EP0046779B1

EP0046779B1 - Exzenterschneckenpumpe mit einem schraubenförmig gewendelten rotor

Info

Publication number: EP0046779B1
Application number: EP81900526A
Authority: EP
Inventors: Max Streicher
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1980-03-01
Filing date: 1981-02-27
Publication date: 1985-01-09
Also published as: WO1981002447A1; DE3007881A1; EP0046779A1; DE3168099D1

Description

Anwendungsgebiet der Erfindung

Die Erfindung bezieht sich auf eine Exzenterschneckenpumpe mit einem schraubenförmig gewendelten Rotor, der sich planetenartig in einer im Querschnitt langgestreckten Hohlwendel eines Stators abwälzt.

Stand der Technik

Bei Exzenterschneckenpumpen der genannten Art hat die Hohlwendel des Stators stets einen Gang mehr als die Rotorwendel. Meist wird ein eingängiger Rotor mit einem zweigängigen Stator kombiniert, wobei der Rotor einen kreisförmigen Querschnitt hat und der Querschnitt der Hohlwendel des Stators langgestreckt und an beiden Enden durch dem Rotorquerschnitt angepaßte Halbkreise begrenzt ist, die durch zwei Gerade begrenzt sind. Die Länge dieser Geraden entspricht dem vierfachen Wert der Exzentrizität e, mit der einerseits der Rotor um die Pumpenachse und andererseits jeder zylindrische Exzenterteil des Rotors um die Rotorachse umläuft. Bei kontinuierlicher Gestaltung der zusammenwirkenden Wälzkurven an Rotor und Stator bewegt sich in jeder Radialebene der Pumpe ein Exzenter zwischen den beiden Enden des ortsfesten langrunden Hohlwendel-Querschnitten des Stators hin- und hergehend. Dadurch werden aufeinanderfolgend Hohlräume mit der Länge einer Rotorsteigung auf einer Schraubenbahn von einem Ende der Pumpe zum anderen gefördert.
Da sich bei kontinuierlich gekrümmten Kurven die Abdichtung zwischen axial aufeinanderfolgenden Hohlräumen nur entlang von Umfangslinien erstreckt und der Abrollvorgang mit Schleifbewegungen an der Innenfläche der Hohlwendel verbunden ist, wird im Betrieb durch Verschleiß die Abdichtung und damit der erzielbare Förderdruck vermindert, so daß von Zeit zu Zeit Stator und/oder Rotor ausgetauscht werden müssen.
Durch die DE-Offenlegungsschrift 2 530 552 ist es bekannt, die räumlichen Wälzkurven an Rotor und Stator in einzelne Pumpenstufen aufzulösen, die stirnseitig durch radial zur Pumpenachse verlaufende Trennebenen begrenzt sind und von welchen jede einen Exzenter aufweist, der zu den Exzentern der benachbarten Pumpenstufen um einen Rotor-Teilungswinkel verdreht angeordnet ist und wenigstens ein in der Statorhöhlung einer Pumpenstufe zwischen Trennebenen geführtes Zwischenglied trägt, das dort beispielsweise die Form eines zylindrischen Wälzringes hat, der auf der zylindrischen Außenfläche des Exzenters drehbar gelagert ist und sich in der langrunden Statorhöhlung einer Pumpenstufe abwälzt. Dieser mit einheitlichen Abmessungen versehene Wälzring kann auch aus verschleißfestem und teurem Material in großen Mengen preiswert hergestellt werden und läßt sich daher bei Verschleißanfall nach Bedarf auswechseln. Ebenso lassen sich durch die Stufenbildung Stator und Rotor durch einzelne jeweils gegen durch einen Statorteilungswinkel t_s bzw. einen doppelt so großen Rotorteilungswinkel t_r gegeneinander verdrehte und verspannte Stator- und Rotorscheiben zusammensetzen. Die Herstellung wird dadurch ebenso wie die Lagerhaltung vereinfacht und verbilligt.
Nach der DE-Offenlegungsschrift 2905917 sind anstelle von Wälzringen Zwischenglieder in Form von Kolbenplatten vorgesehen, die sich in der langgestreckten Statorhöhlung in stets gleicher Richtung verschieben und dadurch die herkömmliche schleifende Wälzbewegung in eine Drehbewegung auf dem Exzenter und eine Schiebebewegung in der Statorhöhlung auflösen. Der Hub der Kolbenplatten ist dabei so bemessen, daß diese auch in ihren Umkehrstellungen noch radiale Freiräume zu den Enden der Statorhöhlungen bilden. Auf diese Weise sollen Festkörperteile in seitlich freibleibende Räume abgelenkt werden, ohne daß sie notwendigerweise mit den Kolbenplatten direkt in Berührung kommen, geschweige denn von diesen zertrümmert werden müssen.
Gemäß der US-PS 3,274,944 läuft ein Rotor mit einer eingängigen Schneckennut weitgehend parallel zu sich in einem Gehäuse um, wobei eine an diesem abgestützte ebenfalls eingängige Schneckenwendel in die Schneckennut des Rotors eingreift. Dabei gleiten die schraubenförmigen Nuten des Rotors vornehmlich in radialer Richtung auf den weitgehend identisch geformten, mehrteiligen Schneckenstegen, was ständige Federnachstellung bei mangelnder Abdichtung und kleiner Fördermenge zur Folge . hat. Dehnungsprobleme können dort wegen der ständigen Federnachstellung nicht auftreten.
Dies gilt auch für eine Schneckenpumpe nach der US-PS 3,229,643, bei der eine ortsfest gelagerte Rotorwelle einzelne unter axialen Zwischenabständen vorgesehene Exzenter mit auf diesen drehbaren Zwischenringen trägt, die von einer undrehbar gehaltenen flexiblen Hülle umschlossen sind. Selbst die Zwischenringe können sich dabei im notwendigen Maße axial einstellen, ohne daß sich irgendwelche Dehnungsspannungen aufbauen können.
Zum Unterschied von den letztgeschilderten Ausführungen haben sich jedoch bei Exzenterschnecken-Stufenpumpen mit etwa als Schleißringe ausgebildeten Zwischengliedern Probleme dadurch ergeben, daß sich die Zwischenglieder in jeder Betriebsrichtung mit der Außenschulter am Stator und mit einer Innenschulter am Rotor abstützen. Die an diesen Schulterflächen auftretenden Reibungskräfte und der dadurch örtlich hervorgerufene Verschleiß sind maßgeblich mit bedingt durch die unterschiedliche Wärmedehnung von Rotor und Stator.

Zweck der Erfindung

Es ist Aufgabe der Erfindung, Exzenterschneckenpumpen der eingangs genannten Art auf möglichst einfache Weise so zu gestalten, daß Reibung und Verschleiß im Bereich der Zwischenglieder vermindert werden. Insbesondere strebt die Erfindung an, eine Steigerung der Anlagekräfte gegeneinander bewegbarer Teile durch die unterschiedliche Wärmedehnung an Rotor und Stator zu verhindern. Ein weiterer Zweck der Erfindung besteht darin, die Reibungs-und Verschleißminderung bei wenigstens gleicher oder aber verbesserter Abdichtung in den einzelnen Pumpenstufen zu erzielen.

