EP0214164B1 - Verdrängermaschine, insbesondere -pumpe - Google Patents
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- EP0214164B1 EP0214164B1 EP86901030A EP86901030A EP0214164B1 EP 0214164 B1 EP0214164 B1 EP 0214164B1 EP 86901030 A EP86901030 A EP 86901030A EP 86901030 A EP86901030 A EP 86901030A EP 0214164 B1 EP0214164 B1 EP 0214164B1
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- European Patent Office
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- displacement
- chambers
- vanes
- displacement chambers
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
- F04C15/0003—Sealing arrangements in rotary-piston machines or pumps
- F04C15/0023—Axial sealings for working fluid
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
- F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
- F01C17/00—Arrangements for drive of co-operating members, e.g. for rotary piston and casing
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
- F04C15/0042—Systems for the equilibration of forces acting on the machines or pump
- F04C15/0046—Internal leakage control
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
- F04C15/0057—Driving elements, brakes, couplings, transmission specially adapted for machines or pumps
- F04C15/0061—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions
- F04C15/0065—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions for eccentric movement
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
- F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
- F04C2/02—Rotary-piston machines or pumps of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
- F04C2/04—Rotary-piston machines or pumps of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents of internal axis type
Definitions
- the present invention relates to a displacement machine, in particular a displacement pump, with displacement chambers, in each of which a displacement vane engages, the displacement chamber and displacement vane being able to be set in cyclical relative movement, during which the displacement vane with outer and inner sealing surfaces sealingly follow the walls of the displacement chamber with a common central drive , and wherein inlet and outlet channels for the medium flowing through the machine open into the displacement chambers.
- Machines of this type are known, for example, from German Patent 22 30 773.
- the drive takes place by means of rigidly acting eccentrics or cranks.
- the displacement chambers and vanes are shaped in such a way that they only engage sealingly over a section of around 270 ° of the relative movement. It is therefore necessary to connect at least two displacement chambers with overlapping sealing or delivery areas in series in order to achieve even delivery without leaks.
- the aim of the present invention is to provide a machine which allows all the disadvantages mentioned to be avoided.
- a solution is described in the characterizing part of claim 1.
- the radially adjustable member which generates a driving force with a radial and tangential component, acts on the driven carrier in such a way that the displacer vanes and chambers always remain in sealing contact.
- Non-uniformities of the relative movement i.e. Deviations from the circular shape compensates for the radially adjustable link, which acts resilient, wedge-like or otherwise non-positive, but not positive.
- the direction of the driving force can be selected so that the driven carrier is always supported in a certain position in a stable position by the mutual contact points of the displacement vanes and chambers arranged in an outer ring and cannot tilt.
- the flexible drive which allows a not strictly circular relative movement, accordingly allows greater freedom in the design of the shape of the displacement chambers and wings, in particular their design in such a way that each chamber seals for itself over at least 360 ° of the relative movement.
- Each chamber can therefore contribute directly to the funding, without series connection with another.
- the drive preferably consists of a driver fastened on the drive shaft, which acts with a driving surface inclined with respect to the radial direction on a bushing which in turn is mounted on a pin of the carrier to be driven.
- This arrangement has the advantage that the direction of the driving force changes when worn in the sense that the radial component of the force decreases somewhat, which is itself desirable. So that the displacement chambers and vanes expand outwards, there are particularly favorable conditions for stable operation despite the non-positively engaging drive force on one line, and optimal use of the available space.
- Pumps or compressors with a correspondingly constructed, radially adjustable or night-adjustable drive are known, but not in combination with measures for stable operation and optimal use of space with a plurality of displacement chambers (FR-A-825 643, FR-A-1 095 539, GB-A-17,672 / 1909).
- the shaft 5 has a thickened inner end 7 which is milled so that a flat driving surface 7b is formed on a projecting segment 7a.
- the segment 7a engages in a cylindrical recess 8 of a plate-shaped carrier 9, where its driving surface 7b rests on a flattened point of a bush 7c.
- the sleeve 7c is mounted on a pin 9a of the carrier 9.
- This plate-shaped carrier 9 consists of one piece with ribs Migen displacement wings 10, which engage in groove-shaped displacement chambers 11, which are formed in a further plate-shaped carrier 12.
- the displacement chambers 11 are surrounded by raised ribs 121 of the carrier 12.
- a recess 122 is created within the ribs.
- the end faces of both the ribs 121 and the displacer wing 10 are slightly convexly cambered to cover any large area between the parts 9 and 12 and thus to avoid friction.
- the width of the ribs 121 is preferably less than twice the eccentricity of the movement of the carrier 9, which creates favorable conditions for solids that get between the parts 9 and 12 to be worked out effectively and quickly.
- the two supports 9 and 12 can be made of plastic as simple molded parts.
- the rear wall of the pump forms a plate 13, which is designed as a connecting plate by forming connecting channels 14 and 15 on the inside thereof, which inlet and outlet channels 19 and 20 of the displacement chambers 11 are underneath and with an inlet opening 16 and an outlet opening 17 connect.
- FIG. 2 shows the special shape and arrangement of the existing displacement chambers and displacement blades
- FIG. 3 shows the geometric shape of these displacement chambers and displacement blades in more detail.
- Four displacer assemblies 10 are provided on the carrier 9 in a centrally symmetrical arrangement, which engage in four displacer chambers 11 arranged in a correspondingly centrally symmetrical manner in the plate-shaped carrier 12.
- This centrally symmetrical arrangement of four displacement wings or displacement chambers of triangular or heart-shaped shape not only results in a very advantageous use of space on the carriers 9 and 12, but also a high positional stability of the movable carrier 9, when it is driven by the punctiform or linear support of the driving roller 7 in the recess 8.
