DE3906432C2 - Turbinenzähler - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft einen Turbinenzähler mit einem Gehäuse, welches einen Durchgang für strömende Medien hat, in dem ein Turbinenrad, welches von dem den Durchgang durchströmenden Medium in Drehung versetzt wird, drehbar gelagert und in axialer Richtung beidseitig gegen axial fixierte Halteelemente abge­ stützt ist, wobei am Lager des Turbinenrades ein Federdämpfungs­ element zum Abfedern und Dämpfen auf das Lager wirkender Kraft­ stöße vorgesehen ist, das zwischen dem Lager des Turbinenrades und den Halteelementen als mindestens ein gummielastisches Teil angeordnet ist.

Derartige Turbinenzähler sind seit langem bekannt. Dabei nimmt ein im Gehäuse dicht am Umfang des Turbinenrades angeordneter Sensor, der im allgemeinen auf induktiver Basis arbeitet, Im­ pulse auf, welche durch die an diesen Sensor sich vorbeibewe­ genden Schaufeln des Turbinenrades hervorgerufen werden.

Damit solche Turbinenzähler genügend genau arbeiten, ist der Durchgang in dem Gehäuse im allgemeinen als längliche Bohrung mit im allgemeinen konstantem Querschnitt ausgebildet, wobei mindestens vor, wahlweise aber auch hinter dem Turbinenrad ein sogenannter Strömungsgleichrichter angeordnet ist, der z. B. aus mehreren sich von der Mitte radial nach außen er­ streckenden, dünnwandigen ebenen Flügeln besteht, welche pa­ rallel zur Achse der Bohrung bzw. die Achse der Bohrung ent­ haltend ausgerichtet sind.

Trotz dieser strömungstechnischen Maßnahmen ist die Genauig­ keit und Zuverlässigkeit derartiger Turbinenzähler noch recht unbefriedigend. Während bei relativ starker Strömung und ent­ sprechend höheren Drehzahlen des Turbinenrades Umdrehungszahl und Durchflußmenge in einem kleinen Toleranzbereich mit­ einander korreliert sind, weicht der sogenannte K-Faktor, der die Anzahl der vom Sensor gezählten Impulse pro Volumeneinheit des durch den Turbinenzähler hindurchgetretenen Mediums an­ gibt, bei kleinen Strömungsgeschwindigkeiten und niedrigen Drehzahlen des Turbinenrades deutlich von dem Wert bei hohen Drehzahlen ab.

Dies hängt unter anderem mit der unvermeidlichen Lagerreibung zusammen, da das Lager oder auch mehrere Lager eines Turbinen­ rades ausreichend groß und stabil sein muß, um die in manchen Anwendungsfällen auftretenden Kräfte aufzunehmen.

Beispielsweise können derartige Turbinenzähler in Hydrauliksy­ stemen oder in anderen Leitungssystemen angeordnet sein, in denen der Druck mehrere Hundert bar beträgt und in denen durch Schalten von Elektromagnetventilen oder dergleichen starke Druckstöße bzw. Strömungsimpulse auftreten. Ein solcher Druck­ stoß bzw. Strömungsimpuls beschleunigt das Turbinenrad sehr schnell in Umfangsrichtung, wobei jedoch wegen des relativ großen Anstellwinkels einer plötzlich einsetzenden starken Strömung gegen die Schaufeln eines langsam laufenden oder ru­ henden Turbinenrades auch eine starke axiale Kraft auf das Turbinenrad bzw. auf sein Lager ausgeübt wird.

Die DE-AS 15 48 898 beschreibt eine Wellenlagerung für Flügelrä­ der von Wasserzählern mit waagerecht liegender Welle, bei der die Welle in axialer Verlängerung einen zylindrischen Zapfen mit kleinerem Querschnitt als die Welle selbst aufweist. Die Welle ist in einer starr montierten Groblagerbuchse drehbar gelagert. Der Zapfen ist zusätzlich in einer in radialer Richtung abgefe­ derten Feinlagerbuchse gelagert, wobei das Spiel des Zapfens in der Feinlagerbuchse geringer ist als das Spiel der Welle in der Groblagerbuchse. Die Abfederung der Feinlagerbuchse in radialer Richtung erfolgt durch einen Ring aus Weichgummi, der zwischen der Feinlagerbuchse und dem die Wellenlager haltenden Gehäuse angeordnet ist. In axialer Richtung ist die Welle ungedämpft verschiebbar, wobei die Verschiebbarkeit durch eine Anschlag­ fläche für das Zapfenende begrenzt ist. Die Wellenlagerung der DE-AS 15 48 898 ist somit nicht in der Lage, in axialer Richtung wirkende Strömungsstöße abzufedern oder zu dämpfen. Aufgrund der Eigenrotation der Turbinenwelle ist es zum Erreichen einer hohen Lebensdauer erforderlich, daß das Passungsspiel zwischen Zapfen und Buchse so gering wie möglich gehalten wird. Dies bedingt eine sehr genaue Fluchtung der Lagerbuchsen, die schon bei Verwendung von starren, etwa metallischen Bauelementen nur unter großem Präzisionsaufwand zu verwirklichen sind. Der Dämpfungs­ ring aus Weichgummi hat auf Dauer in sich keine homogene Innen­ spannungsqualität, d. h., daß dieser Teil durch Alterung, Tempe­ ratureinflüsse und in hohem Maße durch Einflüsse der durch die Turbine strömenden Medien dazu neigen wird, sich zu verziehen. Dies kann dazu führen, daß sich die Feinlagerbuchse im Laufe der Zeit dezentrieren wird und ein Kippen um die Achsmitte auftritt, wodurch infolge des geringen Spiels ein Verkanten des Wellen­ zapfens in der Buchse erfolgt und die Lagerreibung erhöht wird. Im schlimmsten Fall führt dies zu einer Lagerblockade. Ein weiterer Nachteil einer mit dem Turbinenlaufrad fest verbunde­ nen, rotierenden Welle besteht darin, daß Schwingungen um die Mitte des Turbinenlaufrades, die bei normalem Betrieb durchaus auftreten, die äußeren Lager im Extremfall um 180° phasenver­ setzt beanspruchen. Die hieraus resultierende Wellenmittenver­ lagerung führt ebenfalls zu dem vorbeschriebenen Reibungsbrems­ effekt.

