schraube 8 den auf die Gehäu sewände wirkenden Innendruck des Fördermediums mit viel weniger Gewichtsaufwand auffangen kann, als wie das durch eine entsprechend starke Bemes sung der in diesem Falle auf Biegung beanspruchten Gehäusewände möglich ist. Daneben ergibt die Schraube 8 eine Möglichkeit, durch verschieden star kes Anziehen derselben und in Verbindung mit der elastischen Nachgiebigkeit der Gehäusewände die Weite der Dichtspalte zwischen den Zahnrädern und den Gehäuse-Seitenflächen in gewissen Grenzen zu regulieren.
Als weiterer Vorteil der die Exzenterwelle 9 axial durchdringenden Zugschraube 8 kann die vorgese- heue glockenförmige Druckkappe 11 gleichzeitig zur Begrenzung der Verstellbewegung der Exzenterwelle ausgenützt werden. Die Druckkappe 11 wird mittels einer Nute 12 und einem im Gehäuse befestigten und in sie hineinragenden Passstift 13 gegen Verdrehung gesichert.
Die den Durchtritt des über eine Verzah nung 14 auf der Exzenterwelle 9 befestigten Verstell hebels 15 dienende Aussparung 16 ist so bemessen, dass die Druckkappe 11 gleichzeitig als Endanschlag für den Verstellhebel 15 für maximale Förderung V max und minimale Förderung V, dient.
Im Prinzip könnte dieselbe Zugschraube 8 auch bei der in diesem Falle hohlgebohrten Antriebswelle 6 und auch bei einem mitlaufenden und in den Teil gehäusen la, 1b drehbar gelagerten und hohlgebohr ten Lagerzapfen für das Aussenrad 4 angewendet werden (vgl. Fig. 5). In der Praxis lässt sich ersteres aber deswegen nur selten durchführen, weil die auf dem freien Wellenende 6 befestigten Antriebsteile durch ihren Durchmesser eine relativ grosse Druck kappe erforderlich machen würden und weil bei direkter Kupplung der Welle 6 mit einer gleichachsi gen Antriebswelle die Möglichkeit einer Druckkappe ganz entfällt.
Das Aussenrad 4 ist daher auf einem im Gehäuse beiderseits festgeschraubten Distanzbolzen 17 gela gert.
Neben einer sehr steifen Verbindung der beiden Gehäuseteile la, 1b kann ein derartiger Distanzbol zen gleichzeitig der genauen gegenseitigen Ausrich tung und Fixierung der beiden Gehäusehälften la, 1b dienen.
Damit die Gehäuseteile und Gehäuseverschrau bungen besonders stabil ausgeführt sein können, ist die Trennfläche des Gehäuses etwa auf halbe Höhe der eingebauten Zahnräder verlegt und es sind beide Gehäusehälften mit spiegelbildlich gleichen Ausneh- mungen usw. zur Aufnahme der Zahnräder ausge rüstet (Fig.2).
Durch diese Massnahme wird nämlich eine sym metrische Belastung beider Gehäusehälften erreicht und die in der Trennfläche wirkende Verschiebekraft beseitigt, so dass eine leichtere Ausführung des Ge häuses und der Gehäuseverschraubung möglich ist. Im selben Sinne wirkt sich die erwähnte Lage der Trennfläche aber auch noch dadurch aus, dass die dem Förderdruck ausgesetzte Umfangsfläche von jeder Gehäusehälfte eine geringere innere Höhe auf weist und daher bei gleicher Steife eine verkleinerte radiale Wandstärke zulässig ist.
Es ist üblich, einen bestimmten Pumpentyp mit unterschiedlichen Zahnradhöhen auszurüsten, um mit denselben Gehäusebearbeitungs- und Verzahnungs werkzeugen mehrere Fördergrössen herstellen und anbieten zu können. Zu diesem Zweck musste bisher zu jeder Zahnradhöhe eine besondere Gehäusehälfte hergestellt werden, und drei Fördergrössen bedingten z. B. insgesamt vier verschiedene Gehäusemodelle. Zu diesem Zweck wird vorgeschlagen, die Trennflä- ehe der Gehäuseteile von der Zahnradstirnfläche weg, aber in einen die Zahnradhöhe ungleich teilen den Bereich zu verlegen (Fig. 5, 6 und 7).