- a center line of symmetry M shown in FIG. 3 of the displacement wing and the associated displacement chamber is composed of two longer sections M b and M e each with a large radius of curvature R and with centers of curvature B or C and subsequent shorter sections m a , m b and m e with small radii of curvature r and centers of curvature A, B and C.
- the center lines of the end parts above the sections m b and m e either run with a large radius of curvature and center of curvature A or with a small radius of curvature and centers of curvature B or C or according to an intervening curve, as will be explained in more detail.
- the flanks of each displacement wing 10 and each displacement chamber 11 run according to corresponding curves, namely with large or small radii and corresponding centers of curvature A, B and C as can be seen from FIG. 3. It is important here that there are no discontinuities at the transitions between the parts with a small radius of curvature and the parts with a large radius of curvature, that is, the tags at the adjoining curve parts should merge into one another without a jump.
- each of these chamber extensions 18 there is an inlet opening 19 or one penetrating the carrier 12 Outlet opening 20.
- the inlet openings 19 are located radially within the outlet bores 20.
- all inlet openings 19 are connected to one another and to the inlet 16 of the pump through the annular channel 14. Accordingly, all outlet openings 20 are connected to the ring channel 15 and, via the same, to the outlet 17 of the pump.
- the four displacement chambers are therefore connected in parallel and work in parallel, which among other things has a favorable effect on the pulsation of the entire conveyor.
- the carrier 9 is pressed against the carrier 12 by means of helical springs 21, which are supported in recesses in the carrier 9 or the bearing flange 2.
- the carrier 9 is freely movable in an intermediate pressure mer 22.
- this intermediate pressure chamber or compensation chamber 22 occurs during the running of the pump through the gap 23 between the abutting end faces of the carrier 9 and 12 and through a central opening of the carrier 9 under the pressure built up in the displacement chambers 11, a portion of the medium conveyed and collects in the intermediate pressure chamber 22, which fills with this medium. From this intermediate pressure chamber 22, the medium can then pass through the annular gap 24 between the bearing bush 4 and the crankshaft 5 to the outside into the annular space 25 closed by the seal 6.
- the medium can flow back to the pump inlet 16 to the unpressurized suction side through a channel 26, in which an orifice 27 can be installed.
- the channel 26 can be a molded tube. It has been shown that the correct dimensioning of the upstream pressure generated by the springs 21 is an essential prerequisite for the stable operation of the pump.
- the form should, for example, be 1/4 to 1/2 of the total pressure, but should be dimensioned so that the drive motor can start after breaks.
- the carrier 9 is driven by the simple mechanism consisting of the shaft 5, which is set in rotation, its driver segment 7, the bushing 7c and the pin 9a.
- the situation is shown on a larger scale in FIG. 4. Again, it is assumed there that the carrier 9 is in the uppermost symmetrical position, ie the axis of the cylindrical recess 8 or the pin 9a is at point O, which is correspondingly designated in FIG. 2, and during a cyclical movement move this axis along a circle with the radius r e .
- the carrier 9 can therefore perform an eccentric translational movement with the eccentric radius r e with respect to the axis of the shaft 5.
- the driving surface 7b of the segment 7a is inclined relative to the connecting line between the axis 5 and the pin 9a by, for example, 15 to 20 °.
- the acting force F N is perpendicular to the surface 7b, as shown in FIG. 4 . This force can be broken down into a tangential force F T directed in the current direction of movement of the carrier 9 and a radial force F R acting at right angles thereto.
- the predominant tangential force F T in the illustrated conditions causes entrainment of the carrier 9 in the respective tangential direction or circumferential direction and thus brings about the cyclical translational circular movement of the carrier 9 and its displacer vanes 10.
- the radial force F R ensures that the displacer vanes 10 rest securely in the Displacement chambers 11. It can be shown, and tests confirm, that in the arrangement and design of the displacement wings and chambers shown, relatively low resulting hydrostatic pressures act on the carrier 9 in the radial direction.
- the radial component of the driving force F N therefore has an effect, in particular, when the displacer vanes are applied radially outward in the displacer chambers.
- This drive has a quasi-elastic effect or adjusts itself in every direction, so that the above-mentioned optimal conditions are still met even if certain wear and tear has occurred.
- Any wear in the displacement chambers and on the displacement vanes leads to the carrier 9 being displaced somewhat outwards, that is to say that its pin 9a describes a circular movement of somewhat larger diameter.
- the bush moves slightly outwards on the driving surface 7b.
- the drive conditions, in particular the direction of the force F N change only insignificantly. This is due, among other things, to the fact that the flat bearing surfaces of the segment 7a and the bushing 7c are practically not subject to wear.
- the wear in the drive itself can have the effect that the bore of the bushing 7c is somewhat worked off at the location closest to the driving surface 7b, but the location worn in this way also has a radius corresponding to the pin 9a, which may be evenly worn, So that good storage and power transmission is always guaranteed.
- the displacement wing initially moves horizontally to the right in the displacement chamber located at the top in FIG. 2. After a quarter turn, it reaches the position as shown in the chamber on the left in FIG. 2. It can be seen that during this movement the volume between the outer surface of the displacer wing 10 and the outer surface of the displacer chamber 11 has been reduced and the medium has been displaced in the direction of the outlet opening 20. In contrast, the volume between the inner surface of the displacement wing and the opposite the area of the displacement chamber on the inlet side increased significantly, so that 19 medium is sucked in through the inlet opening. After half a turn the position is reached, as shown in Fig. 2 below.
- pulsations in the order of 1% of the delivery rate can be achieved.
- a certain pulsation which is smaller than the leakage current and which mainly affects it is even desirable in order to rinse out any abrasion particles in the capillary gap between the end faces of the supports 9 and 12 and the gap filled with spring medium does not become too small because of the otherwise extremely high shear forces allow.
- the design and arrangement of the displacement chamber and vanes shown allow very good use of space or, in other words, a high specific delivery rate and output of the pump.
- the respective active piston widths are entered in FIG. 2 and designated KB.