Die US 3 911 743 beschreibt einen Wasserzähler für Brunnen- bzw. Tieflochbohrungen mit einer rotierenden Welle und einem an dieser Welle fest montierten Turbinenlaufrad. Von beiden Enden der Welle erstreckt sich jeweils ein spitz zulaufender Dorn in axialer Richtung. Die Dorne treffen jeweils senkrecht auf ab­ stützende Platten, die an einem Lagergehäuse in axialer Richtung der Welle federnd angeordnet sind. Die Abstützung der Welle auf den beiden Platten dient ausschließlich der Stoßdämpfung der Welle in axialer Richtung. Zur Lagerung der Welle ist um den Dorn innerhalb einer Bundbuchse ein Ring aus Saphir oder Rubin angeordnet, in dem der Dorn mit Spiel rotieren kann und der selbst innerhalb der Bundbuchse frei bewegbar ist. Der Ring hat die Aufgabe, den Dorn zu zentrieren und Vibrationen der Welle zu minimieren. Ein besonderer Nachteil der vorbeschriebenen Vor­ richtung besteht darin, daß die rotierende Turbinenlaufradwelle ausschließlich für den vertikalen Betrieb geeignet ist, ohne daß das zugrundegelegte Prinzip gestört wird.

Die US-PS 3 398 930 beschreibt eine Turbinenradlagerung mit rotierender Welle und starren radialen Gleitlagern. In Auslaß­ richtung der Turbine hat die Welle eine feste axiale und ein­ stellbare Abstützung. Auf der Einströmseite befindet sich eine Einrichtung, die dort das Axiallager, abhängig von der Strö­ mungsgeschwindigkeit, so anpaßt, daß die Welle mit mehr oder weniger starker Kraft gefesselt und spielfrei bleibt. Hierdurch soll die axiale Anpreßkraft und damit der Lagerreibungseinfluß bei geringen Durchflußströmen gering gehalten werden und bei erhöhtem Durchfluß eine stabilere axiale Fesselung der Welle erzielt werden. Eine Dämpfung von Strömungsstößen in axialer oder radialer Richtung ist nicht vorgesehen. Außerdem kann die Turbine nur in einer Durchflußrichtung betrieben werden.

Die DE-OS 21 08 410 beschreibt einen Flüssigkeitsdurchflußmesser mit einer starren Achse, um die ein Turbinenlaufrad auf einer Nabe rotierbar gelagert ist. Eine axiale Abstützung bzw. Dämp­ fung des Turbinenlaufrades erfolgt durch das durchströmende Medium selbst, indem die Ringflächen der Nabe des Turbinenlauf­ rades mit unterschiedlichen Drücken des Durchflußmediums vor und hinter dem Turbinenlaufrad so beaufschlagt werden, daß der Druck auf der Einlaufseite der Nabe kleiner ist als auf der Auslauf­ seite. Es soll auf die Nabenringflächen ein Differenzdruck ausgeübt werden, der gegen die Strömungskräfte des Mediums auf das Turbinenrad wirkt und dieses in seiner axialen Position hält.

Die Aufgabe der Erfindung besteht nun darin, die bekannten Turbinenzähler so zu verbessern, daß ihre Zählgenauigkeit er­ höht, ihr Zählbereich vergrößert und die Lagerreibung vermindert werden.

Diese Aufgabe wird durch einen Turbinenzähler der eingangs genannten Art gelöst, bei dem das Turbinenrad auf einer nicht drehenden, zentralen Welle gelagert ist und auf das Lager wir­ kende Kraftstöße in axialer Richtung abgefedert und gedämpft werden.

Bei dem erfindungsgemäßen Turbinenzähler ist daher die Lagerung des Turbinenrades von den Elementen zur Abfederung und Dämpfung entkoppelt, so daß die Lager des Turbinenrades konstruktiv, toleranzmäßig und selbst bei exzentrischem Einbau von Gleich­ richternaben auf einfache Weise und nach klassischen Regeln angeordnet werden können.

Bevorzugt ist es, wenn bei dem Turbinenzähler auf das Lager wirkende Kraftstöße sowohl in axialer als auch in radialer Richtung abgefedert und gedämpft werden.

