Machine volumétrique comprenant au moins une pompe à volume variable La présente invention a pour objet une machine volumétrique comprenant au moins une pompe à volume variable.
Jusqu'à présent, avec les pompes à volume réglable, dont on faisait varier les longueurs de course par des dispositifs de réglage de course, en particulier en pré voyant une came, les dimensions de la came devaient être augmentées en proportion des longueurs de course, d'où résultait l'inconvénient que la came dépassait en saillie hors du bâti de pompe, ou bien cette dernière devenait encombrante si la came était contenue dans le bâti en vue d'une lubrification à l'abri des poussières. Par conséquent, les mécanismes de réglage de course, comprenant la came et contenus dans le bâti de pompe, ont été appliqués à des pompes à longueur de course comparativement courte.
En outre, avec un autre type de dispositif connu de réglage de course, les courses étaient réglées principalement pendant que la pompe était en fonctionnement et des mécanismes compliqués étaient nécessaires pour le réglage de la course en cours de fonctionnement. En outre, il n'existait aucune corré lation linéaire entre la quantité de déplacement d'une extrémité de réglage et la variation résultante de la course, de sorte que des moyens classiques de réglage ne pouvaient pas être appliqués sans être modifiés. Quoi que des moyens de réglage du type à mouvement rota tif ou alternatif étaient connus, peu d'entre eux étaient facilement applicables.
Dans un autre type de dispositif connu de réglage de course, tel que celui utilisant un levier, une course comparativement longue pouvait être obtenue, alors que le nombre de courses ne pouvait pas être augmenté.
Jusqu'à présent, on utilisait, comme pompe à huile pour lubrification interne, une pompe alternative à fai ble vitesse, comprenant des soupapes d'aspiration et de refoulement et des pistons, mais de l'usure et des per- turbations ou dérangements se produisaient souvent avec beaucoup de pièces coulissantes.
Le but de la présente invention est de pallier les inconvénients mentionnés ci-dessus.
La machine volumétrique comprenant au moins une pompe à volume variable est caractérisée en ce qu'elle comporte un organe menant relié à un moteur, un organe mené, destiné à être déplacé en mouvement alter natif, un mécanisme de réglage de course disposé entre les organes menant et mené et comprenant un arbre excentrique, une came fixée à celui-ci et reliée à l'organe mené, un organe de réglage relié par une extrémité à l'arbre excentrique pour déplacer ce dernier le long de son axe et à un élément de guidage de l'organe de réglage, et des moyens de réglage reliés à l'autre extré mité de l'organe de réglage pour actionner celui-ci.
Plusieurs formes d'exécution de l'objet de l'invention seront décrites, à titre d'exemple, en se référant au des sin annexé, auquel: la fila. 1 représente une vue en coupe en élévation de la première forme d'exécution ; les fila. 2A et 2B sont des vues en perspective d'une came et d'un arbre oblique, prévu dans la pompe de la fila. 1 ; la fila. 3 est une vue en perspective représentant le mécanisme de réglage de course prévu dans la pompe de la fila. 1 ; les fila. 4, 5 et 6 sont des vues en coupe d'autres for mes d'exécution ; la fila. 7 est une vue en coupe d'un dispositif de réglage électrique automatique rotatif, fixé à la pompe représentée en coupe sur la fila. 1 ; la fila. 8 est une vue en coupe d'un deuxième dispo sitif de réglage pneumatique automatique rotatif ;
la fila. 9 est une vue en coupe d'un troisième dispo sitif de réglage pneumatique automatique alternatif ; les fig. 10A, 10B et lOC sont des schémas fonction nels, correspondant respectivement aux dispositifs auto matiques de réglage des fig. 7, 8 et 9 ; la fig. 11 représente un groupe de pompes confor mes à la fig. 1, qui sont accouplées avec leurs arbres de réglage en alignement, pour régler ou ajuster la longueur de course par un unique dispositif de réglage; la fig. 12 est une coupe en élévation suivant la ligne K-K de la fig. 1 ;
la fig. 13 est une coupe en élévation d'une pompe à piston à volume variable, pourvue d'un dispositif pour rétablir le niveau d'huile; la fig. 14 est une coupe en élévation d'un réservoir d'huile du dispositif représenté sur la fig. 13 ; la fig. 15 est une vue en coupe en élévation, à une échelle agrandie, d'un piston de pression du dispositif représenté sur la fi-. 13 ; la fig. 16 représente une variante de la fig. 13, et la fi-' 17 est une coupe en élévation d'un réservoir d'huile du dispositif de la fig. 16.
La fig. 1 représente une pompe à volume variable de haute précision, et son extrémité à liquide n'est pas représentée. Un arbre oblique 51 est maintenu entre deux éléments extrêmes 52 et 53 et forme, ensemble avec ceux-ci, un arbre à excentrique 1 de telle manière qu'un axe P-P' de l'arbre oblique 51 coupe un axe X-X' des éléments extrêmes 52 et 53 sous un angle oblique de valeur e. Bien que l'arbre oblique 51 soit représenté comme étant cylindrique sur la fig. 1, il peut être réalisé sous d'autres formes, si on le désire.
Il est indubitable que la forme cylindrique soit la meilleure au point de vue de la fabrication.
Une came 2 comporte un orifice oblique 54 à travers lequel doit passer l'arbre oblique 51 en son centre; comme le montre la fi-. 2A ou excentriquement comme le montre la fig. 2B. La came 2 est ajustée à l'arbre oblique 51 par l'intermédiaire de l'orifice oblique 54, de sorte que la came 2 est toujours perpendiculaire à l'axe X-X' de l'arbre à excentrique 1. Une bielle de liaison 3 est mise en mouvement alternatif lors du mouvement de la came 2 causé par la rotation de l'arbre à excentri que 1.
