EP0659237B1 - Flügelzellenmaschine - Google Patents

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EP0659237B1
EP0659237B1 EP93919192A EP93919192A EP0659237B1 EP 0659237 B1 EP0659237 B1 EP 0659237B1 EP 93919192 A EP93919192 A EP 93919192A EP 93919192 A EP93919192 A EP 93919192A EP 0659237 B1 EP0659237 B1 EP 0659237B1
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EP
European Patent Office
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rotor
stator
vane
vanes
machine according
Prior art date
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EP93919192A
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English (en)
French (fr)
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EP0659237A1 (de
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Bernt Lorentz
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Original Assignee
Individual
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Publication date
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Publication of EP0659237B1 publication Critical patent/EP0659237B1/de
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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
    • F04C15/06—Arrangements for admission or discharge of the working fluid, e.g. constructional features of the inlet or outlet
    • 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
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/344—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member
    • 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
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/08—Rotary pistons
    • 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
    • F04C2/30—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C2/34—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C2/344—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member
    • F04C2/3441—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surface substantially parallel to the axis of rotation

Definitions

  • the invention relates to a vane machine for liquids, consisting of a rotor mounted in a stator with radially extending guide slots in which radially displaceable vanes are slidably arranged, which can be pressed against an inner wall of the stator under centrifugal force, with crescent-shaped expanding or narrowing feed cells during a rotor revolution are formed and the liquid entry through a tubular inner stator and the filling of the vane cells from the inside out.
  • Vane cell machines are built as constant pumps or motors or as variable pumps or motors. Vane machines are also used as volumetric counters. The advantages of vane cell machines are their even flow rate and their quiet running. Problems arise from the respective hydraulic radial and axial bearing loads.
  • the hydraulic radial bearing loads in vane cell machines with rotor lengths equal to the working area of the vanes result from the product of the projection area, formed from the rotor and protruding vane and the hydraulic pressure, ie the differential pressure acting on the rotor. Smaller radial loads result from the wing friction on the stator and in the Rotor slots and the weight of the rotor.
  • the rotor shafts and bearings are either dimensioned to a great extent or an attempt is made to compensate for them by complex and fluidically disadvantageous multi-stroke pump or motor designs.
  • the hydraulic axial bearing loads can be avoided by symmetrical formation of the axial hydraulic active surfaces of the rotor, the hydraulic pressures exerted on the active surfaces having to be the same.
  • axially movable rotor which is preferred for manufacturing and cost reasons, it rests on one side in the area of the stator, the hydraulic pressure becoming more effective on the opposite side, so that there is no axial force compensation. This would be remedied by an axially immovable design of the rotor bearing with a precisely identical setting of the end rotor gaps, which, however, is complex.
  • pneumatic cushions are provided in some recesses in the end faces of the rotor according to DE-A-21 33 455, which lie between the impeller blades and are fed with compressed air through channels which are in the form of a circular arc are incorporated in the side covers of the housing, so that when the rotor is axially displaced, pressure differences occur between the pneumatic cushions located on both sides of the rotor, which exert pushing forces in the direction of a central position.
  • a comparatively complex solution is also in the DE-A-31 20 350 proposed for a vane machine, in which the shaft rotor is designed with two large axially displaceable liners, which are acted upon in axially displaceable bearing bushes on the back and end faces by the delivery pressure in pressure-loaded columns, in order to bring about a pressure compensation on the shaft rotor , so that the bearing loads and friction losses are minimized.
  • Disadvantages are the large and costly number of precision parts in the hydraulic work area, the relatively large gap lengths required between the high-pressure and low-pressure areas and the resulting poor efficiency of the vane machine.
  • the shaft emerging for the input or output from a rotary piston machine causes axial bearing loads due to the pressure difference at the shaft seal and, in the case of constant-ring seals, also due to the spring force of the same, unless a compensation is made on the opposite side by a symmetrical design.
  • rotary piston pumps are known for example from DE-A-12 36 641.
  • a stator cavity of constant cross section a cylindrical rotating rotor with a plurality of essentially radial slots, in which vanes slide, is supported, with several conveyor cells being formed between the stator and the rotor by means of a correspondingly wavy design of the cross-sectional contour of the stator cavity
  • Working medium is supplied and discharged via tangential opening channels, of which the suction or low pressure side, located on one side of a wing, bores leading to a central rotor cavity are connected, while the high-pressure-side channels located on the other side of each vane are each connected in a continuous longitudinal channel of the rotor assigned to each vane.
  • the longitudinal channels are in turn connected to an annular groove embedded in a stator side wall, which is connected to the high-pressure connection opening of the pump or the motor.
  • DE-A-12 36 941 further proposed that as pressure-side channels on the relevant side of each wing a plurality of grooves running in the wing sliding direction are provided, which are incorporated in the corresponding wall of the associated rotor slot, an annular groove also being arranged on both sides of the rotor in the side walls of the stator facing the rotor end walls, into which the pressure-side longitudinal channels of the rotor open, the annular grooves are connected to the pressure connections of the pump or motor.
  • the rotor cavity in which the low-pressure side bores of the rotor lead, is part of a central longitudinal bore of a shaft connected to the rotor.
  • this rotary piston machine is expensive to construct.
  • US-A-3,361,076 describes a vane motor with a rotor mounted in a stator and slotted in the working area, which is screwed together and consists of a receptacle for the vanes, an end piece and a flow bushing.
  • the receptacle for the vanes contains an end flange which, like the end piece, projects radially beyond the outer diameter of the slotted rotor part and the inner diameter of the stator element and thus laterally limits the hydraulic working area.
  • the receptacle for the vanes is designed as a shaft in the axial direction, is roller-mounted and sealed in the stator, and is led out of the vane cell motor to receive a drive element.
  • the end piece has only a short shaft shoulder to accommodate the rolling bearing.
  • the vane cells are filled from the inside to the outside, with a rotor which is extended over the slotted area on both sides and has a larger outside diameter for positive axial centering of a movable cam ring.
  • Both extensions are on tapered roller bearings, too for absorbing radial and axial hydraulic forces, mounted in the housing, the one extension being guided out of the machine as a rotation-sealed shaft for the drive connection.
  • Pressure-adjustable overflow valves limit the gap pressure in the gap areas resulting from leakage from the operating pressure, which causes an axial pressure equalization at the same pressure across these gap areas up to the seal diameter. The axial hydraulic forces over the non-pressure-balanced surface below the seal diameter are absorbed by the bearings.
  • the vanes in this vane motor are spring-loaded, which makes them highly susceptible to the fact that when the spring pressure is released it is no longer guaranteed that the vanes can be guided to the inner wall of the stator in the operating state.
  • a rotation of the rotor to the stator must be ensured so that the blades can be moved into their receiving slots in the rotor against spring pressure.
  • the three-part rotor is neither shaftless nor tubular, which has no wing slot that runs from the inside to the outside diameter, since the inside diameter is formed by the flow bushing.
  • the pressurized space of the stator does not contribute to the compensation of radial forces in the area of the rotor extensions, which can only act on the rotor part due to the operating pressure.
  • US-A-3 361 076 discloses a non-shaftless tubular rotor with axial extensions, but which have a larger diameter than that of the rotor in the wing working area.
  • a vane pump in which two rotors separated by a spacer, two on a common shaft and axially firmly clamped Support rotors, two spacers and two shims are arranged.
  • the support rotors are slidably supported in a housing in bearing bushes, in which corresponding recesses, which are acted upon by operating pressure, are made to compensate for radial hydraulic forces.
  • the operating pressure is routed through external pipes from the pressure side to the recesses in the bearing bushes.
  • operating surfaces which are acted upon by operating pressure and are directed against the rotor are provided in the stator.
  • a vane machine in which a shaft-bearing rotor rotates in a stator, the inner circumferential surface of the stator having three part-circular recesses, the wall surfaces of which are guided so that the merging area of two wall surfaces in the outer circumferential area of the Rotors comes to rest.