Diese Abfederung und Dämpfung plötzlicher Kraft­ stöße bzw. Strömungsimpulse verringert die Reibung auch schon wäh­ rend der Dauer dieses Stoßes bzw. Impulses, da die während eines solchen Stoßes auftretende Maximalkraft stark von der Dauer des Stoßes bzw. der für eine bestimmte Beschleunigung des Turbinenrades zur Verfügung stehenden Zeit abhängt. Da­ durch, daß eine Einrichtung zum elastischen Abfedern derarti­ ger Kraftstöße vorgesehen ist, werden vor allen Dingen die zu Beginn eines Strömungsimpulses auftretenden Kraftspitzen, die bei starrer Lagerung auftreten, erheblich abgesenkt. Dies wird unmittelbar einleuchtend, wenn man gemäß der Beziehung

die von der Axialkraft F zur Beschleunigung des Turbinenrades geleistete Arbeit W betrachtet. Ist der Federweg s₂ - s₁ sehr klein, wie dies bei starrer Lagerung der Fall ist, da dann nur ein geringer "Federweg" aufgrund der elastischen Deformation der im allgemeinen verwendeten Metallteile zur Verfügung steht, so muß die auftretende Maximalkraft zwangsläufig wesentlich größer sein als wenn die gleiche Arbeit entlang eines längeren Weges s₂ - s₁ geleistet wird, wie dies bei einer erfindungsge­ mäßen Einrichtung der Fall ist. Dieser Unterschied ist in Fig. 6 verdeutlicht, die später noch genauer beschrieben wird.

Diese elastische Abfederung, die schon allein wegen der Anwe­ senheit des strömenden Mediums mit einer Dämpfung verknüpft ist, mindert also die auf das Lager oder die Lager des Turbi­ nenrades wirkenden Kräfte, so daß deren Reibung und Verschleiß herabgesetzt wird, wodurch die Zählgenauigkeit des Turbinenra­ des erhöht wird. Gleichzeitig eröffnet diese Art der Lagerung eine ganze Reihe weiterer konstruktiver Maßnahmen, die zur Verbesserung der Zählgenauigkeit und zur Vergrößerung des Zähl­ bereiches beitragen. So können beispielsweise das oder die Lager des Turbinenrades deutlich verkleinert werden, wenn die darauf wirkenden Maximalkräfte drastisch reduziert sind. Da­ durch verringert sich auch die Lagerreibung beim Betrieb des Turbinenzählers mit im wesentlichen konstanter Strömung, so daß auch hierdurch die Zählgenauigkeit verbessert wird. Die kleineren Lager erlauben wiederum die Verwendung kleinerer Naben für das Turbinenrad, so daß das Verhältnis von Gesamtdurchmesser des Turbinenrades zu Nabendurchmesser größer und damit günstiger wird, da hier­ durch Störungen der Strömung bzw. des Strömungsprofils, wel­ ches entlang des Turbinenzählers möglichst gleich bleiben soll, vermieden bzw. reduziert werden.

Ein vor und im allgemeinen auch hinter dem Turbinenrad ange­ ordneter Strömungsgleichrichter besteht im allgemeinen aus einem zentralen Schaft, von dem sich in radia­ ler Richtung flache, achsparallele Flügel bis zur Außenwand des zentralen Durchganges des Gehäuses erstrecken. Form und Durchmesser dieses Schaftes sind wiederum zur Erzeugung eines günstigen Strömungsprofils der Nabenform angepaßt, wobei wegen der bisher verwendeten relativ dicken Naben bei einigen Aus­ führungen dieser Schaft sich in Richtung auf die Nabe ebenfalls konisch verdickte. Mit den aufgrund der elastischen Lagerung verwendbaren Naben geringen Durchmessers kann nun auch der zentrale Schaft des Strömungsgleichrichters dünner und schlan­ ker und auch mit im wesentlichen konstantem Durchmesser ausge­ führt werden, wodurch der Strömungsverlauf entlang des Turbi­ nenzählers deutlich gleichmäßiger wird.

Schließlich ist auch aufgrund der leichteren Bauweise des Tur­ binenrades dessen Trägheitsmoment verringert, so daß es leich­ ter beschleunigt werden kann, sich also schneller Änderungen der Strömungsgeschwindigkeit anpaßt, ohne den Strömungsverlauf zu stören und auch bei geringen Strömungsgeschwindigkeiten einen unveränderten K-Faktor behält, so daß der Zählbereich ent­ sprechend vergrößert ist.

Während also die elastische Lagerung bereits für sich und ohne jede weitere konstruktive Änderung eine Ver­ ringerung der Kraft und des Lagerverschleißes mit sich bringt, eröffnet sie darüberhinaus die vorgenannten konstruk­ tiven Möglichkeiten, die zusätzliche Verbesserungen des Turbi­ nenzählers hinsichtlich der Zählgenauigkeit, des Zählbereiches und der Reparaturanfälligkeit erlauben.

In der bevorzugten Ausführungsform des Turbinenzählers ist das Turbinenrad auf einer nicht drehenden zentralen Welle ge­ lagert, in axialer Richtung beidseitig gegen axial fixierte Halteelemente abgestützt und zwischen den Lagern des Turbinen­ rades und dem Halteelement ist mindestens ein gummielastisches Teil angeordnet. Dabei wäre es grundsätzlich möglich, das gum­ mielastische Teil, in Strömungsrichtung gesehen, nur hinter dem Lager bzw. den Lagern anzuordnen, wenn stoßartige Strömungs­ änderungen hauptsächlich in dieser Richtung auftreten. Vor­ zugsweise ist jedoch zu beiden Seiten der Lager ein gummiela­ stisches Teil angeordnet.