- the total active piston width is larger than the diameter of a circle surrounding the delivery chambers.
- a compromise between the need to achieve a good seal and the need to avoid high friction is not only at the contact surface or in the gap 23 between the supports 9 and 12, but also between the end faces of the displacer vanes 10 and the opposite base surfaces of the displacer chambers 11 to find. Tests have shown that perfectly flat surfaces are unfavorable. A final shape according to FIG. 6 is more desirable. This means that the end face of the displacement wing should be slightly cambered so that there is practically only line contact between this end face and the base surface 11 of the displacement chamber 11.
- This shape can be achieved automatically in the above-described fine machining with an abrasive or lapping agent, namely that the displacer blades 10 are slightly deformed during lapping with an alternately opposite direction of rotation and are thus processed somewhat more strongly on the sides.
- the cambered shape can also be specified for the blank.
- the profile of the displacer ribs 10 and displacer chambers 11 can have a slightly trapezoidal shape with rounded corners in order to achieve better demolding from pressing or injection molding tools.
- FIG. 7 shows an embodiment variant in which the radial force component and adjustability are generated by means of an elastic section 5a of the shaft 5 in the form of a lamellar thinned section via a roller 71.
- a compression spring acting radially on a driver could accordingly be provided.
- the relative direction of movement between the two parts must make at least one full rotation through 360 ° with these tangents.
- the piston cross-section that is decisive for the delivery rate is the product of the piston width as a result of the respective distance between these tangents and the invariable immersion depth of the displacer vane in the displacement chamber.
- the respective piston stroke corresponds to the product of the angle of rotation and eccentricity, ie per revolution r e ' 2 n.
- the shape of the displacement chamber depends on the shape of the displacement wing and the radius of the eccentric drive.
- the displacement chambers each have an inlet and an outlet channel and are therefore connected in parallel as described above if a relatively low delivery pressure is desired with a large delivery rate, as is the case, for example, with one Circulation pump is the case. If higher pressures and a lower amount of feed are desired, two out of four chambers can be connected in series crosswise.
- FIG. 8 corresponds to FIG. 3 and shows an embodiment variant of the shape of the displacer wing 10 and the displacer chamber 11. While according to FIG. 3 the end sections m b and m e consistently have the small radius of curvature r, these end sections according to FIG. 8 are each in each case a part mb extending over 60 ° or never with a radius of curvature r, a middle part Mb and Mc with a radius of curvature R and a short end part m'b and m'c with a radius of curvature r. The ends of the displacement chambers 11 are in this case also moved closer together and they open directly into oval inlet and outlet openings 19 'and 20'.
- the displacement chamber 11 is surrounded on the inside by a rib 121, the width of which, according to the rule mentioned above, is less than twice the eccentric stroke right, and within this rib there is a flat recess 122, in the area of which there is an opening 35 which is similar to that with the suction side or pressure side of the pump, i.e. with an opening 19 'or with an annular channel connecting the openings 20' Channels 14 and 15 can be connected.
- Triangular, closed pockets 124 are formed by outer, circumferential ribs 123 together with the delimiting ribs 121 of the displacement chamber. During operation of the pump, a certain intermediate pressure builds up in these pockets between the supports 9 and 12, which can be determined, if necessary, by relief passages with a defined flow resistance. The liquid cushions in the pockets 124 effectively prevent instabilities of the aforementioned type and thus contribute to the smooth running of the machine.
- the drive can also be designed such that a roller corresponding to the roller 71 according to FIG. 7 is mounted on a rigid eccentric of the drive shaft and acts on a cylindrical driving surface of the carrier 9, the eccentricity of the movement of the roller being greater than the radius of the cyclical relative movement of the carrier 9.
- a roller corresponding to the roller 71 according to FIG. 7 is mounted on a rigid eccentric of the drive shaft and acts on a cylindrical driving surface of the carrier 9, the eccentricity of the movement of the roller being greater than the radius of the cyclical relative movement of the carrier 9.
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Description
- Die vorliegende Erfindung betrifft eine Verdrängermaschine, insbesondere Verdrängerpumpe, mit Verdrängerkammern, in welche je ein Verdrängerflügel greift, wobei Verdrängerkammer und Verdrängerflügel in zyklische Relativbewegung versetzbar sind, während welcher die Verdrängerflügel mit äusseren und inneren Dichtflächen dichtend den Wandungen der Verdrängerkammern folgen mit einem gemeinsamen zentralen Autrieb, und wobei Eintritts- und Austrittskanäle für das die Maschine durchströmende Medium in die Verdrängerkammern münden. Maschinen dieser Art sind beispielsweise bekannt aus der deutschen Patentschrift 22 30 773.
- Der Antrieb erfolgt hierbei mittels starr wirkender Exzenter oder Kurbeln. Es erweist sich jedoch als praktisch unmöglich, die Formen der Verdrängerkammern und -flügel derart präzis herzustellen, dass bei Antrieb mit starre Hub, bzw. mit einer genauen Kreisbewegung, die Verdrängerflügel stets gerade dichtend and die Wandungen der Verdrängerkammern anliegen, ohne dass übermassige Beanspruchungen oder aber Undichtheiten auftreten. Es wären ferner zusätzliche Führungsmittel erforderlich, um den angetriebenen Teil stets stabil in der gewollten Lage zu halten. Schliesslich sind die Verdrängerkammern und -flügel so geformt, dass sie nur über einen Abschnitt von rund 270° der Relativbewegung dichtend inaneindergreifen. Es ist daher erforderlich, je mindestens zwei Verdrängerkammern mit überlappenden Dicht-, bzw. Förderbereichen in Serie zu schalten, um eine gleichmässige Förderung ohne Undichtheit zu erzielen.
- Ziel vorliegender Erfindung ist es, eine Maschine anzugeben, welche all die erwähnten Nachteile zu vermeiden gestattet. Eine Lösung ist im Kennzeichen des Anspruchs 1 umschrieben.