  • the rotor is provided with radially extending guide slots for four blades, the arrangement of the guide slots being such that two opposite guide slots form an imaginary radius line are offset from one another with the result that only one wing comes to rest in each individual part-circular recess.
  • a slide bearing lubrication of the rotor shaft that is lubricated by the conveying liquid is not provided.
  • DE-A-2 022 841 describes a valve-less rotary piston pump with circular, rotating vanes which take over the conveyance and which consist of a housing, two or more vanes designed as rotary pistons, which are mounted in a hollow drive shaft, and a fixed profile axis, which determines the position of the vanes in the individual work phases, the drive hollow shaft being mounted eccentrically in the pump housing in such a way that a sufficient conveying cross section remains between the hollow shaft and the housing in the working area and the hollow shaft lies sealingly against the housing in the separating area and thus the separation between pressure and suction side takes over.
  • the vanes, which cause the medium to be sucked in and conveyed, project so far out of the hollow shaft in the work area that they reach the housing wall.
  • the drive shaft is designed as a hollow shaft in which the vanes are mounted so as to be radially displaceable and are supported on a profile axis which is permanently displaced in the interior of the hollow shaft, the hollow shaft being mounted in the pump housing. Shaftless storage is therefore not provided.
  • the holding pressure which increases rapidly with the speed, means that they operate at economical drive speeds of, for example, 1450 rpm 1 and higher no longer possible.
  • the volumetric efficiency and the dry suction capacity (with an empty pump) of vane pumps is determined by the gap losses, the size of which - assuming the same product to be conveyed, the same manufacturing accuracy and pressure difference - depends on the gap lengths. Therefore, with a comparable flow rate, low-speed pumps with a correspondingly large cyclical pump volume and gap have poorer volumetric efficiencies and a lower dry suction capacity than fast-rotating pumps with correspondingly smaller cyclical pump volume and gap lengths. These technical relationships mentioned also limit the possibilities for constructively improving the volumetric efficiency and the dry suction capacity due to the necessary speed limitation by the holding pressure.
  • rotary piston machines for liquids require strongly dimensioned shafts and bearings due to the large projection surface, which is made up of the rotor and protruding vanes and is subjected to the differential pressure, unless the rotary piston machines are designed as double-stroke vane pumps or motors, each with two inlet and outlet openings for the liquids have a measure that is technically complex to manufacture and leads to an increase and thus deterioration of the holding pressure in pumps.
  • vane cell machines are addressed as volumetric counters, the measuring accuracy should be improved in the same way.
  • the vane machine consists in that the rotor is shaftless and tubular and extends both sides beyond the working area determined by the vanes and is mounted with the extensions in the outer stator and has continuous vane slots from the inside to the outside diameter, the jacket of the stator in Has area of the rotor extensions on the surface from the operating pressure and / or relieved hydraulic active surfaces directed against the rotor for at least partial compensation or avoidance of radially occurring forces.
  • the operating pressure becomes effective in the rotor / outer stator bearing gaps located there, which leads to further bearing loads.
  • recesses (effective surfaces) in the stator casing which are relieved of the operating pressure make this radial load part considerable reduced.
  • the vane cell machine is provided with a liquid entry through a hollow, centric stator, the channels for filling the enlarging vane cells being formed by radial recesses in the vanes and / or in the vane slots, and the surface of the centric stator being subjected to operating pressure has active surfaces directed against the rotor for at least partial compensation of radial forces, the hydraulically loadable recesses being able to be replaced by small bores subjected to operating pressure, which produce larger pressure active surfaces directed against the rotor in the rotor / outer stator bearing gaps.
  • This measure is easier to manufacture, causes comparatively lower gap losses and thus improves the volumetric efficiency.
  • This vane machine is advantageously of simple construction, with a comparatively complex additional shaft bearing and the resulting frictional forces being avoided from the outset, as well as minimizing axial and radial hydraulic forces.
  • the radial channels for filling the feed cells are formed by radial recesses in the vanes and / or in the vane slots, which extend continuously from the outside diameter to the longitudinal rotor bore as the inside diameter of a working area that extends on both sides beyond the working area determined by the vanes shaftless rotor run, the liquid entering axially through the hollow rotor axis and the filling of the enlarging feed cells in the radial direction through a window in the rotor axis and in the further course through recesses in the rotor slots and / or in the wings.
  • the radial filling of the vane cells from the inside via the rotor slots also has the advantage that the stroke volume of the vanes in the rotor slots is included in the cyclical working volume of the pump or motor without a special filling process for this stroke volume against the centrifugal force, as is the case with the tangential or axial filling of the vane cells known from the prior art is required.
  • the rotor axis which also serves as a liquid inlet and as a bearing for the rotor, advantageously makes it possible for pumps and motors to carry out the hydraulic, in particular radial, pressure compensation in a cost-saving manner by means of hydraulic support against the rotor axis.
  • the recesses are preferably acted upon by the operating pressure given by the liquid, so that no further pressure sources or controls are necessary.
  • the recesses in the stator casing outside the wing working area are arranged opposite the rotor outer casing, that is to say symmetrically with respect to a vertical surface passing through the wing working area.
  • the recesses are located in the jacket of a stator pin, which passes through the central opening of a rotor tube and lies sealingly against it.
  • the latter embodiment has the advantage that the recesses can also be at the same height as the wing working area, which may result in a reduction in the overall height. Combinations of the mentioned embodiment are equally possible.
  • the rotor part projecting beyond the wing working area has the same or a reduced outer diameter compared to a diameter in the wing working area.
  • a reduced diameter outside the wing working area has the advantage that the rotor is axially centered when the vane machine is running.
  • the required centering of the rotor relative to the working space takes place through the blades.
  • the space in the guide slots below the blades is connected to the blade cell in front of it in the direction of rotation, for example by radial recesses in the blade and / or in the rotor.
  • the vanes which are moved outwards by centrifugal force can be immersed in the rotor and the freely movable rotor can be axially displaced on one side against an end-face stator and this can prevent the vanes from coming out or even tilt when the vane machine starts up,
  • the stator parts that laterally delimit the working area towards the axis of rotation slightly widening the working area.
  • bevels are slightly wider on both sides than it corresponds to the axial mobility of the rotor in the stator, so that when the vane machine begins to rotate, the vanes that come out by centrifugal force immediately center the rotor to the working area and, due to the lack of axial forces, do so without additional friction the wings is maintained.
  • the rotor is tubular and has a longitudinal bore in which an even number of vane slots ends openly and in which diametrically opposite vanes are firmly connected to one another or are formed in one piece.
  • the rotor can also accommodate a stator pin in the tube opening, which is hollow on the inside and has a window in the area of the slots for the displaceable vanes which pass radially through the rotor and the vanes and / or the rotor slots have radial recesses .
  • This arrangement enables a partial compensation of the radial hydraulic forces on the rotor.
  • the rotor is preferably coupled on one of its end faces to an axially fixed shaft as an input or output connection, the shaft being received in the stator housing.
  • the stator bore is made radially outward in a pitch circle over the area going through the maximum radial deflection of the vanes, so that a connection between two or more feed cells exists via the cutout thereby created. This measure makes it easier to fill the feed cells.
  • stator casing transition area between the enlarging and the reducing feed cells or the guiding of the blades in the area between two feed cells is preferred with regard to the
  • the axis of rotation is arranged centrally, so that the blades do not execute any radial movement when rotating in this area which is loaded with differential pressure.
  • the inner stator outer casing has depressions which can be acted upon hydraulically with the pump delivery pressure or the inlet pressure of the motor for at least partial compensation of the radial hydraulic bearing load.
  • the rotor parts projecting beyond the wing working area preferably have a reduced outer diameter compared to the rotor diameter in the wing working area. As a result, the rotor is axially centered during operation.
  • the stator jacket laterally delimiting the wing working area is conical in the area of the non-pressurized blades, so that the blades are positively guided when starting slide into the axially centered position.