Dieses gummielastische Teil kann je nach Anwendungsfall bei­ spielsweise ein O-Ring mit kreisförmigem oder ovalem Quer­ schnitt, ein Ring mit rechteckigem Querschnitt oder ein Ring mit mehreckigem Querschnitt sein, wobei in letzterem Fall min­ destens ein Teil der die Ecken verbindenden Seitenflächen kon­ kav gestaltet sein kann.

Die vorgenannten, ringförmigen gummielastischen Teile weisen jeweils eine unterschiedliche Federcharakteristik auf, von denen je nach Anwendungsfall eine bestimmte bevorzugt sein kann. Selbstverständlich können auch zu beiden Seiten des Tur­ binenradlagers unterschiedliche gummielastische Teile angeord­ net sein oder es können auf je einer Seite mehrere gummiela­ stische Teile gleicher oder unterschiedlicher Federungscharak­ teristik hintereinander angeordnet sein. Zweckmäßig ist es dabei, wenn das gummielastische Teil die Welle umgibt und an radialen Stützelementen anliegt, so daß hierdurch die Welle, auf welcher das Turbinenrad läuft, in radialer Richtung federnd gelagert ist.

Die Drehzahlen, die ein solcher Turbinenzähler im Gebrauch erreicht, liegen sehr hoch. Beim Erreichen einer kritischen Drehzahl treten Resonanzphänomene auf, die zur Zerstörung der Lager, seiner Welle und damit des Turbinenrades, führen können. Die elastische Lagerung der Welle in radialer Rich­ tung vermindert diese Gefahr in ganz erheblichem Maße, da Ra­ dialschwingungen der Welle mit dem Turbinenrad durch die Dämp­ fungswirkung der elastischen Lagerung stark gedämpft werden. Verdeutlicht wird dies anhand der Fig. 7, in der für ver­ schiedene Dämpfungen die Durchbiegung einer Welle, normiert auf das Maß einer Exzentrizität bzw. Unwucht über der Drehzahl, normiert auf die kritische Drehzahl, aufgetragen ist. Man er­ kennt aus diesen Kurven, daß für einen Dämpfungsfaktor von D = 0,5, wie er in der Praxis mit der geschilderten Lagerung erreicht werden kann, das Erreichen und Überschreiten der "kritischen" Drehzahl völlig unkritisch ist und der Turbinen­ zähler auch mit sehr hohen Drehzahlen betrieben werden kann.

Bei der Verwendung gummielastischer Teile als gleichzeitig axiale und radiale Federungselemente erfolgt die Dämpfung von axialen und radialen Bewegungen nicht nur über das Medium, sondern auch über die gummielastischen Teile selbst. Solche gleichzeitig dämpfenden Einrichtungen zur Abfederung sind da­ her rein elastischen Federelementen, wie z. B. Metallfedern, vorzuziehen, wobei letztere jedoch bei hochviskosen Medien vor allem in Verbindung mit zusätzlichen Dämpfungselementen auch verwendbar sind.

Gemäß der vorliegenden Erfindung kann das Turbinenrad mit der nicht drehenden Welle über das oder die Lager des Turbinenra­ des in Axialrichtung im wesentlichen unverschieblich mit der Welle verbunden sein, wobei die axiale Beweglichkeit zur Abfe­ derung axialer Kräfte allein dadurch gegeben ist, daß die nicht drehende Welle selbst in axialer Richtung abgefedert gelagert ist, beispielsweise durch einen der oben erwähnten O-Ringe. Hierzu ist es zweckmäßig, wenn die Welle ein oder zwei sie ringförmige umgebende Stützscheiben aufweist, welche in axia­ ler Richtung an einem entsprechenden Feder- und/oder Dämpfungs­ element anliegen.

Bevorzugt wird dabei eine Ausführungsform der Erfindung, bei welcher die Halteelemente, an welchen sich das Feder- und/oder Dämpfungselement andererseits abstützt, an vor bzw. hinter dem Turbinenrad angeordneten Strömungsgleichrichterteilen angeordnet sind.

Dabei fällt vorzugsweise die Drehachse des Turbinenrades mit der Achse des zentralen Schaftes eines Strömungsgleichrichters zusammen, wobei die Nabe des Turbinenrades denselben konstan­ ten Durchmesser haben sollte wie der Schaft.

Ein vor und hinter dem Turbinenrad angeordneter Strömungs­ gleichrichter weist dabei in seinen beiden axial mit der Nabe des Turbinenrades und der Welle ausgerichteten Schaftteilen vorzugsweise eine axiale Bohrung zur Aufnahme der Welle des Turbinenrades auf, wobei diese Bohrung an ihrem Eingang vor­ zugsweise eine zylindrische Erweiterung aufweist, so daß sich an der so gebildeten Schulter ein Feder- und/oder Dämpfungs­ element abstützen kann. Die Welle des Turbinenrades liegt mit axialem und radialem Spiel in diesen Bohrungen der beidseitig an dem Turbinenrad angeordneten Schaftteile des Strömungs­ gleichrichters.