Diskussion der Erfindung

Zur Lösung der vorgenannten Aufgabe dient erfindungsgemäß eine Exzenterschneckenpumpe mit einem schraubenförmig gewendelten Rotor, der sich planetenartig in einer im Querschnitt langgestreckten Hohlwendel eines Stators abwälzt, wobei die räumlichen Wälzkurven an Rotor und Stator in einzelne Pumpenstufen aufgelöst sind, die stirnseitig durch radial zur Pumpenachse verlaufende Trennebenen begrenzt sind und von welchen jede einen Exzenter aufweist, der zu den Exzentern der benachbarten Pumpenstufen um einen Rotor-Teilungswinkel verdreht angeordnet ist und wenigstens ein in der Statorhöhlung einer Pumpenstufe zwischen Trennebenen geführtes Zwischenglied trägt, wobei im Einsatzbereich einer jeden Pumpenstufe Freiräume gebildet sind, welche Exzenterschneckenpumpe dadurch gekennzeichnet ist, daß die Freiräume als zwischen Rotor und Stator angeordnete Dehnungs-Freiräume ausgebildet sind, deren Tiefe in axialer Richtung mindestens der unterschiedlichen Wärmedehnung von Rotor und Stator entspricht.
Durch die erfindungsgemäßen Dehnungs-Freiräume wird sichergestellt, daß unterschiedliche Dehnungen von Rotor und Stator nicht über die Zwischenglieder beispielsweise vom Rotor auf den Stator übertragen werden. Dies ist besonders wichtig für solche Eczenterschneckenpumpen, deren Rotor durch eine verhältnismäßig lange Gelenkwelle angetrieben wird. Gemeinsamer Bezugspunkt für die Dehnungen beider Teile ist dabei die Lagerung einer der Gelenkwelle vorgeschalteten Antriebswelle. Der Abstand von dieser Lagerung bis zum freien Ende des Rotors beträgt bei den gängigen Pumpen ca. 0,60 bis 2,50 m. Auch wenn man die Werkstoffe von Stator und Rotor sorgfältig aufeinander abstimmt, läßt sich nicht vermeiden, daß der Rotorteil einer Pumpenstufe, d. h. der Exzenter, gegenüber dem zugehörigen Statorteil je nach Betriebsdauer und Beanspruchung unterschiedlich weit verschoben wird. Es sind zwar meist nur Schiebewege in der Größenordnung von 0,15 bis 0,30 mm, aber durch Addition von Bearbeitungstoleranzen können sich größere Abweichungen ergeben. Durch die jetzt vorgeschlagenen Dehnungs-Freiräume wird jedoch die feste axiale Einbindung der Zwischenglieder zwischen Rotor und Stator aufgehoben und ein Bewegungsspiel geschaffen, das zwar die Abdichtung praktisch nicht beeinflußt, aber eine weitgehend zwangfreie Ausrichtung und Führung der Zwischenglieder erreicht. Dabei ist es von untergeordneter Bedeutung, wo diese Zwischenglieder ihre axiale Ausrichtung erfahren. Dies erfolgt zwar meist am Stator, kann aber auch umgekehrt am Rotor erfolgen, oder man kann gegenüber Rotor und Stator Freiraumteile vorsehen und dadurch eine begrenzte schwimmende Führung der Zwischenglieder erreichen.
Die Dehnungsverschiebungen zwischen Rotor und Stator sind in den einzelnen Pumpenstufen unterschiedlich groß und durch den jeweiligen Abstand von der axialen Abstützung dieser Teile bestimmt. Zweckmäßigerweise wird jedoch die Tiefe der Dehnungs-Freiräume in allen Pumpenstufen gleich ausgebildet und der größten örtlichen Dehnungsverschiebung von Rotor und Stator angepaßt, wie sie in aller Regel am freien Rotorende auftritt.
Vorzugsweise werden die Dehnungs-Freiräume durch jeweils wenigstens eine stirnseitig in Exzenter und/oder Zwischenglied und/oder Stator eingeformte Ausnehmung gebildet.
Dabei kann die im Exzenter angebrachte Ausnehmung als Randnut ausgebildet und um den Rotorteilungswinkel t_r zur Längsmittelebene des Exzenters versetzt angeordnet sein. Sie hat insbesondere die Form einer sichelförmigen Ansenkung, deren Innenbegrenzung der Innenfläche des unmittelbar benachbarten Zwischengliedes angepaßt ist, damit sich dieses Zwischenglied in die Ausnehmung hinein verschieben kann.
Nach einem Erfindungsvorschlag kann das Zwischenglied als in Antriebs-Drehrichtung mit dem Exzenter wenigstens kuppelbarer, aber längseinstellbar an diesem geführter Schleißring ausgebildet sind. Die in Antriebsrichtung feste Verbindung zwischen Exzenter und Schleißring führt zwar wieder zu schleifendem Abwälzen, hat aber den Vorteil, daß der Schleißring exakt am Exzenter geführt ist und sich nicht durch das Lagerspiel verkanten oder auf andere Weise unkontrolliert einstellen kann. Die Verbindung kann im Prinzip durch jedes geeignete Kupplungsmittel bewirkt werden, das die Längseinstellung nicht behindert, etwa einen Längskeil.
Es ist nicht notwendig, daß in solchen Fällen die Randnut parallel zur Stirnfläche des Exzenters verläuft bzw. sich in einer Radialebene erstreckt. Sie kann vielmehr auch durch eine zur Rotorachse geneigte Schrägfläche wie eine Kegelfläche begrenzt werden, die mit axialem Dehnungs-Abstand von einer komplementär geformten Schrägfläche des Zwischengliedes angeordnet ist.
Der den Dehnungs-Freiraum bildenden Ausnehmung des einen Teils (z. B. des Schleißringes) kann ein in sie eingreifender Vorsprung des anderen Teiles (z. B. des Exzenters) zugeordnet sein. Dieses Eingriffselement kann ein besonderer Bauteil oder eine Ausformung des Exzenters sein. Sofern der Schleißring ständig völlig undrehbar auf dem Exzenter gehalten ist, muß seine Innenfläche nicht zentrisch zur zylindrischen Außenfläche liegen. Die Zwischenfläche zwischen Exzenter und Schleißring kann vielmehr grundsätzlich unter Berücksichtigung weitergehender Gesichtspunkte nach Belieben gestaltet werden.
Nach einem weiteren Erfindungsvorschlag kann die Ausnehmung eine Tiefe haben, die größer ist als die auszugleichende Wärmedehnung, z. B. mit dem ständig in sie eingreifenden Vorsprung eine Mitnahmekupplung bilden. Dehnungs-Freiraum und Kupplung werden dann durch die gleichen Mittel gebildet. Dies läßt sich am einfachsten dadurch bewerkstelligen, daß der Exzenter mit seiner ganzen Querschnittsfläche als Vorsprung in die entsprechend geformte Ausnehmung des Schleißringes einer benachbarten Pumpenstufe hineinragt.
Nach einem anderen Erfindungsvorschlag ist der Schleißring über wenigstens begrenzte Winkel dreheinstellbar auf seinem Exzenter gelagert, und die beide Teile verbindenden Kupplungsmittel weisen ein bei Laständerung wirksames Bewegungsspiel auf. Dieses Bewegungsspiel wird dann unmittelbar aufgehoben, sobald sich an der Außenfläche ein Schleifwiderstand einstellt. Je nach Ausbildung der Kupplungsmittel lassen sich dadurch Exzenter und Schleißring fest ineinander verspannen, während sich diese Verspannung bei Entlastung zwischenzeitig wieder löst.
