BESCHREIBUNG
Die Erfindung betrifft eine Rotationskolben-Verdr n- gungsarbeitsmaschine für kompressible Medien, mit minde stens einem durch spiralförmige, sich von einer Seitenwand axial erstreckende Umfangswände begrenzten und mehr als 360" umfassenden Förderraum, der von einem Einlass zu einem Auslass führt, und mit einem in den Förderraum ragenden, spiralförmigen und mehr als 360" umspannenden Verdrängungskörper, der in bezug auf den Förderraum zur Ausführung einer kreisenden verdrehungsfreien Bewegung gelagert ist und dessen Zentrum gegenüber dem Zentrum der Umfangswände exzentrisch so versetzt ist, dass der Verdrängungskörper stets sowohl die aussenliegende als auch die innenliegende Umfangswand des Förderraumes an je mindestens einer fortschreitenden Berührungsstelle berührt,
wozu der Verdrängungskörper auf einem exzentrisch angetriebenen, scheibenförmigen Läufer angeordnet ist, - wobei am Läufer eine Antriebsvorrichtung vorgesehen ist, welche so ausgebildet ist, dass auf der Antriebswelle eine Exzenterscheibe gehalten ist, die direkt in dem scheibenförmigen Läufer gelagert ist, - und wobei an mehreren, im Abstand von der Exzenterscheibe angeordneten Punkten des Läufers Führungsvorrichtungen angreifen, - und wobei zur nachgiebigen Aufnahme von allfälligen Längendifferenzen zwischen Förderraum und Verdrängungskörper ein längenveränderbares Übertragungsglied am Läufer vorgesehen ist.
Eine Rotationskolbenmaschine, deren Prinzip aus der DE C3 2603462 bekannt ist, eignet sich für die Aufladung einer Brennkraftmaschine, da sie sich durch eine nahezu pulssationsfreie Förderung des beispielsweise aus Luft oder aus einem Luft-Kraftstoff-Gemisch bestehenden Arbeitsmittels auszeichnet. Während des Betriebes eines derartigen Spiralladers werden entlang des Förderraumes zwischen dem Verdränger und den beiden Umfangswänden des Förderraumes mehrere sichelförmige Arbeitsräume eingeschlossen, die sich vom Einlass durch den Förderraum hindurch zum Auslass hin bewegen. Hierbei verringert sich ihr Volumen zunehmend bei einer entsprechenden Erhöhung des Arbeitsmitteldruckes.
Eine Maschine der eingangs genannten Art ist bekannt aus der DE 3230979 Al. Für den Betrieb eines solchen Spiralladers sind zwei im Abstand zueinander angeordnete Exzenteranordnungen vorgesehen, die beispielsweise aus Exzenterscheiben oder Exzenterkurbeln bestehen können. Eine der beiden Anordnungen dient als Antrieb, die zweite als Führung. Um nun Längendiffrenzen zwischen den beiden Angriffspunkten der Antriebs- und der Führungsanordnung ausgleichen zu können, sieht diese bekannte Lösung ein län- genverschiebbares Übertragungsglied vor, und zwar in Richtung der Verbindungslinie der Angriffspunkte. Dieses Übertragungsglied besteht aus einem in der Führungsanordnung des Läufers verstellbar gehaltenen Halterungsglied, welches ein Gleitstein sein kann, der in einer Parallelführung verschiebbar ist.
Die Parallelführung umfasst eines der zwei Lager der Fürhungsanordnung, über die somit ein allfälliger Ausgleich von Dehnungsdifferenzen stattfinden kann.
Diese bekannte Führungsanordnung beinhaltet nun jedoch einige Besonderheiten. Es ist eine präzise Abwälzung und Abdichtung in den radialen Kontaktstellen zwischen Verdrängungskörper und Förderraum erforderlich, um Verschleiss sowie lokale Erhitzung und gegebenenfalls Kaltverschweissen und Festlaufen des Verdrängungskörpers zu vermeiden. Die durch mögliche Fertigungsabweichungen verursachte ungenaue Parallelführung des Verdrängungskörpers zum Förderraum kann ein grosses Problem darstellen. Bei dem genannten Doppel-Exzenterantrieb liegen in den Tot- punktlagen alle Glieder auf einer Geraden und es ist kein Zwangsumlauf mehr vorhanden. Infolge der mit Fertigungstoleranzen versehenen Elemente - Verdränger, Förderraum, Exzenter - können dann bei Längenänderungen Kräfte auftreten, die Lagerstellen und Werkstoffe sehr belasten.