Damit die an einem Strömungsgleichrichter angeordneten Halte­ elemente für die Welle des Turbinenrades axial genau einge­ stellt werden können, wobei entsprechende Federelemente unter leichte Vorspannung gesetzt werden sollten, ist in der bevor­ zugten Ausführungsform der Erfindung vorgesehen, daß minde­ stens eine Gehäusebohrung am Strömungsgleichrichter angeord­ net ist, durch die ein Fixierelement an einem Strömungsgleich­ richterteil angreift.

Dabei kann ein solches Fixierelement zweckmäßigerweise eine Stellschraube sein, die in ein entsprechendes Innengewinde dieser Bohrung eingedreht wird, wobei an der Gehäusebohrung zwischen Schraube und Gehäuse vorzugsweise ein Dichtungsele­ ment vorgesehen ist.

Bevorzugt wird dabei eine Ausführungsform, bei welcher zwischen Schraube und dem entsprechenden Störmungsgleichrichterteil eine Hülse angeordnet ist, deren Außendurchmesser dem Kern­ durchmesser der Schraube entspricht und welche durch die Schraube in Richtung auf das zu fixierende Strömungsgleich­ richterteil bewegbar ist. Diese Hülse kann außerdem gegen Ver­ drehen gesichert werden, beispielsweise durch eine im unteren Teil des Gewindes vorgesehene Nase oder Nut, in welche ein entsprechendes Gegenstück eingreift.

Vorzugsweise hat das mit dem Strömungsgleichrichterteil in Eingriff tretende Fixierelement eine ringförmige Schneidkante Diese Schneidkante wird beispielsweise in die Seitenkante des Flügels eines Strömungsgleichrichters eingedrückt, wodurch dieser und damit der gesamte Strömungsgleichrichter in axialer Richtung fixiert ist.

Dabei ist der Strömungsgleichrichter vorzugsweise so ausge­ führt, daß er mit seinen radial abstehenden Flügeln mit einer leichten Spielpas­ sung in den als Bohrung ausgeführten Durchgang eines Turbinen­ zählers einführbar ist.

Weitere Vorteile, Merkmale und Anwendungsmöglichkeiten der vorliegenden Erfindung werden deutlich anhand der Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen und der dazugehörigen Figuren. Es zeigen:

Fig. 1 einen Längsschnitt durch einen Turbinenzähler,

Fig. 2 die Lagerung der Welle eines Turbinenrades in der Axialbohrung eines Strömungsgleichrichters,

Fig. 3 eine abgewandelte Art der Lagerung mit mehreren Dämp­ fungs- und Federelementen,

Fig. 4 einen Querschnitt durch einen Turbinenzähler in Höhe der Fixierelemente für einen Strömungsgleichrichter,

Fig. 5 zwei verschiedene gummielastische Feder-/Dämpfungsele­ mente und ihre jeweilige Federcharakteristik,

Fig. 6 ein Kraft-Wegdiagramm, welches die Glättung von Kraft­ spitzen durch Vergrößerung des Federweges verdeut­ licht, und

Fig. 7 das Durchbiegungsverhalten einer Welle als Funktion der Drehzahl für verschiedene Dämpfungen.

Der in Fig. 1 im Längsschnitt dargestellte Turbinenzähler besteht aus einem Gehäuse 70 mit einer zentralen Durchgangs­ bohrung 71, durch welche ein Strömungsmedium, z. B. Hydraulik­ flüssigkeit, wahlweise von rechts nach links oder umgekehrt hindurchströmen kann. In Längsrichtung genau in Mitte der zen­ tralen Durchgangsbohrung 71 ist ein Turbinenrad 1 angeordnet. Vor und hinter dem Turbinenrad befindet sich ein jeweils gleich gestalteter Strömungsgleichrichter, der einen zentralen Schaft 20 mit im wesentlichen konstantem Durchmesser und vier daran rechtwinklig zueinander angeordneten radialen Flügeln 21 auf­ weist. Die beiden äußeren Enden der Schaftteile 20 des Strö­ mungsgleichrichters haben jeweils einen konischen, an der Spit­ ze abgerundeten Ansatz, um ein möglichst gleichmäßiges, Ein- und Ausströmen des Mediums zu gewährleisten.

An ihren einander bzw. dem Turbinenrad 1 zugewendeten Stirn­ seiten weisen die beiden Schaftteile 20 je eine axiale Sack­ bohrung 23 auf, in welcher je ein Ende der Welle 17 des Tur­ binenrades 1 mit axialem und radialem Spiel aufgenommen ist. An ihrer Eingangsseite weisen diese Sackbohrungen 23 noch eine zylindrische Erweiterung auf, so daß in den beiden Schafttei­ len 20 je eine ringförmige Schulter 22 ausgebildet wird, die einem Feder- bzw. Dämpfungselement 33 als axiale Abstützung dient. Die Fig. 2 und 3 zeigen je eine vergrößerte Dar­ stellung der Lagerung der Welle 17 für zwei verschiedene Aus­ führungsformen. In Fig. 3 erkennt man als axiales und radia­ les Feder-/Dämpfungselement einen O-Ring 33, der die Welle passend umgreift und sich in axialer Richtung gegen die Schul­ ter 22 abstützt, während er in radialer Richtung von der In­ nenwand 15 der zylindrischen Aufweitung 24 des Schaftteiles 20 gehalten wird. Die Welle ihrerseits stützt sich in axialer Richtung über eine Stützscheibe 16 gegen den O-Ring 33 ab. Die Stützscheibe 16 wiederum ist durch eine Spannhülse 13 ge­ sichert, welche in einer passenden Ringnut der Welle 17 liegt. Zur anderen Seite hin stützt diese Spannhülse 13 den Innenring eines fest auf der Welle 17 aufsitzenden Kugellagers 12 ab. Der Außenring des Kugellagers 12 ist fest mit der Nabe 18 des Turbinenrades 1 verbunden.