Une crosse 7 est reliée à la came 2 par l'inter médiaire de la bielle de liaison 3 et une vis de réglage 4 est alignée avec l'arbre à excentrique 1. Une roue héli coïdale 10 constitue un engrenage réducteur ensemble avec une vis sans fin tangente 11 fixée à un arbre menant 11' et est fixée à un manchon d'arbre 8 par une cla vette 9. Le manchon 8 tourne dans un palier 12 sup porté par un bâti de pompe 20 ; une clavette 9' est des tinée à la transmission de puissance.
Il existe la relation suivante entre l'écart e de la came 2 par rapport à l'axe X-X' et la course S S=2e Un écart e de la came à partir de l'axe X-X' varie avec le déplacement de l'arbre oblique 51 par rapport à la came 2 dans la direction axiale X-X' de l'arbre excentré 1. Ainsi, comme on le voit sur la fig. 3, les dimensions de la came 2 sont en principe imposées par la course sans restriction ou limitation sévère.
La puissance qui provient de l'arbre menant direc tement relié à un moteur, permet à la came 2 de tour ner par l'intermédiaire de l'arbre oblique 51 de l'arbre excentré 1 à une vitesse de révolution réduite par l'en- grenage réducteur, tandis que la bielle 3, accouplée à la came 2, est mise en mouvement alternatif. L'arbre excentré 1 est relié, par l'intermédiaire d'un palier 6 à la vis d'avance 4 pour réglage de course, qui s'engage dans un filetage intérieur de l'organe de guidage 14, fixé au bâti 20 et servant d'écrou fixe.
Ainsi, par la rotation de la vis d'avance 4, l'arbre excentré 1 est déplacé dans sa direction axiale X-X' par l'intermédiaire du manchon d'arbre 8, de la came 2 et du guide d'arbre 13. Par ce mécanisme, la longueur de course peut être réglée liné airement depuis la course nulle jusqu'à la pleine course.
Dans le cas où l'orifice oblique 54 est prévu au cen tre de la came 2 avec un angle oblique de valeur a par rapport à l'axe X-X', comme représenté sur la fig. 2A, la partie a-b de l'arbre oblique 51 est active pour le réglage linéaire de la course depuis la course nulle jus qu'à la pleine course, tandis que la partie restante a-c n'est pas directement concernée par le réglage de course. Dans le cas ci-dessus, si l'orifice 54 est prévu excentri quement par rapport au centre de la came 2, comme représenté sur la fi-. 2B, le réglage de course depuis la course nulle jusqu'à la pleine course, peut être obtenu par la partie c-b de l'arbre oblique 51.
Cet ensemble peut être convenablement construit en proportion du diamètre de la came 2. et de la longueur de l'arbre obli que 51.
L'arbre excentré 1 est supporté à la fois par le guide d'arbre 13 et par le manchon d'arbre 8. Quoique l'arbre oblique 51 consiste, en général, d'une barre ayant une section circulaire destinée à être appliquée à l'orifice circulaire oblique 54 de la came 2, une barre ayant une section circulaire, carrée ou rectangulaire ou une rai nure de clavette peuvent être adoptées, si nécessaire en temps qu'arbre à monter sur un orifice oblique circu laire, carré ou rectangulaire ou sur une rainure de cla vette de la came 2.
La vis d'avance 4 est reliée par l'intermédiaire d'une clavette 17, d'une transmission à engrenage 15 et d'un pignon de réglage 16,à un arbre de réglage 5 monté sur une tête de réglage 19. A une extrémité de l'arbre de réglage 5 est fixée une manette 18 de sorte que la vis d'avance 4 et par conséquent, l'arbre excentré 1, relié à celle-ci, en alignement, sont déplacés en tournant la manette 18. En conséquence, le déplacement de l'arbre excentré 1 est proportionnel au nombre de tours de la manette 18. La manette peut être facilement remplacée par un réglage automatique rotatif ou alternatif.
En uti lisant un réglage alternatif, l'organe de guidage 14 est remplacé par un élément qui ne comporte pas de file tage intérieur et la vis d'avance 4 est directement reliée à un arbre de sortie du dispositif de réglage. Avec cette disposition, le réglage automatique du mouvement de la vis d'avance 4 est directement exécuté de façon que le mouvement de l'arbre de sortie provoque celui de l'arbre excentré 1 le long de l'axe de celui-ci et il est directement proportionnel à la variation de la course. En outre, l'axe du mouvement de la vis d'avance 4 est toujours fixe.
Tout rapport de réduction de l'engrenage réducteur, composé de la vis sans fin tangente et de la roue héli coïdale d'engrenage 10, peut être obtenu par un choix convenable du rapport de transmission d'engrenage. Ce mécanisme réducteur autonome est avantageux pour le mécanisme de réglage de la course par ce qu'en raison de son aptitude à une rotation à vitesse relativement élevée, son rapport de réduction peut être choisi dans un domaine comparativement large.
En outre, la roue hélicoïdale 10 est fixée au manchon d'arbre 8 pour for mer une partie du mécanisme de réglage de course, d'où résulte une structure de pompe compacte, qui est totalement enfermée et protégée contre la poussière dans le bâti 20 et cela élimine la nécessité d'un engrenage réducteur séparé, généralement requis pour des pompes à course variable.
La fig. 4 représente un autre mode de réalisation dans lequel plusieurs crosses 7, accouplées à la came 2 par l'intermédiaire de la bielle 3, sont mises en mouve ment alternatif par un moteur unique, entraînant l'arbre excentré 1 par l'intermédiaire de l'engrenage réducteur 11, 10 et les courses des crosses 7 peuvent être réglées par un moyen de réglage manuel unique comprenant la manette 18, par l'intermédiaire de l'arbre de réglage 5, du pignon 16 et de la vis d'avance 4. Par conséquent, avec cette pompe on peut réaliser facilement une éco nomie de puissance du moteur, l'élimination de pulsa tions de la sortie de liquide et un réglage de sortie de la pompe depuis 0 jusqu'à une valeur maximale. Sur la fig. 4, les extrémités à liquide ne sont pas représen tées.