Um nun in den Totpunktlagen eine eindeutige Führung des Läufers zu erzielen, ist ein zwangsschlüssiger Antrieb der Führungsanordnung durch die eigentliche Antriebsanordnung vorgesehen. Dies geschieht mittels eines Zahnriementriebes, der die beiden Exzenteranordnungen winkelgenau zu synchronisieren vermag. Es ist nicht zu verkennen, dass eine derartige Anordnung von Zahnrädern und Zahnriemen nebst dem hierfür erforderlichen Platzbedarf die Herstellungskosten der Maschine beeinflusst.
Besteht die Führungsanordnung des Läufers aus mehreren sogenannten Rollbolzen, wie sie beispielsweise aus der französischen Patentschrift Nr. 980 737 bekannt sind, so kann die obengenannte Lösung mittels Gleitsteinen als längenver änderbares Übertragungsglied keine Anwendung finden.
Der Erfindung liegt deshlab die Aufgabe zugrunde, bei einer Rotationskolben-Verdrängungsarbeitsmaschine mit exzentrischem Antrieb eine Längenausgleichmöglichkeit zu schaffen, die unabhängig von der jeweiligen Art der Läuferführung ist.
Erfindungsgemäss wird dies dadurch erreicht, dass als län- genveränderbares Übertragungsglied die Exzenterscheibe dient, welche mit veränderbarer Exzentrizität auf der Antriebswelle angeordnet ist.
Von besonderem Vorteil bei dieser Lösung ist, dass auf die bekannte elastische Aufhängung des Verdrängungskörpers, wie sie beispielsweise aus der DE-OS 2 831179 bekannt ist, verzichtet werden kann. Eine derartige elastische Aufhängung soll zwar geeignet sein, Ausweichbewegungen des Verdrängungskörpers zuzulassen, die in Folge von ungenauer Parallelführung, unpräziser Konturenfertigung und thermischer Verformung erforderlich sind. Jedoch ist eine elastische Aufhängung für schnelldrehende Maschinen nicht anwendbar, da der Verdrängungskörper bei kritischen Drehzahlen infolge Schwingens zur Zerstörung des Sprialladers führen könnte.
In der Zeichnung ist ein Ausführungsbeispiel der Erfindung schematisch dargestellt.
Es zeigen
Fig. 1 einen Querschnitt gemäss Linie A-A in Fig. 2 durch den Spirallader mit stirnseitiger Ansicht des Verdrängers;
Fig. 2 einen Teillängsschnitt des Spiralladers gemäss Verbindungslinie 15 in Fig. 1;
Fig. 3 eine Ausführungsvariante des längenverstellbaren Übertragungsgliedes.
Die gezeigte Maschine ist der Einfachheit halber mit nur einem Förderraum 4 und nur einem Verdrängungskörper 3 dargestellt. Es versteht sich indessen, dass der Verdränger in der gleichen Ebene ein ganzes System von Spiralen aufweisen kann, die beispielsweise jede von einem eigenen Einlass 20 in einen gemeinsamen Auslass 21 fördern können.
Zwecks Erläuterung der Funktionsweise des Verdichters, welche nicht Gegenstand der Erfindung ist, wird auf die genannte DE-C3 2603462 verwiesen. Nachstehend wird nur der für das Verständnis notwendige Maschinenaufbau und Prozessablauf kurz beschrieben.
Der besseren Übersicht wegen ist in der Fig. 1 die Schnittstelle des Verdrängungskörpers punktiert dargestellt und die geschnittenen spiralförmigen Wandungen des Förderraumes sind mit einer Schraffur lediglich angedeutet. Gehäuse und Antriebswelle sind trotz des Schnittes nicht mit einer Schraffur versehen.