  • the rotor is connected directly or via a coupling on the end face opposite the inlet opening to a shaft as an input or output device, the shaft being guided in a sealed manner into the stator housing.
  • the vane machine which is preferably designed as a single-stroke vane machine, which is designed as a pump in the embodiment shown in FIGS. 1 and 2, has a shaftless rotor 1, which in the axial direction has either an outer diameter 2 with a constant circumference, as in the vane working area 15 , or a reduced circumference 3.
  • the rotor 1 is fitted in a stator 4 in a sealed manner.
  • the stator has recesses 5, which are designed according to their position and size such that the the operating pressure of the liquid acting here leads to a partial or complete hydraulic force balance, also taking into account the friction and weight forces.
  • the recesses 5 are located in the axial direction in front of or behind the wing working area 15 and are arranged symmetrically thereto.
  • the vertical end faces or diameter jumps 6 in the case of a diameter jump of the rotor 1 present in the upper half of FIG. 2 serve at the same time for rotor centering, which results in gaps 7 of equal size between the rotor end face and the respective opposite stator end face during running operation.
  • these jumps in diameter 6 serve to center the rotor to the working space, the disadvantage described above of the effectiveness of the hydraulic pressure being stronger on one side being able to be accepted by contacting the opposite side, since the end face 6 as an effective area is kept small by a small difference in diameter.
  • This rotor centering to the work area between the end faces of the rotor 1 and the bilateral stators 4 ensures the gaps 7 for hydrostatic force compensation at the same pressure.
  • the rotor 1 has radially extending slots 8, in which the vanes 9 are slidably guided.
  • the space in the guide slots 8 below the wings 9 is connected to the wing cell in front of it in the direction of rotation, in the present case by radial recesses 10 in the wing and / or recesses 11 in the rotor. Since, when the vane machine is at a standstill, as shown in FIG.
  • the vanes 9 which are moved outwards by centrifugal force can be immersed in the rotor and the freely movable rotor 1, which is not reduced in diameter, can be axially displaced on one side against an end face of the stator 4, as a result of which When the vane machine starts up, the vanes 9 are prevented from coming out, which can lead to the vane canting on the relevant stator inner wall expanding conical or slightly beveled.
  • stator inner shell parts 12, 12a extend slightly further on both sides than corresponds to the axial mobility of the rotor 1 in the stator, so that when the vane machine begins to rotate, the vanes which come out by centrifugal force immediately center the rotor 1 to the working space 15 and do so in the absence of them axial forces is maintained even without additional friction on the wings 9.
  • the input and output connection of the vane cell machine takes place via a shaft 13 protruding into the stator housing 4 and sealed there, which shaft is connected to the rotor axially without reaction via a coupling 14.
  • the - 1 ', 1 "- rotor 1 which is extended on both sides over the working area determined by the vanes 9, is tubular, with a central opening in the tube opening Stator pin 16 protrudes, the stator pin 16 being fixedly connected to the other stator parts.
  • FIGS. 8 and 9 While in the previously described embodiments the filling of the expanding vane cells takes place essentially tangentially from the outside, in the embodiment shown in FIGS. 8 and 9 an inlet connection is provided on the stator journal 16 which is hollow up to the end of the working space width 20.
  • This stator has a window 21 in the working area 15 of the expanding vanes 9, radial recesses 10 and 11 being provided in the vanes 9 and / or in the rotor 1, through which the expanding vane cells are filled with the assistance of the centrifugal force.
  • the recesses 10 and 11 are arranged in the direction of rotation on the back of the blades and / or in the rotor directly behind the blades.
  • the vane cell machine shown in FIGS. 10 and 11 essentially consists of a rotor 111, which is mounted on a hollow shaft 110 as an inner stator 100 and which is arranged in its stator 112 so as to be rotatable and surrounded by it is.
  • the stator 112 can be formed in two parts, in particular with a component 113 integrated with the hollow shaft 110.
  • the rotor 111 has a reduced diameter to the side thereof in each case and lies with its outer lateral surface in a sealed manner against the inner stator jacket.
  • a gap 116 and 117 is formed to the opposite end face of the stator, which is pressurized.
  • an axial bore 118 and a radial bore 118 'ensure pressure equalization between the columns 116 and 117.
  • the rotor is connected directly or via a coupling (not shown) to a shaft 119, which is rotatably mounted in a sealed manner in the stator housing or in the input or output machine.
  • the hollow shaft 110 is designed as an inlet opening in the direction of the arrow 120, which is connected via a window opening 121 of the hollow shaft via corresponding recesses in the rotor to radially extending groove-shaped recesses 122 in the rotor and recesses 123 in the wing.
  • the blades 124 are located in radial slots 125 of the rotor 111.
  • the inner stator 100 is provided on its running surface with depressions 126 which are hydraulically acted upon by the pump delivery pressure or the input pressure of the motor and are arranged in size and position in such a way that the radial hydraulic bearing load is partially or is fully balanced.
  • the space between the rotor 111 and the stator 112 with the sickle-shaped feed cells 127 is in each case divided by wings 124, which run in the area represented by the arc 128 with the respective wing end.
  • the inner stator jacket has additional recesses 129 which protrude in a crescent shape beyond the maximum radial deflection (curve 128).
  • a transmission area 130 is provided, in which the vanes 124 do not execute any radial movement when rotating in the direction of the arrow 131.
  • the liquid flowing in in the direction of the arrow 120 is guided through the window opening 121 into the groove-shaped radial recesses 122, 123 radially outward into the feed cells 127 and is discharged essentially tangentially in the direction of the arrow 132.
  • the ingress of liquid through the hollow axis and the filling of the enlarging vane cells from the inside to the outside is largely due to the energy input from the drive and leads to low holding pressures even at high speeds.
  • hydraulic pressure equalization can be created by simple design measures.
  • the tubular rotor 201 is slidably supported in the two bearings 202 and 203.
  • the single-stroke cam ring 204 forms the working space 205 and is firmly connected to the bearings 202 and 203.
  • This 3-part outer cylindrical stator is inserted into the pump housing 207 with a liquid-carrying or flowable gap 206 and is connected at both ends to the pump housing e.g. sealed by O-rings 208.
  • the pressure outlet 209 located in the cam ring acts upon the gap 206 with the respective operating pressure of the pump when it is transferred to the corresponding outlet port 218 of the housing 207.
  • one or more radial bores 210 are arranged in the bearings 202 and 203, which have opposite pressure forces acting on the rotor within the bearing areas and for partial or full pressure equalization.
  • the inner stator 213 is fitted in a contactless manner but with a narrow gap in the inner diameter of the rotor 201.
  • the filling of the same takes place via the inlet bore 214 of the inner stator 213 which runs through to the drive side and the window 215 in the region of the expanding vane cells.
  • the inlet pressure is effective on both end faces of the rotor.
  • the bearings in the circumferential effective range of the hydraulic radial pressure forces are provided with recesses 211, which pass through the gaps 217 and the bores 214 and 218 are connected to the low-pressure side, so that only a small bearing length 212 sufficient for sealing and storage remains in the area of the recesses 211.
  • the hydraulic operating pressure acts directly on the inner stator without loading the rotor and, in addition, the gaps between the rotor and the inner stator are pressurized via the rotor slots, which contributes to a further partial pressure equalization.

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Description

  • Die Erfindung betrifft eine Flügelzellenmaschine für Flüssigkeiten, bestehend aus einem in einem Stator gelagerten Rotor mit radial verlaufenden Führungsschlitzen, in denen radial verschiebbare Flügel gleitend angeordnet sind, die fliehkraftbelastet an eine Innenwand des Stators preßbar sind, wobei bei einem Rotorumlauf sichelförmig sich erweiternde oder verengende Förderzellen gebildet werden und der Flüssigkeitseintritt durch einen rohrförmigen inneren Stator sowie die Füllung der Flügelzellen von innen nach außen erfolgt.