Une extrémité de chacune des bielles 3, éloignée des crosses, est réalisée sous la forme d'un élément sui veur de came écarté, en forme de queue d'aronde, de sorte qu'en fonctionnement, les bielles 3 ne peuvent pas entrer en contact l'une avec l'autre sur la came 2. Lors de la rotation de l'arbre excentré 1, les crosses respec tives 7, reliées aux bielles 3, accomplissent une action de pompage à chaque extrémité à liquide.
La combinaison de pompes, selon la fig. 4, crée deux crosses ou pompes qui sont écartées de 180- l'une de l'autre. De même, trois crosses ou pompes, qui sont écartées de 120e les unes des autres, peuvent être faci lement appliquées à une came unique.
L'ensemble for mant pompe sans pulsation du débit de refoulement, qui comporte la came 2, constitué comme indiqué ci- dessus et représenté sur la fig. 4, présente l'avantage que deux cames des pompes classiques, qui nécessitent un usinage spécial, sont remplacées par une came uni que et que l'ajustement au réglage de phase entre cha cune des deux cames n'est pas nécessaire et que le débit d'écoulement de refoulement de la pompe est réglé par un mécanisme simple de réglage de course.
La fig. 5 représente un autre mode de réalisation dans lequel un arbre menant commun portant une vis sans fin commune 11, est disposé entre deux roues héli coïdales 10 de deux pompes a et b, comportant chacune le mécanisme de réglage de course tel que représenté sur la fig. 1, d'où résulte une pompe multiple à bâti commun 20. La vis sans fin tangente de l'arbre menant 11 engrène avec les roues hélicoïdales d'engrenage 10, de sorte que la différence de phase des pompes a et b est égale à 1800. La puissance résultante nécessitée par les deux pompes, est égale à celle nécessitée par une pompe unique, sauf que les pertes par frottement méca nique sont doubles.
Chacune des pompes a et b comporte son propre mécanisme de réglage de course, et fonc tionne ainsi comme une pompe indépendante de l'autre. En outre, les courses et par suite, les sorties de liquide des pompes a et b peuvent être réglées simultanément en reliant en alignement les arbres de réglage respec tifs 5 des moyens de réglage par l'intermédiaire des moyens d'accouplement tels que représentés sur la fig. 11. Les deux pompes sont contenues dans un bâti uni que soumis à une lubrification commune, de sorte qu'un grand espace, tel que requis par l'installation des pom pes classiques et les accessoires pour celles-ci, n'est pas nécessaire et la pompe intégrée possède la capacité de deux groupes de pompes classiques.
La fi-. 6 représente un autre mode de réalisation et son extrémité à liquide n'est pas représentée. On uti lise un arbre excentré en porte à faux 1 qui est réalisé en incorporant l'arbre oblique 51 à l'élément extrême unique 52. Un dispositif de retenue de came empêche la came 2 de se mouvoir dans la direction axiale X-X'. Les autres parties ou pièces sont semblables à celles représentées sur la fi,-. 1.
Si on désire prolonger la longueur de l'arbre obli que 51 de l'arbre excentré 1, représenté sur la fig. 1, dans le but d'augmenter la longueur de course, le dia mètre des éléments extrêmes 52 et 53, destinés à main tenir l'arbre 51 entre ceux-ci et par suite, le diamètre de la roue hélicoïdale d'engrenage 10 de l'engrenage réducteur, doivent également être augmentés. En outre, avec une course constante, un accroissement du diamè tre de l'arbre oblique 51 nécessite naturellement celui des diamètres des éléments extrêmes 52 et 53.
Par con séquent, lorsque l'arbre excentré 1 comprend deux élé ments extrêmes 52 et 53 pour maintenir l'élément d'arbre oblique 51 entre ceux-ci, une limitation mutuelle des dimensions des éléments extrêmes et de l'arbre oblique a une grande influence sur toute la construction de la pompe. Dans l'agencement représenté sur la fig. 6, la limitation des éléments extrêmes et de l'arbre oblique est grandement supprimée en faisant disparaître l'élé ment extrême 53.
Ainsi, pour le même élément extrême 52, le même diamètre de la roue hélicoïdale d'engrenage 10 et le même palier 12 que ceux représentés sur la fig. 1, on peut obtenir une course 1, 5 fois plus grande que la course maximale, laquelle on peut faire varier liné airement depuis la course nulle jusqu'à la pleine course que la pompe soit en fonctionnement ou non.
La fig. 7 représente un moyen de réglage du méca nisme de réglage de course, dans lequel le moyen de réglage est représenté sous forme d'un moyen de réglage électrique automatique, du type rotatif, fixé à la tête de réglage 19 représentée en coupe. Un circuit de com mande est constitué par un servomoteur électrique 29 et un potentiomètre à réaction, destiné à celui-ci, et son schéma fonctionnel est représenté sur la fig. 10A. En général, un dispositif de commande cpr est placé dans une chambre de commande éloignée de l'emplacement où est installée la pompe.
Lors de la rotation de l'arbre de réglage 5, le pignon 16, monté sur celui-ci, met l'engrenage de réglage 15 en rotation, en provoquant la rotation de la vis 4, suivie par le mouvement de l'arbre excentré 1 le long de l'axe X-X', en vue du réglage linéaire de la course depuis la course nulle jusqu'à la pleine course. L'arbre de réglage 5 est également équipé d'un engrenage 23 qui fait tour ner un pignon 25 et un arbre 24 fixé à celui-ci, d'une quantité correspondant à l'amplitude de rotation de l'arbre de réglage 5. Une extrémité de l'arbre 24 est pourvue d'un indicateur 22 pour indiquer la longueur de course et l'autre extrémité est reliée au potentiomè tre à réaction 21.