Mit 1 ist der scheibenförmige Verdränger, der sogenannte Läufer, insgesamt bezeichnet. An beiden Seiten der Scheibe 2 sind spiralförmig verlaufende Verdrängungskörper 3 angeordnet. Diese greifen in einen Förderraum 4 des feststehenden Gehäuses 8 ein. Der Förderraum 4 ist nach Art eines spiralförmigen Schlitzes beispielsweise in die Seitenwände des Gehäuses 8 eingearbeitet. Er verläuft von einem am äusseren Umfang der Spirale im Gehäuse angeordneten Einlass 20 zu einem im Gehäuseinnern angeordneten Auslass 21.
Er weist im wesentlichen parallele, im gleichbleibenden Abstand zueinander angeordnete Umfangswände 5,6 auf, die wie der Verdrängungskörper 3 eine Spriale von mehr als 360O umfassen. Zwischen diesen Umfangswänden 5, 6 wird der Verdrängungskörper 3 gehalten. Dessen Krümmung ist so bemssen, dass er die inneren (5) und äusseren (6) Umfangswände an mehreren Stellen B1, B2, B3, B4 berührt.
Hierzu ist das Zentrum 16 des Verdrängungskörpers 3 gegenüber dem Zentrum 17 des Förderraums 4 exzentrisch versetzt.
Während des Betriebes der Maschine stellt sich durch den exzentrischen Antrieb des scheibenförmigen, den Verdrängungskörper aufweisenden Läufers eine Kreisbewegung jedes der Punkte des Verdrängungskörpers ein, wobei diese Kreisbewegung durch die Umfangswände des Förderraumes begrenzt ist. In Folge der mehrfachen, abwechselnden Annäherung des Verdrängungskörpers an die inneren und äusseren Umfangswände ergeben sich auf beiden Seiten des Verdrängungskörpers sichelförmige, das Arbeitsmedium einschliessende Arbeitsräume 7, die durch den exzentrischen Antrieb des Verdrängungskörpers durch den Förderraum in Richtung auf den Auslass vorgeschoben werden. Hierbei verringert sich das Volumen dieser Arbeitsräume und der Druck des Arbeitsmittels erhöht sich entsprechend.
Der Läufer 1 wird über die Antriebswelle 9 in Bewegung gesetzt. Hierzu ist in der Läuferscheibe 2 eine Exzenterscheibe 10 angeordnet, die vom Innenring eines in Fig. 1 nur mit Mittellinie angedeuteten Kugellagers 11 umfasst ist.
Dessen Aussenring sitzt in einer Büchse 12 des Läufers ein.
Die Exzenterscheibe 10 ist auf der Antriebswelle 9 derart angeordnet, dass die Berührungspunkte des Verdrängungskörpers 3 mit den Umfangswänden 5, 6, des Förderraumes 4 sowie die beiden Zentren 16 bzw. 17 der Spiralen auf einer gemeinsamen Linie 15 liegen. Es ist ersichtlich, dass das Zentrum 16 der Verdrängungskörper-Spirale in der Achse der Exzenterscheibe 10 und das Zentrum 17 der Förderraum-Spirale in jener der Antriebswelle 9 liegt.
Die Führung des Läufers 1 wird über vier ausserhalb der Spiralen angeordnete Rollbolzen 14a, b, c, d bewerkstelligt, die im Gehäuse 8 auf nicht gezeigte Art gelagert sind. Die Achsen der Rollbolzen liegen dabei auf einem Kreis 18, der zur Antriebsachse konzentrisch verläuft. Die Laufscheibe 2 ist an den entsprechenden Winkelstellungen mit vier Laufbüchsen 13a, b, c, d versehen, deren Achsen auf einem Kreis 19 liegen, der zur Exzenterscheibenachse konzentrisch ist.
Aus Fig. 1 ist erkennbar, dass bei der kreisenden Bewegung des Läufers 1 die Laufbüchsen 13 um die Rollbolzen herumtaumeln, und hierbei grundsätzlich an allen Führungsstellen eine saubere Punktanlage Pa, Pb, Pc, Pd vorherrscht.
