Druckflüssigkeitspumpe Die Erfindung betrifft eine Druckflüssigkeitspumpe
mit einem in einer stirnseitig geschlossenen Gehäusebohrung drehbar gelagerten,
vorzugsweise zylindrimhen Drehkolben, dessen Mantelfläche mehrere etwa radial verlaufende
Ausnehmungen aufweist, von denen jeweils zwei auf einander diametral gegenüberliegenden
Seiten der Mantel'läche angeordnet sind und zur Aufnahme von radial verschieblich
angeordneten, als walzenartige Rollen ausgebildeten Dichtelementen dienen, welche
an der Wandung der Gehäusebohrung dichtend abrollen. Bei einer bekannten Druckflüssigkeitspumpe
dieser Art sind die als Dichtelemente dienenden walzenartigen Rollen lose in radial
verlaufende, im Querschnitt jedoch etwa V-förmig ausgebildete Ausnehmungen eingelegt,
wobei die Abmessungen der Ausnehmungen und der Rollen so aufeinander abgestimmt
sind, daß sich die Rollen mit reichlichem Spiel innerhalb der Ausnehmungen bewegen
können, was insbesondere für den in radialer Richtung äußeren Abschnitt der Ausnehmungen
gilt. In diesem Bereich der Ausnehmungen sind die walzenartigen Rollen nicht nur
in der Lage, sich in radialer Richtung, sondern auch um ein beträchtliches Maß sich
In Umfangsrichtung des Drehkolbens zu bewegen. Ferner ist bei dieser bekannten Bauart
die stirnseitig geschlossene Gehäusebohrung im Querschnitt kreisrund ausgebildet,
während der gegenüber dem Durchmesser der Gehäusebohrung Im Außendurchmesser
kleinere
zylindrische Drehkolben In dieser Gehäusebohrung exzentrisch gelagert ist. Die Zu-
und Abführung der Druci-_flüssigkeit erfolgt über Saug- und Druc::sc:hlitze in den
Stirnseiten der Gehäusebohrung, wobei diese Saug-und Druckschlitze nierenförmig
ausgebildet sind. Diese benannte Drucf:flüssigkeitspumpe besitzt erhebliche Nachteile,
die ihre Verwendbarkeit auf zahlreichen Gebieten der Technik stark einschränken.
Dies gilt vor allem dann, wenn DrucKmitteldrücke benötigt werden, die über etwa
100 Atmosphären liegen, oder wenn die zur Verfügung stehenden Antriebsdrehzahlen
verhältnismäßig niedrig, d.h. kleiner als etwa 1.000 Umdrehungen pro Minute sind.
Für solche relativ kleinen Antriebsdrehzahlen und/oder derart große Druckmitteldrücke
ist diese benannte Pumpenbauart weitgehend unbrauchbar, da der Wirzungsgrad bei
solchen Betriebsbedingungen außerordentlich ungünstig, ist. Dies gilt insbesondere
für extrem hohe Drüc4e von über 300 Atmosphären bzw. für e,'trem niedrige Antriebsdrehzahlen
von beispielsweise 10 Umdrehungen pro Minute. Wollte man diese bei;annten Druci.#flüssigkeitspumpen
bei solchen Maschinen und Einrichtungen verwenden, die mit verhältnismäßig geringen
Drehzahlen arbeiten, so müßten große Untersetzungsgetriebe eingebaut werden, um
die Pumpe mit der erforderlichen hohen Drehzahl an",-reiben zu können. Werden jedoch,
was heute vielfach üblich ist, DrucKmitteldrücke verwandt, die über 100 Atmosphären
liegen, so ist die Verwendung dieser bekannten Pumpenbauart prar@tisch nicht möglich,
da sie bereits für die Erzeugung eines Drucy,-mitteldr°ucll-es von 100 Atmosphären
eine Anfiriebsdrehzanl von etwa 6.000 Umdrehungen pro Minute benötigt. Wollte man
noch höhere Drücke mit dieser Pumpenbauart erzielen, so wäre eine weitere star..>e
Steigerung der Aritr,-ek)sdr,ehzahl, notweridif .". Eine derartige SteigeruriÜ der
Antriebsdrehzahl kommt jedoch aus wirtschaftlichen und ceLhriiscrieri Gründen
hrai_ iseh in Frale, da der Vers-h _ ei ß der Pulnpe
bei .3 ? -:heii e:. trem hohen Dreh. ahl en außerordentl.i(.;ri
E;i°#)ß
a:hi- erhebli::cle S ai-rieri,;Lei ten l)ei der Lagerurl und
Abdich'#ung des Dre!i..olbens sowie der wal:@en-
:-tr' : i eci 1A 1e1, auf -i,ei.,eil. Hin:@ü @ ;r:l:nt eine
außerordentlich
r-@ar..e F;i@ijäi@mu:i[_ der Pumpe, die bei derart extrem hohen
:)re l:_ahl e.: @u erwar-,en i s-- ., . Aus diesen Gründen
kommt man
.ii@ cer bei ü .' eser be@_anl-l:,er. Pur"peni:orisi;ruktion
nicht
übel eine Dreh.ahl vorl nia:.imal. .C00 Umdrehungen pro b;i.nute
lia*,; , s" daß im Hö @hstfalle Dru@"mit`@eldrü :'.e von etwa
-
100 A;,m:l;pi:äieri -u
en s#-rid.
Der irrund dafür, daß diese be@:anilte Pumpenbauart
er.e vei-ii@:-#,ri-sr.läßit, az-he Anti-i ebsdi@eh::ahl von
z.B. 6.000
U.ili(ii,eliuli"-ell pr:@ I.,iriute be:iötit., um einen Drucümitteldrucr.
von etwa 100 Az:aospiiär,eli ::u er::eut;en, :'_eUt
vor allem darin,
daß die als wa:.:eliart.ige R--llen aast,eb-ldeten Di_-htelemente
l.ed'_@.t i @ü v;,i" de:: Im ,3e,i°. ebs.:a:3*:arid auf -,_retenden
F_ieii...i,äi'-
en t-et;eri die 'tlaiidu:it der liehäuebohi"ur..- anCedrü-"t
weiden.
Der Anpreßdru :- der- wali:enai,>"-en il-llei, an der Wandulii-
der rehäuseb,lii@uri@ is : ,;ed:),:-l: ,e.- d_`eser, Rauart
aussc:hlag-
h-ebend dafür, welcher Druc.:mi "teldi@ucr: ei,..iel bar ist
. Ist
die Aripreßi,i@ai'" der wal.zeriart_t.en Rcl: ei: an der Walidu:.,
der Gehäusebohrung, d.h. also die F_iei:.:r-aft,riicht Eroß
genug, so heben sich die Roller. vzr: de. Wandung der Gehäuse-
bohrung; ab. 'Es .:omlr:;, daarl zu mehr :.der weni-er großer.
Un-
dichtigkeiten bzw. Kurzs-hlüssen zwis,:hen den einzelnen Zeller-.
so daß ein Teil des Druei.=es innerhalb der Pumpe verlzrengeht.
Da die auftretenden Fliehkräfte und damit der Anp:
eßdr'uc,: der
walzenartigen Rollen an die Wattdung der GehäusebohrurL be-
icanntliCh weitgehend von der Antriebsdrehzahl der Pumpe ab-
hängig sind, ist auch der erzielbare Druc.:mitteldruc:: weit-
gehend von der Antriebsdrehza:il der Pumpe abhän#i#, so daß
bei der bekannten Pumpe zur Erreichung eines Druckmittel-
druckes, von etwa 100 Atmosphären eine Drerza:il von etwa
6.000 Umdrehungen pro Minute notwendig ist.
Aus dem gleichen Grunde ist es bei der bekannten Bauart auch nicht
möglich, mit einer verhältnismäßig geringen Antriebsdrehzahl von beispielsweise
1o Umdrehungen pro Minute zu arbeiten. Bei einer derart extrem niedrigen Drehzahl
sind die auftretenden und auf die walzenartigen Rollen einwirkenden Fliehkräfte
so gering, daß eine völlig unzureichende Abdichtung zwischen dem Drehkolben und
der Wandung der Gehäusebohrung erreicht wird. Infolgedessen läßt sich mit der bekannten
Pumpe bei derart geringen Drehzahlen, wenn überhaupt, so nur ein für die meisten
Anwendungszwecke völlig unzureichender Druckmitteldruck erzeugen.Hydraulic fluid pump The invention relates to a hydraulic fluid pump with a preferably cylindrical rotary piston rotatably mounted in a housing bore closed at the end, the outer surface of which has several approximately radially extending recesses, two of which are arranged on diametrically opposite sides of the outer surface and are radially displaceable to accommodate arranged, designed as roller-like rollers serve sealing elements, which roll sealingly on the wall of the housing bore. In a known hydraulic fluid pump of this type, the roller-like rollers serving as sealing elements are loosely inserted into radially extending, but approximately V-shaped recesses in cross-section, the dimensions of the recesses and the rollers being coordinated so that the rollers are within ample play of the recesses can move, which applies in particular to the section of the recesses which is outer in the radial direction. In this area of the recesses, the roller-like rollers are not only able to move in the radial direction, but also to a considerable extent in the circumferential direction of the rotary piston. Furthermore, in this known design, the housing bore, which is closed at the end, has a circular cross-section, while the cylindrical rotary piston, which is smaller in outer diameter than the diameter of the housing bore, is eccentrically mounted in this housing bore. The supply and discharge of the pressure fluid takes place via suction and pressure slits in the end faces of the housing bore, these suction and pressure slits being kidney-shaped. This named pressure liquid pump has considerable disadvantages which severely limit its usability in numerous fields of technology. This is especially true when pressure medium pressures are required that are above about 100 atmospheres, or when the available drive speeds are relatively low, ie less than about 1,000 revolutions per minute. For such relatively low drive speeds and / or such high pressure medium pressures, this named pump type is largely unusable, since the efficiency is extremely unfavorable under such operating conditions. This applies in particular to extremely high pressures of over 300 atmospheres or to extremely low drive speeds of, for example, 10 revolutions per minute. If you wanted to use these at; annten Druci. What is common nowadays, using pressure medium pressures that are above 100 atmospheres, the use of this known type of pump is practically impossible, since it already has a drive speed of about 100 atmospheres to generate a pressure of 100 atmospheres 6,000 revolutions per minute are required. If you wanted to achieve even higher pressures with this type of pump, a further strong increase in Aritr, -ek) sdr, ehzahl, notweridif. ". Such an increase in the drive speed, however, comes from economic and discretionary reasons hrai_ iseh in Frale, since the verse-h_ ei ß of the pulp
at .3? -: is called :. tremendously high rotation. ahl en extraordinary i (.; ri E; i ° #) ß
a: hi- erhebli :: cle S ai-rieri,; Lei ten l) ei der Lagerurl and
Seal the Dre! I..olbens as well as the whale: @ en-
: -tr ': i eci 1A 1e1, on -i, ei., eil. Hin: @ ü @; r: l: nt an extraordinary
r- @ ar..e F; i @ ijäi @ mu: i [_ of the pump, which at such extremely high
:) re l: _ahl e .: @u expect-, en i s--.,. These are the reasons one comes
.ii @ cer at ü. ' eser be @ _anl-l:, he. Pur "peni: orisi; ruktion not
badly a turn.nia:. times. .C00 revolutions per b; i.nute
lia * ,; , s "that in the highest case Dru @" with` @ eldrü: '. e from about -
100 A;, m: l; pi: äieri -u
en s # -rid.
The wrong reason that this be @: anilte pump design
er.e vei-ii @: - #, ri-sr.läßit, az-he Anti-i ebsdi @ eh :: ahl of e.g. 6,000
U.ili (ii, eliuli "-ell pr: @ I., iriute be: iötit.
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die Aripreßi, i @ ai '"der wal.zeriart_t.en Rcl: ei: an der Walidu:.,
the housing bore, ie the F_iei:.: r-aft, riicht Eroß
enough, so the scooters lift. vzr: de. Wall of the housing
drilling; away. 'It.: Omlr:;, daarl to more: .the less bigger. U.N-
tightness or short-circuits between the individual cells.
so that part of the pressure is lost inside the pump.
Since the centrifugal forces and the Adj: eßdr'u c: the
roller-like rollers on the wattdung of the housing bore
In general, this depends largely on the drive speed of the pump.
are pending, the achievable pressure is also: medium pressure :: far-
depending on the drive speed of the pump, so that
in the known pump to achieve a pressure medium
pressure, of about 100 atmospheres a Drerza: il of about
6,000 revolutions per minute is necessary.
For the same reason, it is also not possible with the known design to work with a relatively low drive speed of, for example, 10 revolutions per minute. At such an extremely low speed, the centrifugal forces that occur and act on the roller-like rollers are so low that a completely inadequate seal is achieved between the rotary piston and the wall of the housing bore. As a result, with the known pump at such low speeds, if at all, only a pressure medium pressure which is completely inadequate for most applications can be generated.
Ein weiterer Nachteil der bekannten Druckflüssigkeitspumpe liegt in
ihrem verhältnismäßig unruhigen Lauf, der durch die lebhaften Bewegungen der walzenartigen
Rollen innerhalb der V-förmigen Ausnehmungen vor allem in Umfangsrichtung des Drehkolbens
verursacht wird. Hinzu kommt noch, daß es außerordentlich schwierig und praktisch
fast unmöglich ist, die rotierenden Teile dieser Pumpe derart auszuwuchten, da:ß
keine Unwucht während des Betriebes auftritt, was vor allem bei den bei dieser Pumpe
benötigten hohen Antriebsdrehzahlen von Bedeutung ist. Ein solches Auswuchten ist
in der Praxis schon allein deshalb nicht möglich, weil die Abstände der walzenartigen
Rollen von der Drehachse je nach Antriebsdrehzahl und Druckmitteldruck sowie je
nach der jeweiligen Stellung des Drehkolbens und der Einbaulage der Pumpe stets
unterschiedlich sind, so daß eine Unwucht der rotierebden Teile der Pumpe praktisch
nicht zu vermeiden ist. Diese Unwucht wirkt sich bei den erforderlichen hohen Antriebsdrehzahlen
der bekannten " Pumpe außerordentlich störend aus und hat einen verhältnismäßig
unruhigen Lauf der Pumpe zur Folge. Ein weiterer Nachteil der bekannten Pumpe ist
die durch die hohe Antriebsdrehzahl bedingte hohe Geschwindigaeit der Druckflüssigkeit,
weiche zu erheblichen Strömungsverlusten
innerhalb der Pumpe führt.