L'arbre de réglage 5 est mis en rota tion par l'intermédiaire du servomoteur électrique 29 et d'une transmission de réduction 28, dont un arbre de sortie 27 est relié ou accouplé à l'arbre de réglage 5 par l'intermédiaire d'un accouplement 26. Un accouple ment 30' et la manette 18 sont prévus pour le réglage manuel en plus du réglage automatique de la course. Un arbre de réglage 5' pour une autre pompe est relié à l'arbre 5 pour régler la course d'autres pompes par un moyen de réglage unique, comme représenté sur la fig. 7.
Parmi les moyens de réglage rotatif, un moyen pneu matique est représenté sur la fig. 8. Le servomoteur électrique 29 et le potentiomètre 21 de la fi-. 7 sont remplacés par un servomoteur pneumatique am et un positionneur pneumatique à réaction 34 reliés à une partie de la vis d'avance, dépassant en saillie respecti vement de la tête de réglage. Son schéma fonctionnel est représenté sur la fig. 10B dans laquelle c t r dési gnent un dispositif de commande. Sur la fig. 8 un écrou coulissant 32 peut coulisser dans un guide d'écrou 31 repoussé par un ressort de portée 33.
Les structures représentées sur les fig. 7 et 8 pré sentent des caractéristiques telles que la position du moyen de réglage, par exemple la position de la manette 18 sur la fig. 7, reste constante, indépendamment de la longueur de course, de sorte que l'indicateur 22 et le potentiomètre rotatif à réaction 21 peuvent être facile ment fixés et que le passage du réglage manuel au réglage automatique et le passage du système électrique au sys tème pneumatique sont remarquablement facilités de sorte que tout type de moyen de réglage peut être appli qué arbitrairement.
La fig. 9 représente un autre mode de réalisation dans lequel un moyen de réglage 38 du type alternatif est relié en alignement à la vis d'avance, directrice ou de guidage 4, et l'élément de guidage 14 est remplacé par un élément qui ne comporte pas de filetage de vis intérieur. Le moyen de réglage du type rotatif peut être facilement changé en celui de type alternatif en substi tuant une console 37 du moyen de réglage 38 au guide d'écrou coulissant 31 et en reliant la vis d'avance 4, à un arbre de sortie 36 du moyen de réglage 38.
Le schéma fonctionnel est représenté sur la fig. lOC dans laquelle cl désigne un vérin alternatif, le repère 34 désigne le positionneur et le repère ctr désigne le dispositif de com mande. Avec ce moyen de réglage, l'arbre de réglage 5 n'est pas concerné par le réglage de course.
Comme représenté sur la fi-. 11, lorsque plusieurs des extrémités de réglage des pompes sont actionnées par une manivelle de réglage unique, les têtes respec tives de réglage 19, 19', 19" sont entraînées en rotation autour de l'axe X-X' de leur propre arbre excentré 1 de sorte que plusieurs arbres de réglage 5, 5', 5", sont disposés en alignement les uns par rapport aux autres et les arbres de réglage 5, 5', 5" sont reliés par l'inter médiaire d'organes d'accouplement. La manette 18 peut être prévue à l'extrémité opposée à celle représentée sur la fig. 11, si cela est nécessaire.
En se reportant à la fi-. 12, une pompe rotative sert à la lubrification interne de la pompe de la fig. 1, avec le bâti entièrement fermé rempli d'huile de lubri fication. Un impulseur 43 fait partie de l'arbre menant à l'intérieur du bâti et au voisinage d'un palier 41 et un couvercle d'extrémité 60 se prolonge vers l'intérieur de façon à former une extrémité cylindrique 40 en recou vrant l'impulseur 43 et est pourvu d'une tubulure de refoulement d'où résulte une pompe rotative à grande vitesse avec l'arbre menant directement accouplé à un moteur tournant à grande vitesse.
Le fonctionnement de cette pompe rotative est le suivant : lors de la rota tion de l'arbre menant 11', l'huile contenue est repous- sée à travers une tubulure de refoulement 44 fixée à l'extrémité cylindrique 60 dans une direction indiquée par les flèches 61 et s'écoule également à travers l'im- pulseur 43 et le palier 41 dans la direction axiale de l'arbre menant 11'. Ainsi, une complète lubrification du palier 41 est accomplie tandis qu'une fuite de l'huile est empêchée par une garniture de joint d'étanchéité 42 prévue à une extrémité extérieure du chapeau extrême 40.
La pompe décrite peut évidemment être modifiée de façon que l'extrémité cylindrique soit pour vue d'une multiplicité de tubulures de refoulement et une multiplicité de mécanismes menés de transmission sont entraînés par un arbre menant. A la fig. 13 un piston 71 de pompe est mis en mou vement alternatif par la rotation du manchon d'arbre 8, de sorte qu'une pression pulsante est impartie à une membrane 74 par l'intermédiaire d'huile remplissant une chambre 73. Un réservoir d'huile 75 est situé au-dessus de la chambre 73. Une pompe 89 est actionnée par une came 72 montée sur le manchon d'arbre 8 d'une manière synchronisée de telle façon que la pompe 89 atteint sa course maximale seulement à la fin de la course d'aspi ration du piston 71.
La pompe 89 comprend un piston 91 et un ressort de rappel 92 comme représenté sur la fig. 15, étant ainsi actionné par celui-ci à une extrémité. Dans le réservoir d'huile 75, comme représenté sur la fig. 14, un cylindre 78 et un piston 77 mû vers le haut et vers le bas dans celui-ci sont fixés en dessous d'un niveau de surface d'huile 86. Le piston 77 est pourvu d'une tige de piston 81 qui passe à travers une extré mité inférieure 79 du cylindre 78 avec un jeu 80.