Nun kann je nach Betriebsart der Fall eintreten, dass - beispielsweise beim Start der Maschine - sich der Läufer infolge seiner geringen Masse schneller erwärmt als das Gehäuse und hieraus eine Differenzdehnung resultiert.
In der in Fig. 1 gezeigten Läuferstellung hätte dies zur Folge, dass sowohl der Verdrängungskörper 3 an den Berührungspunkten Bl und B2 gegen die Umfangswände 6 des Förderraumes 4 als auch die Laufbüchse 13a gegen den Bolzen 14a gequetscht würden. Es ist unschwer erkennbar, dass dieser Effekt sehr rasch zur Havarie führen kann. Zum einen können die Bolzen augeschlagen werden, je nach Materialpaarung können die Spiralen anfressen oder aber das Kugellager wird der Belastung nicht standhalten.
Hier schafft nun das längenveränderbare Übertragungsglied Abhilfe. Statt der bisher bekannten einstückigen Antriebswelle mit Exzenterscheibe oder Exzenterkurbel, setzt sich der Antrieb nunmehr aus einer Antriebswelle 9 und einer darauf mit variabler Exzentrizität E angeordneten Exzenterscheibe 10 zusammen. Wie Fig. 1 zeigt, kann dies sehr einfach dadurch bewerkstelligt werden, dass die runde Antriebswelle 9 an drei Seiten abgeflacht wird, und dass die mit einer entsprechenden Aussparung 23 versehene Exzenterscheibe 10 mit einer angemessenen Spielpassung lose auf der Welle aufgesteckt ist. Die zu wählende Geometrie der Abflachungen 22 resp. Aussparung 23 wird lediglich von der Erfordernis der ausreichenden seitlichen Führung bestimmt. Gegen axiale Verschiebung der Exzenterscheibe 10 sind, wie Fig. 2 zeigt, keine speziellen Vorkehrungen zu treffen.
Während des Betriebes hebt die Exzenterscheibe 10 durch die Fliehkraft ab und nimmt selbsttätig jene Position ein, die ihr von dem jeweils gegenüberliegenden Rollbolzen, im vorliegenden Fall 14a, diktiert wird. Hiermit ist bereits einer der Vorteile der Massnahme erwähnt. Es ist nicht mehr wie bis anhin der Antrieb mit starrem Exzenter, der einen Grossteil der Führung übernimmt - auch wenn dies unerwünscht war - und der den eigentlichen Führungsgliedern nur noch die Funktion der Verdrehsicherung überlässt. Des weiteren ist erkennbar, dass das Kugellager 11 durch diese Massnahme entlastet ist, da die Aufnahme der Zentrifugalkraft von den Rollbolzen 14a übernommen wird.
Es ist also nur dafür zu sorgen, dass bei der Bearbeitung von Läufer und Gehäuse der Abstand vom äussersten, am meisten gefährdeten Berührungspunkt B1 zum entsprechenden Anlagepunkt Pa von Laufbüchse 13a zu Bolzen 14a sorgfältig eingehalten wird. Stimmt dieser Abstand, dann ist ein Klemmen des Rollbolzens und ein Anfressen des Verdrängungskörpers ein für allemal ausgeschlossen. Denn dieser Abstand ist so gering, dass selbst grössere Temperaturdifferenzen zwischen Läufer und Gehäuse an dieser Stelle nicht zu nennenswerten Differenzdehnungen führen.
Dehnt sich nun beispielsweise der Läufer 1 stärker als das Gehäuse 8, so bleiben die Punkte B1 und B2 hiervon unberührt und die Längenänderung wird innen von der Exzenterscheibe 10 aufgenommen. Mit anderen Worten: auf der geraden Verbindungslinie 15 mit dem Anlagepunkt Pa, dem Berühungspunkt Bl, dem Berührungspunkt B2, der Exzenterscheibenachse 16, der Antriebswellenachse 17, dem Berührungspunkt B3, dem Berührungspunkt B4 und dem Anlagepunkt Pc, der sogenannten Angriffslinie, werden vom Berührungspunkt B1 an alle Punkte, abgesehen von der Antriebswellenachse 17, in zunehmenden Masse verschoben.