Die dann zur Verfügung stehenden beiden Typen von Gehäuseteilen lassen sich zu drei verschiedenen Fördergrössen kombinieren. Beispiel: Die innere Breite der beiden Gehäuseteile sei 7 bzw. 14 mm. Mit solchen Gehäuseteilen lassen sich ohne weiteres die inneren Breiten 7 -I- 7 = 14 mm, 7 -f- 14 = 21 mm und 14 -f- 14 = 28 mm zusammenstellen.
Nimmt man noch einen weiteren Gehäuseteil mit beispiels- weise 18 mm innere Höhe hinzu, so lassen sich aus nur drei Gehäuseteil-Modellen schon sechs verschie dene innere Gesamthöhen und.entsprechende Förder- grössen kombinieren. Mit derselben Zahl von Ge- häuseteilmodellen würden sich bei der früheren Art der Gehäuseteilung nur zwei
Fördergrössen zusam menstellen lassen. Die unsymmetrische Teilung des Gehäuses stört den hydraulischen Ausgleich der in den Lagernaben des Gehäuses wirkenden Stützkräfte, doch bleibt auch dann noch ein erheblicher Grad des Ausgleiches bestehen.
Um eine möglichst gedrungene und leichte Ver- stell-Zahnradpumpe zu schaffen, kann man das Ge häuse auch im Bereich des Zwischenrades so nahe an dieses heranrücken, dass dasselbe eben noch die vorgesehene radiale Verstellbewegung ausführen kann, und man kann zur Führung der Blindströme bei beiden Gehäuseteilen<I>20a, 20b</I> (Fig. 5,<B>6,7</B> und 10) etwa neben den Stirnflächen der Zahnradzähne ver laufende ringförmige Vertiefungen 21 einarbeiten.
Eine derartige Führung für die Blindströme ver mindert die Gehäusebreite auf ein mögliches Min destmass und erhöht dabei die Steife der Gehäuse Deckflächen so, dass bei niedrigen bis mittleren Drücken eine zusätzliche, die Exzenterwelle 9 axial durchdringende Schraube 8 (Fig.2) sich erübrigt.
Ausserdem stellt eine solche Führung für die Blind ströme auch strömungstechnisch die günstigste Lösung dar, da die Blindströme hauptsächlich aus in den Eingriffsbereichen stirnseitig aus den Zähnen ausgequetschten bzw. dort in die Zähne eintretenden Mediumströmen bestehen und daher beispielsweise eine Führung der Blindströme am Umfang des Zwi schenrades bedeutend mehr Umlenkungen erfordert, was gleichbedeutend mit grösseren Wirbelverlusten ist. Die Verkleinerung der Breite des Gehäuses (in Achsrichtung gesehen) geht aber nicht etwa auf Kosten einer dafür zunehmenden axialen Höhe des Gehäuses.
Wie aus Fig. 6 zu entnehmen ist, bleiben die die Ringkanäle 21 umgebenden Wandteile immer noch hinter der äusseren Planfläche der Lagernaben zurück.
Die seitlichen Ringkanäle 21 für die Blindströme lassen noch eine weitere Verbesserung des Gehäuses zu, welche bei einer Führung der Blindströme am Umfang des Zwischenrades 3 (Fig. 1) nicht möglich war. Diese besteht darin, dass in jedem der durch die Umfangflächen der Zahnräder im Bereiche ihres ge genseitigen Eingriffes gebildeten Keile eine dieselben durchdringende Gehäuseschraube 22 angeordnet wird, welche so tief in den besagten Keil hinein- gerückt ist, dass ihr Abstand von den Zahnradumfän gen möglichst nicht grösser als der halbe Schrauben durchmesser,
besser aber noch kleiner ist (Fig. 3 und 4).
Die mit dieser Anordnung der Schrauben 22 er zielten Vorteile bestehen in einer sehr guten Abstüt zung der Gehäuse-Stirnflächen gegen die im Gehäuse wirkenden statischen Mediumdrücke und in einer bedeutenden Verkleinerung der Spannweite der zwi schen den Gehäuseschrauben 22 bestehenden und auf Biegung beanspruchten Gehäuseteilwandungen und damit auch in einer verbesserten Möglichkeit,
deren Wandstärke und damit Gewicht zu vermindern. Ferner ergibt eine Anordnung der Schrauben 22 ge- mäss Vorschlag überhaupt eine derartige allgemeine Verkleinerung der gegenseitigen Schraubenabstände, dass die Gesamtzahl der die Gehäuseteile verbinden den Gehäuseschrauben 22 sich beispielsweise von elf beim Beispiel nach Fig. 1 und 2 auf acht beim Bei spiel nach Fig. 3 und 4 vermindern lässt, ohne dass die Festigkeit des Gehäuses darunter leidet.