A l'extrémité inférieure 82 de la tige de piston 81 est pré vue une tête de soupape 84 destinée à se fermer sous l'action d'un ressort 83, disposée dans une chambre inférieure de cylindre 85, le jeu 80 en coopération avec l'extrémité inférieure 79' du cylindre 78 servant de siège de soupape, ce qui permet à l'huile de s'écouler seule ment du côté de la chambre de déplacement. La cham bre inférieure de cylindre 85, en dessous du piston 77 communique seulement avec l'huile présente dans le réservoir d'huile 75 à travers des orifices 93 représen tés sur la fig. 15, et une chambre supérieure de cylin dre 87, sur le piston 77, communique avec la pompe 89 à travers une tuyauterie 88.
En outre, le piston 77 comporte une soupape à bille 90 qui comprend une bille 94 et un passage 95 avec une portion inférieure de diamètre plus petite que celle de la bille 99, comme représentée sur la fig. 15, de sorte que la chambre infé rieure de cylindre 85 communique avec la chambre supérieure de cylindre 87, selon la pression d'huile dans la chambre de cylindre 85. La pompe 89 est située en dessous du niveau d'huile 86.
Lors de la rotation du manchon d'arbre 8, entraîné par le mécanisme à vis sans fin et à roue hélicoïdale, le piston 77 est entraîné en synchronisme avec le piston principal 71 par l'intermédiaire de l'huile dans la tuyau terie 88 pour ouvrir périodiquement la soupape 79', 84, de sorte qu'ainsi, des bulles d'air s'élevant depuis la chambre de déplacement 73, sont libérées à travers le jeu 80. Comme cette action est exécutée en dessous de la surface d'huile 86, les bulles d'air sont remplacées par l'huile et une diminution de l'huile prévue pour le fonctionnement dans la chambre 73, en raison de la fuite, est compensée.
Lorsqu'il manque, dans la cham bre 73, l'huile correspondante à la variation de la lon gueur de course du piston 71, la pression de l'huile dans la chambre 73 devient négative, de sorte qu'à la fin de la course d'aspiration du piston 71, l'huile est complé tée par remplissage à travers la soupape 79', 84. Au contraire, avec un excès d'huile dans la chambre 73, l'huile est évacuée de la chambre 73 dans le réservoir d'huile 75 à travers la soupape 79', 84 au commence ment de la course de refoulement du piston 71.
Une diminution de l'huile dans la pompe 89 est automati quement compensée par un remplissage d'huile de telle manière que la bille 94 est soulevée pour l'admission de l'huile par la pression négative à l'intérieur de la pompe 89 lors de sa course d'aspiration et par la charge poten tielle existant entre les niveaux d'huile dans le réservoir d'huile 75 et la pompe 89.
Dans le dispositif précité, pour la désaération et le remplissage automatique d'huile destiné à la commande, la soupape 90 à bille du piston 77, composé de la bille 44 et du passage 95, peut être remplacé, comme repré senté sur les fi-. 17, 18 et 19, par un passage étroit 90' qui fait communiquer les chambres de cylindre supé rieure et inférieure 87 et 85 avec une résistance à l'écou lement basée sur la viscosité de l'huile.
Positive displacement machine comprising at least one variable volume pump The subject of the present invention is a positive displacement machine comprising at least one variable volume pump.
Until now, with variable volume pumps, whose stroke lengths were varied by stroke adjusters, in particular by providing a cam, the dimensions of the cam had to be increased in proportion to the stroke lengths. , from which resulted the drawback that the cam protruding beyond the pump frame, or else the latter became cumbersome if the cam was contained in the frame for the purpose of dust-free lubrication. Therefore, stroke adjustment mechanisms, including the cam and contained in the pump housing, have been applied to pumps of comparatively short stroke length.
Further, with another type of known stroke adjuster, the strokes were set primarily while the pump was in operation and complicated mechanisms were required for stroke adjustment during operation. Further, there was no linear correlation between the amount of displacement of an adjustment end and the resulting variation in stroke, so that conventional adjustment means could not be applied without being changed. Although rotary or reciprocating type adjustment means were known, few were easily applicable.
In another type of known stroke adjusting device, such as that using a lever, a comparatively long stroke could be obtained, while the number of strokes could not be increased.
Until now, a low speed reciprocating pump, comprising suction and discharge valves and pistons, has been used as the oil pump for internal lubrication, but wear and disturbances or faults occur. often produced with a lot of sliding parts.
The aim of the present invention is to overcome the drawbacks mentioned above.
The volumetric machine comprising at least one variable volume pump is characterized in that it comprises a driving member connected to a motor, a driven member, intended to be moved in a native alter movement, a stroke adjustment mechanism arranged between the members driving and driven and comprising an eccentric shaft, a cam fixed thereto and connected to the driven member, an adjusting member connected at one end to the eccentric shaft for moving the latter along its axis and to an element guide of the adjustment member, and adjustment means connected to the other end of the adjustment member to actuate the latter.
Several embodiments of the object of the invention will be described, by way of example, with reference to the attached des sins, to which: la fila. 1 shows a sectional elevation view of the first embodiment; spun them. 2A and 2B are perspective views of a cam and an oblique shaft, provided in the fila pump. 1; spun her. 3 is a perspective view showing the stroke adjustment mechanism provided in the fila pump. 1; spun them. 4, 5 and 6 are sectional views of other embodiments; spun her. 7 is a sectional view of a rotary automatic electric adjustment device, fixed to the pump shown in section on the fila. 1; spun her. 8 is a sectional view of a second device for automatic rotary pneumatic adjustment;
spun her. 9 is a sectional view of a third alternative automatic pneumatic adjustment device; figs. 10A, 10B and lOC are functional diagrams, corresponding respectively to the automatic adjustment devices of FIGS. 7, 8 and 9; fig. 11 shows a group of pumps conforming to FIG. 1, which are coupled with their adjusting shafts in alignment, to adjust or adjust the stroke length by a single adjusting device; fig. 12 is a sectional elevation taken along line K-K of FIG. 1;
fig. 13 is a sectional elevation of a variable volume piston pump provided with a device for restoring the oil level; fig. 14 is a sectional elevation of an oil reservoir of the device shown in FIG. 13; fig. 15 is a sectional elevation view, on an enlarged scale, of a pressure piston of the device shown in FIG. 13; fig. 16 shows a variant of FIG. 13, and figure 17 is a sectional elevation of an oil reservoir of the device of fig. 16.