- Das radial anpassbare Glied, welches eine Antriebskraft mit radialer und tangentialer Komponente erzeugt, wirkt auf den angetriebenen Träger in der Weise, dass die Verdrängerflügel und -kammern stets in dichtender Berührung bleiben. Ungleichförmigkeiten der Relativbewegung, d.h. Abweichungen derselben von der Kreisform, gleicht das radial verstellbare Glied, welches federnd, keilartig oder sonstwie kraftschlüssig, aber nicht formschlüssig wirkt, aus. Die Richtung der Antriebskraft kann so gewählt werden, dass der angetriebene Träger durch die gegenseitigen Anlagestellen der in einem äusseren Kranz angeordneten Verdrängerflügel und -kammern stets stabil in bestimmter Lage gestützt ist und nicht kippen kann. Der nachgiebige Antrieb, der eine nicht streng kreisförmige Relativbewegung gestattet, erlaubt dementsprechend grössere Freiheit in der Gestaltung der Form der Verdrängerkammern und -flügel, insbesondere deren Gestaltung in der Weise, dass jede Kammer für sich über mindestens 360° der Relativbewegung dichtet. Jede Kammer kann also direkt, ohne Serieschaltung mit einer anderen, zur Föderung beitragen. Vorzugsweise besteht der Antrieb aus einem auf der Antriebswelle befestigten Mitnehmer, der mit einer gegenüber der Radialrichtung geneigten Mitnahmefläche auf eine Büchse wirkt, die ihrerseits auf einem Bolzen des anzutreibenden Trägers gelagert ist. Diese Anordnung hat den Vorteil, dass sich die Richtung der Antriebskraft bei Abnützung in dem Sinne ändert, dass die Radialkomponente der Kraft etwas abnimmt, was an sich erwünscht ist. Damit dass sich die Verdrängerkammern und -Flügel nach aussen erweitern, ergeben sich ganz besonders günstige Bedingungen für einen stabilen Betrieb trotz der nur an einer Strelle kraftschlüssig angreifenden Antriebskraft, und eine optimale Nutzung des verfügbaren Raumes.
- Es sind zwar Pumpen oder Kompressoren mit entsprechend aufgebautem, radial anpassbarem bzw. nachtstellbarem Antrieb bekannt, jedoch nicht in Kombination mit Massnahmen für einen stabilen Betrieb und optimale Raumnutzung mit einer Mehrzahl von Verdrängerkammern (FR-A-825 643, FR-A-1 095 539, GB-A-17,672/1909).
- Die Erfindung wird nun anhand eines Ausführungsbeispiels einer Verdrängerpumpe sowie einer Variante näher erläutert.
- Fig. 1 zeigt einen Axialschnitt durch die Pumpe, nach Linie 1-1 der Fig. 2,
- Fig. 2 zeigt einen Querschnitt durch die Pumpe, nach Line 11-11 der Fig. 1,
- Fig. 3 zeigt die geometrischen Gesetzmässigkeiten einer Verdrängerkammern und eines Verdrängerflügels,
- Fig. 4 dient de Erläuterung der Wirkungsweise des Antriebs der Pumpe,
- Fig. 5 zeigt eine bevorzugte Querschnittsform eines Verdrängerflügels,
- Fig. 6 zeigt eine weitere bevorzugte Ausführungsform eines Verdrängerflügels und einer Verdrängerkammer,
- Fig. 7 zeigt eine Ausführungsvariante des Kurbelantriebs, und die
- Fig. 8 zeigt Ausführungsvarianten.
- Die Pumpe nach Fig. 1 und 2 weist ein Gehäuse mit einem Gehäusemantel 1 sowie einem Lagerflansch 2 mit Lagerbohrung 3 auf. In die Lagerbohrung 3 ist eine Lagerbüchse 4 eingesetzt, in welcher eine Antriebswelle 5 gelagert ist. Am äusseren Ende der Lagerbüchse 4 ist zwischen dieselbe und die Welle 5 ein Dichtungsring 6 eingesetzt. Die Welle 5 hat eine verdicktes inneres Ende 7, das angefräst ist, so dass an einem vorspringenden Segment 7a eine ebene Mitnahmefläche 7b entsteht. Das Segment 7a greift in eine zylindrische Ausnehmung 8 eines plattenförmigen Trägers 9, wo seine Mitnahmefläche 7b auf eine abgeflachte Stelle einer Büchse 7c aufliegt. Die Büchse 7c ist auf einem Zapfen 9a des Trägers 9 gelagert. Sie weist einen Schlitz 7d auf, welcher eine intensive Schmierung und Kühlung zwischen Büchse 7c und Zapfen 9a begünstigt. Die Wirkungsweise dieses Antriebs wird später anhand der Fig. 4 erläutert. Es ist ein Antrieb in beiden Drehrichtungen möglich. Dieser plattenförmige Träger 9 besteht aus einem Stück mit rippenförmigen Verdrängerflügeln 10, die in nutenförmige Verdrängerkammern 11 greifen, die in einem weiteren plattenförmigen Träger 12 gebildet sind. Die Verdrängerkammern 11 sind von erhöhten Rippen 121 des Trägers 12 umgeben. In der Mitte des Trägers 12 entsteht innerhalb der Rippen eine Vertiefung 122. Wie in Fig. 1, 5 und 6 gezeigt, sind die Stirnflächen sowohl der Rippen 121 als auch der Verdrängerflügel 10 leicht konvex bombiert, um jede grossflächige Auflage zwischen den Teilen 9 und 12 und damit Reibung zu vermeiden. Die Breite der Rippen 121 ist vorzugsweise kleiner als die doppelte Exzentrizität der Bewegung des Trägers 9, was günstige Voraussetzungen dafür schafft, dass zwischen die Teile 9 und 12 gelangende Feststoffe wirksam und rasch herausgearbeitet werden. Wie noch eingehender zu erläutern ist, können die beiden Träger 9 und 12 als einfache Formteile aus Kunststoff bestehen. Die Rückwand der Pumpe bildet eine Platte 13, die als Verbindungsplatte ausgebildet ist, indem an deren Innenseite Verbindungskanäle 14 und 15 gebildet sind, welche Eintritts- und Austrittskanäle 19 bzw. 20 der Verdrängerkammern 11 unter sich und mit einer Eintrittsöffnung 16 bzw. einer Austrittsöffnung 17 verbinden.