Das andere Ende der Welle 17 ist spiegelbildlich hierzu ausge­ staltet, wobei jedoch das Dichtungselement 33 gewünschtenfalls eine abweichende Form haben kann.

In dem Gehäuse 70 des Turbinenzählers ist radial unmittelbar außerhalb des Turbinenrades 1 ein induktiver Sensor 40 ange­ ordnet, der über eine Magnetspule 42 bei jedem Vorbeilaufen einer Turbinenschaufel an dem Ende eines Kerns der Magnetspule einen Impuls abgibt, der registriert und gezählt wird. Die Zahl der gezählten Impulse ist oberhalb einer durch Eichung festzulegenden Mindestdrehzahl des Turbinenrades und innerhalb eines bestimmten Fehlerbereiches proportional zu dem Volumen des Mediums, welches den Turbinenzähler durchströmt.

Bei der Montage des Turbinenzählers werden die beiden Strömungs­ gleichrichterteile mit der Welle 17, auf welcher das Turbinen­ rad 1 angeordnet ist und mit den Federelementen 33 lose zusam­ mengesteckt und anschließend in die Bohrung 71 des Turbinen­ zählers eingeschoben. Wenn das Turbinenrad in etwa die ge­ wünschte Mittenposition erreicht hat, was sich an der Endstel­ lung eines der Strömungsgleichrichterteile ablesen läßt, wird dieses Störmungsgleichrichterteil axial fixiert durch Festzie­ hen einer Schraube 51, welche die Schneidkante 54 einer Ring­ hülse 53 in den Außenrand eines Flügels 21 des Strömungsgleich­ richters 2 eindrückt. In vorteilhafter Weise ist die Hülse 53 als von der Schraube 51 getrenntes Teil ausgebildet, so daß sie sich nicht mit der Schraube dreht und die Schneidkante 54 somit einen rein radialen Druck auf die schmale Kante des Flü­ gels 21 ausübt. Dadurch wird der Rand des Flügels nur leicht eingekerbt, so daß der Strömungsgleichrichter axial nicht mehr verschoben werden kann, ohne daß es dabei zu größeren Verfor­ mungen oder Verbiegungen des Strömungsgleichrichterflügels kommt, was den Strömungsverlauf nachteilig beeinflussen würde. Die Strömungsgleichrichterflügel weisen nur ein geringes oder kein radiales Spiel auf, so daß auch durch die etwas in die Durchgangsbohrung 71 hineinragende Schneidkante 54 der Hülse 53 eine nennenswerte Störung des Strömungsverlaufes nicht zu befürchten ist.

Im rechten Teil der Fig. 1 und im Schnittbild der Fig. 4 sind die Hülsen 53 als mit der Schraube einstückig dargestellt. In jedem Fall weist die Hülse 53 eine Entlastungsbohrung 55 auf, wodurch auch ihre Rückseite vom Druck des Fließmediums beaufschlagt wird.

Gegen das konisch abgerundete Vorderende des zweiten Strömungs­ gleichrichters wird nun, gegebenenfalls mit Hilfe eines Kraft­ messers, ein leichter Druck ausgeübt, so daß die beiden Feder­ elemente 33, die in Fig. 1 und 3 jeweils als einfache O-Ringe dargestellt sind, in axialer Richtung unter leichte Vorspan­ nung gesetzt werden. Auf diese Weise ist die axiale Lage des Turbinenrades und insbesondere seiner Nabe relativ zu den Strömungsgleichrichterteilen genau definiert. Zwischen der Turbinenradnabe 18 bzw. dem Außenring des Lagers 12, an wel­ chem die Nabe anliegt, und dem stirnseitigen Ende des Strö­ mungsgleichrichterschaftes 21 bleibt so ein Spalt 28 mit einer gewissen Mindestbreite, durch die ungünstige Scherreibungen vermieden werden. Auch beim Nachgeben des O-Ringes 33 in axia­ ler Richtung bleibt der Spalt 28 genügend breit.

In Fig. 4 ist, entlang der Linie A-A in Fig. 1, die axiale Fixierung des Strömungsgleichrichters im Querschnitt darge­ stellt. Das radiale Spiel der Gleichrichterflügel ist dabei übertrieben gezeichnet. Wie man erkennen kann, sind die Schneid­ kanten 54 der Hülsen 53 etwas in die Seitenkanten zweier zuein­ ander senkrechter Gleichrichterflügel eingedrückt. Unter dem Schraubenkopf befindet sich eine Dichtung 52, welche ein Aus­ treten des den Turbinenzähler durchströmenden Mediums aus den seitlichen Fixieröffnungen verhindert.