Dies bedeutet, dass wenn Punkt B 1 quasi als Fixpunkt angenommen wird (in Wirklichkeit ist es Punkt Pa) und als solcher per Auslegung nicht klemmt, so kann Punkt B2 noch weniger zum Anstreifen kommen. Der Abstand zwischen den Achsen 16 und 17, die Exzentrizität E also, wird sich nun um einen entsprechenden Betrag mindern. Der ursprünglich an den inneren Umfangswänden 5 des Förderraumes 4 anliegende Verdrängungskörper 3 hebt an den Punkten B3 und B4 ab. Hierdurch wird zwar die tangentiale Dichtung zwischen den Arbeitsräumen 7 verschlechtert, jedoch spielt dies kaum eine Rolle, da es sich um eine bei Beharrungszustand rückläufige Wirkung handelt. Auch die Tatsache, dass nunmehr die Laufbüchse 1 3c vom Rollbolzen 14c abhebt, spielt nur eine untergeordnete Rolle, da in der Kraftrichtung die eindeutige Führung im Anlagepunkt Pa gewährleistet ist.
Allenfalls könnte dies eine gerinfügige I(ippbewegung des Läufers im Bereich des Punktes Pc in Pfeilrichtung (je nach Drehrichtung) zur Folge haben, die jedoch begrenzt ist durch die beidseitige Führung an den Bolzen 14b und 14d. Denn in diesen beiden Führungsanordnungen wirken sich die Längen änderungen selbstverständlich auch aus. In Richtung der genannten Verbindungslinie 15 werden die Laufbüchse 1 3b und 13d zunächst um einen gewissen Betrag von den Bolzen 14b und 14d abheben. Da diese Anordnungen sich in der Ebene befinden, die nahe jener der Exzenterscheibenachse liegt, wird der Betrag der Verschiebung der Laufbüchse 13b und 13d jenem der Exzentrizitätsveränderung entsprechen. Andererseits wird sich jedoch der Läufer symmetrisch ausdehnen.
In der Richtung senkrecht zur genannten Verbindungslinie 15 ist die Bewegung jedoch weder durch Anliegen des Verdrängungskörpers 3 noch durch radiales Anliegen an den Bolzen 13b und 13d behindert. Da andererseits in dieser Richtung am Exzenter keine Nachgiebigkeit herrscht, kann die Längenänderung nur nach aussen vonstatten gehen. Die Dehnung quer zur Angriffslinie behindert also einerseits nicht die saubere Führung am Anlagepunkt Pa. Andererseits bleiben die Führungsanordnungen 13, 14b, din der Lage, eine eventuelle Verdrehung des Läufers zu begrenzen.
Damit auch im Stillstand die Laufbüchsen an den Rollbolzen in definierter Weise anliegen, kann die Exzenterscheibe federunterstützt sein. Hierzu ist gemäss Fig. 3 in der Antriebswelle lediglich eine zusätzliche Bohrung 24 anzubringen, in die beispielsweise eine Schraubenfeder 25 eingelegt wird. Die Feder greift an der Unterseite der Exzenterscheibe 10 an und hebt diese bis zur Anlage der Laufbüchsen an. Um noch mehr Seitenführung zwischen Antriebswelle 6 und Exzenter 10 zu erzielen, ist bei dieser Variante die Antriebswelle nicht bloss abgeflacht, sondern es ist ein eigentlicher Aufnahmeteil mit grösseren Seitenflächen in die Welle eingearbeitet.
Zusammenfassend wird festgestellt, dass mit der erfindungsgemässen Massnahme Antrieb und Führung erstmals tatsächlich entkoppelt sind, d.h. dass die Läuferführung ausschliesslich mit der hierfür vorgesehenen Führungsanordnung stattfindet und auch dann nicht versagt, wenn die mehrfach erwähnten Herstellungsungenauigkeiten vorliegen oder wenn Differenzdehnungen auftreten.