- Fig. 2 zeigt die besondere Form und Anordnung der vorhandenen Verdrängerkammern und Verdrängerflügel während Fig. 3 die geometrische Form dieser Verdrängerkammern und Verdrängerflügel genauer zeigt. Am Träger 9 sind in zentralsymmetrischer Anordnung vier Verdrängerftügei 10 vorgesehen, die in vier entsprechend im plattenförmigen Träger 12 zentralsymmetrisch angeordnete Verdrängerkammern 11 greifen. Diese zentralsymmetrische Anordnung von je vier Verdrängerflügel bzw. Verdrängerkammern dreieckiger oder herzförmiger Gestalt ergibt nicht nur eine sehr vorteilhafte Platzausnützung auf den Trägern 9 und 12, sondern auch eine hohe Lagestabilität des beweglichen Trägers 9, bei dessen Antrieb durch die punk- oder linienförmige Auflage der Mitnehmerrolle 7 in der Ausnehmung 8. Vorerst sei etwas näher auf die in Fig. 3 dargestellte Formgebung der Verdrängerflügel und Verdrängerkammern eingetreten. Geometrische Konstruktionsgrundlage dieser Formen bildet ein gleichseitiges Dreieck mit den Seiten a, b und c und den Ecken A, B und C. Eine in Fig. 3 eingezeichnete Symmetriemittellinie M des Verdrängerflügels und de zugeordneten Verdrängerkammer setzt sich zusammen aus zwei längeren Abschnitten Mb und Me mit je einem grossen Krümmungsradius R und mit Krümmungszentren B bzw. C sowie anschliessenden kürzeren Abschnitten ma, mb und me mit kleinen Krümmungsradien r und Krümmungszentren A, B bzw. C. Die Mittellinien der Endteile oberhalb der Abschnitte mb bzw. me verlaufen entweder mit grossem Krümmungsradius und Krümmungszentrem A oder mit kleinen Krümmungsradius und Krümmungszentren B bzw. C oder nach einer dazwischenliegenden Kurve, wie noch eingehender erläutert wird. Die Flanken jedes Verdrängerflügels 10 und jeder Verdrängerkammern 11 verlaufen nach entsprechenden Kurven, nämlich mit grossen oder kleinen Radien und entsprechenden Krümmungszentren A, B und C wie aus Fig. 3 ersichtlich ist. Wesentlich ist hierbei, dass an den Uebergängen zwischen den Teilen mit kleinem Krümmungsradius und den Teilen mit grossem Krümmungsradius keine Unstetigkeiten auftreten, d.h., die Tagenten an die aneinander anschliessenden Kurventeile sollen ohne Sprung ineinander übergehen. Nur unter dieser Voraussetzung ist es möglich, dass die Verdrängerflügel bei einer zyklischen kreisförmigen Relativbewegung derselben in den Verdrängerkammern stetig an je zwei Stellen dichtend gegen die Wandungen der Verdrängerkammern anliegen, wobei diese Dichtungsstellen für jede zyklische Bewegung stetig längs der Wandungen der Verdrängerkammern wandern. Die Grösse und Richtung dieser zyklischen translatorischen Kreisbewegung des Trägers 9 und seiner Verdrängerflügel 10 ist in Fig. 2 durch den Pfeil im Zentrum angegeben. Diese Bewegung hat gemäss Fig. 2 eine oberste Ausgangsstellung angenommen, für welche der Verdrängerflügel 10 in der obersten Verdrängerkammer oben beidseitig symmetrisch anliegt und dichtet. Aus dieser Stellung beginnen sich alle vier Verdrängerflügel der Pumpe bei der translatorischen Rotationsbewegung horizontal nach rechts zu bewegen und es ist ersichtlich, dass hierbi für alle durch Punkte D bezeichneten Dichtungsstellen bzw. Berührungsstellen zwischen jedem Verdrängerflügel und der zugeordneten Verdrängerkammer eine freie Bewegung horizontal nach rechts längs der Tangente bzw. Tangentialebene an die Wand der Verdrängerkammer and der Stelle D möglich ist. Die Dichtungs- bzw. Berührungsstellen wandern dann der zyklischen translatorischen Rotationsbewegung entsprechend zyklisch längs den Wandungen der Verdrängerkammer weiter. Die Enden der dreieck-oder herzförmigen Verdrängerkammern sind jeweils durch eine Wand 12a voneinander getrennt, und diese Enden kommunizierten mit nach innen gerichteten und sich nach innen verengenden Kammerfortsätzen 18. In diesen Kammerfortsätzen 18 befindet sich je eine den Träger 12 durchsetzende Eintrittsöffnung 19 bzw. eine Austrittsöffnung 20. Hierbie liegen die Eintrittsöffnungen 19 radial innerhalb der Austrittsbohrungen 20. Wie insbesondere Fig. 5 zeigt sind alle Eintrittsöffnungen 19 durch den Ringkanal 14 miteinander und mit dem Einlass 16 der Pumpe verbunden. Entsprechend sind alle Austrittsöffnungen 20 mit dem Ringkanal 15 und über denselben mit dem Austritt 17 der Pumpe verbunden. Die vier Verdrängerkammern sind somit paralle geschaltet und arbeiten parallel, was sich unter anderem auf die Pulsation der gesamten Föderung günstig auswirkt.