Dies gilt vor allem dann, wenn als Druckflüssigkeit verhältnismäßig dicke und zähflüssige
Medien verwendet werden. Wird die Pumpe dagegen mit Wasser, Wasser-Öl-Emulsionen,
dünnflüssigen Ölen oder dünnflüssigen anderen Medien beaufschlagt, so sinkt w:#ierum
der Wirkungsgrad. infolge des Ansteigens der Leckverluste innerhalb der Pumpe ab,
da in diesem Falle schon ein geringes Abheben der walzenartigen Rollen von der Wandung
der Gehäusebohrung oder auch von der Seitenwand der V-förmigen Ausnehmungen einen
brheblichen Druckausgleich zwischen zwei benachbarten, von einer walzenartigen Rolle
voneinander getrennten Zellen der Pumpe zur Folge hat. Ein solcher Druckmittelausgleich
ist naturgemäß gleichbedeutend mit einer Verringerung des erzielbaren Druckmitteldruckes
und einer'Verschlechterung ihres Wirkungsgrades. Die Erfindung hat sich die Aufgabe
gestellt, eine Druckflüssigkeitspumpe zu schaffen, die einerseits die unbestreitbaren
Vorteile der eingangs behandelten bekannten Pumpenkonstruktion aufweist, die in
ihrem verhältnismäßig einfachen Aufbau und der rollenden Reibung zwischen den Dichtelementen
und der Wandung der Gehäusebohrung bestehen,
die andererseits jedoch die erheblichren@g ehfleile dieser
bekannten Pumpenkonstruktion vermeidet, die bislang einer nennenswerten Verbreitung
derselben entgegenstanden. Diese Aufgabe wird erfindungsgemäß dadurch gelöst, daß
die in der Mantelfläche des Drehkolbens vorgesehenen Ausnehmungen parallel zueinander
angeordnete Seitenflächen besitzen und daß die in einander gegenübediegeriden Ausnehmungen
angeordneten walzenartigen Rollen von Verbindungselementen auf gleichbleibendem
radialem Abstand gehalten sind und daß die Gehäusebohrung-einen von ihrer im wesentlichen
kreisrunden auerschnittsform abweichenden Innenquerschnitt mit mindestens einer
Auswölbung und mindestens einer Abflachung besitzt, wobei der, Innendurchmesser
der Gehäusebohrung jedoch überall gleich groß ist. Hierdurch wird zunächst erreicht,
daß
d:ie walzenartigen Rollen im wesentlichen unabhängig von der jeweiligen Drehzahl
der Pumpe stets gleichmäßig und zuverlässig dichtend an der Wandung der Gehäusebohrung
abrollen. Ein Abheben der walzenartigen Rollen von der Wandung der Gehäusebohrung
ist bei der erfindungsgemäß vorgeschlagenen DruckflüssiLkeitspumpe auch bei besonders
niedrigen Drehzahlen nicht möglich, weil jede walzenartige Rolle des Drehkolbens
genau geführt ist. Diese Führung jeder, einzelnen walzenartigen Rolle wird durch
die ihr zugeordnete, jeweils in der gegenüberliegenden Ausnehmung des Drehkolbens
angeordnete walzenartige Rollen bewirkt, wobei beide Rollen über Verbindungselemente
auf gleichbleibendem radialem Abstand gehalten sind. Außerdem ist der Innendurchmesser
der Gehäusebohrung überall gleich groß bemessen, so daß bei jeder beliebigen Drehstellung
des Drehkörpers und jeder beliebigen Drehzahl desselben ein gleichbleibendes Spiel
zwischen den walzenartigen Rollen und der Wandung der Gehäusebohrung vorhanden ist.
Dieses Spiel wird so klein wie möglich gehalten und beträgt nur etwa 0,1 bis 0,2
mm. Dieses geringe Spiel bedeutet für die Praxis, daß die walzenartigen Rollen im
wesentlichen fest an der Gehäusebohrung anliegen
benachbarten Zellen der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Pumpe sehr zuverlässig gegeneinander
abdichten. Diese zuverlässige Abdichtung ist dabei völlig unabhängig davon, ob eine
große oder nur eine geringe Fliehkraft auf die walzenartigen Rollen einwirkt, so
daß die AbdichtunU der einzelnen Zellen untereinander sowohl bei großer als auch
bei niedriger Antriebsdrehzahl stets gleichmäßig gut ist. Infolgedessen läßt sich
mit der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Pumpe bereits bei einer außerordentlich
niedrigen Drehzahl ein verhältnismäßig hoher Druck erreichen, und zwar bei einer
Antriebsdrehzahl von 1o Umdrehungen pro Minute bereits ein Druck von 12 bis 17 At-,
mz)sphär°en. Steigert man die Antriebsdrehzahl der Pumpe bis auf etwa i)00 Umdrehungen
pro Minute, so erreicht man einen t)r,uc=_riritteidrucl.- von weit Tiber 300 Atmosphären.
Wie aus die@;en
lediLli;:h beispielsweise genannten Zahlen hervorgeht,
erreicht man mit der erfindunr;sgemäß vorgeschlagenen Pumpe einen um ein Vielfaches
höheren Druckmitteldruck mit einer Antriebsdrehzahl, die nur einen Bruchteil der
Antriebsdreh-.-ahl ausma--ht;, welche die bekannte Pumpenbauart zu Erzie-' lurig
eines wesetitl iuh niedrigeren Druckflüssigkeitsdruckes ' benötlLt. Der Grund hierfür
besteht vor allem in der wesent? ich besseren Abdichtung durch die sich gegenseitig
i'Uhrenderi wal::enartigeri Rollen. Hierbei wird nicht nur .Another disadvantage of the known hydraulic fluid pump is its relatively uneven running, which is caused by the lively movements of the roller-like rollers within the V-shaped recesses, especially in the circumferential direction of the rotary piston. In addition, it is extremely difficult and practically almost impossible to balance the rotating parts of this pump in such a way that: ß no imbalance occurs during operation, which is particularly important with the high drive speeds required for this pump. Such balancing is not possible in practice simply because the distances between the roller-like rollers from the axis of rotation are always different depending on the drive speed and pressure medium pressure as well as depending on the respective position of the rotary piston and the installation position of the pump, so that an imbalance of the rotating floors Parts of the pump are practically unavoidable. This imbalance affects at the required high input speeds of known "pump out extremely disruptive and has a relatively rough running of the pump. A further disadvantage of the known pump is caused by the high input speed high Geschwindigaeit the fluid and soft to significant flow losses within This is especially true when the hydraulic fluid used is relatively thick and viscous media. If the pump is exposed to water, water-oil emulsions, low-viscosity oils or other low-viscosity media, however, the efficiency decreases . As a result of the increase in leakage losses within the pump, since in this case a slight lifting of the roller-like rollers from the wall of the housing bore or from the side wall of the V-shaped recesses results in a significant pressure equalization between two adjacent, separated by a roller-like roller disconnected cells of the pump. Such a pressure medium equalization is naturally synonymous with a reduction in the achievable pressure medium pressure and a deterioration in its efficiency. The invention has set itself the task of creating a hydraulic fluid pump which, on the one hand, has the indisputable advantages of the known pump construction discussed at the beginning, which consist in its relatively simple structure and the rolling friction between the sealing elements and the wall of the housing bore, On the other hand, however, the considerable rage of this
avoids known pump construction, which hitherto opposed a significant spread of the same. This object is achieved according to the invention in that the recesses provided in the lateral surface of the rotary piston have side surfaces arranged parallel to one another and that the roller-like rollers of connecting elements arranged in opposite recesses are kept at a constant radial distance and that the housing bore - one of its essentially circular has a different internal cross-section with at least one bulge and at least one flat, the internal diameter of the housing bore being the same everywhere. This first of all ensures that the roller-like rollers always roll uniformly and reliably sealingly on the wall of the housing bore, essentially independently of the respective speed of the pump. A lifting of the roller-like rollers from the wall of the housing bore is not possible with the pressure fluid pump proposed according to the invention, even at particularly low speeds, because each roller-like roller of the rotary piston is precisely guided. This guidance of each, individual roller-like roller is brought about by the roller-like rollers assigned to it, each arranged in the opposite recess of the rotary piston, with both rollers being kept at a constant radial distance by connecting elements. In addition, the inside diameter of the housing bore is dimensioned to be the same everywhere, so that in any rotational position of the rotating body and any rotational speed of the same there is a constant play between the roller-like rollers and the wall of the housing bore. This play is kept as small as possible and is only about 0.1 to 0.2 mm. In practice, this small play means that the roller-like rollers are essentially firmly in contact with the housing bore very reliably seal adjacent cells of the pump proposed according to the invention against one another. This reliable sealing is completely independent of whether a large or only a small centrifugal force acts on the roller-like rollers, so that the sealing of the individual cells with one another is always equally good, both at high and low drive speeds. As a result, a relatively high pressure can be achieved with the pump proposed according to the invention even at an extremely low speed, namely a pressure of 12 to 17 atmospheres, mz) at a drive speed of 10 revolutions per minute. If the drive speed of the pump is increased to about i) 00 revolutions per minute, a t) r, uc = _riritteidrucl.- of well over 300 atmospheres is achieved. As can be seen from the numbers mentioned, for example, the pump proposed according to the invention achieves a pressure medium pressure that is many times higher at a drive speed that is only a fraction of the drive speed; which the well-known pump design is required to achieve a significantly lower hydraulic fluid pressure. The reason for this consists mainly in the essential? I better seal through the mutual i'Uhrenderi wal :: enartigeri roles. This is not just about.
durch die genaue rührurig. der Rollen ein besseres Anlie-. `en derselben
an der Wandung der Gehäusebohrung erreicht, sondern es werden adcü die Ausnehmungen,
in die die walzen-artigen Rollen eingelegt sind, von diesen wesentlich besser
abgedichtet. Letzteres ist vor allem durch die parallel zueinander angeordneten
Seitenflächen dieser Ausnehmungen bedingt. An den parallel zueinander angeordneten
Seitenflächen liegen die walzenartigen Rollen ebenfalls mit. dem gleichen nur geringen
Spiel, wie an der Wandung der Gehäusebohrung an, so d13 ein Überströmen von Druckflüssigkeit
von einer Zelle in die benachbarte auch über den Weg zwischen Rollen und Seitenflächen
der Ausnehmuzgen weitgehend ausgeschlossen ist. Wenn trotzdem bei einer Erhöhung
der Antriebsdrehzahl auch bei der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Druckflüssigkeitspumpe
der erreichbare maximale Druckflüssig-_keitsdruck um ein wesentliches Maß ansteigt,
so beruht diese Erscheinung nicht auf der Wiri:ung der dann stärker werdenden Fliehkräfte,
wie bei der benannten Bauart - bei der derart hohe Drücke überhaupt nicht erreichbar
sind - sondern darauf, daß der Druckflüssigkeit wesentlich weniger Zeit verbleibt,
um sich durch die nur sehr geringe Spalte zwischen den walzenartigen Rollen und
der Wandung der Gehäusebohrung bzti.due to the precise touching. the roles a better affair. The same is achieved on the wall of the housing bore, but rather the recesses into which the roller- like rollers are inserted are sealed off much better by them. The latter is primarily due to the side surfaces of these recesses that are arranged parallel to one another. The roller-like rollers are also located on the side surfaces arranged parallel to one another. the same only slight play as on the wall of the housing bore, so that an overflow of hydraulic fluid from one cell into the adjacent one, even via the path between the rollers and the side surfaces of the recess, is largely excluded. If, nevertheless, with an increase in the drive speed, even with the hydraulic fluid pump proposed according to the invention, the achievable maximum hydraulic fluid pressure rises by a substantial amount, then this phenomenon is not due to the effect of the then stronger centrifugal forces, as in the case of the type mentioned - in the case of this type high pressures are not attainable at all - but on the fact that the hydraulic fluid has much less time to move through the very small gap between the roller-like rollers and the wall of the housing bore bzti.
der Seitenflächen der Ausnehmungen hindurchzudrücken. Irifc1 edessen
verringert sich mit zunehmender Drehzahl die ct_ner@in` gegenüber der bekannten
Bauart wesentlich geringere I,:enge an Druckflüssigkeit, die sich wer-en des minimalen
aus me2hanisehen Gründen notwendigen Spieles an den walzenartigen Rollen
vorbeidrückt.
Ein solches Durchdrücken von Druckflüssigkeit und die damit verbundenen Verluste
sind in der Praxis ni;:ht zu vermeiden, da umlaufende Teile, wie z.B. walzenartige
Rollen, ein geringes Mindestspiel benötigen, weil anderenfalls eine Drehbewegung
ausgeschlossen wäre. Dieses Spiel kann jedoch bei der Druckflüssigkeitspumpe nach
der Erfindung außerordentlich klein gehalten werden. Ein unerwünschtes Abheben der
Rollen über das notwenige Spiel hinaus ist bei der erfindungsgemäß vorgeschlagenen
Pumpe nicht möglich, weil sich die walzenartigen Rollen infolge der jeweils zwei
gegenüberliegende Rollen untereinander Kuppelnden Verbindungselemente gegenseitig
in radialer Richtung genau führen. Zu dieser guten Führung tragen auch die parallel
zueinander anLeordneten Seitenflächen der Ausnehmungen bei, welche die walzenartigen
Rollen in Umfangsrichtung des Drehkolbens führen und zwis:@hen denen und der Oberfläche
der, Rollen ebenfalls nur ein geringes Spiel von etwa 0,1 mm vorhanden ist. Darüber
hinaus bewir.,;t die exakte Führung der walzenartigen Rollen innerhalb der Ausne:nmungen
de: Drehkolberis und innerhalb der Gehäusebohrung einen verhältnismäßig ruhigen
Lauf der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Drucj;flüssig,kei tspumpe, s@o daß diese
verhältnismäßig geräuscharm arbe-tet. Ein weiterer Vrirteil ergibt sich aus der
verhältn;smäßig geringen Drehzahl, mit welcher die vorgeschlagene Pumpe angetrieben
werden kann. Bei dieser verhä'_tnismäßig geringen Drehzahl macht sich die nicht
zu vermeidende Unwucht der umlaufenden Teile der Pumpe bei weitem ni";li-; so störend
bemerkbar, wie dies bei der außerordentlich hohen Drehzahl von beispielsweise 6.000
Umdrenungeri pro Minute bei der ber:annL,eri Bauart der Fall ist. Außerdem ist die
Geschwindigzeit des Druckmittels inner-::al b der Druct:flüssigkeitspumpe wesentlich
geringer, so daß auch die Strömungsverluste verhältnismäßig klein sind, was si"h
besonders `ünstig bei zähflüssigen Medien auswirkt.