DESCRIPTION
The invention relates to a rotary piston displacement machine for compressible media, with at least one by more than 360 "circumferential and limited by spiral, axially extending from one side peripheral walls, which leads from an inlet to an outlet, and with an in the displacement space protruding, spiral and more than 360 "spanning displacement body, which is mounted in relation to the delivery space to perform a circular rotation-free movement and the center of which is eccentrically offset relative to the center of the peripheral walls such that the displacement body is always both the external and the touches the inner peripheral wall of the delivery chamber at at least one progressive contact point,
for which the displacement body is arranged on an eccentrically driven, disk-shaped rotor, - a drive device being provided on the rotor, which is designed such that an eccentric disk is held on the drive shaft, which is mounted directly in the disk-shaped rotor, - and wherein on several , attack the guiding devices at a distance from the eccentric disc, and - for the flexible absorption of any length differences between the conveying space and the displacement body, a variable-length transmission element is provided on the rotor.
A rotary piston machine, the principle of which is known from DE C3 2603462, is suitable for charging an internal combustion engine, since it is characterized by an almost pulsation-free conveyance of the working medium, which consists, for example, of air or an air / fuel mixture. During the operation of such a spiral loader, several crescent-shaped work spaces are trapped along the conveying space between the displacer and the two peripheral walls of the conveying space and move from the inlet through the conveying space to the outlet. Here, their volume decreases increasingly with a corresponding increase in the working fluid pressure.
A machine of the type mentioned is known from DE 3230979 A1. For the operation of such a spiral loader, two eccentric arrangements arranged at a distance from one another are provided, which can consist, for example, of eccentric disks or eccentric cranks. One of the two arrangements serves as a drive, the second as a guide. In order to be able to compensate for length difference between the two points of attack of the drive and the guide arrangement, this known solution provides a length-adjustable transmission element, namely in the direction of the connecting line of the points of attack. This transmission member consists of a holding member which is adjustably held in the guide arrangement of the rotor, which can be a sliding block which can be displaced in a parallel guide.
The parallel guidance comprises one of the two bearings of the guide arrangement, via which a possible compensation of expansion differences can take place.
However, this known guide arrangement now contains some special features. Precise rolling and sealing in the radial contact points between the displacer and the delivery chamber is necessary in order to avoid wear and local heating and, if necessary, cold welding and seizing of the displacer. The imprecise parallelism of the displacement body to the pumping chamber caused by possible manufacturing deviations can be a major problem. With the double eccentric drive mentioned, in the dead center positions, all the links lie on a straight line and there is no longer any forced rotation. As a result of the elements provided with manufacturing tolerances - displacer, delivery chamber, eccentric - forces can occur when length changes occur, which put a great strain on the bearing points and materials.
In order to achieve clear guidance of the rotor in the dead center positions, a positive locking drive of the guide arrangement is provided by the actual drive arrangement. This is done by means of a toothed belt drive, which is able to synchronize the two eccentric arrangements with precise angles. It should not be forgotten that such an arrangement of gear wheels and toothed belts, in addition to the space required for this, influences the manufacturing costs of the machine.
If the guide arrangement of the runner consists of several so-called rolling pins, as are known, for example, from French Patent No. 980 737, the above-mentioned solution by means of sliding blocks as a variable-length transmission element cannot be used.
The invention is therefore based on the object to provide a length compensation option in a rotary piston displacement machine with eccentric drive, which is independent of the type of rotor guide.
According to the invention, this is achieved in that the eccentric disk, which is arranged on the drive shaft with variable eccentricity, serves as the length-adjustable transmission member.
A particular advantage of this solution is that the known elastic suspension of the displacement body, as is known, for example, from DE-OS 2 831179, can be dispensed with. Such an elastic suspension should indeed be suitable to allow evasive movements of the displacement body, which are required as a result of inaccurate parallel guidance, imprecise contour production and thermal deformation. However, an elastic suspension cannot be used for high-speed machines, since the displacer could lead to the destruction of the spring charger at critical speeds due to vibration.
In the drawing, an embodiment of the invention is shown schematically.
Show it
1 shows a cross section along line A-A in Figure 2 by the spiral loader with an end view of the displacer.
FIG. 2 shows a partial longitudinal section of the spiral charger according to connecting line 15 in FIG. 1;
Fig. 3 shows a variant of the length-adjustable transmission member.