Fig. 1 shows a high precision variable volume pump, and its liquid end is not shown. An oblique shaft 51 is held between two end elements 52 and 53 and forms, together therewith, an eccentric shaft 1 such that an axis PP 'of the oblique shaft 51 intersects an axis XX' of the end elements. 52 and 53 at an oblique angle of value e. Although the oblique shaft 51 is shown as being cylindrical in FIG. 1, it can be made in other forms, if desired.
There is no doubt that the cylindrical shape is the best from a manufacturing point of view.
A cam 2 has an oblique orifice 54 through which the oblique shaft 51 must pass at its center; as shown in fi-. 2A or eccentrically as shown in fig. 2B. The cam 2 is fitted to the oblique shaft 51 via the oblique hole 54, so that the cam 2 is always perpendicular to the axis XX 'of the eccentric shaft 1. A connecting rod 3 is put in reciprocating motion during the movement of the cam 2 caused by the rotation of the eccentric shaft 1.
A stick 7 is connected to the cam 2 through the intermediary of the connecting rod 3 and an adjusting screw 4 is aligned with the eccentric shaft 1. A helical wheel 10 constitutes a reduction gear together with a worm. tangent end 11 fixed to a driving shaft 11 'and is fixed to a shaft sleeve 8 by a key 9. The sleeve 8 rotates in a bearing 12 supported by a pump frame 20; a key 9 'is tinée to the power transmission.
There is the following relation between the deviation e of the cam 2 from the axis XX 'and the stroke SS = 2e A deviation e of the cam from the axis XX' varies with the displacement of the shaft oblique 51 with respect to the cam 2 in the axial direction XX 'of the eccentric shaft 1. Thus, as seen in FIG. 3, the dimensions of the cam 2 are in principle imposed by the stroke without restriction or severe limitation.
The power which comes from the driving shaft directly connected to a motor, allows the cam 2 to turn via the oblique shaft 51 of the eccentric shaft 1 at a speed of revolution reduced by the motor. - reduction graining, while the connecting rod 3, coupled to the cam 2, is put into reciprocating motion. The eccentric shaft 1 is connected, via a bearing 6 to the feed screw 4 for stroke adjustment, which engages an internal thread of the guide member 14, fixed to the frame 20 and serving as a fixed nut.
Thus, by the rotation of the feed screw 4, the eccentric shaft 1 is moved in its axial direction XX 'by means of the shaft sleeve 8, the cam 2 and the shaft guide 13. By With this mechanism, the stroke length can be adjusted linearly from zero stroke to full stroke.
In the case where the oblique orifice 54 is provided in the center of the cam 2 with an oblique angle of value a with respect to the axis X-X ', as shown in FIG. 2A, the part a-b of the oblique shaft 51 is active for linear adjustment of the stroke from zero stroke to full stroke, while the remaining part a-c is not directly concerned with the stroke adjustment. In the above case, if the orifice 54 is provided eccentrically with respect to the center of the cam 2, as shown in fig. 2B, the stroke adjustment from zero stroke to full stroke can be obtained by part c-b of the oblique shaft 51.
This assembly can be suitably constructed in proportion to the diameter of the cam 2. and the length of the forgotten shaft 51.
The eccentric shaft 1 is supported both by the shaft guide 13 and by the shaft sleeve 8. Although the oblique shaft 51 generally consists of a bar having a circular section intended to be applied to the shaft. oblique circular hole 54 of cam 2, a bar having a circular, square or rectangular cross section or a keyway can be adopted, if necessary as a shaft to be mounted on a circular, square or rectangular oblique hole or on a keyway of cam 2.
The feed screw 4 is connected by means of a key 17, a gear transmission 15 and an adjusting pinion 16, to an adjusting shaft 5 mounted on an adjusting head 19. At a One end of the adjusting shaft 5 is fixed a handle 18 so that the feed screw 4 and therefore the eccentric shaft 1, connected to it, in alignment, are moved by turning the handle 18. In Consequently, the displacement of the eccentric shaft 1 is proportional to the number of turns of the handle 18. The handle can easily be replaced by an automatic rotary or reciprocating adjustment.
By using an alternative adjustment, the guide member 14 is replaced by an element which does not have an internal thread and the feed screw 4 is directly connected to an output shaft of the adjustment device. With this arrangement, the automatic adjustment of the movement of the feed screw 4 is directly performed so that the movement of the output shaft causes that of the eccentric shaft 1 along the axis thereof and it is directly proportional to the variation of the stroke. In addition, the axis of movement of the feed screw 4 is always fixed.
Any reduction ratio of the reduction gear, composed of the tangent worm screw and the helical gear wheel 10, can be obtained by a suitable choice of the gear transmission ratio. This self-contained reduction mechanism is advantageous for the stroke adjustment mechanism in that due to its ability to rotate at relatively high speed, its reduction ratio can be chosen within a comparatively wide range.
Further, the helical impeller 10 is attached to the shaft sleeve 8 to form part of the stroke adjustment mechanism, resulting in a compact pump structure, which is fully enclosed and protected from dust in the frame 20. and this eliminates the need for a separate reduction gear, typically required for variable stroke pumps.