  • Flügelzellenmaschinen werden als Konstantpumpen oder -motoren oder als Verstellpumpen oder -motoren gebaut. Flügelzellenmaschinen finden jedoch ebenso als volumetrische Zähler Verwendung. Die Vorteile der Flügelzellenmaschinen liegen in ihrem gleichmäßigen Förderstrom und ihrem geräuscharmen Lauf. Probleme ergeben sich durch die jeweiligen hydraulischen radialen und axialen Lagerbelastungen.
  • Die hydraulischen radialen Lagerbelastungen bei Flügelzellenmaschinen mit Rotorlängen gleich dem Arbeitsbereich der Flügel ergeben sich aus dem Produkt aus der Projektionsfläche, gebildet aus Rotor und herausragendem Flügel und dem hydraulischen Druck, d.h. dem auf den Rotor wirkenden Differenzdruck. Kleinere radiale Belastungen resultieren aus der Flügelreibung an dem Stator und in den Rotorschlitzen sowie dem Eigengewicht des Rotors. Um die insgesamt resultierenden radialen und schon bei geringen Druckdifferenzen auftretenden großen Kräfte abzufangen, werden die Rotorwellen und Lagerungen entweder stark dimensioniert oder es wird durch aufwendige und strömungstechnisch nachteilige mehrhubige Pumpen- oder Motorkonstruktionen ein Ausgleich zu schaffen versucht.
  • Die hydraulischen axialen Lagerbelastungen können durch symmetrische Ausbildung der axialen hydraulischen Wirkflächen des Rotors vermieden werden, wobei die auf die Wirkflächen ausgeübten hydraulischen Drücke gleich sein müssen. Bei der aus herstellungstechnischen und kostenmäßigen Gründen bevorzugten Ausführung mit axial beweglichem Rotor legt sich dieser im Bereich einseitig an den Stator an, wobei auf der gegenüberliegenden Seite der hydraulische Druck stärker wirksam wird, so daß kein axialer Kraftausgleich gegeben ist. Abhilfe würde eine axial nicht bewegliche Ausführung der Rotorlagerung mit einer präzise gleichen Einstellung der stirnseitigen Rotorspalte schaffen, die jedoch aufwendig ist. So sind beispielsweise für einen dem Anmeldungsgegenstand verwandten pneumatischen Kompressor oder Motor pneumatische Polster in einigen in den Stirnseiten des Rotors eingearbeiteten Aussparungen nach der DE-A-21 33 455 vorgesehen, die zwischen den Laufradschaufeln liegen und mit komprimierter Luft durch Kanäle gespeist werden, die kreisbogenförmig in den seitlichen Deckeln des Gehäuses eingearbeitet sind, so daß bei axialer Verschiebung des Rotors Druckunterschiede zwischen den auf beiden Seiten des Rotors befindlichen pneumatischen Polstern auftreten, die rücktreibende Kräfte in Richtung einer Zentralposition ausüben.
  • Eine vergleichsweise aufwendige Lösung wird auch in der DE-A- 31 20 350 für eine Flügelzellenmaschine vorgeschlagen, bei der der Wellenrotor mit zwei großen axial verschiebbaren Laufbuchsen ausgeführt ist, die in axial verschieblichen Lagerbuchsen auf den Rückseiten und Stirnseiten durch den Förderdruck in druckbelasteten Spalten beaufschlagt werden, um einen Druckausgleich am Wellenrotor herbeizuführen, damit die Lagerbelastungen und Reibungsverluste minimiert werden. Nachteilig ist die große und kostenaufwendige Anzahl von Präzisionsteilen im hydraulischen Arbeitsbereich, relativ große erforderliche Spaltlängen zwischen dem Hochdruck- und dem Niederdruckbereich und die daraus resultierende schlechte Effizienz der Flügelzellenmaschine. Weiterhin verursacht die für den An- oder Abtrieb aus einer Rotationskolbenmaschine heraustretenden Welle durch die Druckdifferenz an der Wellendichtung und bei Gleichringdichtungen zusätzlich durch die Federkraft derselben axiale Lagerbelastungen, es sei denn, an der gegenüberliegenden Seite erfolgt ein Ausgleich durch eine bausymmetrische Ausführung.
  • Des weiteren sind Rotationskolbenpumpen beispielsweise aus der DE-A-12 36 641 bekannt. Dort wird in einem Statorhohlraum gleichbleibenden Querschnitts ein zylindrischer umlaufender Rotor mit mehreren im wesentlichen radialen Schlitzen, in denen Flügel gleiten, gelagert, wobei durch entsprechend wellige Gestaltung der Querschnittskontur des Statorhohlraumes zwischen dem Stator und dem Rotor mehrere Förderzellen gebildet werden, denen das Förder- bzw. Arbeitsmedium über tangentiale ausmündende Kanäle zu- und abgeleitet wird, von denen die saug- bzw. niederdruckseitigen, jeweils auf der einen Seite eines Flügels befindliche, zu einem zentrischen Rotorhohlraum führende Bohrungen sind, während die hochdruckseitigen, jeweils auf der anderen Seite jedes Flügels befindlichen Kanäle jeweils in einem jeden Flügel zugeordneten durchgehenden Längskanal des Rotors verbunden sind. Die Längskanäle stehen wiederum mit einer in einer Statorseitenwand eingelassenen Ringnut in Verbindung, die an die hochdruckseitige Anschlußöffnung der Pumpe oder des Motors angeschlossen ist.
  • Es ist auch bekannt, für die unmittelbare Zu- und Ableitung des Fördermediums in die bzw. aus den Förderzellen mündende Kanäle im Rotor vorzusehen, die dann wieder mit Kanälen in einem feststehenden Gehäuseteil in Verbindung kommen müssen. Die Anwendung solcher Rotorkanäle wird insoweit als vorteilhaft angesehen, wenn beispielsweise ein oder mehrere Arbeitsräume zwischen der Rotorumfangsfläche und der Umfangswand des Statorhohlraumes vorhanden sind, da bei der Anordnung von entsprechend vielen Ein- und Auslauföffnungen in den Statorwänden große Teile der Arbeitsräume nicht als Bereiche wirken können, in denen die Verdrängerzellen von der Saug- und Druckseite abgeschlossen sind, es sei denn, daß sehr viele Arbeitsschübe vorgesehen sind, die wiederum den nutzbaren Arbeitsraum verkleinern und große Reibungsverluste bewirken.
  • Um die Zu- und Ableitungskanäle im Rotor genügend weit ausbilden zu können, andererseits jedoch eine zu große Schwächung des Rotors durch die Kanäle zu vermeiden und schließlich einen störenden, auf den Druck wirkenden Axialschub aus Druckkanälen zu verhindern, wird in der DE-A-12 36 941 weiterhin vorgeschlagen, daß als druckseitige Kanäle auf der betreffenden Seite jedes Flügels mehrere in Flügelgleitrichtung verlaufende Nuten vorgesehen sind, welche in die entsprechende Wand des zugehörigen Rotorschlitzes eingearbeitet sind, wobei ferner beiderseits des Rotors je eine Ringnut in den den Rotorstirnwänden zugekehrten Seitenwänden des Stators angeordnet ist, in welche die druckseitigen Längskanäle des Rotors ausmünden, wobei die Ringnuten mit Druckanschlüssen der Pumpe oder des Motors in Verbindung stehen. Der Rotorhohlraum, indem die niederdruckseitigen Bohrungen des Rotors führen, ist ein Teil einer zentrischen Längsbohrung einer mit dem Rotor verbundenen Welle. Diese Rotationskolbenmaschine ist jedoch aufgrund der vielen radialen Bohrungen - auch außerhalb der Flügelschlitze sowie der Vielzahl von Auslässen - konstruktionsaufwendig.