Aber auch bei
dünnflüssigen Medien, wie z.B. Wasser oder dünnflüssigem Ü1, bewirkt die ecakte
Führung, insbesondere das geringe Spiel zwischen den walzenartigen Rollen und der
Wandung der Gehäusebohrung bzw. den parallel zueinander angeordneten Seitenflächen
der Ausnehmungen, daß an diesen Stellen nur ein geringer Leck- bzw. Druckverlust
eintritt. Der Drehkolben der erfindungsgemäß vorgeschlagenen Druckflüssigkeitspumpe
ist innerhalb der Gehäusebohrung im Gegensatz zu. der bekannten Bauart zentrisch
gelagert. Damit nun bei der im wesentlichen kreisrunden Querschnittsform der Gehäusebohrung
eine Pumpwirkung eintritt, besitzt die Gehäusebohrung mindestens eine Ausvqölbung
und mindestens eine Abflachung, die jedoch derart angeordnet sind, daß der Innendurchmesser
der Gehäusebohrung überall gleich groß ist. Die Auswölbung bzw. Abflachung bewirkt,
daß sich der Rauminhalt jeder Zelle im Laufe einer Umdrehung mindestens einmal bis
auf einen maximalen Wert vergrößert bzw. bis auf annähernd Null verringert. Eine
solche Vergrößerung bzw. Verkleinerung des Rauminhaltes der einzelnen Zellen bedingt
jedoch eine radiale Bewegung der walzenartigen Rollen, die trotz der die walzenartigen
Rollen auf gleichbleibendem radialem Abstand haltenden Verbindungselemente möglich
ist, weil der Innendurchmesser der Gehäusebohrung überall gleich ist und somit ein
Blockieren oder ein besonders starker Verschld.ß an einzelnen Stellen der Gehäusebohrung
oder an den Rollen nicht eintreten kann.to push through the side surfaces of the recesses. Irifc1 edessen
the ct_ner @ in` decreases with increasing speed compared to the known
Design much lower I,: close to hydraulic fluid, which are the minimum
for me2hani reasons necessary play on the roller-like roles
pushes past.
Such a pressing through of hydraulic fluid and the associated losses
are ni;: ht to be avoided in practice, as revolving parts, e.g. roller-like
Rollers require a small minimum clearance, otherwise a rotary movement
would be excluded. This play can, however, after the hydraulic fluid pump
the invention can be kept extremely small. An unwanted lifting of the
Rolling beyond the necessary game is proposed according to the invention
Pump not possible because the roller-like rollers as a result of the two
opposing roles mutually coupling connecting elements to each other
guide exactly in the radial direction. The parallel also contribute to this good leadership
mutually arranged side surfaces of the recesses, which the roller-like
Lead roles in the circumferential direction of the rotary piston and between those and the surface
the, roles, there is also only a slight play of about 0.1 mm. About that
also causes the exact guidance of the roller-like rollers within the openings
de: Rotary piston and a relatively quiet one within the housing bore
Run the pressure proposed according to the invention; liquid, kei tspumpe, s @ o that this
works relatively quietly. Another disadvantage arises from the
relatively low speed at which the proposed pump is driven
can be. This does not work at this relatively low speed
Unbalance of the rotating parts of the pump to be avoided by far ni "; li-; so annoying
noticeable, as is the case with the extraordinarily high speed of, for example, 6,000
Turns per minute with the ber: annL, eri design. Besides, the
Speed of the pressure medium inside - :: al b the Druct: liquid pump essential
less, so that the flow losses are also relatively small, which si "h
especially beneficial for viscous media.
But also with
low-viscosity media, such as water or low-viscosity Ü1, causes the ecakt
Leadership, especially the small play between the roller-like roles and the
Wall of the housing bore or the side surfaces arranged parallel to one another
the recesses that at these points only a small leakage or pressure loss
entry. The rotary piston of the hydraulic fluid pump proposed according to the invention
is inside the housing bore as opposed to. of the known design centric
stored. So now with the substantially circular cross-sectional shape of the housing bore
a pumping effect occurs, the housing bore has at least one bulge
and at least one flat, which, however, are arranged such that the inner diameter
the housing bore is the same size everywhere. The bulge or flattening causes
that the volume of each cell increases in the course of a revolution at least once to
increased to a maximum value or decreased to approximately zero. One
such an increase or decrease in the volume of the individual cells is necessary
however, a radial movement of the roller-like rollers, which in spite of the roller-like
Rolling possible on connecting elements with constant radial spacing
is because the inside diameter of the housing bore is the same everywhere and therefore a
Blockage or particularly severe wear at individual points in the housing bore
or cannot occur at the roles.
Bei einer zweckmäßigen Ausführungsform der Erfindung erstreckt sich
jede Auswölbung und Abflachung der Gehäusebohrung über deren gesamte axiale hänge,
wobei .jeder Auswölbung eine dieser Ui,ametral gegenüberliegende und ihr
in ihrer gewölbten Form entsprechende Abfla(;hung zugeorrl-
@@ie'- £ipi einer dEcrarti;sn Ausbildun- :euinr Auswölbu: t.f:
struktiver Hinsicht jeweils eine maximale Größe der ein--elnen
Zellen, was sich naturgemäß günstig auf die Leistung der Druckflüssigkeitspumpe
auswirkt. Außerdem vereinfacht sich die Herstellung der DruckflUssigkeitspumpe in
erheblichen Maße wegen der einfachen auf ganzer axialer Länge gleichbleibenden Wandung
der Gehäusebohrung. Ein weiterer, Vorteil ist darin zu sehen, daß die walzenartigen
Rollen auf' ganzer Länge gleichmäßig verschleißen, da sie am gesamten Umfang und
auf der gesamten axialen Länge der Gehäusebohrung überall gleichmäßig an der Wandung
abrollen und damit eine überall gleichmäßig gute Abdichtung gewährleistet ist. Es
sind zwar Ausführungsformen denkbar, bei denen die Auswölbungen und/oder, die Rollen
eine geringere axiale Länge besitzen als der Drehr:olben, was Jedoch dazu führt,
daß der Rauminhalt der einzelnen Zellen und damit die Leistung der Pumpe verringert
wird. Außerdem gestaltet sich in diesem Falle die Abdichtung an den Stirnseiten
der Rollen sehr kompliziert, so d$,ß sie besonders störanfällig und meist
völlig unzureichend ist. Dadurch, daß .jeweils eine Abflachung einer diametral gegenüberliegenden,
gleth geformten und gleich bemessenen Auawölbung zugeordnet ist, wird der Innendurch-messer
der ßebäusebohrung Uberall gleich groß gehalten.
dlU8 einem weiteren Merkanal der Erfindung sind
die Auswölbufen und Abflachungen in alternierender Reihen-
folge in gleichmäßigem Abstand über den Innenumfang
der Ge-
häusebi:":@rung verteilt angeordnet. Hierdurch erreicht man,
daß der Rauminhalt .,jeder einzelnen Zelle während
eines Umlaufes
mehrmals nacheinander bis auf seinen ma"imslen Wert vergrös-
sert und anschießend bis auf seinen geringsten Wert von
annähernd Null verringert wird. Infolgedessen wird die
Dr-u-.:-
flüssigkeit von `oder einzelnen Zelle bei einer Umdrehung
mehrmals,und zwar abwechselnd angesaugt und a:is,@hließend
aus der Zelle in ki.le Druckleitung gefördert. Auf diese WPl..,>e
@..'i3*- s'ch die gesamte Länge des Innenumfanges dar-
Gehäusc--
: hr-ur..=- für den i°:@m:; rf,=rr@ ausnut.,en, ohne daß var:
den
Zellern nen aienswerte Toträume überstrichen werden. Der gleich-
rn'ißige Abstand und regelmäßige Wechsel von Auswölbung und
Abflachung fördert einen Blei jhmäßigen und ruhigen Lauf der
Pampe. Hierbei - ist in der Regel. die Anzahl der Auswölbungen
b.--w. AbfiaAiun:-ei eine ungerade Zahl, z.B. drei oder fünf.
Im allgemeinen empfiehi t es si -;h, wenn der Innen-
durclunesser der Gehäusebohruri, um ein geringes Maß, bei-
spielsweise um etwa 1/6 bis 1/12, vorzuj;sc,eise 1/8 bis 1/10,
größer als der- Außendurchmesser des Drehkolbens bemessen ist.
Das I.,aß, um das sich die Durchmesser des Drehkolbens und
der
Gehäusebohrung voneinander unters@-heiden, ist somit von der
Größe der Pumpe abhäni-ig und beläuft sich bei einem Außen-
durchmesser des Drehkolbens von 60 bis 65 mm vorzugsweise
auf etwa (i bis 10 mm. Infolge dieser Ausbildung der Gehäuse-
bohrung erE-;bt si@A: <:wischen dem Dretitolben und der
Wandung
der GehäusebohruriL.- ein Zwischenraum, der mit Druell#.,'!üE:.sit:.-'
e 't L-efül'#t ist und im Bere,,.#li der Auswölbuni-en
se-ii#e.,1
l
r:a:,inialer: Wei-#- eri#eic:ht, während er, im Bereich der
Alii Iauhun-
i;en praritis@ü bis auf Null verr:leinert wird. Würde nan das
r;aß,um das sich die Durchmesser des Dreh.#;olbens und der
Ge-
häusebohru!ir vDrieinarider unterscheiden, ver,:leinern, so
hätte
dies eine erhebliche Verringerung der Fördermenge inii'; lge
der dadurch bewirj;ten Verringerung des Zelleninhaltes zur
Folge. Bei einer Vergrößerung des Unterseäiiedes zwis:hen
Drehkelbendu,#chmesser und Durchmesser der Gehäusebohr ing
würde der Vers-,hli ebeweg der wal:.e:tartigen Rollen zu gr-"ß
werden, was einen unruhigen Lauf der Pumpe und einen
größeren
Vers@;hleiß zur Folge hätte.
In weiterer Ausgestalt."uig der Erfindung weisen
die Auswölbungen einen etwa eritspre-hend dem halben Inner:-
durchmesser der Gehäusebohrung ge:rümmten h.it teiabscar:i
t t
von in Umfangsrichtung gesehen relativ großer Länge auf, die
durch wesentlich kürzere, stärker gekrümmte Seitenabs-anitte
mit dem im Querschnitt kreisrunden Teil der, Gehäusebohrung verbunden
sind. Auf diese Weise läßt sich ein E'orm der Auswölbungen erreichen, die einerseits
einen möglichst großen maximalen Rauminhalt der einzelnen Zellen bewirkt, andererseits
jedoch einen allmählichen Übergang zwischen dem im Querschnitt kreisrunden Teil
der Gehäusebohrung und der Auswölbung ermöglicht, was wiederum einen ruhigen Lauf
der Pumpe und einen geringen Verschleiß der walzenartigen Rollen und der Wandung
der Gehäusebohrung bewirkt. In der Regel ist es vorteilhaft, wenn die Abflachungen
einen etwa entsprechend dem halben Außendurchmesser des Drehk-olbens gekrümmten
Kittelabschnitt besitzen, der durch zwei etwa gleich lang bemessene Seitenabschnitte
mit dem im Querschnitt kreisrunden Teil der Gehäusebohrung verbunden ist. Hierdurch
wird ein allmählicher Übergang von dem kreisrunden Teil der Gehäusebohrung zu den
Abflachungen erzielt, wodurch ein ruhiger Lauf der Pumpe und ein geringer Verschleiß
erreicht wird. Daß pede Abflachung einen etwa entsprechend dem halben Außendurchmesser
des Drehkolbens gekrümmten Mittelabschnitt besitzt, ist vor allem deshalb vorteilhaft,
weil bei dieser Formgebung der gesamte Mittelabschnitt weitgehend an. die Mantelfläche
des Drehzolbens angepaßt ist, so daß zwis2hen der Mantelfläche und der Wandung der
Gehäusebohrung in diesem Bereich nur ein geringes Spiel von etwa 0,1 bis
0,2 mm besteht. Dies bewirkt, daß im Bereich des Mittelabschnittes der Abflachung
der Rauminhalt jeder Zelle annähernd gleich Null ist, was für den Wirkungsgrad der
Pumpe von besonderer Bedeutung ist. Durch diese Formgebung wird im mittleren Bereich
der Ab-. flachung auch dann eine zuverlässige Abdichtung erzielt,* wenn gerade keine
der walzenartigen Rollen in diesem Bereich die Abdichtung übernimmt. Ein Kurzschluß
im Druckflüssig-. keitsstrom zwischen Saug- und Druckseite beiderseits
der
Abflachung ist somit nicht möglich.