Fig. 4 shows another embodiment in which several brackets 7, coupled to the cam 2 by means of the connecting rod 3, are set in reciprocating movement by a single motor, driving the eccentric shaft 1 by means of the The reduction gear 11, 10 and the strokes of the stocks 7 can be adjusted by a single manual adjustment means comprising the handle 18, through the adjustment shaft 5, the pinion 16 and the feed screw 4 Therefore, with this pump one can easily realize a saving of motor power, the elimination of pulsations of the liquid outlet and an adjustment of the pump output from 0 to a maximum value. In fig. 4, the liquid ends are not shown.
One end of each of the connecting rods 3, remote from the brackets, is made in the form of a spaced cam follower element, in the form of a dovetail, so that in operation, the connecting rods 3 cannot come into operation. contact with each other on the cam 2. During the rotation of the eccentric shaft 1, the respective sticks 7, connected to the connecting rods 3, perform a pumping action at each liquid end.
The combination of pumps, according to fig. 4, create two sticks or push-ups that are 180- apart from each other. Likewise, three sticks or pumps, which are 120 ° apart from each other, can easily be applied to a single cam.
The assembly for mant pump without pulsation of the delivery flow, which comprises the cam 2, constituted as indicated above and shown in fig. 4, has the advantage that two cams of conventional pumps, which require special machining, are replaced by a single cam and that the adjustment to the phase setting between each of the two cams is not necessary and that the flow The pump's discharge flow rate is regulated by a simple stroke adjustment mechanism.
Fig. 5 shows another embodiment in which a common drive shaft carrying a common worm 11, is disposed between two helical impellers 10 of two pumps a and b, each comprising the stroke adjustment mechanism as shown in FIG. . 1, from which results a multiple pump with common frame 20. The tangent worm of the driving shaft 11 meshes with the helical gear wheels 10, so that the phase difference of the pumps a and b is equal to 1800. The resulting power required by the two pumps is equal to that required by a single pump, except that the mechanical friction losses are double.
Each of the pumps a and b has its own stroke adjustment mechanism, and thus functions as an independent pump from the other. Further, the strokes and hence the liquid outlets of the pumps a and b can be adjusted simultaneously by aligning the respective adjusting shafts 5 of the adjusting means through the coupling means as shown in fig. 11. The two pumps are contained in a single frame which is subject to common lubrication, so that a large space, as required by the installation of conventional pumps and the accessories for them, is not necessary. and the integrated pump has the capacity of two groups of conventional pumps.
The fi-. 6 shows another embodiment and its liquid end is not shown. A cantilevered eccentric shaft 1 is used which is made by incorporating the oblique shaft 51 into the single end member 52. A cam retainer prevents the cam 2 from moving in the axial direction X-X '. . The other parts or parts are similar to those shown on the fi, -. 1.
If it is desired to extend the length of the oblique shaft 51 of the eccentric shaft 1, shown in FIG. 1, in order to increase the stroke length, the diameter of the end elements 52 and 53, intended to hold the shaft 51 between them and consequently, the diameter of the helical gear wheel 10 of reduction gear, must also be increased. Furthermore, with a constant stroke, an increase in the diameter of the oblique shaft 51 naturally requires that of the diameters of the end elements 52 and 53.
Therefore, when the eccentric shaft 1 comprises two end elements 52 and 53 to hold the oblique shaft element 51 between them, a mutual limitation of the dimensions of the end elements and of the oblique shaft has a large influence on the entire construction of the pump. In the arrangement shown in FIG. 6, the limitation of the end elements and the oblique shaft is greatly suppressed by eliminating the end element 53.
Thus, for the same end element 52, the same diameter of the helical gear wheel 10 and the same bearing 12 as those shown in FIG. 1, a stroke 1.5 times greater than the maximum stroke can be obtained, which can be varied linearly from zero stroke to full stroke whether the pump is in operation or not.
Fig. 7 shows an adjustment means of the stroke adjustment mechanism, in which the adjustment means is shown in the form of an automatic electrical adjustment means, of the rotary type, fixed to the adjustment head 19 shown in section. A control circuit consists of an electric servomotor 29 and a feedback potentiometer, intended for the latter, and its functional diagram is shown in FIG. 10A. Typically, a cpr controller is placed in a control chamber remote from the location where the pump is installed.
During the rotation of the adjustment shaft 5, the pinion 16, mounted thereon, rotates the adjustment gear 15, causing the rotation of the screw 4, followed by the movement of the eccentric shaft. 1 along the X-X 'axis, for linear adjustment of the stroke from zero stroke to full stroke. The adjustment shaft 5 is also equipped with a gear 23 which rotates a pinion 25 and a shaft 24 attached thereto, by an amount corresponding to the amplitude of rotation of the adjustment shaft 5. One end of the shaft 24 is provided with an indicator 22 to indicate the stroke length and the other end is connected to the feedback potentiometer 21.
The adjustment shaft 5 is rotated by means of the electric servomotor 29 and of a reduction transmission 28, an output shaft 27 of which is connected or coupled to the adjustment shaft 5 by means of A coupling 26. A coupling 30 'and the handle 18 are provided for manual adjustment in addition to automatic stroke adjustment. An adjusting shaft 5 'for another pump is connected to the shaft 5 for adjusting the stroke of other pumps by a single adjusting means, as shown in fig. 7.
Among the rotary adjustment means, a pneumatic tire means is shown in FIG. 8. The electric servomotor 29 and the potentiometer 21 of the fi. 7 are replaced by a pneumatic servomotor am and a pneumatic reaction positioner 34 connected to part of the advance screw, projecting respectively from the adjustment head. Its functional diagram is shown in fig. 10B in which c t r denote a control device. In fig. 8 a sliding nut 32 can slide in a nut guide 31 pushed back by a bearing spring 33.