  • Die US-A-3,361,076 beschreibt einen Flügelzellenmotor mit einem in einem Stator gelagerten, im Arbeitsbereich geschlitzten Rotor, der miteinander verschraubt aus einer Aufnahme für die Flügel, einem Endstück und einer Durchströmbuchse besteht. Die Aufnahme für die Flügel beinhaltet einen Endflansch, der ebenso wie das Endstück radial über den Aussendurchmesser des geschlitzten Rotorteils und den Innendurchmesser des Statorelementes herausragt und damit den hydraulischen Arbeitsbereich seitlich begrenzt. Die Aufnahme für die Flügel ist in axialer Richtung nach außen als Welle ausgebildet, im Stator wälzgelagert und gedichtet und aus dem Flügelzellenmotor herausgeführt zur Aufnahme eines Antriebselementes. Das Endstück hat dabei nur einen kurzen Wellenansatz zur Aufnahme der Wälzlagerung. Die Füllung der Flügelzellen erfolgt dabei von innen nach außen, wobei ein über den geschlitzten Bereich nach beiden Seiten mit größerem Außendurchmesser zur formschlüssigen axialen Zentrierung eines beweglichen Hubringes verlängerter Rotor vorgesehen ist. Beide Verlängerungen sind über Kegelrollenlager, auch zur Aufnahme radialer und axialer hydraulischer Kräfte, im Gehäuse gelagert, wobei die eine Verlängerung als rotationsgedichtete Welle zur Antriebsverbindung aus der Maschine herausgeführt ist. Druckeinstellbare Überströmventile begrenzen den durch Leckage vom Betriebsdruck her entstehenden Spaltdruck in den Spaltbereichen, der bei gleichem Druck über diese Spaltbereiche bis zum Dichtungsdurchmesser einen axialen Druckausgleich bewirkt. Die axialen hydraulischen Kräfte über die nicht druckausgeglichene Fläche unterhalb des Dichtungsdurchmessers werden von den Lagerungen aufgenommen. Die Flügel sind bei diesem Flügelzellenmotor federbelastet, wodurch eine hohe Anfälligkeit insofern gegeben ist, als bei einem Nachlassen des Federdruckes nicht mehr gewährleistet ist, daß die Flügel im Betriebszustand an die Innenwandwand des Stators geführt werden können. Außerdem muß ein Umlauf des Rotors zum Stator so gewährleistet sein, daß ein Einfahren der Flügel in ihre Aufnahmeschlitze im Rotor gegen einen Federdruck möglich ist. Hinzu kommt, daß der dreiteilige Rotor weder wellenlos, noch rohrförmig ausgebildet ist, der keinen vom Innen- zum Außendurchmesser durchgehenden Flügelschlitz aufweist, da der Innendurchmesser durch die Durchströmbuchse gebildet wird. Der druckbeaufschlagte Raum des Stators trägt im Bereich der Rotorverlängerungen nicht zur Kompensation radialer Kräfte bei, die vom Betriebsdruck her nur auf den Rotorteil wirksam werden können. Der in den Spalten vorhandene gleiche Druck, einstellbar begrenzt durch Ventile, vermeidet für die über den Dichtungsmesser hinausgehenden Wirkflächen axiale Kräfte durch diesen Druck, läßt jedoch die Wirkflächen unterhalb des Dichtungsdurchmessers axial druckmäßig unausgeglichen. Danach offenbart die US-A-3 361 076 einen nicht wellenlosen, rohrförmigen Rotor mit axialen Verlängerungen, welche aber einen größeren Durchmesser als der des Rotors im Flügel-Arbeitsbereich besitzen.
  • In der US-A-3,153,384 wird eine Flügelzellenpumpe bechrieben, bei der auf einer gemeinsamen Welle und axial fest verspannt zwei Rotoren getrennt durch eine Distanzscheibe, zwei Tragrotoren, zwei Distanzbuchsen und zwei Ausgleichsscheiben angeordnet sind. Die Tragrotoren sind in einem Gehäuse in Lagerbuchsen gleitgelagert, in denen zur Kompensation radialer hydraulischer Kräfte entsprechende, mit Betriebsdruck beaufschlagte Ausnehmungen angebracht sind. Der Betriebsdruck wird durch äußere Rohrleitungen von der Druckseite zu den Ausnehmungen in den Lagerbuchsen geführt. Bei dieser Flügelzellenpumpe sind mit Betriebsdruck beaufschlagte, gegen den Rotor gerichtete Wirkflächen im Stator vorgesehen. Zur Kompensation radialer hydraulischer Kräfte bei Flügelzellenmaschinen mit gleitgelagertem Rotor ist es danach bekannt, im belasteten Gleitlagerbereich mit Betriebsdruck beaufschlagte Wirkflächen vorzusehen. Nachteilig ist bei dieser Flügelzellenpumpe, daß zusätzliche, mit Betriebsdruck belastete Spalteintrittskanten mit verhältnismäßig kurzen Spaltlängen gebildet werden und damit durch erhöhte volumetrische Verluste der Wirkungsgrad verschlechtert wird. Außerdem wird die Ausbildung hydrodynamischer Drucktragflächen weitgehendst verhindert, da die hierfür im tragenden Lagerbereich erforderlichen engen Spalten durch die an dieser Stelle vorgesehenen betriebsdruckbeaufschlagten Wirkflächen beseitigt sind.
  • Nach der FR-A- 13 95 435 ist eine Flügelzellenmaschine bekannt, bei der in einem Stator ein wellengelagerter Rotor umläuft, wobei die Innenmantelfläche des Stators drei teilkreisförmige Ausnehmungen aufweist, deren Wandflächen so geführt sind, daß der Zusammenschlußbereich je zweier Wandflächen im äußeren Umlaufbereich des Rotors zu liegen kommt. Der Rotor ist mit radial verlaufenden Führungsschlitzen für vier Flügel versehen, wobei die Anordnung der Führungsschlitze derart ist, daß jeweils zwei sich gegenüberliegende Führungsschlitze zu einer gedachten Radiuslinie versetzt zueinander sind mit der Folge, daß in jeder einzelnen teilkreisförmigen Ausnehmung nur jeweils ein Flügel zu liegen kommt. Eine förderflüssigkeitgeschmierte Gleitlagerung der Rotorwelle ist dabei nicht vorgesehen.
  • Die DE-A- 2 022 841 beschreibt eine ventillose Rotationskolbenpumpe mit die Förderung übernehmenden, kreisförmig umlaufenden Flügeln, die aus einem Gehäuse,zwei oder mehreren als Drehkolben ausgebildeten Flügeln, die in einer Antriebs-Hohlwelle gelagert sind, und einer feststehenden Profilachse besteht, die die Stellung der Flügel in den einzelnen Arbeitsphasen bestimmt, wobei die Antriebs-Hohlwelle in dem Pumpengehäuse derart exzentrisch gelagert ist, daß in dem Arbeitsbereich ein ausreichender Förderquerschnitt zwischen der Hohlwelle und dem Gehäuse verbleibt und in dem Trennbereich die Hohlwelle dichtend an dem Gehäuse anliegt und somit die Trennung zwischen Druck- und Saugseite übernimmt. Die Flügel, die das Ansaugen und Fördern des Mediums bewirken, ragen in dem Arbeitsbereich soweit aus der Hohlwelle heraus, daß sie die Gehäusewand erreichen. Die Antriebswelle ist hierbei als Hohlwelle ausgebildet, in der die Flügel radial verschiebbar gelagert sind und sich auf einer im Inneren der Hohlwelle fest verlagerten Profilachse abstützen, wobei die Hohlwelle in dem Pumpengehäuse gelagert ist. Eine wellenlose Lagerung ist somit nicht vorgesehen.
  • Bei den nach dem Stand der Technik bekannten, mit Flügelzellen ausgestatteten Rotationskolbenmaschinen für Flüssigkeiten, die als Förderpumpen eingesetzt werden, ist für Flüssigkeiten mit hohem Dampfdruck und ohne positive Zulaufhöhe durch den mit der Drehzahl schnell ansteigenden Haltedruck ein Betrieb mit wirtschaftlichen Antriebsdrehzahlen von z.B. 1450 min⁻¹ und höher nicht mehr möglich.