Bei einer
zweckmäßigen Ausführungsform der Erfindung besteht der Mi-telabscrinitt, jeder Abflachung
aus einer, nach irineii t,ori@;averi Zylindermantelfläche, an welcrie s ic:h seitlich
!in wesentlich ebene, @an@eiitial Lu dieser Zylindermaiitelfläche verlaufende Seitenflächen
anschließen, welche über einen Übergangsradius in den im Querschnitt r,reisrunden
Teil der Wandung der ,Gehäusebohrung übergehen. Es ergibt sich hierdurch ein allmählicher
Übergang von der Abflat-aung zu dem kreisrunden Teil der der Gehäusebohrung wodurch
schlagartige Belastungen der walzenartigen Rollen und der Verbindungselemente vermieden
und ein ruhiger Lauf der Pumpe erzielt wird. Es empfiehlt sich weiter, daß die Kriimmungsachse
des zylindrischen MitLelabschni ttes der ' Abflachung mit der> Drehachse des Drehkolbens
zusammenfällt. Ist dies der Fall, so verläuft die Wandung der Gehäusebohrung auf
einem verhältnismäßig großen Umfangsabschnitt genau parallel zu der Mantelfläche
des Drehkolbens, was infolge des außerordentlich geringen Spiels zwischen diesen
beiden Flächenabschnii;ten eine zuverlässige Abdichtung in diesem Bereich zur Folge
hat. Bei den Auswölbungen hat es sich als zweckmäßig erwiesen, daß der Mittelabschnitt
Jeder Auswölbung aus mehreren, vorzugsweise drei sich aneinander anschließenden,
nach innen konkaven Zylindermantelabschnitten von unterschiedlichem Krümmungsradius
besteht. Infolge der größeren Arz#,ahl von vorüugsweise drei sich aneinander anschließenden
Zylindermantelabschnitten ergibt sich eine besonders gute Möglichkeit, die Form
der Auswölbungen der Form der gegen-
überliegenden Abflachungen anzupassen,
und zwar insbeson-dere im Hinblick auf die Forderung, daß der Durchmesser
der Gehäusebohrung auch in diesem Bereich stete die gleiche
Größe wie in dem
kreisrunden Teil der Gehäusebohrung be-
sitzen soll. Diese Forderung
und die Forderung nach einem allmählichen Übergang von der Auswülbung zum
kreisrunden
Teil der Gehäusebohrurit lassen sich dur2h mehrere, vorzu:
s-
weise drei, sich aneinander ans@mil i eßende Krümmungsradi
eri
in besonders präziser Weise er:'üllen. Irr: al?F,emeinen lie"
en
dabei die Krümmungsachsen der Zyä.iridermari*.elabsctiriil#:;e
des
Mittelabs::hnittes jeder Auswölbarig aixßei-haL',-f der- Dl-eha,-*hs
e
des Drehkobens. Im Gegensatz zu den Abf'lachurii;eri iss es
bei den Auswölbungen au#,rl ni .ht erforderl ich, äaß die r.r@@:rr.-
mungsachsen der Zylindermaritelabschnitte auf' der
des Drehs olbens liegen,. da es im Bei-el"ri der. Ausi-iöl.
burii er.
nicht riotwendiL- ist; daß die Mantelfäcae jeDre:i=-#)lperi:3
und die Wandung der Gehäusebahrurii; zur ErzieLun@. einer
möglichst weitgehenden Aüdicht:.zr:v genau parallel %.ueLnan#ier-
verlaufen. Die Abdichtung im Bereich dera:wc :.e "
w-` rd
ausschließlich durcri die wa? zeriartii;er. Rolle:: :)ew_r,.;':,
(:a
der Abs .and zwischen der Waadung der Gehä@aseriz hr°u=i',
und #a Er
f#,ari*L,eli läc:he des Dr@eh_:o 1 beris i:, cl;_esem Bei-eie'_#:
-r»el.b.,iv
und eine Abdichturi` durch die Mantelfläche des
wie it@i Bereich der eicht beab-i__h,:_;-t iss.
Nach einem weiteren Merkral derriadung beä',eh.
Jeder Seitenabschnitt jeder Auswölbung au:, einer., sich an
de-
Mittelabschnitt anschließenden Zjliiidermari`,e=absr:hni ;;,
u:.d
einer sich an den im Zuersc@@n i : t Y. reisrunden i eil der
Ge-
riäuseb;;hrung anschließenden, im wesentlicher. ebenen Wan-
dungsabschnitt. Der im wesentl ichen
ebene Wandungsabs-hLit t
jedes Seitenabschnittes eder Auswölbung ist vorteilhafter-
weise :ari#--ential zu dem sich anschließenden Zylindermantel-
absehrii @t ange-ordnet. Dabei ist in aller Regel
die KrUm-
mungsachae des mittleren Zylinderabschnittes des
Mittel-
abschnI ttes jeder Auswölbung in der durch den
tiefsten
Punkt der Auswölbutg verlaufenden Längsmittelebene
mit
geringem Abstand von der Drehachse in
der der Auswölbung
zugekehrten tälfte der Gehäusebohrung angeordnet. Ferner
sind die KrUbnungsacheen der seitlichen Mglindermantel-
abschnitte dis Mittelteiles jeder Auswölbung mit geringem
.:eil,' ':he:: Ab#:* und *.,---.@ --.B. . eü.s @J, mm
v# ri der- durch den
dcr- Auswölbuni ver@lauf'ei.dei Längsmiz@eleberie
uii.i in e"wa 1-/u bis 2/+ Ces Innendurchmessers der
3ehäuseb::ii-uäi,_ vin der Dreaac_ise en.,i'ez#:ct in der der
Aus-
i»:ö, buriü @at_e@.ehr.,e.i Hälfte der, Gehäusebcnruiig
ange,-rdrie;.
Dar@überliinaas ist eempfehlenswert, die Krümmungsachsen
der Zylyndermantelabschnitte der> Seitenabschnitte jeder Aus-
wEilbu.ig ,"eweils auf einem _üm e4 wa 1-- Grad zu der dur-h
den
Tiefsten Punzt der Auswölbar@,E verlaufenden Längsmittelebe
ne verse"zteri Längsmittelebene und in einem si(jh etwa auf
einem Fünftel bis einem Drit-el des Außendurchmessers des
Drehnolbens belaufenen Abstand von der Drehachse auf' der
der Auswö? bung zuge'):ehrten Hüfte der Gehäusebohrung der-
selben ai,--ucrdiieii. S.:hließli h ist es ratsam, wenn sich
die
trößze T;efe der, Auswölb.ui;eri auf etwa 1/15 bis 1/c"
vorzugs-
weise etwa auf 1/20 des Innendurchmessers der Gehäuseboh-
r#uri- beläuft. Bei der im Vorstehenden beschriebenen Anord-
nung der ein::elnea Mittelachsen der i;i-ümmungsradier: ent-
ste:i,- eine Fluh der Auswö.lbunz, die sich als besonders
::we.@,@mäßig erwiesen hat.
We; : erhin ist es v -- rteilhafi, wenn die Ausrieh-
mungen des Di@elii.ol:sens si.zh ;.a an sich bekannter
Weise
über dessen. L-esamte. axiaye. Lärige erstrecken und die walzen-
artigen Roi.len eine der Länge der Ausnehmungen entsprechen-
de axiale Länge besizen. pei einer -derartigen Auscildung
der Ausnehmungen bzw. der äoller. errei-ht man eine beson-
ders einfache aotistruktivepusbildung und Herstellung der
Pupe, da sich bei dieser Aüsb:Ndung einfache, Matte
Stirn- und Mantelflächen ergeben»-,4.i-t~ lei4#ht und
billig
hergestel? L werden rönnen. 7,s sind zwa#--,sucii andere Aus-
fUhrungen den-'-,bar, die jedoch außerordentlibh kompliziert
sind und bei denen die Abdichtung an den Stirnseiten der
Rollen sehr schwierig durchzuführen Ist, ganz abgesehen
davon, daß sie bei den aageg@rebten hohen Druckmit teldrücr:en
YÖ1lig unzureich«d ist. z='
Es hat sich als zweckmäßig erwiesen, die Ausnehmungen des Drehr:olberis
in bezug auf dessen Längsmittelebenen symmetrisch auszubilden. In diesem Falle können
zwei diametral gegenüberliegende Ausnehmungen des Drerir.olbens jeweils durch eine
einfache radiale Bohrung relativ kleinen Durchmessers verbunden werden, in denen
die ebenfalls einfach ausgebildeten Verbindungselemente für die walzenartigen Rollen
geführt sind. Hierdurch ergibt sich eine besonders einfache Ausbildung des Drehkolbens
und der Verbindungselemente für die walzenartigen Rollen. Sofern die Ausnehmung
des Drehkolbens nicht symmetrisch in bezug auf dessen Längsmittelebenen ausgebildet
sind, werdEneine relativ komplizierte und tiefe Ausbildung der Ausnehmungen sowie
Verbindungsbohrungen relativ großen Durchmessers erforderlich, wobei außerdem die
Verbindungselemente für je zwei einander gegenüberliegende walzenartige Roller:
eine komplizierte Ausbildung erhalten müssen.In an expedient embodiment of the invention, each bulge and flattening of the housing bore extends over its entire axial slope, each bulge having one of these Ui, ametrally opposite and her in their curved shape corresponding flattening (; hung zugeorrl-
@@ ie'- £ ipi one dEcrarti; sn training: euinr Ausölbu: tf:
From a structural point of view, a maximum size of the individual cells, which naturally has a positive effect on the performance of the hydraulic fluid pump. In addition, the production of the hydraulic fluid pump is simplified to a considerable extent because of the simple wall of the housing bore that remains the same over the entire axial length. Another advantage is that the roller-like rollers wear evenly over their entire length, as they roll evenly on the wall over the entire circumference and over the entire axial length of the housing bore, thus ensuring a uniformly good seal everywhere. It is true that embodiments are conceivable in which the bulges and / or the rollers have a smaller axial length than the rotating piston, which, however, leads to the volume of the individual cells and thus the performance of the pump being reduced. In addition, in this case the seal on the end faces of the rollers turns out to be very complicated, so that it is particularly prone to failure and usually completely inadequate. Because a flattening is associated with a diametrically opposite, gleth-shaped and identically dimensioned bulge, the inside diameter of the housing bore is kept the same everywhere. dlU8 are another feature of the invention
the bulges and flattened areas in alternating rows
follow evenly spaced over the inner circumference of the
häusebi: ": @ rung arranged distributed.
that the volume of each individual cell during a cycle
several times in succession up to its maximum value
sert and then down to its lowest value of
is reduced to approximately zero. As a result , the dr-.:-
liquid of `or single cell at one revolution
several times, alternately sucked in and a: is, @ hlieend
conveyed out of the cell in ki.le pressure line. On this WPl ..,> e
@ .. 'i 3 * - s'ch the entire length of the inner circumference - housing c--
: hr-ur .. = - for the i °: @m :; rf, = rr @ ausnut., en without var: den
Cell cells can be swept over dead spaces that are worthwhile. The same-
cracked distance and regular alternation of bulge and
Flattening promotes a smooth and smooth run of the lead
Mush. Here - is as a rule. the number of bulges
b .-- w. AbfiaAiun: -ei an odd number, e.g. three or five.
In general, it is advisable if the interior
diameter of the housing boring, to a small extent, both
for example by about 1/6 to 1/12, vorzuj; sc, eise 1/8 to 1/10,
is larger than the outer diameter of the rotary piston.
The I., ate, around which the diameter of the rotary piston and the
Housing bore from each other under @ -heiden, is therefore from the
Size of the pump depends on and amounts to an outdoor
diameter of the rotary piston of 60 to 65 mm preferably
to about (i to 10 mm. As a result of this design of the housing
drilling erE-; bt si @ A: <: wipe the dretitol life and the wall
the housing hole - a space marked with Druell #., '! üE: .sit: .-'
e 't L-efül'# t is and in the area ,,. # li of the bulges se-ii # e., 1
l
r: a:, inialer: Wei - # - eri # eic: ht, while he, in the area of Alii Iauhun-
i; en praritis @ ü verr: leinert is down to zero. Would that
r; ate, around which the diameter of the rotary. #; piston and the
häusebohru! ir vDrieinarider differentiate, ver,: leinern, so would have
this is a significant reduction in the flow rate inii '; lge
the resulting reduction in cell content
Episode. With an increase in the difference between
Drehkelbendu, # chmesser and diameter of the housing drilling
would the verse, hull movement of the whale: .e: t-like roles too great
be what a troubled run of the pump and a bigger one
Verse @; would result.