Bei einem Ausführungsbeispiel dieser Art, wo auf einer Vielkeilwelle gesonderte Exzenter sitzen, ist die Vielkeilwelle als Kupplungsmittel in der Grenzfläche zwischen dem Schleißring und dem im Querschnitt sichelförmig ausgebildeten Exzenter angeordnet. Der Zahneingriff in Verbindung mit der Querschnittsänderung des Schleißringes und der Sichelform des Exzenters ermöglicht bei Belastung ein augenblickliches Verspannen und ein zwischenzeitiges Entspannen nach Minderung der Belastung.
Nach einem anderen Erfindungsvorschlag können die Kupplungsmittel ein reibungsschlüssig zwischen Exzenter und Schleißring eingreifendes Kupplungselement aufweisen, das evtl. nachgeben kann, wenn der Schleifwiderstand einen bestimmten Wert übersteigt.
Ein solches Kupplungselement kann durch eine Feder belastet und seitlich der Längsmittelebene im Exzenter nach radial außen bewegbar geführt sein. Durch die seitliche Anordnung ergeben sich dann je nach Drehrichtung unterschiedliche Kupplungsmomente, etwa in Antriebsrichtung stärker als in Rückdrehrichtung.
Es können auch die Kupplungsmittel wenigstens ein Fortschaltelement zur intermittierenden Änderung der relativen Drehstellung des Schieißringes auf dem Exzenter aufweisen. Dadurch ändert sich ständig die Eingriffsstellung, was zu einer Vergleichmäßigung des Eingriffs am ganzen Umfang führt und das « Ausleiern bzw. Ausformen örtlich begrenzter Eingriffsstellen verhindert. Als besonders zweckmäßig hat sich hierbei eine zwischen Exzenter und Schleißring angeordnete Freilaufkupplung erwiesen.
Es versteht sich, daß in erster Linie ein schleifender Eingriff zwischen Stirnflächen der am Rotor fest angebrachten Exzenter und des Stators verhindert werden muß. Dies ist dann gewährleistet, wenn die radiale Abmessung eines drehbar auf dem Exzenter gelagerten Zwischengliedes größer ist als der maximale radiale Überstand eines Exzenters über einen benachbarten Exzenter. Anstatt nun im Exzenter etwa sichelförmige Freiräume vorzusehen, kann in wenigstens eine Stirnfläche der Zwischenglieder als Dehnungs-Freiraum eine innere Ringnut eingeformt sein, deren radiale Abmessung wenigstens gleich ist dem maximalen radialen Überstand eines Exzenters über einen benachbarten Exzenter. Dies ist geometrisch die einfachste und übersichtlichste Ausführung.
Um dabei hinreichende Abdichtung und Führung am Stator zu ermöglichen, sollten die Ringnuten jeweils umgeben sein von einer in der Trennebene ausgerichteten Anlagefläche, deren radiale Abmessung am ganzen Umfang größer ist als der größte radiale Überstand eines Exzenters über einen benachbarten Exzenter. Auf diese Weise werden zwar die Außenabmessungen der Zwischenglieder und damit auch der Pumpendurchmesser vergrößert, gleichzeitig steigen aber bei sonst unveränderten Betriebswerten Fördermenge und Förderdruck.
Nach einem weiteren Erfindungsvorschlag können die Dehnungs-Freiräume auch im Bereich der Trennebenen am Stator angebracht sein.
Es können auch die Dehnungs-Freiräume durch axiale Verstellbarkeit der Zwischenglieder bzw. Exzenter gebildet sein.
Gemäß einem weiteren Erfindungsvorschlag sind in jeder Pumpenstufe am Rotor zwei axial entgegengesetzt zueinander angeordnete Zwischenglieder axial zueinander einstellbar vorgesehen, weisen auf ihren einander zugewandten Stirnseiten abdichtend ineinandergreifende, in Umfangsrichtung abwechselnde Vorsprünge und Nuten auf und lassen sich in Richtung ihrer Achse auseinanderdrücken.
Auf diese Weise wird an den Stirnseiten der Zwischenglieder auftretender Verschleiß weitgehend vermieden. Die Abdichtung zwischen benachbarten Pumpenstufen wird soweit konstant gehalten, daß sich auch nach längerer Betriebsdauer noch größere Förderdrücke erzielen lassen.
Auf diese Weise wird zunächst ein gleichmäßiger Anlagedruck der beiden Zwischenglieder einer jeden Pumpenstufe auf die stirnseitig anschließenden Teile der benachbarten Pumpenstufen ausgeübt und dadurch in den Trennebenen eine vom Abnutzungszustand praktisch unabhängige Abdichtwirkung erreicht. Man muß dann nur dafür sorgen, daß durch die Relativ-Bewegbarkeit der beiden Zwischenglieder einer Pumpenstufe in Umfangsrichtung nur begrenzte Strömungskanäle gebildet werden, die keinen Druckausgleich zwischen weiter voneinander entfernten Umfangstellen der Zwischenglieder schaffen können, oder daß solche Kanäle nach außen abgeschlossen sind. Auch wenn durch die axiale Einstellbarkeit und vergrößertes Umfangsspiel unmittelbare Verbindungen zwischen Innen-und Außenseite der Zwischenglieder geschaffen werden, ergibt sich jedoch in Umfangsrichtung zwischen benachbarten Vorsprüngen der beiden Zwischenglieder wenigstens eine Abdichtung. Durch die von Stufe zu Stufe sich ändernden Druckverhältnisse ergeben sich kleine Momentunterschiede, die ein Anliegen an einer der beiden Seitenflächen eines Vorsprunges sicherstellen.
Je größer die Anzahl der Vorsprünge und Nuten, um so größer ist die Anzahl der Abdichtstellen und um so kleiner der Umfangswinkel einer Spielraum-Sektion, die u. U. eine Undichtigkeit verursachen könnte. Da solche Spielräume auf der Innenseite durch die Exzenter-Außenfläche abgeschlossen sind, geht es nur um einen Strömungskurzschluß zwischen benachbarten Stellen auf der Außenseite der Zwischenglieder. Bei Wälzringen beispielsweise hat dies nur für kurze Augenblicke Bedeutung. Praktisch liegen diese Zeiten unter 0,1 Sek. bei Öffnungsquerschnitten unter 0,1 mm², so daß Flüssigkeiten auch bei sehr großen Drücken kaum reagieren können.
Der für die Abdichtung in den Trennebenen erforderliche Anlagedruck stellt sich im Betrieb meist von selbst durch Aufbau eines kleinen Überdruckes zwischen den beiden Zwischengliedern ein. Zweckmäßigerweise werden jedoch zwischen beiden Zwischengliedern gesonderte Federelemente eingefügt, die sich beispielsweise als Druckfedern, insbesondere achsensymmetrisch verteilt, in Höhlungen der Vorsprünge anbringen lassen.
Für die Verwendung von als Kolbenplatte ausgebildeten Zwischenglieder empfiehlt es sich, die Vorsprünge und Nuten ausschließlich quer zur Längs- bzw. Schieberichtung der Kolbenplatten verlaufen zu lassen, da Druckdifferenzen dort nur in Schieberichtung auftreten können. Dabei sollten zudem die als Rippen ausgebildeten Vorsprünge und Nuten ausschließlich über die Länge der seitlichen Führungsflächen der Kolbenplatten verteilt auf deren ganzer Breite durchgeführt sein.