  • Der volumetrische Wirkungsgrad und das trockene Ansaugvermögen (bei leerer Pumpe) von Flügelzellenpumpen wird von den Spaltverlusten bestimmt, deren Größenordnung - gleiches Förderprodukt, gleiche Fertigungsgenauigkeit und Druckdifferenz vorausgesetzt - von den Spaltlängen abhängt. Daher haben bei vergleichbarem Förderstrom niedrig drehende Pumpen mit entsprechend großem zyklischen Pumpvolumen und Spalt längen schlechtere volumetrische Wirkungsgrade und geringeres trockenes Ansaugvermögen als schnelldrehende Pumpen mit entsprechend kleineren zyklischen Pumpvolumen und Spaltlängen. Diese genannten technischen Zusammenhänge limitieren auch wegen der notwendigen Drehzahlbegrenzung durch den Haltedruck die Möglichkeiten zur konstruktiven Verbesserung des volumetrischen Wirkungsgrades und des trockenen Ansaugvermögens.
  • Des weiteren erfordern Rotationskolbenmaschinen für Flüssigkeiten infolge der aus Rotor und herausragenden Flügel gebildeten großen, mit dem Differenzdruck beaufschlagten Projektionsfläche stark dimensionierte Wellen und Lagerungen, es sei denn, die Rotationskolbenmaschinen werden als doppelhubige Flügelzellenpumpen oder -motoren ausgeführt, die je zwei Eintritts- und Austrittsöffnungen für die Flüssigkeiten haben, eine Maßnahme, die herstellungstechnisch aufwendig ist und bei Pumpen zu einer Erhöhung und damit Verschlechterung des Haltedrucks führt.
  • Es ist daher Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die bekannte Flügelzellenmaschine derart weiterzubilden, daß ein vollständiger oder zumindest weitgehender Ausgleich der radialen und axialen Kräfte geschaffen wird, wobei im Hinblick auf eine längere Lebensdauer der Verschleiß minimiert und ein höherer Wirkungsgrad erzielt werden sollte. Soweit Flügelzellenmaschinen als volumetrische Zähler angesprochen sind, soll gleichermaßen die Meßgenauigkeit verbessert werden. Es ist weiter Aufgabe der vorliegenden Erfindung durch Reduzierung des Haltedrucks die betriebstechnischen Einsatzmöglichkeiten als Pumpe zu erweitern und bei der als Pumpe oder Motor eingesetzten Maschine den Wirkungsgrad zu verbessern. Zusätzlich ist es Aufgabe der vorliegenden Erfindung, die hydraulischen axialen und radialen Belastungen zumindest teilweise oder vollständig durch konstruktive Maßnahmen ohne großen konstruktiven Aufwand zu verbessern.
  • Diese Aufgabe wird durch die im Anspruch 1 gekennzeichneten Merkmale gelöst.
  • Danach besteht die Flügelzellenmaschine darin, daß der Rotor wellenlos und rohrförmig ausgebildet ist und beide Seiten über den durch die Flügel bestimmten Arbeitsbereich hinaus verlängert und mit den Verlängerungen im Außenstator gelagert ist und vom Innen- zum Außendurchmesser durchgehende Flügelschlitze aufweist, wobei der Mantel des Stators im Bereich der Rotorverlängerungen an der Oberfläche vom Betriebsdruck beaufschlagte und/oder entlastete gegen den Rotor gerichtete hydraulische Wirkflächen zur zumindest teilweisen Kompensation bzw. Vermeidung radial auftretender Kräfte aufweist. Bei einem wellenlosen und über den Arbeitsbereich hinaus nach beiden Seiten verlängertem Rotor wird jedoch in den dort befindlichen Lagerspalten Rotor/Außenstator der Betriebsdruck wirksam, was zu weiteren Lagerbelastungen führt. Durch vom Betriebsdruck entlastete Ausnehmungen (Wirkflächen) im Statormantel wird dagegen dieser radiale Belastungsteil erheblich reduziert.
  • Die Flügelzellenmaschine ist nach einer weiteren Ausführungsform mit einem Flüssigkeitseintritt durch einen hohlen zentrischen Stator versehen, wobei die Kanäle zur Füllung der sich vergrößernden Flügelzellen durch radiale Ausnehmungen in den Flügeln und/oder in den Flügelschlitzen gebildet sind und der zentrische Stator an der Oberfläche mit Betriebsdruck beaufschlagte gegen den Rotor gerichtete Wirkflächen zur zumindest teilweisen Kompensation radialer Kräfte aufweist, wobei die hydraulisch beaufschlagbaren Ausnehmungen sich durch mit Betriebsdruck beaufschlagte kleine Bohrungen ersetzen lassen, die in den Lagerspalten Rotor/Außenstator gegen den Rotor gerichtete größere Druckwirkflächen erzeugen. Diese Maßnahme ist einfacher in der Herstellung, verursacht vergleichsweise geringere Spaltverluste und verbessert damit den volumetrischen Wirkungsgrad. Vorteilhafterweise ist diese Flügelzellenmaschine einfach aufgebaut, wobei eine vergleichsweise aufwendige zusätzliche Wellenlagerung und die hierbei entstehenden Reibungskräfte von vornherein ebenso vermieden werden, wie axiale und radiale hydraulische Kräfte minimiert werden.
  • Die radialen Kanäle sind dabei zum Füllen der Förderzellen durch radiale Ausnehmungen in den Flügeln und/oder in den Flügelschlitzen gebildet, die durchgehend vom Außendurchmesser zur Rotorlängsbohrung als Innendurchmesser eines beidseitig über den durch die Flügel bestimmten Arbeitsbereich hinausragenden wellenlosen Rotors verlaufen, wobei die Flüssigkeit axial durch die hohle Rotorachse eintritt und die Füllung der sich vergrößernden Förderzellen in radialer Richtung durch ein Fenster in der Rotorachse und im weiteren Verlauf durch Ausnehmungen in den Rotorschlitzen und/oder in den Flügeln erfolgt.
  • Der über den Arbeitsbereich hinausragende Rotorteil bzw. die beidseitigen Rotorteile sind gegen den Stator drehbar, aber abgedichtet eingepaßt. Bei Pumpen ergibt sich in bezug auf den Haltedruck ein erheblicher Vorteil, da nur die Einführungsverluste der Flüssigkeit in die Rotorschlitze dem Haltedruck zuzuordnen sind und die weiteren Druckverluste bis zur Füllung der Flügelzellen und die damit verbundene Geschwindigkeitserhöhung der Flüssigkeiten in Verbindung mit der Zentrifugalkraft energiemäßig vom Antrieb aufzubringen sind. Die radiale Füllung der Flügelzellen von innen über die Rotorschlitze hat darüber hinaus den Vorteil, daß die Einbeziehung des Hubvolumens der Flügel in den Rotorschlitzen in das zyklische Arbeitsvolumen der Pumpe bzw. des Motors ohne speziellen Auffüllvorgang für dieses Hubvolumen gegen die Zentrifugalkraft erfolgt, wie es bei der nach dem Stand der Technik bekannten tangential bzw. axial von außen erfolgenden Füllung der Flügelzellen erforderlich ist. Die gleichzeitig als Flüssigkeitseintritt und als Lagerung für den Rotor dienende Rotorachse ermöglicht bei Pumpen und Motoren vorteilhafterweise eine kostensparende Ausführung des hydraulischen, insbesondere radialen Druckausgleichs durch hydraulische Abstützung gegen die Rotorachse.
  • Weiterbildungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen beschrieben.
  • So werden die Ausnehmungen vorzugsweise mit dem durch den durch die Flüssigkeit gegebenen Betriebsdruck beaufschlagt, so daß keine weiteren Druckquellen oder Steuerungen notwendig sind.