Die Anordnung der Gehäuseschrauben 22 im Be reich der Zahneingriffe steht allerdings dem die An ordnung der Zu- und Ablaufbohrung<I>7a, 7b</I> für das Medium betreffenden Vorschlag entgegen, wenn, was meistens gewünscht wird, diese Bohrungen achsparal- lel zu den Räderachsen auf der Stirnseite des Gehäu ses anzuordnen sind, weil sie dann etwa dahin zu lie gen kommen, wo sich je eine Gehäuseschraube 22 befindet.
Um aber die Vorteile beider Vorschläge gleichzeitig ausnützen zu können, werden die An schlussbohrungen 23 des Gehäuses gleichachsig mit den Gehäuseschrauben 22 angeordnet und die aus dem Gehäuse herausstehenden Enden der Gehäu seschrauben 22 gleichzeitig zur gewindelosen Befesti gung von Anschlussarmaturen verwendet, welche einen widerstandsarmen Zu- und Abfluss des Förder- mediums aus bzw. in die anzuschliessenden Leitun gen o. dgl. gestatten.
Ausführungsbeispiele für diesen Vorschlag zeigen die Fig. 3, 4, 5, 7, 8, 9 und 10. Man sieht z. B. in Fig. 7 den Saugkrümmer 25 und den Druckkrümmer 25, welche durch die die Anschlussbohrungen 23 gleichachsig durchdringenden Gehäuseschrauben 22 gehalten werden und in sehr vorteilhafter Weise eine Schwenkung der Abflussrichtung bzw. Anschlussrich- tung in einem grossen Winkelbereich gestatten, was in vielen Einbaufällen von Vorteil ist.
Ein weiterer Vorteil dieser Befestigungsart der Anschlussarmatu- ren ist der Wegfall eines besonderen Gewindes beim Gehäuse und die damit verbundene Gefahr des Ge häuseverzugs beim Einschrauben der Anschlussarma- turen oder Leitungen.
Die Fig. 8 und 9 zeigen eine zur. Befestigung durch die Gehäuseschraube 22 geeignete Anschluss armatur 37, welche eine mit der Gehäuseschraube 22 gleichachsige Führung der Anschlussleitungen gestattet. Sie besteht aus einer rohrförmigen Buchse mit einer gleichachsig angeordneten und mit ihr über radiale Stege verbundenen weiteren Buchse, welche zur Abstützung der Gehäuseschraube 22 dient und von dem Fördermedium umströmt wird. Ein weiteres Ausführungsbeispiel der zu verwendenden Anschluss- armatur 38 zeigt die Fig. 10 im Schnitt.
Dieselbe hat im Bezug auf ihre Befestigung durch die Gehäuse schrauben 22 eine gewisse Ähnlichkeit mit den in Fig.3 und 7 gezeigten schwenkbaren Druck- und Saugkrümmern 25. Davon abweichend jedoch ist die Anschlussarmatur 38 gemäss Fig. 10 aber so aus geführt, dass auch sie eine zur Achsenrichtung paral lele Führung der Zu- und Ableitungen und dazu noch durch Schwenkung um die Gehäuseschraube 22 eine radiale Verlagerung ermöglicht.
Bei der gegenüberliegenden Gehäusewandung könnte die Gehäuseschraube durch eine Gewindeboh- rung in derselben verankert werden. Im Interesse der vielseitigen Kombinierbarkeit der Gehäuseteile zu Pumpen verschiedener Fördergrösse ist es aber vor teilhaft, die Gehäuseteile weitestgehend gleich auszu bilden, und dementsprechend besitzt also beim Bei spiel nach den Fig. 3, 4, 5, 7 und 10 auch der rücksei tige Gehäuseteil 20a dieselben Anschlussbohrungen 23.
Gemäss Darstellung in Fig. 10 kann in diesem Falle das andere Ende der Gehäuseschrauben 22 in einen Abschlussdeckel 27 (Fig.10) eingeschraubt oder aber (Fig. 5 und 7) gleich zur Befestigung eines zwischen den Druck- und den Saugraum der Pumpe geschalteten überdruckventiles 24 ausgenützt wer den.