- Wie Fig. 1 zeigt, wird der Träger 9 mittels Schraubenfedern 21, die sich in Ausnehmungen des Trägers 9 bzw. des Lagerflansches 2 abstützen, mit bestimmten Vordruck gegen den Träger 12 angedrückt. Im übrigen befindet sich der Träger 9 frei beweglich in einer Zwischendruckkammer 22. In diese Zwischendruckkammer oder Ausgleichskammer 22 tritt während des Laufs der Pumpe durch den Spalt 23 zwischen den aneinander liegenden Stirnflächer der Träger 9 und 12 sowie durch eine zentrale Oeffnung des Trägers 9 unter dem in den Verdrängerkammern 11 aufgebauten Drucke ein Anteil des geförderten Mediums aus und sammelt sich in der Zwischendruckkammer 22, welche sich mit diesem Medium füllt. Aus dieser Zwischendruckkammer 22 kann dann das Medium durch den Ringspalt 24 zwischen der Lagerbüchse 4 und der Kurbelwelle 5 nach aussen in den von der Dichtung 6 abgeschlossen ringförmigen Raum 25 durchtreten. Von dort kann das Medium durch einen Kanal 26, in den eine Blende 27 eingebaut sein kann, zum Pumpeneintritt 16 also zur drucklosen Saugseite zurückfliessen. Der Kanal 26 kann ein eingeformtes Röhrchen sein. Es hat sich gezeigt, dass die richtige Bemssung des durch die Federn 21 erzeugten Vordruckes eine wesentliche Voraussetzung für ein stabiles Arbeiten der Pumpe ist. Der Vordruck soll z.B. 1/4 bis 1/2 des gesamtgen Andrucks betragen, soll aber doch so bemessen sein, dass der Antriebsmotor nach Betriebspausen anzulaufen vermag.
- Der Antrieb des Trägers 9 erfolgt, wie bereits erwähnt, über den einfachen Mechanismus bestehend aus der Welle 5, die in Drehung versetzt wird, deren Mitnehmersegment 7, die Büchse 7c und den Zapfen 9a. Die Situation ist in Fig. 4 in grössserem Massstab dargestellt. Wiederum ist dort angenommen, der Träger 9 befinde sich in der obersten symmetrischen Stellung, d.h., die Achse der zylindrischen Ausnehmung 8, bzw. des Zapfens 9a befinde sich im Punkt O, der in Fig. 2 entsprechend bezeichnet ist, und während einer zyklischen Bewegung verlagere sich diese Achse längs eines Kreises mit dem Radius re. Der Träger 9 kann also bezüglich der Achse der Welle 5 eine exzentrische Translationsbewegung mit dem Exzenterradius re ausführen. Die Mitnahmefläche 7b des Segmentes 7a ist gegenüber der Verbindungslinie zwischen der Achse 5 und dem Zapfen 9a um beispielsweise 15 bis 20° geneigt. Unter der Annahme, die Reibung zwischen den aufeinanderliegenden Flächen des Segmentes 7a und der Büchse 7c einerseits und zwischen der Bohrung diese Büchse und dem Zapfen 9a anderseits sei vernachlässigbar, steht die wirkende Kraft FN senkrecht auf der Fläche 7b, wie in Fig. 4 eingezeichnet. Diese Kraft kann zerlegt werden in einen in der momentanen Bewegungsrichtung des Trägers 9 gerichtete Tangentialkraft FT und eine rechtwinklig dazu wirkende Radialkraft FR. Die bei den dargestellten Verhältnissen überwiegende Tangentialkraft FT bewirkt eine Mitnahme des Trägers 9 in der jeweiligen Tangentialrichtung oder Umfangsrichtung und bewirkt somit die zyklische translatorische Kreisbewegung des Trägers 9 und siner Verdrängerflügel 10. Die Radialkraft FR sorgt für eine sichere Anlage der Verdrängerflügel 10 in den Verdrängerkammern 11. Es kann gezeigt werden, und Versuche bestätigen es, dass bei der dargestellten Anordnung und Ausbildung der Verdrängerflügel und -kammern relative geringe resultierende hydrostatische Drücke in Radialrichtung auf den Träger 9 wirken. Die Radialkomponente der Mitnahmekraft FN wirkt sich daher insbesondere in einem Anlegen der Verdrängerflügel radial nach aussen in den Verdrängerkammern aus. Es ergibt sich damit die erforderliche Stabilität des Bewegungsablaufs, indem die momentane Lage des Trägers 9 und seiner Verdrängerflügel bezüglich des Trägers 12 bzw. der Verdrängerkammern 11 stets stabil vorgegeben ist. Das ist in Fig. 2 für zwei spezielle Positionen gezeigt. Bei der dargestellten Lage wirkt die Radialkomponente der Mitnahmekraft FR senkracht nach oben, wie in Fig. 4 für die entsprechende Stellung gezeigt. Die beiden oberen Dichtungsstellen D in den horizontal orientierten Kammern liegen in einem maximalen Basisabstand Bmax. Nach einer Drehung um 45° erreicht dieser Basisabstand ein Minimum Bmln wie in Fig. 2 links oben angedeutet. Die dargestellte Anordnung erlaubt somit nicht nur eine gute Ausnützung des verfügbaren Raumes, sondern führt auch au einer Stabilisierung der Bewegung, die einen äusserst einfachen Antrieb erlaubt. Dieser Antrieb wirkt im übrigen quasi elastisch bzw. in jeder Richtung selbst nachstellend, womit die oben erwähnten optimalen Bedingungen auch dann immer noch erfüllt sind, wenn gewisse Abnützungen aufgetreten sind. Jede Abnützung in den Verdrängerkammern und an den Verdrängerflügeln führt dazu, dass sich der Träger 9 etwas nach aussen verlagert, d.h., dass sein Zapfen 9a eine Kreisbewegung etwas grösseren Durchmessers beschreibt. In diesem Falle verschiebt sich die Büchse etwas auf der Mitnahmefläche 7b nach aussen. Die Antriebsverhältnisse, insbesondere die Richtung der Kraft FN, ändern dabei nur unbedeutend. Dies hängt unter anderem damit zusammen, dass die ebenen Auflageflächen des Segmentes 7a und der Büchse 7c praktisch keiner Abnützung unterworfen sind. Im übrigen kann sich die Abnützung im Antrieb selbst dahin auswirken, dass die Bohrung der Büchse 7c an ihrer de Mitnahmefläche 7b am nächsten liegenden Stelle etwas abgearbeitet wird, aber auch die derart abgenutzte Stelle weist einen Radius entsprechend dem eventuell gleichmässig etwas abgenutzten Zapfen 9a auf, so dass stets eine gute Lagerung und Kraftübertagung gewährleistet bleibt.