Figurenaufstellung

In der Zeichnung zeigen

Figur 1 einen Längsschnitt durch eine erfindungsgemäße Exzenterschneckenpumpe mit Wälzringen, nach der Linie I/I in Fig. 2 - die unteren Flansche längs la - geschnitten,
Figur 2 einen Schnitt durch diese Pumpe nach der Linie 11/11 in Fig. 1,
Figur 3 eine Ansicht eines dort eingesetzten Wälzringes,
Figur 4 einen Schnitt durch diesen Wälzring nach der Linie IV/IV in Fig. 3,
Figur 5 einen Teil einer Abwicklung zweier ineinandergreifender Wälzringe der Ausführung nach den Fig. 3 und 4,
Figur 6 eine Abwandlung der Darstellung aus Fig. 5,
Figur 7 eine Abwicklung zweier Wälzringe mit trapezförmigen Vorsprüngen und Nuten in einer Anlage-Endstellung,
Figur 8 dieselbe Ausführung mit axialem Einstell-Spiel,
Figur 9 eine der Fig. 3 entsprechende Ansicht eines Wälzringes mit parallelen Nutscharen,
Figur 10 eine Stirnansicht einer Exzenterscheibe und
Figur 11 einen Mittenschnitt dieser Scheibe von links in Fig. 10 gesehen,
Figur 12 einen der Fig. 1 entsprechenden Längsschnitt durch eine erfindungsgemäße Exzenterschneckenpumpe mit als Kolbenplatten ausgebildeten Zwischengliedern,
Figur 13 einen Schnitt durch diese Pumpe nach der Linie X/X in Fig. 12,
Figur 14 eine Stirnansicht einer Kolbenplatte von der Innenseite her gesehen,
Figur 15 eine Ansicht zweier mit Axialspiel ineinandergreifender Kolbenplatten,
Figur 16 einen Querschnitt nach der Linie XVI/XVI in Fig. 17 einer derzeit als beste Ausführung angesehenen Exzenterschneckenpumpe mit zentrischen Ringnuten in Wälzringen,
Figur 17 einen Teilschnitt nach der Linie XVII/ XVII in Fig. 16,
Figur 18 eine teilweise geschnittene Ansicht eines mit Wälzringen versehenen Rotors von der Linie XVIII/XVIII in Fig. 19 her gesehen,
Figur 19 einen Teilschnitt nach der Linie XIX/XIX in Fig. 18,
Figuren 20 bis 23 als Teil-Längsschnitt Abwandlungen des Rotors aus Fig. 19,
Figur 24 die Stirnansicht einer Rotorstufe, deren Schleißring durch einen Längskeil undrehbar auf der zugehörigen Exzenterscheibe festgelegt ist,
Figur 25 im Querschnitt die Anordnung der als Vielkeilwelle ausgebildeten Rotorwelle in der Trennlinie zwischen Exzenter und Schleißring,
Figur 26 eine zwischen Exzenter und Schleißring angebrachte Freilaufkupplung und
Figur 27 eine im Exzenter angebrachte federbelastete Reibungskupplung zur Verbindung mit dem äußeren Schleißring.

Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen

Bei der in den Fig. 1 und 2 dargestellten Exzenterschneckenpumpe ist der Stator mit 1 bezeichnet, der Rotor mit 2. Der Stator besteht im Prinzip aus 14 identischen Statorscheiben 3, die zwischen Flanschen 4 und 5 durch Zuganker 6 mittels Muttern 7 verspannt sind. Die beiden Flansche sind einstückig an Anschlußrohre 8, 9 angeformt, die auch Bestandteile bestimmter Gehäuseteile sein können. Je nach Drehrichtung des Rotors 2 führen die Anschlußrohre die Saug-oder Druckströmung. Nach der Zeichnung dient das Anschlußrohr 8 als saugseitiges Gelenkwellengehäuse, das Anschlußrohr 9 als Druckrohr.
Die endseitigen Statorscheiben sind in den Flanschen -4, 5 durch Zentrieransätze 10 ausgerichtet und durch in die Flansche eingelassene Ringdichtungen 11 abgedichtet. Jede Statorscheibe 3 weist dicht an ihrer zylindrischen Außenfläche 31 eine Ringnut 32 mit in dieser angebrachtem Dichtungsring 33 zur Abdichtung gegenüber der benachbarten Statorscheibe auf.
Wie vor allem Fig. 2 erkennen läßt, weist jede Statorscheibe eine zur Pumpenachse 12 zentrische langrunde Höhlung 34 auf, die durch zwei halbzylindrische Endflächen 35 und zwei ebene Seitenflächen 36 begrenzt wird. Da die Achsen der beiden Endflächen 35, von welchen in Fig. 2 die obere Achse mit der Exzenterachse 13 zusammenfällt, von der Pumpenachse 12 einen Abstand 2e haben, ergibt sich bei einer lichten Weite w eine Länge 1 der Höhlung 34 zu 1 = w + 4e. Dabei ist e die für den Rotor und dessen Exzenter maßgebliche Exzentrizität, auf die später noch eingegangen wird.
Fig. 2 läßt ferner erkennen, daß benachbarte Statorscheiben jeweils um einen Teilungswinkel ts gegeneinander verdreht sind. Um diese Drehlage zu sichern, sind in jeder Statorscheibe unter dem gleichen Teilungswinkel ts zueinander versetzt diametral gegenüberliegend jeweils zwei zylindrische Paßbohrungen 37 angebracht. Jede dieser Paßbohrungen ist mit einer solchen der rechts und links anschließenden Statorscheibe in Deckung und von einem sich jeweils durch zwei Statorscheiben hindurch erstreckenden Paßstift 14 besetzt. Paßbohrungen 37 und Paßstifte 14 dienen einmal zur gegenseitigen Zentrierung jeder Statorscheibe an den Nachbarscheiben und zum anderen zur Sicherung des exakten Teilungswinkels ts.
Die Statorscheiben 3 haben die Breite b und liegen in den Trennebenen 18 aneinander. Bei einem Teilungswinkel ts von 30° erfordert eine ganze Steigung ss der von den einzelnen Höhlungen 34 gebildeten Stufenwendel die Breite von zwölf Statorplatten. Zur zusätzlichen Abdichtung sind zwei weitere Statorplatten vorgesehen.
Die Statorplatten bestehen zweckmäßigerweise aus hartem, formbeständigem Werkstoff, beispielsweise Stahl oder Sinterwerkstoff. Sie können jedoch an der Höhlungswandung auch eine Auskleidung aus anderem Werkstoff aufweisen, beispielsweise aus gummiartig nachgiebigem Werkstoff oder aus besonders abriebfestem Werkstoff, etwa Hartmetallpulver mit keramischer oder Sinterbindung.
Hauptbestandteil des Rotors 2 ist die als Vielkeilwelle ausgebildete Exzenterwelle 20, die einzelne unter der Teilungswinkeleinheit ir = 30° zueinander versetzte Keilrippen 21 aufweist und in jeder Pumpenstufe eine Exzenterscheibe 22 trägt. Diese Exzenterscheiben 22 sind zwischen zwei Endscheiben 23 mittels einer Druckscheibe 24 durch eine Mutter 25 gegen den Wellenkopf 26 verspannt, der durch eine Gelenkkupplung 27 mit einer das Antriebsmoment für den Rotor übermittelnden Gelenkwelle 28 verbunden ist. Der Antrieb des Rotors, kann auch auf andere bekannte Weise erfolgen.
Die wiederum identisch und mit der gleichen Breite b der Statorscheiben bzw. einzelnen Pumpenstufen ausgestatteten Exzenterscheiben 22 haben eine äußere zylindrische Exzenterfläche 221 und innen das gleiche Mehrkantprofil wie die Exzenterwelle 20. Sie sind jedoch, und zwar in entgegengesetztem Sinne wie die Statorscheiben, um einen Teilungswinkel tr gegeneinander verdreht, der mit 60° das Doppelte der Teilungswinkeleinheit ir und des Teilungswinkels ts der Statorscheiben 3 beträgt. Die Winkeleinstellung kann jedenfalls zuverlässig durch das Vielkeilprofil erfolgen.
Auf jeder Exzenterfläche 221 sitzen drehbar als Zwischenglieder zwei identische, jedoch entgegengesetzt zueinander angeordnete Wälzringe 40, die wiederum neben ihrer zylindrischen Innenfläche eine der Weite w angepaßte zylindrische Außenfläche 41 und eine jeweils nach außen gerichtete und in einer Trennebene 18 liegende ebene Stirnfläche 42 aufweisen. Auf den einander zugewandten Seiten ist jedoch über die ganze Dicke der Wälzringe eine Stirnverzahnung 43 aus einander abwechselnden identischen segmentförmigen Vorsprüngen 44 und Nuten 45 angebracht. Es greift also jeweils ein Vorsprung 44 in eine praktisch identische Nut 45 des zugehörigen Wälzringes.
Zudem sind auf der Verzahnungsseite in sechs symmetrisch zur Ringachse angebrachten Vorsprünge zylindrische Ausnehmungen 46 für die Aufnahme von Schraubendruckfedern 47 angebracht, welche die beiden Wälzringe auseinanderdrücken und mit ihren Stirnflächen 42 jeweils an den zugehörigen Flächen in den Trennebenen 18 zwischen Nachbarstufen zur Anlage bringen. Diese Anlagekraft bleibt praktisch unverändert, wenn sich an den Stirnflächen 42 Verschleiß einstellt oder sich Änderungen der Stufenbreite b an Rotor und Stator durch unterschiedliche Wärmedehnung ergeben. Die Stirnflächen werden zudem ständig etwas besser eingeschliffen und ergeben dadurch eine zuverlässige Abdichtung zwischen den benachbarten Pumpenstufen.
Die in der Stirnansicht gemäß Fig. 3 trapez- bzw. keilförmigen Vorsprünge oder Zähne haben in der Abwicklung nach Fig. 5 rechteckförmigen Querschnitt. Bei entsprechend klein bemessenem Umfangspiel wird an beiden Seitenflächen 48 abgedichtet. Der beim Nachstellen durch die Druckfeder 47 zwischen der Kopffläche 49 des Vorsprungs 44 und der Nut 45 gebildete Freiraum 51 ist nach innen durch die Exzenterfläche 221 abgeschlossen. Er erstreckt sich über einen Umfangswinkel von nur 10°, kann also keinen Druckausgleich zwischen in Umfangsrichtung benachbarten Stellen von Rotor und Stator herbeiführen.
In Fig. 6 sind die kopfseitigen Kanten der Vorsprünge 44 mit Abrundungen 52 versehen. Auch die Grundecken 53 der Nuten 45 können abgerundet sein. Dadurch wird nur die Breite der Seitenflächen 48 etwas verkürzt, die Abdichtung selbst bleibt hingegen weitgehend erhalten.
Nach Fig. 7 haben die Vorsprünge 44a und die Nuten 45a trapezförmigen Querschnitt. Dort kann daher die Abdichtung entsprechend den Fig. 5 und 6 an zwei Seitenflächen nur in der gezeichneten Endstellung erfolgen. Wenn jedoch die beiden Wälzringe 40 durch die Federn axial etwas auseinandergedrückt werden, dann könnte entlang der ganzen Kontur von Vorsprüngen und Nuten ein zickzackförmiger Kanal sich über den ganzen Umfang erstrecken. In der Praxis ist jedoch je nach Druckverlauf einer der beiden Wälzringe einem stärkeren Mitnahmemoment als der andere unterworfen. Daher kommt stets eine von zwei Seitenflächen 48a an der entsprechenden Seitenfläche des zugehörigen Vorsprungs des anderen Wälzringes zur Anlage, und es bilden sich lediglich Z-förmige Freiräume über einen Winkel von ca. 15°. Nur in diesem Bereich könnte also ein begrenzter Druckausgleich erfolgen. Die Trapezform sollte daher nur mit sehr flachem Neigungswinkel gewählt werden, um die Abdichtung an beiden Seitenflächen 48a bei der Verstellung beizubehalten, die sich erfahrungsgemäß über weniger als 1 mm erstreckt.
Wenn der Rotor in Umdrehung versetzt wird, so wälzt er sich in der Schneckenwendel des Stators in solcher Weise ab, daß sich jedes Paar Wälzringe 40 auf der Exzenterfläche 221 der zugehörigen Exzenterscheibe 22 dreht. Gleitbewegungen an der Wandung der Schneckenwendel bzw. der einzelnen Statorhöhlungen 34 werden auf diese Weise vermieden. Die Wellenachse 15 der Exzenterwelle läuft auf der Kreisbahn 16 um die Pumpenachse 12, während die Exzenterachse 13 einer jeden Pumpenstufe wieder um die Wellenachse 15 rotiert.