Die Art der Zuordnung zwischen den Gehäuse schrauben 22 und der Zu- und Ablaufbohrung 23 des Gehäuses lässt ohne weiteres einen Wechsel der An- schlussarmaturen von der einen Stirnseite auf die an dere Stirnseite des Gehäuses zu; es kann bei Bedarf aber auch die Saugleitung auf der einen und die Druckleitung auf der anderen Stirnseite des Gehäuses angeschlossen werden und daraus lässt sich noch ein weiterer Vorteil ableiten, der, obwohl erst durch die noch nachfolgenden Einzelheiten ganz begründet, hier schon erwähnt sei.
Es wurde bereits darauf hin gewiesen, dass bei der ein solches Gehäuse aufwei senden Verstell-Zahnradpumpe nur eine bestimmte Förderrichtung ausgenützt werden soll und dass diese von der Drehrichtung der Antriebswelle 6 (Fig. 1 und 5) abhängig ist.
Dank der vorgeschlagenen weitgehend übereinstimmenden Ausführung der Ge häuseteile lässt sich ausser den Anschlussarmatu- ren für den Zu- und Ablauf des Mediums auch das Zahnrad 2 mit Welle 6 (Fig.5) wahlweise so ein bauen, dass das freie Wellenende und die Exzenter welle 9 links oder rechts aus dem Gehäuse heraus steht, und damit ist die Möglichkeit gegeben, eine vor handene Pumpe ohne Nacharbeit o. dgl. durch einfa che Ummontage jeder gewünschten Zuordnung der Drehrichtung, der Wellenlage, der Exzenterwelle und der Anschlüsse anzupassen.
Um die inneren Reibungsverluste der Pumpe, welche bei der in Frage stehenden Verstell-Zahnrad- pumpe durch die vorhandenen grossen, der Trennung des Druckraumes vom Saugraum dienenden Spalt dichtungsflächen eine erhebliche Rolle spielen, weit gehend zu verkleinern, können an den beiden Gehäu seteilen, vom Saugraum aus beginnend, in die von aen Zähnen der beiden äusseren Zahnräder 2 und 4 (Fig.4, 5 und 11) bestrichenen Gehäuseplanflächen etwa 0,3 bis 0,5 mm tiefe Ausnehmungen 20 eingear beitet werden (Fig. 4 und 11), welche, die Hauptmit- telline X überquerend,
von dieser aus sich noch um einen weiteren Winkel von etwa /3 = 45 der Druck zone des Gehäuses nähern.
Die praktischen Versuche haben ergeben, dass diese Massnahme eine wesentliche Minderung der Reibungsverluste und damit auch der Erwärmung des Mediums bringt.
Im Sinne der gewünschten Reibungsminderung werden die an den Zahnrädern 2, 3, 4 abdichtend anliegenden ringförmigen Gehäuseplanflächen 29, 30, 31 (Fig. 4, 6, 7, 10 und 11) jeweils auf der Saug seite der Pumpe, d. h. etwa auf der Hauptmittelline X senkrecht stehend, mit je einer radialen Nute 32 von ca. 0,2 bis 0,5 mm Tiefe versehen, durch welche zu nächst die Seitenflächen der Zahnräder auch bei drucklosem Betrieb mit hoher Drehzahl und gleich zeitig die Lagerung der Zahnräder mit Sicherheit ge schmiert und von einseitigem axialem Druck entlastet werden.
Die Geräuschbildung der Pumpe kann zwei Ursa chen haben: 1. tritt bei den aus dem Saugraum in den Druck raum des Gehäuses wechselnden Zahnlücken ein sehr schneller Druckanstieg vom Saugdruck zum Förder- druck auf, was geräuschbildende Schwingungen im Gehäuse und im Medium des Druckraumes auslöst.
Diese Geräuschquelle kann abgeschwächt werden, indem (Fig.4 und 11) bei beiden Gehäuseteilen im Bereiche des Zahnrades, dessen Zähne sich auf den Druckraum zu bewegen (in Fig. 4 beim oberen Zahn rad), die an den Stirnflächen des Zahnrades anliegen de Planfläche des Gehäuses eine vom Druckraum aus sich bis zu der auf der X-Achse des Gehäuses senkrecht stehenden und die obere Lagerbohrung des Gehäuses schneidenden waagrechten Mittellinie aus dehnenden Ausnehmungen 33 von einer geringen und durch Versuche zu bestimmenden Tiefe eingear beitet ist.
Diese Massnahme bewirkt, dass die den Saugdruck aufweisenden Zahnlücken schon vor dem Eintritt in den eigentlichen Druckraum eine Drossel verbindung zu diesem haben und sich über diese all mählich auf den Förderdruck aufladen können.