In Fig. 2 ist eine federnde Lagerung der Welle 17 dargestellt, welche auf jedem Ende der Welle 3 hintereinander gelegene O- Ringe umfaßt, die jeweils voneinander durch axial verschieb­ lich auf der Welle gelagerte Zwischenringe 35 getrennt sind. Dabei ist der mittlere O-Ring etwas dicker als die beiden ne­ ben ihm angeordneten O-Ringe 33, so daß nur dieser mittlere O-Ring die radiale Abstützung an der Innenwand der zylindri­ schen Aufweitung 24 bewirkt. Man erkennt, daß bei einer solchen Ausführungsform die elastische Federung und Dämpfung in Axial­ richtung von drei O-Ringen bewirkt wird, während in Radial­ richtung nur ein einziger O-Ring die Federung und Dämpfung übernimmt. Auf diese Weise kann man axiale und radiale Dämp­ fung und Federung weitgehend voneinander entkoppeln und unab­ hängig machen.

Hinter den elastischen Federelementen ist jeweils eine Entla­ stungsbohrung 29 vorgesehen.

Fig. 5 stellt zwei weitere gummielastische Ringe im Querschnitt dar, von denen der eine einen rechteckigen Querschnitt aufweist. Der andere O-Ring ist achteckig, wobei abwechselnd aufeinan­ derfolgend je zwei Ecken durch eine gerade und durch eine kon­ kav gewölbte Seitenfläche miteinander verbunden sind. Jeder dieser aus einem gummielastischen Material bestehenden Ringe hat eine bestimmte Federcharakteristik, die jeweils unter den Querschnittbildern 5a und 5b für den entsprechenden Ring quali­ tativ dargestellt sind. Dabei ist entlang der vertikalen Achse 15 die Kraft F aufgetragen, die für ein bestimmtes Maß S der axia­ len Zusammenpressung erforderlich ist. Die schraffierte Fläche entspricht jeweils der Arbeit oder Energie, die für ein ent­ sprechendes Zusammenpressen aufzuwenden ist.

Fig. 6 ist eine sehr ähnliche Darstellung für eine mehr oder weniger starre Lagerung der Turbinennabe (linker Teil der Fig. 6) bzw. für einen handelsüblichen O-Ring mit kreisförmigem Querschnitt (rechter unterer Teil der Fig. 6). Wie man an dem O-Ring-Diagramm sieht, ist dessen Charakteristik im wesent­ lichen linear, zeigt jedoch eine leichte Hysterese entspre­ chend dem Kurvenverlauf a bzw. b beim Zusammenpressen bzw. beim Loslassen. Derartige Hystereseeffekte sind immer mit einer Dämpfung des Systems verknüpft. Sie treten mehr oder weniger stark bei den meisten gummielastischen Elementen auf, sind jedoch in Fig. 5 nicht ausdrücklich dargestellt worden.

Wie man in Fig. 6 außerdem erkennt, wird ein Kraftstoß durch einen O-Ring abgefedert, indem das Turbinenrad in axialer Richtung ausweicht, wobei an dem gummielastischen O-Ring die Arbeit

über einen relativ langen Weg und mit ent­ sprechend geringer Maximalkraft aufgebracht wird. Dagegen ist bei einer "starren" radialen Fixierung der Turbinenradnabe nur ein sehr geringer elastischer Federungsbereich der im all­ gemeinen metallenen Halterungskomponenten mit einer sehr gro­ ßen Federkonstante vorhanden, so daß die Arbeit

nur mit einer sehr viel höheren Maximalkraft F_2max angebracht werden kann. Die während eines Strömungsimpulses, z. B. beim plötzlichen Öffnen eines Ventils in einer Öldruckleitung, ge­ leistete Arbeit für eine axiale elastische oder plastische Kompression hängt im wesentlichen nur von dem Anstellwinkel der Turbinenschaufeln bezüglich der Turbinenradachse und von der insgesamt zu leistenden Beschleunigungsarbeit ab. Diese beiden Größen sind jedoch unabhängig von der Art der Lagerung, so daß man für einen gegebenen Turbinenzähler unter Vernach­ lässigung nebensächlicher Effekte W₁ = W₂ setzen kann. Damit ergibt sich bei starrer Lagerung zwangsläufig eine um Größen­ ordnungen höhere Maximalkraft auf das Lager des Turbinenrades in axialer Richtung, welche bei der erfindungsgemäßen elasti­ schen Lagerung vermieden werden.

Die bereits erwähnten gummielastischen Elemente haben jedoch auch eine Dämpfungswirkung, so daß insbesondere das Auftreten von Resonanzeffekten bei höheren Drehzahlen des Turbinenrades vermieden wird. Zur Verdeutlichung dieses Sachverhaltes sind in Fig. 7 die Durchbiegungen einer Welle mit einer Unwucht bzw. Exzentrizität e über der Drehzahl für verschiedene Dämp­ fungskonstanten aufgetragen. Ohne jede Dämpfung ist die soge­ nannte "Resonanzkatastrophe" unvermeidbar, d. h. die Durchbie­ gung der Welle wird bei Annäherung an die kritische Drehzahl W_k beliebig groß, was schnell zum Bruch der Welle führt. Mit den vorstehend beschriebenen Ausführungsformen jedoch werden auch beim Einsatz des Turbinenzählers für Strömungsmedien mit 30 niedriger Viskosität (Gase) Dämpfungswerte erreicht, die etwa zwischen D = 0,5 und D = 0,7 liegen. Aus Fig. 7 erkennt man dann, daß für solche Fälle die Durchbiegung einer Welle nicht oder nur wenig größer wird als ihre Exzentrizität bzw. die Verschiebung ihres Schwerpunktes von der geometrischen Rota­ tionsachse, was im allgemeinen unkritisch ist, da die auftre­ tenden Unwuchten klein sind, der Schwerpunkt also recht nahe an der geometrischen Achse liegt.