In a further embodiment of the invention
the bulges an approximately eritspre-hend half of the interior: -
diameter of the housing bore ge: curved h.it teiabscar: i tt
of relatively great length seen in the circumferential direction, the
due to much shorter, more curved side sections
are connected to the part of the circular cross-section of the housing bore. In this way, an E'orm of the bulges can be achieved, which on the one hand causes the maximum possible volume of the individual cells, but on the other hand enables a gradual transition between the part of the housing bore, which is circular in cross section, and the bulge, which in turn allows the pump to run smoothly and causes little wear of the roller-like rollers and the wall of the housing bore. In general, it is advantageous if the flattened portions an approximately correspondingly have half the outer diameter of the Drehk-olbens curved Kittel section, he d by two approximately equally long sized side portions with the circular cross-sectional portion of the housing bore is connected. As a result, a gradual transition from the circular part of the housing bore to the flattened areas is achieved, as a result of which the pump runs smoothly and there is little wear. The fact that pede flattening has a central section which is curved approximately corresponding to half the outer diameter of the rotary piston is particularly advantageous because, with this shape, the entire central section is largely on. the outer surface of the rotary piston is adapted so that between the outer surface and the wall of the housing bore there is only a slight play of about 0.1 to 0.2 mm in this area. This has the effect that in the area of the central section of the flattening the volume of each cell is approximately zero, which is of particular importance for the efficiency of the pump. This shape is in the middle of the Ab-. Flattening achieves a reliable seal, * when none of the roller-like rollers in this area takes over the seal. A short circuit in the hydraulic fluid. This means that it is not possible to flow between the suction and pressure sides on both sides of the flat. In an expedient embodiment of the invention, the central abscrinity, each flattening, consists of a cylinder jacket surface, which is connected to irineii t, ori @; averi, laterally! In substantially flat side surfaces, which run on the initial side of this cylindrical outer surface, which merge over a transition radius into the part of the wall of the housing bore, which is round in cross section r,. This results in a gradual transition from the flattening to the circular part of the housing bore, whereby sudden loads on the roller-like rollers and the connecting elements are avoided and the pump runs smoothly. It is also recommended that the axis of curvature of the cylindrical central section of the flattening coincides with the axis of rotation of the rotary piston. If this is the case, the wall of the housing bore runs exactly parallel to the outer surface of the rotary piston on a relatively large circumferential section, which, due to the extremely small play between these two surface sections, results in a reliable seal in this area. In the case of the bulges, it has proven to be expedient that the central section of each bulge consists of several, preferably three adjoining, inwardly concave cylinder jacket sections with different radius of curvature. As a result of the larger number of preferably three adjoining cylinder jacket sections, there is a particularly good possibility of adapting the shape of the bulges to the shape of the opposite flattened areas, in particular with regard to the requirement that the diameter of the housing bore in this area as steady the same size to fit like loading in the circular part of the housing bore. This demand and the demand for a gradual transition from the bulge to the circular one Part of the housing bores can be made by several, for: s-
wise three radii of curvature that adjoin each other
in a particularly precise way he: 'üllen. Irr: al? F, let yours
the axes of curvature of the Zyä.iridermari * .elabsctiriil # :; e des
Middle section :: hs e. Each extensible aixßei-haL ', - f der- Dl-eha, - * hs e
of the rotary piston. Unlike the Abf'lachurii; eri eat it
not necessary for the bulges au #, rl, aaass the rr @@: rr.-
mation axes of the cylinder marquee sections on the
of the turning pistons. since it is in the Bei-el "ri der. Ausi-iöl. burii er.
not riotwendiL- is; that the mantle faeces eachDre: i = - #) lperi: 3
and the wall of the housing bahrurii; zur ErzieLun @. one
Aüdicht as far as possible: .zr: v exactly parallel% .ueLnan # ier-
get lost. The sealing in the area of thea: wc: .e " w-` rd
exclusively through the wa? zeriartii; he. Role :::) ew_r,.; ':, (: a
the distance between the vaulting of the housings hr ° u = i ', and #a Er
f #, ari * L, eli läc: he des Dr @ eh_: o 1 beris i :, cl; _esem Bei-eie '_ #: -r »el.b., iv
and a Abdichturi` through the outer surface of the
as it @ i area of the eicht beab-i__h,: _; - t iss.
After another Merkral derriadung beä ', eh.
Each side section of each bulge is made up of, one.
Middle section of subsequent Zjliiidermari`, e = absr: hni ;;, u: .d
one of the in the Zuersc @@ ni: t Y. reisrunden i eil der Ge
riäuseb ;; followed, essentially. flat wall
section. The planar wesentl cozy Wandungsabs-HLIT t
each side section of each bulge is more advantageous
wise: ari # - ential to the adjoining cylinder jacket
absehrii @t arranged. As a rule, the curvature
mungsachae of the middle cylinder section of the middle
cut off each bulge in the through the deepest
Point of the bulge g running longitudinal center plane with
small distance from the axis of rotation in that of the bulge
facing half of the housing bore arranged. Further
are the crowning things of the lateral Mglindermantel-
sections of the middle part of each bulge with a slight
.: eil, '': he :: Ab #: * and *., ---. @ -. B. . eü.s @J, mm v # ri der- through the
dcr- Auswölbuni ver@lauf'ei.dei Längsmiz @ eleberie
uii.i in e "wa 1- / u to 2 / + Ces inside diameter of the
3ehäuseb :: ii-uäi, _ vin der Dreaac_ise en., I'ez #: ct in der der Aus
i »: ö, buri ü @ at_e @ .ehr., ei half of the, case-bruiig ange, -rdrie ;.
Dar @ überliinaas is recommended, the axes of curvature
of the cylinder jacket sections of the> side sections of each
wEilbu.ig, "sometimes on a _üm e4 wa 1-degree to the dur-h den
The deepest point of the wölbar @, E running longitudinal center line
ne verse "zteri longitudinal median plane and in a si (jh roughly on
one fifth to one third of the outer diameter of the
Rotary piston total distance from the axis of rotation on 'the
the ejection? bung zuge '): honored hip of the housing bore of the
same ai, - ucrdiieii. S.:hließli h it is advisable if the
to about 1/15 to 1 / c "preferably
about 1/20 of the inside diameter of the housing
r # uri- runs. With the arrangement described above
tion of the a :: elnea central axes of the i; i-ummungsradier: de-
ste: i, - a Fluh der Auswö.lbunz, which turns out to be special
:: we. @, @ has proven to be moderate.
We; : Furthermore, it is beneficial if the
mungen des Di@elii.ol: sens si.zh; .a in a manner known per se
about its. L-all. axiaye. Lärige stretch and the rolling
like Roi.len correspond to the length of the recesses
Besize the axial length. pei such an education
the recesses or the äoller. one achieves a particularly
ders simple aotistruktivepusbildung and production of the
Pupe, because this exercise is simple, mat
Front and outer surfaces result in »-, 4.it ~ lei4 # ht and cheap
made? L will run. 7, s are zwa # -, sucii other ex
Guides the -'-, bar, which however extraordinarily complicated
are and where the seal on the end faces of the
Roles are very difficult to perform, quite apart from that
of the fact that the aageg @ rebten press high pressure media
YÖ1lig insufficient «d is. z = '
It has proven to be useful to design the recesses of the rotary: olberis symmetrically with respect to its longitudinal center planes. In this case, two diametrically opposite recesses of the Drerir.olbens can each be connected by a simple radial bore of relatively small diameter, in which the likewise simple connecting elements for the roller-like rollers are guided. This results in a particularly simple design of the rotary piston and the connecting elements for the roller-like rollers. If the recess of the rotary piston is not symmetrical with respect to its longitudinal center planes, a relatively complex and deep design of the recesses and connecting bores of relatively large diameters are required, and the connecting elements for each two opposing roller-like rollers: must have a complicated design.
Bei einer vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung sind die walzenartigen
R^llen von Lagerleisten genalten, welche in den Ausnehmungen des Drehi:olberis in
radialer Ri..:htu:.g verschiebiich geführt sind. Eine derartige Ausführ,in#;sform
besitzt zuriä(:iist den Vorteil, daß die Rollen innerhalb der Lagerleisten zuverlässig
geführt werden., was vor allem aus Gründen der hierdurch erreichbaren zuverlässigen
Abd-.chtung der Ausnehmungen erstrebenswert ist. Außerdem ist es bei einer solchen
Ausgestaltung möglich, dem natürlichen Versuhleißt besser zu begegnen, indem beispielsweise
die Lagerleisten. aus einem-weicheren Werkstoff hergestellt werden als die walzenartigen
Rollen und/oder der Drehkolben. Bei einer solchen Werkstoffaus-Wahl verschleißt
die Lagerleiste als erstes der beweglichen Teile, ohne daß an den übrigen Teilen
nennenswerte Verschleißerscheinungen auftreten. Sollte nach längerer Be-
triebszeit die Abdichtung zwischen der, walzenarti@m Rollen
und der La r1 lsten
oder den Seitenwänden der Ausnehmur:gerjsc ec L geworden
sein, so können die Lagerleisten ausgewechselt werden, um das
im Hinblick auf eine zuverlässige Abdichtung nur geriri@e zulässige Spiel zwischen
den einzelnen Teilen wieder einzuhalten. Ferner lassen sich mit Hilfe derartiger
Lagerleisten die Verbindungselemente, welche die walzenartigen Rollen auf gleichbleibendem
radialem Abstand halten, in einfacherer Weise mit den walzenartigen Rollen kuppeln,
da diese Verbindungselemente dann in einfacher Weise an den Lagerleisten befestigt
werden können. Es hat sich als zweckmäßig erwiesen, die Lagerleisten von jeweils
zwei einander gegenüberliegenden Ausnehmungen aus durch mindestens zwei Distanzbolzen
miteinander zu verbinden und auf gleichem radialem Abstand zu halten. Bei einer
solchen Ausführungsform ist es empfehlenswert, wenn -jeweils zwei einander gegenüberliegende
Ausnehmungen durch mindestens zwei in Richtung der den Ausnehmungen gemeinsamen
Längsmittelebene verlaufende Bohrungen verbunden sind, in welchen die Distanzbolzen
in radialer Richtung längsverschieblich und gleitend geführt sind. Außerdem ist
es ratsam, die Bohrungen für die Distanzbolzen aller Ausnehmungen gleichmäßig über
die gesamte axiale Länge des Drelrkalbens verteilt anzuordnen. Auf diese Weise erreicht
man, daß die Lagerleisten auf ihrer gesamten axialen Länge zuverlässig in radialer
RiAtung geführt sind und die walzenartigen Rollen ebenfalls auf ihrer gesamten axialen
Länge gleichmäßig gegen die Wandung der Gehäusebohrung angedrückt werden. Abweichungen
hiervon können durch eine entsprechende Änderung der Länge der Distanzbolzen ohne
nennenswerten Aufwand ausgeglichen werden. Im allgemeinen ist es zweckmäßig, die
Distanzhohen vorzu&rsweise durch Tnnenseehskant-schrauben
lösbar mit den Lag erleisten zu verbinden. Eine solche lös-
bare Verbindung ermöglicht pirys.##hnelles Auswechseln der
L_a-
gerleisten, wenn dies nach längerer-Betriebszeit einr:3al n#it-
w-,yric1 i:@, werd ran s@cl.l.te.. Außertler:i i:#t eine aolch-
:1@1@@1:@_tt°a i3..
walzenartiger Rollen besonders zwec<.mäßig, weil dieser
Abstand dann mit Hilfe von zwischengell e@_ ter_ oder heraus-
Genommenen Unterlegseneiben in einfacher Weise verändert
werden i:ann.
In weiterer Ausgestaltung der Er-f lridunti. sind
die Stirnflächen der @ralzenarci,#,e:r Rollen mit 1;e einer
konzerr:rischen Längsbohrung von ger-ir-,ger Tiefe versehen.
Stattdessen ist es aber auch die Rc,lien als wal-
zenartige Hohli:örper mit durch`ehender Längsb#;hru:rg aus-
zubilden. Beide vorer-,WUnnten Ausführ,.zngsmög' ich.eiten
haben
den Vorteil, daß sie eine besonders gute Abdi(shturig zwisl#.he::
den Stirnflächen der rollen und den Stlrnflä-rien der Ge-
häusebohr°ung gewährleisten und ein ;Tbertreterr von Drucr_t'lüs-
sigkeit an dieser Stelle von einer Zelle in die andere zu
verhindern. Zwar ist zunächst auch ohne eine sich über e_rre:@
Teil oder die gesamte Länge der Walzenartigen Rollen er-
stre;a_ende Längsbohrung eine hinreichende Abdichtun-
zwischen
den S,. ir°nfl ächen der Rollen und den Stirnflächen der Ge-
häuseb:,hrung zu erreichen, Jedoch nur für eine verhältnis-
mäßig zui°ze Betriebsdauer. Der Grund hierfür besteht in der
ungleichmäßigen Abnutzung von nicht mit konzentrischen Boh-
rungen versehenen Stirnflächen der Rollen, die infolGe der
unterschiedlichen 'Umfangsgeschwindigkeibnin ihrem äuße-
ren Bereich schneller verschleißen als im Bereich ihrer
Drehachse. Daraus folgt, daß die S tirnflächsn von nicht rii':
LängEoohr°ungen versehenen trralzenartigen Rblten nach. längerer
Betriebsdauer eine bullige Form annehmen, s:) daß
sie nic.it
mehr mit ihrer gesamten Fläche, sondern nur noch mit
einem
Funi=t an der Stirnfläche der Gehäusebohrung anliegen. Ist
dies der Fall, so läBt die DichtwirKung an dieser Stelle
in erheblichen Maße nach, was sich äußerst .nachteilig auf
die LE31v';.:Jri@@ urig derr Wirkungst;.°ad der Pumpe
auswir:_ -1. VE.-1--
s iehe man dagegen die S-i,irnfläL@hen der Rollei mit @e ein
3r
eh riindestc-r über ei:re
Teil der ß:.llenläri.:e ers-rec:_t, so verbleibt an den Stirn-
1 ä -_ieri @. edit,ll::li eine :: reisriii.;.P örmiüe F' äche
gerinL-er
i-ad : a:. er' H: e:@e, deren Verschleiß überall im wesentlich
t ? el-:ii s -ari_ ist, so daß es nicht zu einer balliden Aus-
der S- riif'lä:--he@i der Rollen i:ommeii rann. Sor".it
durch die in die StirnfläCheij der walzenartigen
ltol i eri ein;-ebrach"Geri, si ;h über einen Teil oder die
@e-
samte Lange der Rollen erstrec#.-:enden Längsbohrung eine
i-,esen.lih festere Abdich.ung zwischen gei: Stirnflächen
vier Rollen uno den S.ir.:f' ächer der Gehäuseb ,hrung er-
.
i'ei:üt, die selbst nach längerer Betriebsdauer nicht nen-
nenswert nachläßt. .
Außerdem hat eine derartige Längsbohrung .der
ilollei, insbescndere dann, wenn sie si,:h über ihre gesamte
a.-:ia' e Länf-e erstrecE:t, den Vorteil, daß das Gewicht der
Rollen und da-i" t das Gewi ciit der C esam--e:i Dru(:r.f'lüssig'reits-
pumpe erheb; i: :. verriii,#ert wird, was in vielen Fällen
von
Vorteil ist. Die VerrinderunL des itol;ergewichtes im Hin-
blicz: au.' die Fieli_:raft ist demgeLer:,dber vor: unterüeord-
neter Bedeutui:@,, da ie @lie::::ra:'t bei den einander dia-
ne9-ral -exa=zerarti#-e:: R--i' en annähernd
..-reich Groß is,. und die D-stari-bolzen durchaus in der
Lage sind, die durch die Einwirkung-der Fliehkraft auftre-
tenden 4ud:Deanspr'u-2huri# er" aufzunehren.