  • Nach einer ersten Ausführungsform sind die Ausnehmungen im Statormantel außerhalb des Flügelarbeitsbereiches dem Rotoraußenmantel gegenüberliegend, also in bezug auf eine durch den Flügelarbeitsbereich gehende Vertikalfläche symmetrisch angeordnet. Nach einer alternativen Ausführungsform liegen die Ausnehmungen in dem Mantel eines Statorzapfens, der die zentrische Öffnung eines Rotorrohres durchgreift und an diesem abdichtend anliegt. Die letztgenannte Ausführungsform hat den Vorteil, daß die Ausnehmungen auch auf der gleichen Höhe wie der Flügel-arbeitsbereich liegen können, wodurch sich ggf. eine Bauhöhenverkürzung ergibt. Kombinationen der genannten Ausführungsform sind gleichermaßen möglich.
  • Nach einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung besitzt der über den Flügelarbeitsbereich hinausragende Rotorteil einen gleichen oder einen reduzierten Außendurchmesser im Vergleich zu einem Durchmesser im Flügelarbeitsbereich. Ein reduzierter Durchmesser außerhalb des Flügelarbeitsbereiches besitzt den Vorteil, daß im Laufbetrieb der Flügelzellenmaschine der Rotor eine axiale Zentrierung erhält.
  • Beim Stillstand der Flügelzellenmaschine tauchen die Flügel in die Rotorschlitze ein, wodurch bei einem Rotor mit durchgehenden gleichen Durchmesser axiale Verschiebungen möglich sein können. Bei den mit reduzierten Durchmessern verlängertem und axial sonst frei beweglichem Rotor dienen die Durchmessersprünge zur Zentrierung des Rotors zum Arbeitsraum, wobei der vorher beschriebene Nachteil der einseitig stärkeren Wirksamkeit des hydraulischen Druckes durch Anliegen an der gegenüberliegenden Seite in Kauf genommen werden kann, da die Wirkfläche durch einen geringen Durchmesserunterschied klein gehalten wird. Durch diese Rotorzentrierung zum Arbeitsraum werden zwischen den Stirnflächen des Rotors und den beidseitigen Statoren die Spalte für einen hydrostatischen Kraftausgleich bei gleichem Druck gewährleistet.
  • Bei dem mit gleichem Durchmesser nach beiden Seiten verlängertem Rotor erfolgt dabei die erforderliche Zentrierung des Rotors zum Arbeitsraum durch die Flügel. Der Raum in den Führungsschlitzen unterhalb der Flügel ist mit der in Drehrichtung davorliegenden Flügelzelle verbunden, z.B. durch radiale Ausnehmungen im Flügel und/oder im Rotor. Da bei Stillstand der Flügelzellenmaschine die im Betrieb durch Zentrifugalkraft nach außen bewegten Flügel im Rotor eingetaucht sein können und der freibewegliche Rotor axial einseitig gegen einen stirnseitigen Stator verschoben sein kann und dieses beim Anlaufen der Flügelzellenmaschine die Flügel am Herauskommen hindern oder sogar zum Verkanten führen kann, sind im Bereich der nicht mit Differenzdruck beaufschlagten Flügel die den Arbeitsraum seitlich begrenzenden Statorteile zur Drehachse hin den Arbeitsraum erweiterend leicht abgeschrägt. Diese Anschrägungen sind an beiden Seiten etwas weiter geführt als es der axialem Beweglichkeit des Rotors im Stator entspricht, so daß mit Drehbeginn der Flügelzellenmaschine die durch Zentrifugalkraft herauskommenden Flügel sofort eine Zentrierung des Rotors zum Arbeitsraum bewirken und diese wegen fehlender axialer Kräfte auch ohne zusätzliche Reibung an den Flügeln beibehalten wird.
  • In einer speziellen Ausgestaltung nach der Erfindung der Flügelzellenmaschine ist der Rotor rohrförmig ausgebildet und besitzt eine Längsbohrung, in der eine geradzahlige Anzahl von Flügelschlitzen offen endet und bei der jeweils diametral gegenüberliegende Flügel fest miteinander verbunden oder einstückig ausgebildet sind.
  • Alternativ hierzu kann der Rotor jedoch bei rohrförmiger Ausbildung auch in der Rohröffnung einen Statorzapfen aufnehmen, der innen hohl ist und im Bereich der radial durch den Rotor durchgehenden Schlitze für die verschiebbaren Flügel ein Fenser besitzt und wobei die Flügel und/oder die Rotorschlitze radiale Ausnehmungen besitzen. Diese Auführung ermöglicht einen teilweisen Ausgleich der radialen hydraulischen Kräfte am Rotor.
  • Vorzugsweise ist der Rotor an einer seiner Stirnseiten mit einer axial fixierten Welle als An- oder Abtriebsverbindung gekuppelt, wobei die Welle im Statorgehäuse aufgenommen wird.
  • So wird vorzugsweise im Füllbereich der Förderzellen die Statorbohrung über den durch die maximale radiale Auslenkung der Flügel gehenden Bereich radial nach außen hin in einem Teilkreis ausgeführt, so daß über die hierdurch geschaffene Aussparung eine Verbindung zweier oder mehrerer Förderzellen besteht. Diese Maßnahme erleichtert die Füllung der Förderzellen.
  • Weiterhin ist vorzugsweise der Statormantelübergangsbereich zwischen den sich vergrößernden und den sich verkleinernden Förderzellen oder die Führung der Flügel in Bereich zwischen zwei Förderzellen im Hinblick auf die Rotationsachse zentrisch angeordnet, so daß die Flügel bei Rotation in diesem mit Differenzdruck belasteten Bereich keine Radialbewegung ausführen.
  • Nach einer weiteren Ausgestaltung besitzt der Innenstatoraussenmantel mit dem Pumpenförderdruck oder dem Eingangsdruck des Motors hydraulisch beaufschlagbare Vertiefungen zur zumindest teilweisen Kompensation der radialen hydraulischen Lagerbelastung. Durch diese konstruktiv einfach einzubringende Maßnahme kann auf eine stark dimensionierte Lagerung verzichtet werden.
  • Vorzugsweise weisen die über den Flügel-Arbeitsbereich hinausragenden Rotorteile einen reduzierten Außendurchmesser im Vergleich zu dem Rotordurchmesser im Flügel-Arbeitsbereich auf. Hierdurch wird der Rotor während des Betriebes axial zentriert.
  • Die Flügel sinken bei Rotorstillstand in die Rotorschlitze ein, was zu einer axialen Verschiebung des Rotors mit nicht reduziertem Außendurchmesser führen kann. Um bei einem Wiederanlaufen des Rotors zu verhindern, daß die Flügel sich außerhalb ihres Arbeitsbereiches mit der Stator-Innenmantelfläche verkanten, ist der den Flügel-Arbeitsbereich seitlich begrenzende Statormantel im Bereich der nicht mit Druck beaufschlagten Flügel konisch ausgebildet, so daß die Flügel beim Anlaufen zwangsgeführt in die axial zentrierte Position gleiten.
  • Nach einer weiteren Ausführungsform wird der Rotor direkt oder über eine Kupplung an der der Eintrittsöffnung gegenüberliegenden Stirnseite mit einer Welle als An- oder Abtriebseinrichtung verbunden, wobei die Welle abgedichtet in das Statorgehäuse geführt ist.