Die erfindungsgemäße elastische Lagerung des Turbinenrades eröffnet, wie bereits geschildert, die Möglichkeit für eine Fülle weiterer konstruktiver Maßnahmen, die nicht nur die Zu­ verlässigkeit des Turbinenzählers erhöhen, sondern durch wel­ che die Herstellung der einzelnen Teile und auch des gesamten Turbinenzählers einfacher und leichter wird. Dies bringt auch entsprechende Kostenvorteile mit sich.

Claims (15)

1. Turbinenzähler mit einem Gehäuse (70), welches einen Durchgang (71) für strömende Medien hat, in dem ein Turbinenrad (1), welches von dem den Durchgang (71) durchströmenden Medium in Drehung versetzt wird, drehbar gelagert und in axialer Richtung beidseitig gegen axial fixierte Halteelemente (22) abgestützt ist, wobei am Lager (12) des Turbinenrades (1) ein Federdämpfungselement (33) zum Abfedern und Dämpfen auf das Lager wirkender Kraftstöße vorgesehen ist, das zwischen dem Lager (12) des Turbinenrades (1) und den Halteelementen (22) als mindestens ein gummie­ lastisches Teil angeordnet ist, dadurch gekennzeichnet, daß das Turbinenrad (1) auf einer nicht drehenden, zentralen Welle (17) gelagert ist und auf das Lager wirkende Kraftstöße in axialer Richtung abgefedert und gedämpft werden.

2. Turbinenzähler nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß auf das Lager wirkende Kraftstöße in axialer und in radialer Richtung abgefedert und gedämpft werden.

3. Turbinenzähler nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das gummielastische Teil (33) ein O-Ring mit kreisförmigem oder ovalem Querschnitt ist.

4. Turbinenzähler nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das gummielastische Teil (33) ein Ring mit rechteckigem Querschnitt ist.

5. Turbinenzähler nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß das gummielastische Teil (33) ein Ring mit mehreckigem, vorzugsweise achteckigem Querschnitt mit mindestens teilweise konkaven Seitenflächen zwischen den Ecken ist.

6. Turbinenzähler nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß das gummielastische Teil (33) die Welle (17) passend oder mit leichter Vorspannung umfaßt und an radialen Stützelementen (15) anliegend die Lagerung für die nicht drehende Welle (17) bildet.

7. Turbinenzähler nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die axialen Halteelemente (22) an vor bzw. hinter dem Turbinenrad (1) angeordneten Strömungsgleichrichterteilen (20) angeordnet sind.

8. Turbinenzähler nach einem der Ansprüche 6 und 7, dadurch gekennzeichnet, daß die radialen Stützelemente (15) an vor und/oder hinter dem Turbinenrad (1) angeordneten Strömungsgleichrichterteilen (20) angeordnet sind.

9. Turbinenzähler nach einem der Ansprüche 1 bis 8, wobei die Drehachse des Turbinenra­ des (1) mit der Achse eines zentralen Schaftes (20) eines Strömungsgleichrichters (2) fluchtet und die Nabe (18) des Turbinenrades (1) denselben konstanten Durchmesser hat wie der Schaft (20) des Strömungsgleichrichters (2).

10. Turbinenzähler nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß zur Einstellung der axialen Lage der im Schaft (20, 30) des Strömungsgleichrichters (2) gelagerten Welle (17) und gegebenenfalls zur axialen Vorspannung des gummielastischen Teils ein durch mindestens eine Gehäusebohrung (56) hindurch am Strömungsgleichrichter (2) an­ greifendes Fixierelement (5) vorgesehen ist.

11. Turbinenzähler nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das Fixierelement (5) eine Stellschraube (51) hat, wobei die Gehäusebohrung (56) ein passendes Innengewin­ de (57) aufweist und eine Dichtung zwischen Stellschraube (51) und Gehäuse (70) vorgesehen ist.

12. Turbinenzähler nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß vor der Schraube (51) eine Hülse (53) angeordnet ist, deren Außendurchmesser etwa gleich dem Kerndurch­ messer der Schraube (51) ist.

13. Turbinenzähler nach Anspruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß die Hülse (53) gegen Verdrehen gesichert ist.

14. Turbinenzähler nach einem der Ansprüche 11 bis 13, dadurch gekennzeichnet, daß die Hülse (53) eine ringförmige Schneidkante (54) aufweist, die zum Fixieren des Strö­ mungsgleichrichters (2) in die Außenkante eines Strömungsgleichrichterflügels (21) eindrückbar ist.

15. Turbinenzähler nach einem der Ansprüche 7 bis 14, dadurch gekennzeichnet, daß der Strömungsgleichrichter (2) mit genauer Passung oder leichter Spielpassung in den als Bohrung mit konstantem Durchmesser ausgeführten Durchgang (71) des Gehäuses (70) einschiebbar und in jede Position fixierbar ist.