° Vcr#zuZsweise wird dFr Innendurchmesser der Länt-,s-
bti.:'@,u1@ der 5.--11en etwa halb so grcß wie der Au3ei-1,:ur2hmessei-
der R:l' ea ber:essen. Hei diesem Ab,-ngsverhäl tnis er-
hält man Roller., deren 'tzi°eisring;ör;#ii#e Stirnflächen
eine
gute Abdiohtun_ ermöglichen und die bei verhältnismäßig
geringem Gewicht ein ausreichend groß bemessenes Wider-
standsm3ment gegen Biegebeanspruchungeil aufweisen.
Bei einer zweckmäßigen Ausführungsform der Er-
findung ist für die @rucr fl'.asigK.ei tsza- und-abführung
w
mindestens je ein etwa parallel zur Drehachse angeordneter Kanal
in dem Pumpengehäuse vorgesehen, an den eine oder vorzugsweise mehrere in axialer
Richtung '-m Abstand zueinander angeordnete, in der Wandung der Gehäusebohrung eingebrachte
Zu- bzw. Abführungsbohrungen angeschlossen sind. Diese Ausführungsform ermöglicht
es dem Druckmittel, sich bereits außerhalb der Gehäusebohrung auf die gesamte axiale
Länge derselben zu verteilen und gleichmäßig über die gesamte axiale Länge verteilt
in die Gehäusebohrung einzuströmen. In entsprechender Weise gilt dies auch für die
Druckflüssigkeitsabführung, wo die D,--ucl:flüssigkeit fast auf der gesamten axialen
Länge der Gehäusebohrung aus dieser austreten kann. Hierdurch wird vermieden, daß
im Ansaugeber eich die einzelnen Zellen nur unzureichend mit Druckflüssigkeit angefüllt
werden und im Druckbereich Druck-Mittelstauungen entstehen, welche sich ungünstig
auf das Betriebsverhalten und den Wirkungsgrad der DruckflüssiL,keitspumpe auswirken.
Es ist weiterhin von Vorteil, die Abführungsbohrungen mit geringem Abstand in Drehrichtung
vor und die Zuführungsbohrungen mit geringem Abstand in Drehrichtung hinter der
die Abflachung halbierenden Längsmittelebene, vorzugsweise im Bereich der tangential
verlaufenden, im wesentlichen ebenen Seitenabschnitte der Abflachungen anzuordnen.
Bei einer solchen Anordnung wird erreicht, daß ,jeder Zelle ein besonders langer
Zeitraum für das Ansaugen von Druckflüssigkeit zur Verfügung steht, so daß eine
möglichst weitgehende Füllung jeder einzelnen Zelle erreicht wird. Die vorerwähnte
Ausbildung der Abführungsbohrungen bewirkt, daß die Druckflüssigkeit auf einen besonders
hohen Druck gebracht wird und erst im Augenblick des maximalen Druckes aus der Zelle
in die Druckleitung gedrückt wird. , Außerdem wird durch eine solche Anordnung der
Abführungsbohrungen erreicht, daß die Druckflüssigkeit.vollstä@dig aus den Zellen
herausgedrückt wird.
Es hat sich weiter als zweckmäßig erwiesen,
die Zu- bzw.Abführungsbohrungen in radialer Richtung abgewinkelt auszubilden, und
zwar derart, daß die der Gehäusebohrung zugekehrten Öffnungen der Zuführungsbohrungen
in und die der Abführungsbohrungen gegen die Drehrichtung des-Drehkolbens gerichtet
sind. Man vermeidet hierdurch, daß unnötige Strömungsverluste beim Ein- und Ausströmen
der Druckflüssigkeit auftreten, welche den Wirkungsgrad der Druckflüssigkeitspumpe
ungünstig beeinflussen. Darüberhinaus ergibt sich bei einer abgewinkelten Ausbildung
der Gehäusebohrungen ein verhältnismäßig großer Abstand zwischen den der Gehäusebohrung
abgekehrten Öffnungen dieser Bohrungen, so daß sich hieran bequem Armaturen und
Anschlußstutzen der Saug- bzw. Druckleitungnanschließen lassen. Zieht man es vor,
in diesem Bereich einen zusätzlichen Ringkanal anzuordnen, so ist es ebenfalls zweckmäßig,
wenn beide Ringkanäle für die zufließende bzw. abströmende Druckflüssigkeit möglichst
weit voneinander entfernt sind, um irgendwelche Kurschlüsse zu vermeiden. Bei einer
besonders vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung bestehen die walzenartigen
Rollen und/oder die Wandung der Gehäusebohrung aus einem verschleißfesten Hartkunststoff,
beispielsweise aus einem Hartpolyamid. Die Verwendung eines Hartkunststoffes ermöglicht
es, das Gewicht der Druckflüssigkeitspumpe erheblich zu verringern, was oftmals
von-erheblichem Vorteil ist. Außerdem läßt sich auf diese Weise ein wesentlich ruhigerer
Lauf der Druckflüssigkeitspumpe erreichen. Schließlich ist die Herstellung der wahenartigen
Rollen sowie der Wandung der Gehäusebohrung aus einem verschleißfesten Hartkunststoff
wesentlich einfacher und billiger als die Herstellung aus metallischen Werkstoffen.
Darüberhinaus ist es möglich, s daß insbesondere bei Druckflüssigkeitspumpen kleinerer
Leistung und geringeren Druckes nicht nur die walzenartigen
Rollen
und die Wandung der Gehäusebohrung aus einem ver-
schleißfesten Hartkunststoff
bestehen, sondern daß auch
noch andere Teile, beispielsweise der Drehkolben,
das Pum-
pengehäuse oder gar die gesamte Pumpe aus einem derartigen
Hartkunststoff
hergestellt werden.
Im allgemeinen empfiehlt es sich,
daß für die DruckflüssigkeitszufUhrung zusätzlich zu den übrigen Zuführungsbohrungen
im Bereich jeder Auswölbung mindestens eine, vor-zugsweise jedoch mehrere
Nachladebohrungen vorgesehen sind. Derartige Nachladebohrungen werden vor allem
in der in Drehrichtung gesehen zuerst von jeder einzelnen Zelle
erreich-
ten Hälfte jeder Auswölbung angeordnet, da in diesem
Bereich
der Rauminhalt jeder einzelnen Zelle nach dem Passieren
der
benachbarten Abflachung nochmals um ein bedeutendes
Maß vergrößert wird. Die
infolgedessen in diesem Bereich
nochmals entstehende und nicht zu vermeidende
Saugwirkung läßt sich in vorteilhafter Weise in sofern ausnutzen, als
durch die Nachladebohrungen erneut Druckflüssigkeit zuge-
führt wird
und hierdurch der maximale Rauminhalt jeder einzelnen Zelle vollständig ausgenutzt
wird. Ein solches Nachladen im Bereich :jeder Auswölbung wirkt sich besonders
günstig
auf den Wirkungsgrad und die Fördermenge der erfin-
dungsgemäß vorgeschlagenen
Pumpe aus.
In besonders gelagerten Fällen läßt sich die erfin-
dungsgemäß
vorgeschlagene Pumpe auch als eine ein Drehmoment übertragende
xxxxxxxxx vorzugsweise während des Betriebes schaltbare Kupplung
verwenden. Eine derartige Kupplung besitzt
den erheblichen Vorteil, daß sie
mit einfachen Mitteln ein-und ausschaltbar ist, so daß die auf diese
Weise miteinander
gekuppelten Maschinenelemente beliebig voneinander
getrennt
bzw. miteinander gekuppelt werden können. Das Ein- und Aus-
kuppeln
geschieht dabei durch öffnen und Schließen einer
die Saug- und Druckseite
der Druckflüssigkeitspumpe ver-
bindende Überströmleitung. Ist
diese Uberströmleitung völlig geöffnet, so strömt die an der Druckseite
der Pumpe geför-
derte Druckflüssigkeit direkt zur
Saugseite zurück, so daß
ein ständiger Kreislauf der Druckflüssigkeit vorhanden
ist. Solange dieser Kreislauf ungestört möglich ist, kann sich der Drehkolben der
Druckflüssigkeitspumpe gegenüber dem Gehäuse ohne nennenswerten Widerstand
drehen. Wird dagegen die Überströmleitung abgesperrt, so daß die Druckflüssigkeit
auf
der Druckseite der Pumpe die Zellen nicht mehr verlassen kann
und
auf der Saugseite der Pumpe keine Druckflüssigkeit mehr
zugeführt wird,
so wird die Relativbewegung zwischen Drehkolben und Gehäuse der Pumpe
blockiert. Ist dies der Fall, so sind ein mit dem Drehkolben
und ein anderer mit dem Pumpen-
gehäuse verbundener Zapfen bzw. in
entsprechender Weise ange-
ordnete Kupplungsbohrungen miteinander
drehfest verbunden.
Eine derartige aus der erfindungsgemäß vorgeschlagenen
Pumpe bestehende Kupplung besitzt den wesentlichen Vorteil, daß
ein
Ein- und Auskuppeln während des Betriebes stattfinden kann
und außerdem ein solches Ein- und Auskuppeln bei langsamem Schließen der
Überströmleitung ohne schlagartige Beanspruchungen der als Kupplung
wirkenden Pumpe bzw. der zu kuppelnden
Maschinenelemente möglich ist.
In
der Zeichnung ist die Erfindung anhand eines
Ausführungsbeispieles
veranschaulicht. Es zeigen: Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine
Druckflüssig-- keitspwape gemäß der Erfindung nach Linie I-I
der Fig. 2 Fig. 2 einen Querschnitt durch die Druckflüssig-
keitspumpe
nach der Linie II-II der Fig. 1
Fig. 3 einen Querschnitt
durch die Gehäusebohrung
der Pumpe in vergrößerten Maßstab.
Die in der Zeichnung dargestellte Druckflüssigkeitspumpe besteht
aus einem in Querschnitt kreisrunden Gehäuse 1,
in welches
eine 0ehäuseboht@urig 2 eingebracht ist. Die Ge= häusebohrung
2 ist stirnseitig von >eile einem Lagerflansch
3
und 4 verschlossen, deren einander zugewandte Stirnflächen 5 bzw. 6 eine ebene und
glatte Oberfläche bilden. Das Pumpengehäuse 1 und die darin eingebrachte Gehäusebohrung
2 besitzen eine gemeinsame waagerechte Mittelachse 7, welche gleichzeitig die Drehachse
eines Drehkolbens 8 ist. Der Drehkolben 8 ist in den Lagerflanschen_3 und 4 in Wälzlagern
9 drehbar gelagert. Außerdem besitzt er eine im wesentlichen zylindrische Ausbildung-und
eine solche axiale Länge, daß.e7/nit seinen ebenen Stirnflächen 10 gleitend und
dich-
tend an den Stirnflächen 5 und 6 der Lagerflansche 3 und anliegt. Ferner
hat der Drehkolben 8 an beiden Stirnseiten 10 Lagerzapfen 11, welche in den Wälzlagern
9 gelagert sind und von denen einer als Antriebszapfen ausgebildet ist. Wie in Fig.
1 zu erkennen, ist der Lagerflansch 4 im Bereich der Drehachse 7 in Form eines im
Querschnitt runden Zapfens ausgebildet, welcher zur Befestigung bzw. Halterung der
gesamten Druckflüssigkeitspumpe dient. Dies ist vor allem deshalb möglich, weil
die in der Zeichnung dargestellte Ausführungsform der erfindungsgemäß vorgeschlagenen
Pumpe zu den kleinsten Ausführungsformen gehört. Dieser Zapfen ist jedoch vor allem
dam von besonderer Bedeutung, wenn die Druckflüssigkeitspumpe als Kupplung
verwendet wird, wobei dieser Zapfen ebenso wie der größere der Lagerzapfen 11
zum
Anschluß der miteinander zu kuppelnden Maschinenelementen dient. Demgegenüber ist
es selbstverständlich auch möglich, anstelle dieses Befestigungszapfens
das Pumpengehäuse 1 in die-
ser Hinsicht in der üblichen
Weise, beispielsweise mit Füßen oder mit einem Anschlußflansch
als Flanschpumpe auszubilden.
Bei der in Fig. 1 dargestellten
Ausführungsform werden außerdem die Lagerflanschen 3 und
4 von kreisringförmigen Befesti-
gungsflanschen 12 mit Hilfe von
Innensechskantschrauben l@ an
dem Pumpengehäuse 1 befestigt.