For the sake of simplicity, the machine shown is shown with only one delivery chamber 4 and only one displacement body 3. However, it is understood that the displacer can have a whole system of spirals in the same plane, which can, for example, convey each from its own inlet 20 into a common outlet 21.
For an explanation of the operation of the compressor, which is not the subject of the invention, reference is made to the aforementioned DE-C3 2603462. In the following, only the machine structure and process flow necessary for understanding are briefly described.
For the sake of a better overview, the interface of the displacement body is shown in dotted lines in FIG. 1 and the cut spiral walls of the delivery space are only indicated with hatching. Despite the cut, the housing and drive shaft are not hatched.
The disk-shaped displacer, the so-called rotor, is designated as a whole by 1. Spiral displacement bodies 3 are arranged on both sides of the disk 2. These engage in a delivery chamber 4 of the fixed housing 8. The conveying space 4 is incorporated in the manner of a spiral slot, for example in the side walls of the housing 8. It runs from an inlet 20 arranged in the housing on the outer circumference of the spiral to an outlet 21 arranged in the housing interior.
It has essentially parallel circumferential walls 5, 6 which are arranged at a constant distance from one another and which, like the displacement body 3, comprise a spiral of more than 360 °. The displacer 3 is held between these peripheral walls 5, 6. Its curvature is such that it touches the inner (5) and outer (6) peripheral walls at several points B1, B2, B3, B4.
For this purpose, the center 16 of the displacement body 3 is offset eccentrically with respect to the center 17 of the delivery space 4.
During operation of the machine, the eccentric drive of the disk-shaped rotor having the displacement body results in a circular movement of each of the points of the displacement body, this circular movement being limited by the peripheral walls of the delivery chamber. As a result of the multiple, alternating approach of the displacement body to the inner and outer peripheral walls, crescent-shaped working spaces 7 enclosing the working medium result on both sides of the displacement body, which are advanced by the eccentric drive of the displacement body through the delivery space in the direction of the outlet. The volume of these working spaces is reduced and the pressure of the working fluid increases accordingly.
The rotor 1 is set in motion via the drive shaft 9. For this purpose, an eccentric disk 10 is arranged in the rotor disk 2, which is encompassed by the inner ring of a ball bearing 11 indicated only with the center line in FIG. 1.
Whose outer ring sits in a sleeve 12 of the runner.
The eccentric disc 10 is arranged on the drive shaft 9 such that the points of contact of the displacer 3 with the peripheral walls 5, 6, the delivery chamber 4 and the two centers 16 and 17 of the spirals lie on a common line 15. It can be seen that the center 16 of the displacement body spiral lies in the axis of the eccentric disk 10 and the center 17 of the delivery space spiral lies in that of the drive shaft 9.
The runner 1 is guided via four roller bolts 14a, b, c, d arranged outside the spirals, which are mounted in the housing 8 in a manner not shown. The axes of the rolling pin lie on a circle 18 which is concentric with the drive axis. The running disk 2 is provided at the corresponding angular positions with four liners 13a, b, c, d, the axes of which lie on a circle 19 which is concentric with the eccentric disk axis.
From Fig. 1 it can be seen that during the circular movement of the rotor 1, the liners 13 tumble around the roller bolts, and here there is basically a clean point system Pa, Pb, Pc, Pd at all guide points.
Depending on the operating mode, it can happen that - for example when the machine is started - the rotor heats up faster than the housing due to its low mass and this results in a differential expansion.
In the rotor position shown in FIG. 1, this would have the consequence that both the displacement body 3 at the contact points B1 and B2 would be squeezed against the peripheral walls 6 of the delivery chamber 4 and the bushing 13a against the bolt 14a. It is not difficult to see that this effect can quickly lead to an accident. On the one hand, the bolts can be knocked out, depending on the material combination, the spirals can seize or the ball bearing will not withstand the load.
This is where the length-adjustable transmission link comes to the rescue. Instead of the previously known one-piece drive shaft with an eccentric disk or eccentric crank, the drive is now composed of a drive shaft 9 and an eccentric disk 10 arranged thereon with variable eccentricity E. As shown in FIG. 1, this can be accomplished very simply by flattening the round drive shaft 9 on three sides and by loosely fitting the eccentric disk 10 with a corresponding recess 23 onto the shaft with an appropriate clearance fit. The geometry of the flats 22 to be chosen. Recess 23 is only determined by the need for sufficient lateral guidance. As shown in FIG. 2, no special precautions are to be taken against axial displacement of the eccentric disk 10.