- Die eigentliche Pumpwirkung der dargestellten Pumpe dürfte keiner ausführlichen Erläuterung bedürfen. Wie oben erwähnt, bewegt sich der Verdrängerflügel in der in Fig. 2 oben liegenden Verdrängerkammer zunächst horizontal nach rechts. Nach einer Viertelsdrehung erreicht er die Postion wie sie in der in Fig. 2 links liegenen Kammer dargestellt ist. Man sieht, dass während dieser Bewegung das Volumen zwischen der Aussenfläche des Verdrängerflügels 10 und der Aussenfläche der Verdrängerkammer 11 verringert worden ist und das Medium in Richtung der Austrittsöffnung 20 verdrängt worden ist. Dagegen hat das Volumen zwischen der Innenfläche des Verdrängerflügels und der gegenüberliegenden Fläche der Verdrängerkammer auf der Eintrittseite stark zugenommen, so dass dort durch die Einlassöffnung 19 Medium angesaugt wird. Nach einer halben Umdrehung wird die Stellun erreicht, wie sie in Fig. 2 unten dargestellt ist. In dieser Stellung hat nun das Volumen innerhalb des Verdrängerflügels ein Maximum erreicht, während das Volumen ausserhalb des Verdrängerflügels ein Minimum erreicht hat. Bei der weiteren Drehung in die in Fig. 2 rechts dargestellte relative Lage des Verdrängerflügels in der Verdrängerkammer wird nun das Medium an der Innenseite des Verdrängerflügels in den Austritt verdrängt, während ausserhalb des Verdrängerflügels Medium angesaugt wird.
- Versuche haben ergeben, dass bei dieser Form von Verdrängerflügeln und Verdrängerkammern eine verhältnismässig stetige pulsationsarme Föderung von Medium vom Eintritt zum Austritt in jeder einzelnen Krammer erfolgt.
- Praktische Grenzen sind der Verwerklichung dadurch gesetzt, dass selbstverständlich die Enden der kanalförmigen Verdrängerkammern durch die Zwischenwand 12a getrennt sein müssen, was einen entsprechend grossen gegenseitigen Abstand der Enden der Verdrängerflügel bedingte. Wie erwähnt ist es jedoch möglich, bei eder dargestellten Gestaltung und Anordnung recht geringe Pulsationen zu erzielen.
- Bei optimaler Gestaltung und Parallelschaltung der vier Verdrängerkammern lassen sich Pulsationen in der Grössenordnung von 1% der Fördermenge erzielen. Eine gewisse Pulsation die kleiner ist als der Leckstrom und die sich hauptsächlich in diesem auswirkt ist sogar erwünscht, um im Kapillarspalt zwischen den Stirnflächen der Träger 9 und 12 eventuelle Abriebteilchen auszuspülen und den mit Födermedium gefüllten Spalt wegen den sonst extrem hohen Scherkräften nicht zu klein werden zu lassen.
- Wie schon erwähnt, erlaubt die dargestellte Gestaltung und Anordnung von Verdrängerkammer und -flügeln eine sehr gute Raumausnützung oder anders ausgedrückt eine hohe spezifische Fördermenge und Leistung der Pumpe. In Fig. 2 sind die jeweiligen aktiven Kolbenbreiten eingetragen und mit KB bezeichnet. Die totale aktive Kolbenbreite ist grösser als der Durchmesser eines die Förderkammern umschliessenden Kreises.
- Ein Kompromiss zwischen der Notwendigkeit eine gute Dichtung zu erzielen und der Notwendigkeit hohe Reibungen zu vermeiden ist nicht nur an der Berührungsfläche bzw. im Spalt 23 zwischen den Trägern 9 und 12, sondern auch zwischen den Stirnflächen der Verdrängerflügel 10 und den gegenüberliegenden Grundflächen der Verdrängerkammern 11 zu finden. Versuche haben gezeigt, dass vollkommen ebene Flächen ungünstig sind. Es ist eher eine endgültige Forme gemäss Fig. 6 anzustreben. Das heisst, die Stirnfläche der Verdrängerflügel sollte leicht bombiert sein, damit praktisch nur eine Linienberührung zwischen dieser Stirnfläche und der Grundfläche 11 der Verdrängerkammer 11 besteht. Diese Form kann bei der oben beschriebenen Feinbearbeitung mit einem Schleif- oder Läppmittel automatisch erzielt werden, indem nämlich die Verdrängerflügel 10 beim Enläppen mit wechselweise entgegengesetzter Drehrichtung leicht verformt und somit an den Seiten etwas stärker abgearbeitet werden. Die bombierte Form kann aber auch beim Rohling vorgegeben sein.
- Wie Fig. 6 zeigt, kann das Profil der Verdrängerrippen 10 und Verdrängerkammern 11 leicht trapezförmig mit gerundeten Ecken ausgeführt sein, um eine bessere Entformung aus Press- oder Spritzwerkzeugen zu erzielen.