Der
zentrisch in der Gehäusebohrung 2 gelagerte Drehkolben 8 weist
in seiner Mantelfläche 14 inagtaJt 4 etwa radial verlaufende einander
gegenüberliegende Auaneh-
mungen 15 auf, die jeweils parallel
zueinander angeordnete Seitenflächen 16.besitzen. Die Seitenflächen 16 einer jeden
Ausnehmung 15 verlaufen außerdem parallel zu ihrer zugehörigen, die Drehachse 7
des Drehkolbens 8 schneidenden Längsmittelebene. Die Ausnehmungen 15-des Drehkolbens
8 dienen zur Aufnahme von radial verschieblich angeordneten Dichtelementen, die
als walzenartige Rollen 17 ausgebildet sind. wie insbesondere in Fig. 1 zu erkennen
ist, besitzen die walzenartigen-Rollen 17 eine der Länge der Gehäusebohrung 2 bzw.
dem Drehkolben 8 entsprechende axiale Länge, wobei der Außendurchmesser der walzenartigen
Rollen 17 auf ihrer gesamten axialen Länge gleich groß ist. Die Ausnehmungen 15'
des Drehkolbens 8 sind gegenüber dem Außendurchmesser der Rollen 17 um ein beträchtliches
Maß größer bemessen, und zwar entsprechend der Breite von Lagerleisten 18, in welchen
die walzenartigen Rollen 17 drehbar gelagert sind. Die Lagerleisten 18 von jeweils
zwei einander gegenüberliegenden Ausnehmungen
15 sind durch zwei
Distanzbolzen 19 miteinander verbunden, und zwar derart, daß die Lagerleisten 1ö
und damit die walzenartigen Rollen 1,r auf stets gleichbleibendem radialem Abstand
gehalten sind. Die Distanzbolzen 19 sind durch Innensechskantschrauben 2o lösbar
mit den Lagerleisten 18 verbunden und in Bohrungen 22 gleitend geführt, welche in
radialer Richtung im Bereich der durch die Ausnehmungen verlaufenden LängsmiGtelebeneri
durch den Drehkolben 8 gebohrt sind. Die Bohrungen 22 bzw. die Distanzbolzen 19
sind dabei über die gesamte axiale Länge des Drehkolbens b gleichmäßig verteilt
angeordnet. Die Lagerleisten 18 und die walzenartigen Rollen 1'; liegen mit
ihren Stirnflächen dichtend und gleitend an den Stirnflächen 5 und 6 der Lagerflansche
3 und 4 an. Bei der in der Zeichnung dargestellten Ausführungsform besitzen die
walzenartigen Rollen 17 eine konzentrische Längsbohrung 21 relativ großen Durchmesser,
die sich über die gesamte axiale Länge der Rollen 21 erstrecrct. Demgegenüber ist
Jedoch auch eine Ausführungsform möglich, bei der lediglich die Stirnflächen der
walzenartigen Rollen 17 mit je einer konzentrischen Längsbohrung relativ großen
Durchmessers versehen sind, die jedoch nur eine relativ geringe Länge besitzt. Die
Gehäusebohrung 2 besitzt eine im wesentlichen kreisrunde Querschnittsform, von der
sie jedoch insofern abweicht, als sie mindestens eine Auswölbung 23 und mindestens
eine Abflachung 24 besitzt, wie dies in den Figuren 2 und 3 zu erkennen ist. Die
Auswölbung 23 und die Abflachung 24 der Gehäusebohrung 2 liegen einander diametral
gegenüber, wobei diese in solcher Weise ausgebildet sind, daß der Innendurchmesser
der Gehäusebohrung 2 auch in diesem Bereich genau so groß ist, wie im Bereich der
übrigen
Absc:zniUte der Gehäusebohrung 2. Zwisr:hen der Auswölbung
23 und der Abf'laciiun@ 24 erstreckt sich ein im Querschnitt kreisrunder Teil 25
der Gehäusebohrung 2. Zum besseren Verständiiis und im Hinblick auf die geringe
Größe der in der Zeichnung darüestellten Ausführungsform der Druckflüssigkeitspumpe
besitzt deren Gehäusebohrung 2 lediglich eine einzige Auswölbung 23 sowie nur eine
ein..ige Abflachung 24. Es ist ec3@@@@h durchaus möglich, insbesondere bei Druckflüssig-,;eitspumperi
größerer Ausführung mehrere Auswölbungen 23 b---i-i. Abflachuti,-en 24 vor-zusehen,
wobei diese Jeweils in u::- er-ader An;.ahl und in alternierender Reihenfolge in
gleichmäßiCem Abstand über den Innenumfang der Gehäusebohrung 2 verteilt angeordnet
sind. In diesem Falle muß naturgemäß au2ii die Anzahl der Ausc*imungen 15 des Dretlcolbens
8-und die der in diesem gelagerten walzenartigen Rollen 17 größer gewählt werden,
und ::war derart, daß die Anzahl der AusrietirnuiiC,eii bLw. walzenartigen Rollen
jeweils mehr als doppelt w groß ist, wie die Anzahl der Abflachungen 24 bzw. Auswölbuncen
23. Die Auswölbung 23 weist, wie in Fig. 3 zu ei-Kennen ist, einen ge,:rünimten
Mittelabschnitt 26 auf, der eine Krümmung besit::t, die etwa dem halbem Innendurchmesser
der Gehäusebohrung entspricht. Dieser Mittelabschnitt 26 besitzt eine in Umfangsrichtung
gesehen relativ große Länge. An den Mittelabschnitt 26 schließen sich wesentlich
kürzere, jedoch stärker gekrümmte Seitenabschnitte 27 an, die mit dem im Querschnitt
kreisrunden Teil 25 der Gehäusebohrung 2 verbunden sind. Der Mittelabschnitt 26
der Auswölbung 23 besteht aus drei sich aneinander anschließenden, nach innren Konkaven
Zylindermantelabschnitten 28 und 28 a von unterschiedlichem KrUmmungsradius, deren
Krümmungsachsen A und B außerhalb der Drehachse 7 des Drehkolbens 2 liegen. Die
Krümmungsachse A des mittleren Zylinderabschnittes 28 des Mittelabschnittes 26 der
Auswölbung 23 liegt in der durch den tiefsten Punkt der'Auswölbung 23 verlaufenden
Längsmittelebene,
und zwar in einem geringen Abstand a von der
Drehachse 7 in der der Auswölbung 23 zugekehrten Hälfte der Gehäusebohrung 2. Die
Krümmungsachsen H der beiden seitlichen Zylindermantelabschnitte 28 a des Mittelteiles
26 der Auswölbung 23 liegen mit einem geringen Abstand b seitlich von der durch
den tiefsten Punkt der Auswölbung verlaufenden Längsmittelebene und um einen Abstand
c, welcher etwa 1/6 bis 1/1+ des Innendurchmessers der Gehäusebohrung 2 entspricht,
von der Drehachse 7 entfernt auf der der Auswölbung 23 zugekehrten Seite der Drehachse
1. Die Seitenabschnitte 2'j der Auswölbung 23 bestehen aus einem sich an den riittel_abschnitt
2E anschließenden Zylindermantelabschnitt 29 und einer sich an den im Querschnitt
kreisrunden Teil 25 der Gehäusebohrung 2 anschließenden, im wesentlichen ebenen
Wandurigsabschnitt 3o. Der im wesentlichen ebene Wandungsabschnitt 3o des Seitenabschnittes
27 verläuft tangential zu dem sich anschließenden Zylindermantelabschnitt 29, welcher
eine Krümmungsachse C besitzt. Die Krümmungsachsen C der Zylindermantelabschnitte
29 der Seitenabschnitte 27 sind ,jeweils auf einer um etwa 15o zu der durch den
tief's.eii PuriKt der Auswölbung 23 verlaufenden Lär.;;sniitteleberie verset-ten
Lärigsmittelebene und in einem Abstand d, der sich auf ei;wa 1/5 bis 1/3 des Außendurchmer
sers des Drehl..olbens 8 beläuft, von der Drehachse `j entfernt auf der der Auswölburig
23 zugegk ehrten Seite der Gehäusebohrun G 2 angeordnet. Die größte Tiefe t der
Auswöltung 23 beläuft sich auf etwa '1/15 bis 1/25, vorzugsweise auf etwa 1/20 des
Innendurchmessers der Gehäusebohrung 2. Die Abflachung 24 besitzt einen entsprechend
dem halben Außendur#Aunesser des Drehkolbens 3 gekrümmten Mittelabschnitt 31, der
durch zwei etwa glei#sh lang bemessene Seitenabs@.-hnit':e 32 mit dem im Querschritt
kreisrunden Teil 25 der Ge:iäusebcnrur.g 2 verbunden ist. Der Mittelabschnitt
71 der Abfla--hui.,-. 2-, besteht aus einer nach innren konkaven an
welche si-a seitlich im wesentliehen
ebene, tangential zu dieser
Zylindermantelfläche verlaufende Sei.cenflächAn 32 anschließen, welche über einen
Übergangsradius in den im Querschnitt kreisrunden Teil 25 der Wandung der Gehäusebohrung
2 übergeht. Die Krümmunr;sachse des Zylindrischen Mittelabschnittes 31 fällt dabei
mit der.Drehachse 7 des Drehkolbens 8 -,Zusammen. Der Drehkolben 8, der in Fi-g.
3 durch eine strichpunktierte Linie angedeutet ist, besitzt einen derart bemessenen
Außendurchmesser, daß seine Mantelfläche 14 im Bereich des Mittelabschnittes 31
der Abflachung 2lk dichtend an der Wandung der Gehäusebohrung 2 anliegt. In der
Wandung des Pumpengehäuses 1 ist in dem gleichen Bereich, d.h. in dem Bereich der
Abflachung 24 für die Druckflüssigkeitszu-und -abführung, mindestens je ein etwa
parallel zur Drehachse 'l verlaufender Kanal 36 und 37 angeordnet. Der Zuführungskanal
36 und der Abführungskanal 3'( sind über Ringkanäle 38, die insbesondere in Fig.
1 und 2 zu erkennen sind, mit den nicht dargestellten Zufuhr- und Abführungsleitungen
der Pumpe verbunden. An die Zu- und Abführungskanäle 36 bzw. 37 sind mehrere in
axialer Richtung im Abstand zueinander angeordnete, in der Wandung der Gehäusebohrung
2 eingebrachte Zu- bzw. Abführungsbohrungen 39 und l+0 angeschlossen. Die Abführungsbohrungen
40 sind mit geringem Abstand in einer beispielaeise angenommenen Drehrichtung x
vor. und die Zuführungsbohrungen 39 mit geringem Abstand in dieser Drehrichtung
x hinter der die Abflachung halbierenden Längsmittelebene angeordnet, vorzugsweise
im Bereich der tangential verlaufenden, im wesentlichen ebenen Seitenabschnitte
32 der Abflachung 24. Dabei sind die Zu- bzw. Abführungsbohrungen 39 bzw. lko in
radialer Richtung abgewinkelt ausgebildet, und zwar derart, daß die der Gehäusebohrung
2 zugekehrten Öffnungen der Zuführungsbohrungen 39 in und die der Abführungsbohrungen
4o gegen die Drehrichtung x des- Drehkolbens 8 gerichtet sind. Die vorstehend beispielsweise
angenommene Drehrichtung
x kann selbstverständlich auch umgel--ehrt
werden, was jedoch zur Folge hätte, daß auch die Förderdchtung der Pumpe umgelehrt
wird und Zu- und Abführun gskanäle bzw. -bohrungen vertauscht werden müßten. Die
Wiri:ungsweise und die Funktion der Pumpe wird hierdurch jedoch nicht verändert
oder beeinträchtigt.In an advantageous embodiment of the invention, the roller-like rollers are provided by bearing strips which are guided in a radial direction in the recesses of the rotating bar. Such a design has the advantage that the rollers are reliably guided within the bearing strips Such a design makes it possible to better counteract the natural wear and tear, for example by making the bearing strips from a softer material than the roller-like rollers and / or the rotary piston Significant signs of wear and tear appear on the remaining parts. the seal between the, walzenarti @ m rollers
and the La r1 lsten
or the side walls of the recess: gerjsc ec L
be, so the bearing strips can be exchanged in order to maintain the only geriri @ e allowable play between the individual parts with regard to a reliable seal. Furthermore, with the help of such bearing strips, the connecting elements, which keep the roller-like rollers at a constant radial distance, can be coupled to the roller-like rollers in a simpler manner, since these connecting elements can then be attached to the bearing strips in a simple manner. It has proven to be expedient to connect the bearing strips to one another from two opposing recesses by at least two spacer bolts and to keep them at the same radial distance. In such an embodiment, it is recommended if two opposing recesses are connected by at least two bores running in the direction of the longitudinal center plane common to the recesses, in which the spacer bolts are longitudinally displaceable and slidably guided in the radial direction. In addition, it is advisable to arrange the holes for the spacer bolts of all recesses evenly distributed over the entire axial length of the twisting calving. In this way it is achieved that the bearing strips are reliably guided in radial direction over their entire axial length and the roller-like rollers are also pressed evenly against the wall of the housing bore over their entire axial length. Deviations from this can be compensated for without significant effort by changing the length of the spacer bolts accordingly. In general, it is advisable to use internal hexagon socket screws to adjust the spacing heights to connect releasably with the bearing strips. Such a solu-
connection enables pirys. ## quick replacement of the L_a-
if this is possible after a long period of operation: 3al n # it-
w-, yric1 i: @, werd ran s@cl.l.te .. Aussertler: ii: #t an aolch-: 1 @ 1 @@ 1: @_ tt ° a i3 ..
roller-like roles especially useful because this
Distance then with the help of between gell e @ _ ter_ or out-
Removed washers changed in a simple manner
will i: ann.
In a further development of the Er-f lridunti. are
the faces of the @ralzenarci, #, e: r rolls with 1; e one
Concentric longitudinal bore of ger-ir-, ger depth.
Instead, however, it is also the Rc, lien as wal-
zen-like hollow body with a continuous lengthways body;
to build. Both of the previous, desired execution, I can have
the advantage that they have a particularly good Abdi (shturig zwisl # .he ::
the end faces of the rollers and the stern surfaces of the
ensure housing drilling and a; Tbertreterr von Drucr_t'lüs-
at this point from one cell to the other
impede. Although it is initially possible to find out about e_rre without a: @
Part or the entire length of the roller-like rollers
Stre; a_ende longitudinal bore a sufficient sealing between
the S ,. ir ° surfaces of the rollers and the end faces of the
häuseb: to achieve, but only for a proportion-
moderate additional operating time. The reason for this is the
uneven wear of non-concentric drilling
The end faces of the rollers are provided with stanchions
different circumferential speeds in their outer
wear out faster than theirs
Axis of rotation. From this it follows that the end faces of not rii ':
Long-eared triangle-like flowers. longer
Operating life assume a beefy form, s :) that they are nic.it
more with their entire area, but only with one
Funi = t rest on the face of the housing bore. is
if this is the case, the sealing effect remains at this point
to a considerable extent, which is extremely disadvantageous
die LE31v ';.: Jri @@ urig derr efficacy;. ° ad of the pump out: _ -1. VE.-1--
If you see the Si, on the other hand, in the area of the Rollei with @e a 3r
eh riindestc-r over ei: re
Part of the ß: .llenläri.: E ers-rec: _t, so remains on the forehead
1 ä -_ieri @. edit, ll :: li a :: reisriii.;. P örmiüe F 'area narrower
i-ad: a :. er 'H: e: @e, whose wear and tear is essentially everywhere
t? el-: ii s -ari_, so that it does not result in a ballid
der S riif'lä: - he @ i of roles i: ommeii rann. Sor ".it
through the in the end face of the roller-like
ltol i eri a; -ebrach "Geri, si; h over a part or the @ e-
Extend the entire length of the rollers: end a longitudinal hole
i-, esen.lih tighter sealing between gei: end faces
four rollers uno den S.ir .: compartments of the housing guide.
i'ei: üt, which even after a long period of operation do not
noticeably decreases. .