2. bestehen oft unerwünschte Drücke des Mediums in den Zahnlücken. Eine der schwierigsten Aufgaben der Geräuschminderung bildet bei der ver stellbaren Zahnradpumpe die Verhinderung einer Quetschung des Fördermediums in den Zahnlücken und für die Geräuschminderung ebenso wichtig ist es, dass sich auch bei den auseinanderkämmenden Zäh nen in den Zahnlücken kein übermässiger Unter druck ausbildet, da dieser erhebliche Schwingungen in der Saugleitung und Kavitationserscheinungen zur Folge hat.
Es sind zwar bei den heute bekannten Zahnradpumpen allgemeiner Bauart mit konstanter Fördermenge verschiedene derselben Aufgabe die nende bauliche Massnahmen bekannt, jedoch können dieselben im vorliegenden Falle nicht übernommen werden, da hier der überdeckungsgrad der Verzah nung je nach eingestellter Fördermenge vom Wert 1,0 bis über 2,0 hinaus wechselt.
Ausserdem unter scheiden sich die Betriebsverhältnisse der Verzahnung bei der Verstell-Zahnradpumpe auch insofern grund- legend von denen normaler Zahnradpumpen, als hier auch das Flankenspiel der Verzahnung je nach einge stellter Fördermenge von annähernd Null bis zu einem ungewöhnlich grossen Wert wechselt.
Eingehende Untersuchungen ergaben schliesslich die in den Fig. 12 und 13 durch dicke Linien darge stellte Formgebung der waagrecht schraffierten Aus- nehmungen 35a, 35b,<B>35e</B> und 35d an den inneren Gehäuseplanflächen im Bereiche der beiden Zahnein griffe.
Dabei bedeuten: <U>El u</U>n<U>d</U> E2 die Eingriffslinien, E11E12 die Eingriffsstrecke, und B"B,. die Eingriffsteilung. In Fig. 12 sind die Zähne der Zahnräder 2 und 3 und in der Fig. 13 die Zähne der Zahnräder 3 und 4 als dünne Linien in Eingriffstellung gezeigt.
Während in Fig. 12 die Zähne 2 und 3 eine gegenseitige Stel lung einnehmen, welche dem grösstmöglichen Achsen abstand entspricht, zeigt die Fig. 13 die miteinander kämmenden Zähne der Zahnräder 3 und 4 bei kleinst- möglichem Achsenabstand,
aber mit Flankenspiel. In beiden Figuren sind die druckbelasteten Zahnflanken durch Pfeile besonders bezeichnet und die Eingriffs- bilder beider Figuren entsprechen denen einer drei- rädrigen Verstell-Zahnradpumpe bei einer Einstellung auf grösste Fördermenge.
Es sei zunächst darauf hingewiesen, dass die Pumpe nur für den Betrieb in einer bestimmten För- derrichtung und damit auch für eine bestimmte Dreh richtung des angetriebenen Zahnrades 2 eingerichtet werden soll. Dementsprechend erfolgt die Flanken berührung der Zähne nur entlang den in die Fig. 12 und 13 eingezeichneten Eingriffslinien E, bzw. E2, welche die Mittellinie<I>X</I> im Winkel 90 <I>-</I> a, bzw. 90 - a2 schneiden.
Zur Vermeidung von Quetschungen des Mediums in den Zahnlücken sollen letztere beim Zusammen kämmen stets so lange mit dem Saugraum (Fig. 4 und 12) bzw. mit dem Druckraum der Pumpe (Fig. 4 und 13) in hydraulischer Verbindung bleiben, bis der von den tragenden Flanken eingeschlossene, in den Fig. 12 und 13 schräg gestrichelte Zahnraum sein kleinstes Volumen aufweist.
Das ist praktisch dann der Fall, wenn die von den tragenden Flanken auf den Eingriffslinien E, bzw. E, abgegrenzte und der Eingriffsteilung entsprechende Strecke durch die Hauptmittellinie X des Pumpengehäuses halbiert wird. Dies ist bei der in den Fig. 12 und 13 dar gestellten Stellungen der Verzahnung gerade der Fall.