In der in Fig. 2 gezeigten Endstellung fällt die Exzenterachse 13 zusammen mit einer der Achsen (13) der Endflächen 35, und es ist der obere Hubraum ganz entleert, der untere ganz gefüllt. Bei allen Zwischenstellungen liegen die Wälzringe dagegen tangential im Bereich der ebenen Seitenflächen 36 an der Wandung der Höhlung 34 an. Im Prinzip geht es dabei um eine Liniendichtung. Zwischen den beiden gegenüberliegenden Räumen herrschen jedoch keine wesentlichen Druckunterschiede, da zwei Förderwege an beiden außenliegenden Enden der Schneckenwendel bzw. an den Endflächen entlangführen. Daher kann auch eine entsprechend Fig. 8 geringfügig verminderte Umfangsabdichtung keine wesentliche Leistungsminderung zur Folge haben.
Auf jedem Förderweg der Schneckenwendel werden jedoch blasenartige und weitgehend abgeschlossene Hohlräume schraubenförmig vom rechts in Fig. 1 liegenden Eingangsende zum Ausgangsende gefördert. Dabei übernimmt meist nur eine einzige Pumpenstufe die Abdichtung zwischen benachbarten «Blasen•. Diese Abdichtung wird einmal durch die in Fig. 2 erkennbare Anlage der Wälzringe an einer Endfläche 35, zum anderen an der abdichtenden Führung der beiden Wälzringe in den Trennflächen 18 an Statorscheiben, Wälzringen und Exzenterscheiben der benachbarten Pumpenstufen bewirkt.
Fig. 9 zeigt einen Wälzring 140, in dessen Stirnfläche Scharen von Nuten 141 bis 143 mittels eines auf einer Welle angebrachten Satzes Scheibenfräser 64 eingearbeitet sind. Alle Scheibenfräser und Nuten haben gleichen Zwischenabstand Z, was gleich breite Vorsprünge 144 ergibt. Dagegen haben der links oben in Fig. 9 gezeigte Scheibenfräser und die entsprechende Nut 143 nur die halbe Breite der beiden anderen Scheibenfräser bzw. Nuten 141, 142. Es sind drei Nutenscharen unter einem doppelten Schar-Teilungswinkel 2tn = 120° durchgehend gefräst, so daß sich ein effektiver Schar-Teilungswinkel tn = 60° ergibt. Jeweils zwei Nuten 143 kreuzen sich und bilden eine X-nut 147, während um 180° gegenüberliegend keilförmige Vorsprünge 145 gebildet sind, die, wie mit Strichpunktlinien 146 angedeutet, sich passend in eine entsprechende X-Nut 147 des zugehörigen Wälzringes einfügen. Dabei bleiben zwar kleine im Querschnitt dreieckförmige Nuten stehen, aber diese sind wiederum nur nach außen hin geöffnet und können wegen ihres geringen Zwischenabstandes keinen merklichen Druckausgleich schaffen. In sechs Vorsprüngen 144 sind auch hier zylindrische Ausnehmungen 46 für entsprechende Schraubendruckfedern angebracht.
Fig. 2 läßt erkennen, daß der maximale Abstand der Umrisslinien zweier benachbarter und um den Teilungswinkel ts gegeneinander verdrehter Höhlungen 34 des Stators größer ist als die radiale Abmessung eines Wälzringes 40 bzw. 140. Um das verbleibende Übermaß greift jede Exzenterscheibe 22 im Bereich einer Trennebene 18 über den Rand der Höhlung 34 der benachbarten Statorscheibe hinaus. Da die seitlichen Endflächen von Stator- und Rotorscheiben praktisch nie in einer Ebene liegen, tritt dort erhöhter Verschleiß mit einer Abnutzungstiefe auf, die gleich ist der effektiv in der jeweiligen Trennebene auftretenden Verschiebung, wie sie vornehmlich durch unterschiedliche Wärmedehnung verursacht wird.
Um dem entgegenzuwirken, ist gemäß den Fig. 10 und 11 auf beiden Seiten der Exzenterscheiben 22 jeweils eine sichelförmige, einen Dehnungs-Freiraum bildende Randnut 65 angeformt, die sich wenigstens auf den Überdeckungsbereich erstreckt. Beide Randnuten sind um den Rotor-Teilungswinkel tr = 60⁰ zur axialen Mittelebene 66 der Exzenterscheibe versetzt angeordnet.
Die relative Längsverlagerung und damit die notwendige Nuttiefe nt kann sich von Stufe zu Stufe ändern und ist u. a. abhängig vom Ort der axialen Ausrichtung der Exzenterwelle 20 im Stator, insbesondere der verfügbaren Ausgangslänge für die Dehnung und dem vom Abstützpunkt aus auftretenden Einstellspiel. Dieser Wert muß also für jede Pumpenkonstruktion neu ermittelt werden, kann aber einheitlich auf die größte in allen Pumpenstufen auftretende Verlagerung abgestellt werden, da die Randnuten allseitig abgeschlossen sind und keinen unerwünschten Druckausgleich innerhalb der Pumpe herbeiführen können.
Die in den Fig. 12 und 13 gezeigte Exzenterschneckenpumpe unterscheidet sich von der vorbeschriebenen hinsichtlich des Stators 1 lediglich dadurch, daß die Statorscheiben 3a mit einem Rechteck angenäherten Statorhöhlungen 34a versehen sind, in welchen jeweils längsverschiebbar zwei Kolbenplatten 55 gemäß der Darstellung in den Fig. 14 und 15 geführt sind. Diese wohl mehr dem Stator zuzurechnenden Kolbenplatten sitzen anstelle der Wälzringe drehbar auf den Exzenterflächen 221 der Exzenterscheiben 22. Der eigentliche Rotor ist daher identisch mit der Ausführung in Fig. 1.
Die beiden Kolbenplatten 55 sind wiederum identisch ausgebildet und um 180° zueinander verdreht ineinandergefügt. Sie weisen senkrecht zu den seitlichen Führungsflächen 56 verlaufend zwei Rechtecknuten 57 und eine Winkelnut 58 auf, die sich bis zu einem Plattenende erstreckt. Zwischen den Rechtecknuten 57 und den entsprechenden, im Querschnitt ebenfalls rechteckförmigen Vorsprüngen 59 bilden sich beim Querverstellen zwischen den ineinandergreifenden Wälzringen 40 Freiräume 60 aus, die jedoch in den seitlichen Führungsflächen 56 und damit an den entsprechenden Seitenflächen 36a der Statorhöhlung 34a jeweils in der Mitte einer Pumpenstufe enden und dadurch abgeschlossen sind. Der im Bereich der Winkelnut 58 auftretende Freiraum 61 ist jedoch außerhalb der Führungsflächen 56 bis zum Plattenende 62 hin geöffnet. Dieser Freiraum 61 vergrößert jedoch nur den jeweiligen Stufenraum geringfügig und bewirkt, daß dieser Stufenraum nicht bis auf Null verkleinert werden kann. In allen Vorsprüngen 59 und in dem der Winkelnut 58 entgegengesetzten bzw. gegenüberliegenden verdickten Plattenteil sind wieder zylindrische Ausnehmungen 46 mit Druckfedern 47 vorgesehen.
Die Plattenenden 62 haben die gleiche Teilzylinderform der Höhlungs-Endflächen 35a. Ihr Radius ist um ca. 60 % größer als bei einer zentrisch zur Exzenterachse 13 liegenden Zylinderfläche. Die Mindestlänge 1a der Höhlung 34a ergibt sich aus
Der Hub h = 4e entspricht dabei auch der Verstellbewegung der Wälzringe in der Statorhöhlung nach Fig. 1. Bei gleicher Weite w wird daher auch die gleiche Menge verdrängt. Durch die Auflösung der Abwälzbewegung in eine reine lineare Schiebebewegung und eine Drehbewegung wird aber der Verschleiß weiter vermindert, und die Abdichtung zwischen gegenüberliegenden Seiten der Zwischenglieder wird verbessert, was größere Drücke ermöglicht. Zudem läßt sich mit gleichen Exzenterabmessungen eine wesentlich größere Fördermenge verdrängen.
Anstatt die Kolbenplatten, wie in Fig. 13 gezeigt, formschlüssig bis zu einem Ende der Statorhöhlung 34a zu bewegen, kann man dort einen geringfügigen Abstand lassen, an Stator- oder Kolbenplatten Dämpfungsmittel anbringen oder beispielsweise die Kolbenplatten selbst aus elastisch nachgiebigem Werkstoff herstellen.
Die Wälzringe 240 der in den Fig. 16 und 17 gezeigten Exzenterschneckenpumpe hat eine sich über die volle Breite b einer jeden Pumpenstufe entsprechende Breite und eine radiale Dicke, die in Bezug auf die Exzentrizität e mehr als dreifach größer ist als die der vorerwähnten Wälzringe.
Auf diese Weise wird zunächst einmal zuverlässig vermieden, daß die Exzenterscheiben 22 mit den Statorscheiben 3 in Berührung kommen können. Axiale Wärmedehnungen können somit nur zu Überdeckungen zwischen den rotierenden Exzenterscheiben und den diesen gegenüber drehbaren Wälzringen 240 sowie zwischen diesen und den Statorscheiben 3 auftreten. Durch die relative Drehbarkeit der Wälzringe in beiden Eingriffsbereichen wird zwar der Verschleiß gemindert, tritt aber noch störend in Erscheinung. Um auch diese Zwangsreibung zu vermeiden, sind auf einer Stirnfläche der Wälzringe jeweils innen als Freiräume Ringnuten 67 eingeformt, deren Nutentiefe 2nt ebenso übertrieben groß dargestellt ist wie in Fig. 11 und den nachstehend beschriebenen Figuren.