During operation, the eccentric disc 10 lifts off due to the centrifugal force and automatically assumes the position which is dictated to it by the respective opposite rolling pin, in the present case 14a. One of the advantages of the measure has already been mentioned. It is no longer the drive with a rigid eccentric, which takes over a large part of the guidance - even if this was undesirable - and only leaves the actual guide members to the function of the anti-rotation device. Furthermore, it can be seen that the ball bearing 11 is relieved by this measure, since the centrifugal force is taken up by the rolling pin 14a.
It is therefore only necessary to ensure that the distance from the outermost, most endangered contact point B1 to the corresponding contact point Pa from the bushing 13a to the bolt 14a is carefully observed when machining the rotor and housing. If this distance is correct, jamming of the rolling pin and seizing of the displacement body is impossible once and for all. Because this distance is so small that even larger temperature differences between the rotor and housing do not lead to significant differential expansions at this point.
If, for example, the rotor 1 now stretches more than the housing 8, the points B1 and B2 remain unaffected by this and the change in length is absorbed on the inside by the eccentric disc 10. In other words: on the straight connecting line 15 with the contact point Pa, the contact point B1, the contact point B2, the eccentric disc axis 16, the drive shaft axis 17, the contact point B3, the contact point B4 and the contact point Pc, the so-called line of attack, become from the contact point B1 to all points, apart from the drive shaft axis 17, increasingly shifted.
This means that if point B 1 is assumed to be a fixed point (in reality it is point Pa) and, as such, does not jam as such, point B2 can be touched even less. The distance between the axes 16 and 17, the eccentricity E, will now decrease by a corresponding amount. The displacement body 3 originally resting on the inner circumferential walls 5 of the delivery space 4 lifts off at points B3 and B4. As a result, the tangential seal between the working spaces 7 is deteriorated, but this hardly plays a role, since the effect is declining in the case of a steady state. The fact that the liner 1 3c now lifts off the rolling pin 14c also plays only a subordinate role, since unambiguous guidance at the contact point Pa is ensured in the direction of force.
At most, this could result in a slight I (ipp movement of the rotor in the area of the point Pc in the direction of the arrow (depending on the direction of rotation), but this is limited by the guide on both sides on the bolts 14b and 14d, because the lengths act in these two guide arrangements In the direction of the connecting line 15, the liners 1 3b and 13d will initially lift off from the bolts 14b and 14d by a certain amount, since these arrangements are in the plane that is close to that of the eccentric disc axis, the amount the displacement of the liner 13b and 13d corresponds to that of the change in eccentricity, but on the other hand the rotor will expand symmetrically.
In the direction perpendicular to the connecting line 15 mentioned, however, the movement is not hindered either by the abutment of the displacement body 3 or by radial contact with the bolts 13b and 13d. On the other hand, since there is no flexibility at the eccentric in this direction, the change in length can only take place externally. The stretching across the line of attack therefore does not impede the clean guidance at the contact point Pa. On the other hand, the guide arrangements 13, 14b, din remain able to limit any rotation of the rotor.
The eccentric disc can be spring-supported so that the liners rest on the roller bolts in a defined manner even when the machine is stationary. For this purpose, according to FIG. 3, only an additional bore 24 has to be made in the drive shaft, into which, for example, a helical spring 25 is inserted. The spring engages on the underside of the eccentric disc 10 and lifts it up to the contact of the liners. In order to achieve even more lateral guidance between the drive shaft 6 and the eccentric 10, in this variant the drive shaft is not merely flattened, but an actual receiving part with larger side surfaces is machined into the shaft.
In summary, it is established that with the measure according to the invention, drive and guidance are actually decoupled for the first time, i.e. that the rotor guidance takes place exclusively with the guidance arrangement provided for this purpose and does not fail even if the manufacturing inaccuracies mentioned several times exist or if differential expansions occur.