The structures shown in FIGS. 7 and 8 present characteristics such as the position of the adjustment means, for example the position of the lever 18 in FIG. 7, remains constant, regardless of the stroke length, so that the indicator 22 and the rotary feedback potentiometer 21 can be easily fixed and the change from manual to automatic adjustment and the change from electrical system to system tires are remarkably facilitated so that any kind of adjusting means can be applied arbitrarily.
Fig. 9 shows another embodiment in which an adjustment means 38 of the reciprocating type is connected in alignment with the advance, directing or guide screw 4, and the guide element 14 is replaced by an element which does not include internal screw thread. The rotary type adjustment means can be easily changed to the reciprocating type by substituting a bracket 37 of the adjustment means 38 for the sliding nut guide 31 and connecting the feed screw 4 to an output shaft 36. adjustment means 38.
The functional diagram is shown in fig. lOC in which cl designates a reciprocating cylinder, the reference 34 designates the positioner and the reference ctr designates the control device. With this adjustment means, the adjustment shaft 5 is not affected by the stroke adjustment.
As shown in fi-. 11, when several of the adjustment ends of the pumps are actuated by a single adjustment crank, the respective adjustment heads 19, 19 ', 19 "are rotated about the axis XX' of their own eccentric shaft 1 of so that a plurality of adjusting shafts 5, 5 ', 5 "are arranged in alignment with each other and the adjusting shafts 5, 5', 5" are connected through the intermediary of coupling members. The handle 18 may be provided at the end opposite to that shown in Fig. 11, if necessary.
Referring to fi-. 12, a rotary pump is used for the internal lubrication of the pump of FIG. 1, with the frame fully closed filled with lubricating oil. An impeller 43 forms part of the shaft leading inside the frame and in the vicinity of a bearing 41 and an end cover 60 extends inwards so as to form a cylindrical end 40 covering the shaft. impeller 43 and is provided with a delivery pipe from which results a high speed rotary pump with the driving shaft directly coupled to a high speed motor.
The operation of this rotary pump is as follows: during the rotation of the drive shaft 11 ', the oil contained is pushed through a delivery pipe 44 fixed to the cylindrical end 60 in a direction indicated by arrows 61 and also flows through impeller 43 and bearing 41 in the axial direction of drive shaft 11 '. Thus, complete lubrication of bearing 41 is accomplished while oil leakage is prevented by a gasket packing 42 provided at an outer end of end cap 40.
The described pump can of course be modified so that the cylindrical end is for sight of a multiplicity of discharge pipes and a multiplicity of driven transmission mechanisms are driven by a drive shaft. In fig. 13 a pump piston 71 is put into reciprocating motion by the rotation of the shaft sleeve 8, so that a pulsating pressure is imparted to a diaphragm 74 by means of oil filling a chamber 73. A reservoir of The oil 75 is located above the chamber 73. A pump 89 is actuated by a cam 72 mounted on the shaft sleeve 8 in a synchronized manner such that the pump 89 reaches its maximum stroke only at the end. of the suction stroke of the piston 71.
The pump 89 comprises a piston 91 and a return spring 92 as shown in FIG. 15, thus being actuated by it at one end. In the oil tank 75, as shown in fig. 14, a cylinder 78 and a piston 77 moved up and down therein are fixed below an oil surface level 86. The piston 77 is provided with a piston rod 81 which passes through it. through a lower end 79 of cylinder 78 with clearance 80.
At the lower end 82 of the piston rod 81 is provided a valve head 84 intended to close under the action of a spring 83, arranged in a lower cylinder chamber 85, the clearance 80 in cooperation with the The lower end 79 'of cylinder 78 serves as a valve seat, which allows oil to flow only from the side of the displacement chamber. The lower cylinder chamber 85, below the piston 77, communicates only with the oil present in the oil reservoir 75 through the orifices 93 shown in fig. 15, and an upper cylinder chamber 87, on piston 77, communicates with pump 89 through piping 88.
Further, the piston 77 includes a ball valve 90 which includes a ball 94 and a passage 95 with a lower diameter portion smaller than that of the ball 99, as shown in FIG. 15, so that the lower cylinder chamber 85 communicates with the upper cylinder chamber 87, depending on the oil pressure in the cylinder chamber 85. The pump 89 is located below the oil level 86.
During the rotation of the shaft sleeve 8, driven by the worm and helical wheel mechanism, the piston 77 is driven in synchronism with the main piston 71 via the oil in the earth pipe 88 for periodically open valve 79 ', 84, so that air bubbles rising from displacement chamber 73 are released through clearance 80. As this action is performed below the surface of oil 86, the air bubbles are replaced by oil and a decrease in the oil intended for operation in the chamber 73, due to the leak, is compensated for.
When there is no oil in chamber 73 corresponding to the variation in the stroke length of piston 71, the oil pressure in chamber 73 becomes negative, so that at the end of the suction stroke of the piston 71, the oil is supplemented by filling through the valve 79 ', 84. On the contrary, with an excess of oil in the chamber 73, the oil is discharged from the chamber 73 into the oil reservoir 75 through valve 79 ', 84 at the start of the delivery stroke of piston 71.
A decrease in the oil in the pump 89 is automatically compensated for by an oil filling so that the ball 94 is lifted for the admission of oil by the negative pressure inside the pump 89 during of its suction stroke and by the potential load existing between the oil levels in the oil tank 75 and the pump 89.
In the aforementioned device, for the deaeration and automatic filling of oil intended for the control, the ball valve 90 of the piston 77, composed of the ball 44 and the passage 95, can be replaced, as shown on the figures. . 17, 18 and 19, through a narrow passage 90 'which communicates the upper and lower cylinder chambers 87 and 85 with a flow resistance based on the viscosity of the oil.