In addition, such a longitudinal bore .der
ilollei, especially when they are: h over their entire
a .-: ia'e länf-e extend: t, the advantage of having the weight of the
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at least one channel arranged approximately parallel to the axis of rotation is provided in the pump housing, to which one or preferably several in the axial direction spaced apart and in the wall of the housing bore are connected. This embodiment enables the pressure medium to be distributed even outside the housing bore over the entire axial length of the same and to flow into the housing bore evenly distributed over the entire axial length. This also applies correspondingly to the hydraulic fluid discharge, where the D, - ucl: fluid can escape from the housing bore along almost the entire axial length of the latter. This avoids that the individual cells are insufficiently filled with hydraulic fluid in the intake manifold and that central pressure congestion occurs in the pressure range, which has an unfavorable effect on the operating behavior and the efficiency of the hydraulic fluid pump. It is also advantageous to arrange the discharge bores with a small distance in the direction of rotation and the supply bores with a small distance in the direction of rotation behind the longitudinal center plane bisecting the flat, preferably in the area of the tangentially extending, essentially flat side sections of the flats. With such an arrangement it is achieved that each cell has a particularly long period of time available for the suction of pressure fluid, so that each individual cell is filled to the greatest possible extent. The aforementioned formation of the discharge bores has the effect that the pressure fluid is brought to a particularly high pressure and is only pressed out of the cell into the pressure line at the moment of maximum pressure. In addition, such an arrangement of the discharge bores ensures that the pressure fluid is fully squeezed out of the cells. It has also proven to be expedient to design the inlet and outlet bores angled in the radial direction in such a way that the openings of the inlet bores facing the housing bore are directed in and those of the discharge bores are directed against the direction of rotation of the rotary piston. This avoids unnecessary flow losses occurring when the hydraulic fluid flows in and out, which adversely affect the efficiency of the hydraulic fluid pump. In addition, an angled design of the housing bores results in a relatively large distance between the openings of these bores facing away from the housing bore, so that fittings and connecting pieces of the suction or pressure line can be conveniently connected to them. If it is preferred to arrange an additional ring channel in this area, it is also expedient if both ring channels for the inflowing or outflowing pressure fluid are as far apart as possible in order to avoid any short circuits. In a particularly advantageous embodiment of the invention, the roller-like rollers and / or the wall of the housing bore consist of a wear-resistant hard plastic, for example a hard polyamide. The use of a hard plastic makes it possible to reduce the weight of the hydraulic fluid pump considerably, which is often a considerable advantage. In addition, a significantly smoother running of the hydraulic fluid pump can be achieved in this way. Finally, the manufacture of the wave-like rollers and the wall of the housing bore from a wear-resistant hard plastic is much simpler and cheaper than the manufacture from metallic materials. In addition, it is possible that, particularly in the case of hydraulic fluid pumps with lower power and lower pressure, not only the roller-like rollers and the wall of the housing bore are made of wear-resistant hard plastic, but also other parts, for example the rotary piston, the pump housing or even the entire pump can be made of such a hard plastic . In general , it is recommended that for the hydraulic fluid supply, in addition to the other supply bores, at least one, but preferably several, reloading bores are provided in the area of each bulge. Such reloading bores are primarily arranged in the half of each bulge that is first reached by each individual cell , as seen in the direction of rotation , since in this area the volume of each individual cell is again increased by a significant amount after passing the adjacent flat. The suction effect that occurs again in this area and cannot be avoided can advantageously be used to the extent that pressure fluid is again supplied through the reloading bores and the maximum volume of each individual cell is thereby fully used. Such a reloading in the area : each bulge has a particularly favorable effect on the efficiency and the delivery rate of the pump proposed according to the invention. In special cases, the According to the invention proposed pump switchable coupling can be also as a torque transmitting xxxxxxxxx preferably use during operation. Such a coupling has the substantial advantage that it is switched on and off by simple means, so that in this way coupled to each other machine elements can be coupled together or separated from each other as desired. Couple the input and output done this by opening and closing a suction and pressure side of the hydraulic fluid pump comparable binding overflow. If this overflow line is completely open, the pressure fluid conveyed on the pressure side of the pump flows back directly to the suction side, so that there is a constant circulation of the pressure fluid. As long as this cycle is possible undisturbed, the rotary piston of the hydraulic fluid pump can rotate relative to the housing without any significant resistance. If, on the other hand, the overflow line is shut off so that the pressure fluid on the pressure side of the pump can no longer leave the cells and pressure fluid is no longer supplied to the suction side of the pump , the relative movement between the rotary piston and the housing of the pump is blocked. If so he d case, a reasonable arranged with the rotary piston and another housing, with the pump connected pin or in a corresponding manner, coupling holes are rotatably connected with each other. Such a coupling consisting of the pump proposed according to the invention has the significant advantage that coupling and decoupling can take place during operation and, moreover, such coupling and decoupling when the overflow line is slowly closed without sudden stresses on the pump acting as a coupling or on coupling machine elements is possible. In the drawing, the invention is illustrated using an exemplary embodiment . In the drawings: Fig 1 shows a longitudinal section through a Druckflüssig-- keitspwape according to the invention along line II of Figure 2. Figure 2 shows a cross section through the Druckflüssig- keitspumpe along the line II-II of Figure 1. Figure 3 is a cross-sectional view of..... the housing bore of the pump on an enlarged scale. The hydraulic fluid pump shown in the drawing consists of a housing 1 which is circular in cross section and into which a housing 2 is inserted . The housing bore 2 is closed at the end by a bearing flange 3 and 4, the end faces 5 and 6 of which, facing one another, form a flat and smooth surface. The pump housing 1 and the housing bore 2 made therein have a common horizontal central axis 7, which is at the same time the axis of rotation of a rotary piston 8. The rotary piston 8 is rotatably supported in the bearing flanges 3 and 4 in roller bearings 9. In addition, it has an essentially cylindrical design and an axial length such that its flat end faces 10 bear against the end faces 5 and 6 of the bearing flanges 3 and 3 in a sliding and sealing manner. Furthermore, the rotary piston 8 has on both end faces 10 bearing pins 11 which are mounted in the roller bearings 9 and one of which is designed as a drive pin. As can be seen in FIG. 1, the bearing flange 4 is designed in the area of the axis of rotation 7 in the form of a journal with a round cross-section, which is used to fasten or hold the entire hydraulic fluid pump. This is mainly possible because the embodiment of the pump proposed according to the invention shown in the drawing is one of the smallest embodiments. However, this pin is especially important when the hydraulic fluid pump is used as a coupling, this pin, like the larger of the bearing pins 11, serving to connect the machine elements to be coupled to one another. In contrast, it is of course also possible to form instead of this mounting pin, the pump housing 1 into diesel ser respects in the usual manner, for example with feet or with a connection flange as flange. In the embodiment shown in FIG. 1, the bearing flanges 3 and 4 are also fastened to the pump housing 1 by circular fastening flanges 12 with the aid of hexagon socket screws. The centrally mounted in the housing bore 2 rotary piston 8 has approximately radially extending opposed Auaneh- rules 15, each 16.besitzen mutually parallel side surfaces in its outer surface 14 inagtaJt. 4 The side surfaces 16 of each recess 15 also run parallel to their associated longitudinal center plane intersecting the axis of rotation 7 of the rotary piston 8. The recesses 15 of the rotary piston 8 serve to accommodate sealing elements which are arranged so as to be radially displaceable and which are designed as roller-like rollers 17. As can be seen in particular in FIG. 1, the roller-like rollers 17 have an axial length corresponding to the length of the housing bore 2 or the rotary piston 8, the outer diameter of the roller-like rollers 17 being the same over their entire axial length. The recesses 15 'of the rotary piston 8 are dimensioned to be considerably larger than the outer diameter of the rollers 17, specifically corresponding to the width of the bearing strips 18 in which the roller-like rollers 17 are rotatably mounted. The bearing strips 18 of two opposing recesses 15 are connected to one another by two spacer bolts 19 in such a way that the bearing strips 1ö and thus the roller-like rollers 1, r are kept at a constant radial distance. The spacer bolts 19 are detachably connected to the bearing strips 18 by means of hexagon socket screws 2o and are guided in a sliding manner in bores 22 which are drilled through the rotary piston 8 in the radial direction in the area of the longitudinal mid-planes running through the recesses. The bores 22 and the spacer bolts 19 are arranged distributed uniformly over the entire axial length of the rotary piston b. The bearing strips 18 and the roller-like rollers 1 '; lie with their end faces in a sealing and sliding manner on the end faces 5 and 6 of the bearing flanges 3 and 4. In the embodiment shown in the drawing, the roller-like rollers 17 have a concentric longitudinal bore 21 of relatively large diameter, which extends over the entire axial length of the rollers 21. In contrast, however, an embodiment is also possible in which only the end faces of the roller-like rollers 17 are each provided with a concentric longitudinal bore of relatively large diameter, which, however, has only a relatively short length. The housing bore 2 has an essentially circular cross-sectional shape, from which it differs, however, in that it has at least one bulge 23 and at least one flat 24, as can be seen in FIGS. The bulge 23 and the flattening 24 of the housing bore 2 are diametrically opposite one another, whereby these are designed in such a way that the inner diameter of the housing bore 2 is exactly as large in this area as in the area of the remaining sections of the housing bore 2. Between the bulge 23 and the Abf'laciiun @ 24 extends a circular cross-section part 25 of the housing bore 2. For better understanding and in view of the small size of the embodiment of the hydraulic fluid pump shown in the drawing, the housing bore 2 has only a single one Bulge 23 and only a single flattening 24. It is quite possible ec3 @@@@ h, especially with hydraulic fluid - ,; eitspumperi larger design several bulges 23 b --- ii. Flattened areas 24 are to be provided, these being arranged in each case in a number and in an alternating sequence distributed evenly over the inner circumference of the housing bore 2. In this case, of course, the number of recesses 15 of the rotary piston 8 and that of the roller-like rollers 17 mounted in it must be selected to be greater, and was such that the number of dispensers, eii bLw. roller-like rollers are each more than twice as large as the number of flattened areas 24 or bulges 23. The bulge 23 has, as can be seen in FIG :: t, which corresponds approximately to half the inner diameter of the housing bore. This central section 26 has a relatively great length as seen in the circumferential direction. Significantly shorter but more strongly curved side sections 27 adjoin the central section 26 and are connected to the part 25 of the housing bore 2, which is circular in cross section. The central section 26 of the bulge 23 consists of three adjoining, inner concave cylinder jacket sections 28 and 28 a of different radius of curvature, whose axes of curvature A and B lie outside the axis of rotation 7 of the rotary piston 2. The axis of curvature A of the central cylinder section 28 of the central section 26 of the bulge 23 lies in the longitudinal center plane running through the lowest point of the bulge 23, at a small distance a from the axis of rotation 7 in the half of the housing bore 2 facing the bulge 23 Curvature axes H of the two lateral cylinder jacket sections 28 a of the central part 26 of the bulge 23 are located at a small distance b laterally from the longitudinal center plane running through the lowest point of the bulge and at a distance c, which is about 1/6 to 1/1 + of the inner diameter of the Housing bore 2 corresponds to, away from the axis of rotation 7 on the side of the axis of rotation 1 facing the bulge 23. The side sections 2'j of the bulge 23 consist of a cylinder jacket section 29 adjoining the riittel_abschnitt 2E and one on the part 25 of the circular cross-section Housing bore 2 adjoining, essentially flat wall rig section 3o. The essentially flat wall section 3o of the side section 27 runs tangentially to the adjoining cylinder jacket section 29, which has an axis C of curvature. The axes of curvature C of the cylinder jacket sections 29 of the side sections 27 are each at a distance of about 15o to the Lär 1/5 to 1/3 of the outer diameter of the rotary piston 8 is located away from the axis of rotation `j on the side of the housing bore G 2 facing the bulge 23. The greatest depth t of the bulge 23 amounts to about 1/15 to 1/25, preferably about 1/20 of the inner diameter of the housing bore 2. The flattened area 24 has a central section 31 which is curved corresponding to half the outer diameter of the rotary piston 3, which is connected by two side abs @ .- hnit ': e 32, which are roughly the same length, with the cross-step circular part 25 of the Ge: iäusebcnrur.g 2. The middle section 71 of the Abfla-hui., -. 2-, consists of an inwardly concave to which si-a laterally essentially planar, tangential to this cylinder jacket surface is connected, which merges over a transition radius into the part 25 of the wall of the housing bore 2, which is circular in cross section. The axis of curvature of the cylindrical central section 31 coincides with the axis of rotation 7 of the rotary piston 8 -. The rotary piston 8, which in Fi-g. 3 is indicated by a dash-dotted line, has an outer diameter dimensioned such that its outer surface 14 in the region of the central section 31 of the flattened area 2lk rests in a sealing manner on the wall of the housing bore 2. In the wall of the pump housing 1, in the same area, ie in the area of the flattening 24 for the pressure fluid supply and discharge, at least one channel 36 and 37 each running approximately parallel to the axis of rotation 1 is arranged. The supply channel 36 and the discharge channel 3 'are connected to the supply and discharge lines (not shown) of the pump via annular channels 38, which can be seen in particular in FIGS In the axial direction at a distance from one another and made in the wall of the housing bore 2, supply and discharge bores 39 and l + 0 connected this direction of rotation x behind the longitudinal center plane bisecting the flat, preferably in the area of the tangentially extending, essentially flat side sections 32 of the flat 24 the openings of the feed bores 39 facing the housing bore 2 and the the discharge bores 4o are directed against the direction of rotation x of the rotary piston 8. The direction of rotation x assumed above, for example, can of course also be reversed, which, however, would mean that the pump seal would also be reversed and supply and discharge channels or bores would have to be swapped. The way of operation and the function of the pump are not changed or impaired by this.