- Der elatische oder selbst nachstellend Antrieb kann etwas anders ausgebildet sein als anhand der Figuren 1 und 4 beschrieben. Fig. 7 zeigt eine Ausführungsvariante, bei welcher die radiale Kraftkomponente und Nachstellbarkeit mittels eines elastischen Abschnitts 5a der Welle 5 in Form einer lamellenförmigen verdünnten Strecke über eine Rolle 71 erzeugt werden. Bei grösseren Pumpen könnte entsprechend eine radial auf einen Mitnehmer wirkende Druckfeder vorgesehen sein.
- Die dargestellte, im wesentlichen dreickgige oder herzförmige Gestaltung bietet jedoch die besten Voraussetzungen für eine optimale stabilitat und Raumausnützung. In jedem Fall müssen die folgenden Bedingugen erfüllt sein:
- In keiner Stellung darf ein freier Durchgang zwischen Einlass und Auslass sein, d.h., um im inneren und äusseren Forderraum einen Rücklauf des Mediums zu verhindern, müssen mindestens pro Kammer in axialer Richtung zwei Dichtungslinien vorhanden sein (Fig. 2).
- Diese Dichtungslinien fallen zusammen mit den gemeinsamen Tangenten an die Verdrängerflügel und -kammern.
- Bei mehreren Kammern im gleichen Körper müssen alle an die Dichtungslinien angelegten Tangenten übereinstimmen.
- Die relative Bewegungsrichtung zwischen den beiden Teilen muss mit diesen Tangenten mindestens eine volle Drehung um 360° machen.
- De für die Fördermenge massgebende Kolbenquerschnitt ist das Produkt aus der Kolbenbreite gesehen durch den jeweiligen Abstand dieser Tangenten und der unveränderlichen Eintauchtiefe des Verdrängerflügels in die Verdrängerkammer. Der jeweilige Kolbenhub entspricht dem Produkt aus Drehwinkel und Exzentrizität, d.h. pro Umlauf re'2 n.
- Bei gleichförmiger, kreisartiger Relativbewegung der beiden Teile ist eine Variation (Pulsation) der Förderung nur durch den ungleichen Abstand zwischen den jeweiligen Tangenten gegeben.
- Die Form der Verdrängerkammer ist anhängig von der Form des Verdrängerflügels und dem Radius des Exzenterantriebs.
- Die Verdrängerkammern weisen je einem Ein-und Austrittskanal auf und sind daher wie oben beschrieben parallelgeschaltet, wenn relativ geringer Förderdruck bei grosser Fördermenge gewünscht wird, wie es beispielsweise bei einer Umwälzpumpe der Fall ist. Sind eher höhere Drücke und geringere Födermenge gewünscht, können je zwei von vier Kammern über Kreuz in Serie geschaltet werden.
- Fig. 8 entspricht der Fig. 3 und zeigt eine Ausführungsvariante der Formgebung des Verdrängerflügels 10 und der Verdrängerkammer 11. Während nach Fig. 3 die Endabschnitte mb und me durchgehend den kleinen Krümmungsradius r aufweisen, sind diese Enabschnitte gemäss Fig. 8 in je einen sich über 60° erstreckenden Teil mb bzw. nie mit Krümmungsradius r, je einen Mittelteil Mb und Mc mit einem Krümmungsradius R und einen kurzen Endteil m'b und m'c mit Krümmungsradius r aufgeteilt. Die Enden der Verdrängerkammern 11 sind hierbei auch näher zusammengerückt und sie münden direkt in ovale Eintritts- und Austrittsöffnungen 19' und 20'. Die Ausführung nach Fig. 8 erlaubt eine noch geringere Pulsation zu erreichen als die Ausführung gemäss Fig. 3 Wie Fig. 8 zeigt, ist die Verdrängerkammer 11 innen von einer Rippe 121 umgeben, deren Breite der oben erwähnten Regel entsprechend geringer ist als der doppelte Exzenterhub re, und innerhalb dieser Rippe befindet sich eine flache Ausnehmung 122, in deren Bereich sich eine Oeffnung 35 befindet, die mit der Saugseite oder Druckseite der Pumpe, also mit einem die Oeffnungen 19' oder aber mit einem die Oeffnungen 20' verbindenden Ringkanal ähnlich den Kanälen 14 und 15 verbunden sein kann.
- Wie eingangs erwähnt, neigen die Träger 9 und 12 dazu, aneinander haften zu bleiben und dann schlagartig losgerissen zu werden. In Fig. 2 ist eine mögliche Massnahme zur Verhinderung dieses Nachteils dargestellt. Durch äussere, in Umfangsrichtung verlaufende Rippen 123 verden zusammen mit den Begrenzungsrippen 121 der Verdrängerkammer dreieckige, geschlossene Taschen 124 gebildet. Beim Betrieb der Pumpe baut sich in diesen Taschen zwischen den Trägern 9 und 12 ein gewisser Zwischendruck auf, der gegebenenfalls durch Entlastungsdurchlässen mit definiertem Durchflusswiderstand bestimmt werden kann. Die Flüssigkeitspolster in den Taschen 124 verhindern wirksam Unstabilitäten der vorgenannten Art, und tragen damit bedeutetend zum ruhigen Lauf der Maschine bei.
- Der Antrieb kann auch so gestaltet sein, dass eine Rolle entsprechend der Rolle 71 nach Fig. 7 auf einem starren Exzenter der Antriebswelle gelagert ist und auf eine zylindrische Mitnahmefläche des Trägers 9 wirkt, wobei die Exzentrizität der Bewegung der Rolle grösser ist als der Radius der zyklischen Relativbewegung des Trägers 9. Auch ein solcher Antrieb ist einfach und wirksam, doch hat er gegenüber dem Antrieb nach Fig. 1 und 4 gewisse Nachteile.
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