Die radiale Abmessung rr der Ringnut ist mindestens gleich dem radialen Überstand rü (Fig. 16) eines jeden Exzenters über einen benachbarten Exzenter. Die Ringnut 67 ist zudem umgeben von einer ebenen Anlagefläche 70, deren radiale Abmessung ra größer ist als der vorerwähnte Überstand rü eines jeden Exzenters über einen benachbarten Exzenter. Auf diese Weise wird sichergestellt, daß der Außenrand der Ringnut 67 stets innerhalb des Außenrandes eines jeden benachbarten Wälzringes zu liegen kommt und noch hinreichende radiale Abdichtungsstrecke verbleibt. Die Biegesteifigkeit, Formbeständigkeit und Führungsgenauigkeit des Wälzringes wird auf diese Weise ebenso verbessert wie die Betriebssicherheit der Pumpe.
Die Ringnut 67 ist hier in nur einer Stirnseite des Wälzringes angebracht. Diese einseitige Anordnung ist grundsätzlich auch möglich bei Sichelnuten etwa nach Fig. 10. Dabei ist es weniger von Bedeutung, ob nun die Dehnungsverschiebung stets in einer bestimmten Richtung eintritt, nach Fig. 17 etwa eine Verlagerung des Rotors von links nach rechts. Bei hinreichender Nuttiefe 2nt läßt sich der Rotor von Anbeginn schon gegenüber dem Stator verschieben, d. h. die Stirnflächen des Rotors werden schon in Richtung auf die Freiräume gegenüber den Trennebenen 18 verlagert.
Die Verwendung kreisförmiger Ringnuten 67 hat gegenüber sichelförmigen Ringnuten noch den Vorteil, daß ein nicht völlig auszuschließender Reibungsangriff sich auf die ganze Fläche verteilt und selbst für diesen Fall keinen wesentlichen Verschleiß zur Folge hat. Die Herstellung der Wälzringe ist einfacher, und das geförderte Volumen steigt proportional zum Außendurchmesser.
Nach den Fig. 18 und 19 sind die in den Trennebenen 18 des im übrigen nicht gezeigten Stators geführten Wälzringe 340 allseitig glattflächig mit rechteckigem Querschnitt ausgebildet, während die Freiräume wiederum als sichelförmige Randnuten 651 ausgebildet und beidseitig an den Exzenterscheiben 222 angebracht sind. Auch auf diese Weise wird verhindert, daß die Stirnseiten der Wälzringe 340 an den benachbarten Exzenterscheiben entlanggezogen werden. Die Verkleinerung der radialen Abmessung der Randnut 651 die dem radialen Überstand rü benachbarter Exzenter gegeneinander entspricht, ist bedingt durch eine Vergrößerung der Stufenzahl je Rotorumlauf entsprechend einem verkleinerten Rotorteilungswinkel tr. Bei gleicher Stufenbreite b wird dadurch die Pumpe entsprechend länger.
Wenn man den Teilungswinkel tr nach Fig. 18 so gestaltet, daß er einer Rotorteilung 8, 5 entspricht, dann erhält man dieselbe Öffnungsweite wie bei einer Siebzehnerteilung, eine Rotorteilung 9, 5 ergibt die gleiche Öffnungsweite wie eine Neunzehnerteilung, und eine 6, 5er Teilung dieselbe wie eine Dreizehnerteilung und damit noch eine wesentliche Verbesserung der Abdichtung als bei der Wahl einer Neunerteilung.
Der Statorteilungswinkel ist jeweils halb so groß und entspricht daher immer der doppelten Teilung des Rotors, also 17, 19 oder 13 und wird lediglich durch den Abstand der beiden Bohrungen 37 (Fig. 2) bestimmt. Selbst bei der Exzenterwelle würde eine Teilung 6, 5 für die Keilrippen jedenfalls dann keine Probleme ergeben, wenn stets mit einer Teilungswinkeleinheit ir von der halben Größe des Rotor-Teilungswinkels tr gearbeitet wird. Die Teilung der Keilrippen 21 an der Exzenterwelle 22 entspricht dann jeweils exakt der Statorteilung.
Nach Fig. 20 sind den unverändert übernommenen Wälzringen 340 Exzenterscheiben 223 zugeordnet, die mit einer einseitigen sichelförmigen Randnut 652 versehen sind, deren Nuttiefe nt₁ vielfach größer ist als die zum Dehnungsausgleich benötigte Nuttiefe 2nt. Dabei können die Exzenterscheiben 223 stets verhältnismäßig weit aus ihrer Ausrichtstellung zu den Trennebenen 18 versetzt angeordnet sein und ermöglichen dadurch weite Verschiebwege bis zur Reibungsanlage.
Nach Fig. 21 ist davon ausgegangen, daß als Zwischenglieder nicht drehbare Schleißringe 68 längseinstellbar auf Exzenterscheiben 22 sitzen. Dabei sind innen auf beiden Seiten entsprechend geformte Sichelnuten 653 mit dem Außendurchmesser der Exzenterscheiben in die Schleißringe 68 eingezogen. Durch diese feste Anordnung wird ein verbesserter Sitz auf den Exzenterscheiben während des Eingriffsvorganges erreicht.
Fig. 22 zeigt wieder eine Ausführung mit undrehbar auf Exzenterscheiben 224 angebrachten Schleißringen 681. Dabei werden die benötigten Dehnungs-Freiräume auf Exzenterscheiben und Schleißringe verteilt. Jeder Freiraum wird dort durch eine erste sichelförmige Randnut 654 in der Exzenterscheibe und eine zweite sichelförmige Randnut 655 im Schleißring gebildet. Die Begrenzungsflächen dieser Randnuten liegen zudem schräg und werden durch kegelförmig oder kegelartig geformte Flächen gebildet.
Nach Fig. 23 sind Randnuten 656 in vergleichbaren Umfangsformen wie in Fig. 21 in den Schleißringen 682 vorgesehen. Die Tiefe dieser Nuten entspricht wiederum weitgehend dem Maß nt₁, d. h. die Exzenterscheiben können wesentlich gegenüber den Trennebenen 18 des Stators versetzt sein und weit in die Randausdehnungen 656 eingreifen, um dadurch eine formschlüssige Mitnahmekupplung zu bilden.
Bei der Ausführung Fig. 24 dient ein Zylinderstift als Längskeil 69 zwischen Schleißring 68 und Exzenterscheibe 22. Der Längskeil kuppelt in Umfangsrichtung und gibt zusätzlich eine Längsführung zum relativen axialen Einstellen des Schleißringes auf der Exzenterscheibe.
Gemäß Fig. 25 ist die Exzenterfläche 221 des Exzenters 225 so weit verkleinert, daß die Exzenterwelle 20 die Exzenterfläche 221 durchdringt und mit ihren Rippen auch in ein Zahnsegment 71 des Schleißringes 683 eingreift. Die Exzenterscheibe erhält dann einen sicheiförmigen Querschnitt, und es ist auch ein begrenztes Umfangsspiel zwischen Exzenterwelle und Schleißring vorgesehen, was nach Lastabnahme durch Rückfedern eine kleine Drehverlagerung ergibt. Unter Last sind jedoch alle drei Teile stets in der gleichen Lage fest miteinander verkeilt.
Die Exzenterscheibe 226 nach Fig. 26 besitzt im verdickten Teil des Exzenters eine Abflachung 72, zwischen der und der Innenfläche eines Wälzringes 340 ein Zylinderstift 73 derart abrollbar geführt ist, daß er eine in beiden Richtungen wirksame Freilaufkupplung zwischen Exzenterscheibe und Wälzring bildet. Der an sich auf der Exzenterfläche 221 drehbar geführte Wälzring wird daher bei jeder Drehung zum schleifend abgewälzten Schleißring. In den Betriebspausen wird jedoch stets eine Relativ-Verlagerung in Umfangsrichtung erzielt, so daß die Exzenterfläche 221 am ganzen Umfang etwa gleichmäßig beansprucht wird.
Auch die in Fig. 27 gezeigte Ausführung bezweckt eine schrittweise Verlagerung der Kupplungsstellung zwischen Wälzring 340 und Exzenterscheibe 22. Dort ist parallel und mit seitlichem Abstand a zur Mittelebene 66 der Exzenterscheibe in deren verdicktem Teil eine radial nach außen gerichtete Bohrung mit einem Bremsstopfen angebracht, der durch eine Druckfeder 75 belastet ist. Auf diese Weise wird zwar dauernd eine Bremskraft auf den Wälzring 340 ausgeübt, aber diese Bremskraft ist drehzahlabhängig und in der vorgesehenen Antriebsrichtung im Uhrzeigersinn gemäß Fig. 27 stärker als in der Gegenrichtung. Jedenfalls muß die Bremskraft so bemessen sein, daß in Antriebsrichtung der Wälzring sich nur bei Überlastung mitdrehen kann und/oder bei zwischenzeitiger Wegnahme des Antriebsmomentes über eine kleine Strecke verdreht wird.
Dehnungs-Freiräume können im Prinzip auch in den Abstützbereichen des Stators, etwa der Statorplatten 3 seitlich der Trennebenen zu benachbarten Statorhöhlungen 34, vorgesehen sein. In einigen Fällen wird ein begrenzter Ausgleich selbst dadurch geschaffen, daß man Ausnehmungen im Umfang eines Wälzringes oder Schleißringes vorsieht, etwa dergestalt, daß man von einem seitlichen Ringbund aus, der die Abdichtung besorgt, achsparallele Nuten zur gegenüberliegenden Stirnfläche des Zwischengliedes führt. Dies hat den weiteren Vorteil, daß bei der Förderung körnigen Gutes die zum Durchsetzen dieses Gutes notwendige Zerkleinerung verbessert wird.