Zur Vermeidung eines unerwünschten Unterdrucks in den von den Flanken eingeschlossenen Zahnräumen sollen diese sofort nach erreichtem kleinstem Volu men mit dem gegensätzlichen Förderraum der Pumpe, in Fig. 12 also mit dem Druckraum und in Fig. 13 mit dem Saugraum der Pumpe in hydraulische Ver bindung gebracht werden, damit sich die bei der weiteren Drehung wieder vergrössernden eingeschlos senen Volumen von dort aus zwanglos mit Förder- medium nachfüllen können.
Diese Überlegungen führten schliesslich zu der in den Fig. 12 und 13 durch starke Linien ausgezeichne ten Formgebung der Gehäusewände im Eingriffsbe- reich, welche sich dadurch kennzeichnet, dass beider seits des Eingriffsbereiches der miteinander kämmen den Verzahnungen Ausnehmungen 35a, 35b, 35c und 35d mit den waagrecht schraffiert angedeuteten Um- rissformen vorgesehen sind,
welche von den sich an die Stirnflächen der Zähne abdichtend anschmiegen den Gehäuseplanflächen nur einen etwa der Eingriff strecke folgenden und in seiner Länge die Eingriff- stellung der Zähne nur wenig übertreffenden Dicht steg übrig lassen und beiderseits der mit der Mittel linie X identischen und die drei Zahnradmitten verbin denden gemeinsamen Zentrale so geformt sind, dass sie sich bei der Stellung der Zähne, bei welcher zwei Zahnlücken zusammen ein Minimum an eingeschlos senem Volumen besitzen (wie bei den Beispielen von Fig. 12 und 13 gezeichnet),
den dieses Volumen um- schliessenden Zahnflankumrissen auf geringen Ab stand bzw. so weit nähern, dass schon bei kleiner Ab weichung der Zahnstellungen von dieser sogenannten neutralen Stellung aus die gewünschten hydraulischen Verbindungen der Zahnlückenpaare zu dem Saug- bzw. Druckraum der Pumpe zustande kommen.
Es sind zwar ähnliche Vorschläge schon bekannt. Dabei wurde jedoch vorausgesetzt, dass die Zähne praktisch spielfrei ineinander greifen und dass keine Achsenabstandsänderung vorkommt. Die Formge bung der Aussparungen zur Zu- und Ableitung des Fördermediums an den Stirnflächen der Zähne im Eingriffsbereich berücksichtigt aber die bei der Ver- stell-Zahnradpumpe vorkommende Abstandsände rung dadurch, dass sie auf die Volumenänderung von jeweils zwei miteinander kommunizierenden Zahn lücken abgestimmt ist.
Die angegebene Ausbildung der Ausnehmungen zur Zu- und Ableitung des Mediums im Eingriffsbe reich der Zähne bringt zwar bereits eine wesentliche Minderung des Betriebsgeräusches der Verstell- Zahnradpumpe, doch könnte die Geräuschentwick lung noch weiter gemindert werden, wenn durch be sondere bauliche Massnahmen beim Gehäuse dafür gesorgt wird, dass auch der schroffe Druckwechsel in den von der Saug- zur Druckseite und umgekehrt wechselnden Zahnlücken etwas sanfter abläuft.
Dies lässt sich dadurch erreichen, dass die bereits vorge schlagenen Ausnehmungen 35a, 35c (Fig. 12 und 13) im Bereich der auf der Saugseite der Pumpe zusam men- bzw. auseinanderkämmenden Zähne der Um- rissform der diesseitigen Zahnflanken der sich in neu traler Stellung befindenden Zähne nur auf einen Ab stand a nähern,
um in den vom Saugraum zum Druckraum wechselnden Zahnlückenpaaren eine ge wisse Vorkompression und in den vom Druckraum zum Saugraum wechselnden Zahnlückenpaaren nach Überschreitung der neutralen Stellung eine gewisse Expansion des in ihnen eingeschlossenen Förderme diums zu ermöglichen. Die Kompression bzw. Expan sion bewirkt dann den gewünschten sanfteren und daher weniger Geräusche erzeugenden Druckwechsel in den in sich geschlossenen Zahnlückenpaaren.
Z. B. kann das Gehäuse der Verstell-Zahnrad- pumpe, sofern sie für hohe Förderdrücke geeignet sein soll, wie bei Hochdruckpumpen üblich, dreiteilig sein, d. h. aus einem die Zahnräder umfassenden Mit telstück und zwei stirnseitigen Gehäusedeckeln beste hen. Auch in diesem Falle lassen sich mit Ausnahme der vorgeschlagenen Lage der Teilebene des Gehäu ses alle sonstigen vorgeschlagenen Verbesserungen ausführen.