Claims

1. Exzenterschneckenpumpe mit einem schraubenförmig gewendelten Rotor (2), der sich planetenartig in einer im Querschnitt langgestreckten Hohlwendel eines Stators (1) abwälzt, wobei die räumlichen Wälzkurven an Rotor und Stator in einzelne Pumpenstufen aufgelöst sind, die stirnseitig durch radial zur Pumpenachse (12) verlaufende Trennebenen (18) begrenzt sind und von welchen jede einen Exzenter (222) aufweist, der zu den Exzentern der benachbarten Pumpenstufen um einen Rotor-Teilungswinkel (tr) verdreht angeordnet ist und wenigstens ein in der Statorhöhlung (34) einer Pumpenstufe zwischen Trennebenen (18) geführtes Zwischenglied (40, 140, 55, 240, 340, 68, 681, 682) trägt, wobei im Eingriffbereich einer jeden Pumpenstufe Freiräume gebildet sind, dadurch gekennzeichnet, daß die Freiräume als zwischen Rotor (2) und Stator (1) angeordnete Dehnungs-Freiräume (51, 65, 67, 651-656) ausgebildet sind, deren Tiefe (nt) in axialer Richtung mindestens der in der jeweiligen Pumpenstufe wirksamen unterschiedlichen Wärmedehnung von Rotor (2) und Stator (1) entspricht.

2. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Tiefe (nt, 2nt) der Dehnungs-Freiräume (51 ... 656) in allen Pumpenstufen gleich ausgebildet und der größten örtlichen Dehnungsverschiebung von Rotor (2) und Stator (1) angepaßt ist.

3. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Dehnungs-Freiräume durch jeweils wenigstens eine stirnseitig in Exzenter (22) und/oder Zwischenglied und/ oder Stator (1) eingeformte Ausnehmung gebildet sind.

4. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, daß die im Exzenter (22) angebrachte Ausnehmung als Randnut (65) ausgebildet und um den Rotorteilungswinkel (tr) zur Längsmittelebene (66) des Exzenters (22) versetzt angeordnet ist.

5. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Randnut (65) des Exzenters die Form einer sichelförmigen Ansenkung hat, deren Innenbegrenzung der Innenfläche des unmittelbar benachbarten Zwischengliedes angepaßt ist.

6. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, daß das Zwischenglied als in Antriebs-Drehrichtung mit dem Exzenter wenigstens kuppelbarer, aber längseinstellbar an diesem geführter Schließring (68, 681, 682) ausgebildet ist.

7. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Randnut (654) durch eine zur Rotorachse geneigte Schrägfläche wie eine Kegelfläche begrenzt ist, die mit axialem Dehnungs-Abstand von einer komplementär geformten Schrägfläche (655) des Schieißringes (681) angeordnet ist.

8. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der den Dehnungs-Freiraum bildenden Ausnehmung (655) des einen Teils (z. B. Schleißring 682) ein in sie eingreifender Vorsprung (656) des anderen Teiles (z. B. Exzenter 22) zugeordnet ist.

9. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Ausnehmung (656) eine Tiefe (nt1) hat, die größer ist als die auszugleichende Wärmedehnung und mit dem ständig in sie eingreifenden Vorsprung eine Mitnahmekupplung bildet.

10. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Exzenter (22) mit seiner ganzen Querschnittsfläche als Vorsprung in die Ausnehmung (656) des Schleißringes (682) einer benachbarten Pumpenstufe hineinragt.

11. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß der Schleißring (683, 340) über wenigstens begrenzte Winkel dreheinstellbar auf seinem Exzenter (22, 225, 226) gelagert und die beide Teile verbindenden Kupplungsmittel ein bei Laständerung wirksames Bewegungsspiel aufweisen.

12. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 11, mit auf einer Vielkeilwelle (20) sitzenden Exzentern, dadurch gekennzeichnet, daß die Vielkeilwelle (20) als Kupplungsmittel in der Grenzfläche (221) zwischen dem Schleißring (683) und dem im Querschnitt sichelförmig ausgebildeten Exzenter (225) angeordnet ist.

13. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungsmittel ein reibungsschlüssig zwischen Exzenter (22) und Schleißring (340) eingreifendes Kupplungselement (74) aufweisen.

14. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß das Kupplungselement (74) durch eine Feder (75) belastet und seitlich der Längsmittelebene (66) im Exzenter (22) nach radial außen bewegbar geführt ist.

15. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß die Kupplungsmittel wenigstens ein Fortschaltelement zur intermittierenden Änderung der relativen Drehstellung des Schleißringes auf dem Exzenter aufweisen.

16. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 15, gekennzeichnet durch eine zwischen Exzenter (22) und Schleißring (340) angeordnete Freilaufkupplung.

17. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 1, deren Zwischenglieder drehbar auf ihrem Exzenter gelagert sind, dadurch gekennzeichnet, daß in wenigstens eine Stirnfläche der Zwischenglieder (240) als Dehnungs-Freiraum eine innere Ringnut (67) eingeformt ist, deren radiale Abmessung (rr) wenigstens gleich ist dem maximalen radialen Überstand eines Exzenters (22) über einen benachbarten Exzenter.

18. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Ringnuten (67) jeweils umgeben sind von einer in der Trennebene ausgerichteten Anlagefläche (70), deren radiale Abmessung (ra) am ganzen Umfang größer ist als der größte radiale Überstand (rü) eines Exzenters (22) über einen benachbarten Exzenter.

19. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Dehnungs-Freiräume im Bereich der Trennebenen (18) im Stator (1) angebracht sind.

20. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß in jeder Pumpenstufe am Rotor (2) zwei axial entgegengesetzt zueinander angeordnete Zwischenglieder (40, 55) axial zueinander einstellbar vorgesehen und auf ihren einander zugewandten Stirnseiten abdichtend ineinandergreifende, in Umfangsrichtung abwechselnde Vorsprünge (44, 59) und Nuten (45, 57) aufweisen und in Richtung ihrer Achse (13) auseinandergedrückt sind.

21. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, daß zwischen beiden Zwischengliedern (40, 55) gesonderte Federelemente (47) eingefügt sind.

22. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 21, dadurch gekennzeichnet, daß die Federelemente (47) als Druckfedern, insbesondere achsensymmetrisch verteilt, in Ausnehmungen (46) der Vorsprünge angebracht sind.

23. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 20, mit in der Höhlung des Stators verschiebbaren Kolbenplatten (55) als Zwischenglieder, dadurch gekennzeichnet, daß die Vorsprünge (59) und Nuten (57) ausschließlich quer zur Längs- bzw. Schieberichtung der Kolbenplatten (55) verlaufen.

24. Exzenterschneckenpumpe nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, daß die als Rippen ausgebildeten Vorsprünge (59) und Nuten (57) ausschließlich über die Länge der seitlichen Führungsflächen (56) der Kolbenplatten (55) verteilt auf deren ganzer Breite durchgeführt sind.