  • Ausführungsbeispiele der Erfindung werden nachstehend anhand der Zeichnung näher erläutert. Es zeigen
    • Fig. 1
    einen senkrechten Schnitt durch eine Flügelzellenmaschine,
    Fig. 2
    einen senkrechten Schnitt gemäß Linie II-II in Fig. 1,
    Fig. 3
    eine Teilansicht eines Längsschnittes durch eine Flügelzellenmaschine mit konisch ausgebildeten Übergangsbereichen zwischen dem Flügel-Arbeitsbereich und dem angrenzenden Stator-Mantel,
    Fig. 4
    einer Schnittansicht durch eine Flügelzellenmaschine mit einem rohrförmigen Rotor, dessen diametral gegenüberliegende Flügel miteinander verbunden sind,
    Fig. 5
    einen senkrechten Schnitt gemäß Linie V-V in Fig. 4,
    Fig. 6
    eine Schnittansicht einer Flügelzellenmaschine mit einem Rotor, der eine zentrische Borung besitzt, in dem ein Statorzapfen eingepaßt ist,
    Fig. 7
    einen senkrechten Schnitt gemäß Linie VII-VII in Fig. 6,
    Fig. 8
    eine Ausführungsform, bei der der zentrische Stator zum Einlaßanschluß ausgeführt ist, in einem senkrechten Schnitt,
    Fig. 9
    einen senkrechten Schnitt gemäß Linie IX-IX in Fig. 8,
    Fig. 10
    einen Längsquerschnitt einer weiteren Ausführungsform einer Flügelzellenmaschine, und
    Fig. 11
    einen Querschnitt in Höhe des Flügel-Arbeitsbereiches senkrecht zum Schnitt nach Fig. 10,
    Fig. 12
    einen senkrechten Schnitt durch die Flügelzellenmaschine und
    Fig. 13
    einen senkrechten Schnitt gemäß Linie XIII-XIII in Fig.12.
  • Die bevorzugterweise als einhubige Flügelzellenmaschine ausgebildete Flügelzellenmaschine, die in der in den Fig. 1 und 2 dargestellten Ausführungsform als Pumpe ausgebildet ist, besitzt einen wellenlosen Rotor 1, der in axialer Richtung entweder einen Außendurchmesser 2 mit einem gleichbleibenden Umfang, wie im Flügel-Arbeitsbereich 15, aufweisen kann, oder einen demgegenüber reduzierten Umfang 3. Ausserhalb des Flügel-Arbeitsbereiches ist der Rotor 1 in einem Stator 4 abgedichtet gelagert eingepaßt. In diesem Einpassungsbereich besitzt der Stator Ausnehmungen 5, die nach ihrer Lage und ihrer Größe derart ausgebildet sind, daß der hierin wirkende Betriebsdruck der Flüssigkeit zu einem teilweisen oder vollständigen hydraulischen Kraftausgleich auch unter Berücksichtigung der Reibungs- und Gewichtskräfte führt. Bei der in Fig. 2 dargestellten Ausführungsform befinden sich die Ausnehmungen 5 in axialer Richtung gesehen vor bzw. hinter dem Flügel-Arbeitsbereich 15 und symmetrisch dazu angeordnet.
  • Die vertikalen Stirnflächen bzw. Durchmessersprünge 6 bei einem in der oberen Hälfte der Fig. 2 vorhandenen Durchmessersprung des Rotors 1 dienen gleichzeitig zur Rotorzentrierung, wodurch sich im Laufbetrieb stirnseitig gleichgroße Spalte 7 zwischen der Rotorstirnseite und der jeweils gegenüberliegenden Statorstirnfläche ergeben. Bei den mit reduzierten Durchmessern verlängertem und axial sonst frei beweglichem Rotor dienen diese Durchmessersprünge 6 zur Zentrierung des Rotors zum Arbeitsraum wobei der vorher beschriebene Nachteil der einseitig stärkeren Wirksamkeit des hydraulischen Druckes durch Anliegen an der gegenüberliegenden Seite in Kauf genommen werden kann, da die Stirnfläche 6 als Wirkfläche durch einen geringen Druchmesserunterschied klein gehalten wird. Durch diese Rotorzentrierung zum Arbeitsraum werden zwischen den Stirnflächen des Rotors 1 und den beidseitigen Statoren 4 die Spalte 7 für einen hydrostatischen Kraftausgleich bei gleichem Druck gewährleistet.
  • Der Rotor 1 besitzt jeweils radial verlaufende Schlitze 8, in denen die Flügel 9 gleitend geführt werden. Der Raum in den Führungsschlitzen 8 unterhalb der Flügel 9 ist jeweils mit der in Drehrichtung davorliegenden Flügelzelle verbunden, im vorliegenden Fall durch radiale Ausnehmungen 10 im Flügel und/oder Ausnehmungen 11 im Rotor. Da bei Stillstand der Flügelzellenmaschine, wie in Fig. 3 dargestellt, die in Betrieb durch Zentrifugalkraft nach außen bewegten Flügel 9 im Rotor eingetaucht sein können und der nicht im Durchmesser reduzierte freibewegliche Rotor 1 axial einseitig gegen eine Stirnseite des Stators 4 verschoben sein kann, wodurch beim Anlaufen der Flügelzellenmaschine die Flügel 9 am Herauskommen gehindert werden, was bis zur Verkantung der Flügel an der betreffenden Statorinnenwand führen kann, sind im Bereich der nicht mit Differenzdruck beaufschlagten Flügel 9 die den Arbeitsraum 15 seitlich begrenzenden Statorinnenmantelteile 12,12a zur Drehachse hin den Arbeitsraum erweiternd konisch bzw. leicht ausgeschrägt ausgeführt. Diese konischen bzw. ausgeschrägten Statorinnenmantelteile 12,12a reichen beidseitig geringfügig weiter als es der axialen Beweglichkeit des Rotors 1 im Stator entspricht, so daß mit Drehbeginn der Flügelzellenmaschine die durch Zentrifugalkraft herauskommenden Flügel sofort eine Zentrierung des Rotors 1 zum Arbeitsraum 15 bewirken und diese bei fehlenden axialen Kräften auch ohne zusätzliche Reibung an den Flügeln 9 beibehalten wird.
  • Die An- und Abtriebsverbindung der Flügelzellenmaschine erfolgt über eine in das Statorgehäuse 4 hereinragende und dort abgedichtete Welle 13, die über eine Kupplung 14 mit dem Rotor axial rückwirkungsfrei verbunden ist.
  • In der alternativen Ausführungsform nach Fig. 6 und 7 ist der nach beiden Seiten über den durch die Flügel 9 bestimmten Arbeitsbereich verlängerte - 1',1" - Rotor 1 rohrförmig ausgeführt, wobei in die Rohröffnung zentrisch ein Statorzapfen 16 hineinragt, wobei der Statorzapfen 16 mit den übrigen Statorteilen fest verbunden ist. Durch diese Ausgestaltung wird der hydraulische Betriebsdruck im Bereich der Rohrschlitze nicht auf den Rotor wirksam. Die verbleibenden hydraulischen und durch Gewicht und Reibung verursachten radialen Kräfte werden durch mit dem hydraulischen Betriebsdruck beaufschlagte Ausnehmungen 17 an der Oberfläche des zentrischen Statorzapfens 16 bei Pumpen im Bereich der sich verkleinernden Flügelzellen und bei Motoren und volumetrischen Zählern Ausnehmungen 18 im Bereich der sich vergrößernden Flügelzellen abhängig von der Größe und Lage der Ausnehmungen teilweise oder vollständig ausgeglichen.
  • Während bei den bisher beschriebenen Ausführungsformen die Füllung der sich erweiternden Flügelzellen im wesentlichen tangential von außen erfolgt, ist in der in Fig. 8 und 9 dargestellten Auführungsform ein Einlaßanschluß an den bis zum Ende der Arbeitsraumbreite 20 hohl ausgeführten Statorzapfen 16 vorgesehen. Dieser Stator besitzt im Arbeitsbereich 15 der sich erweiternden Flügel 9 ein Fenster 21, wobei in den Flügeln 9 und/ oder im Rotor 1 radiale Ausnehmungen 10 und 11 vorgesehen sind, durch die die sich erweiternden Flügelzellen mit Unterstützung durch die Zentrifugalkraft gefüllt werden. Die Ausnehmungen 10 und 11 sind in Drehrichtung gesehen an der Rückseite der Flügel und/ oder im Rotor unmittelbar hinter den Flügeln angeordnet.
  • Die in Fig. 10 und 11 dargestellte Flügelzellenmaschine besteht im wesentlichen aus einem auf einer Hohlwelle 110 als Innenstator 100 gelagerten Rotor 111, der drehbar und von diesem umgeben in seinem Stator 112 angeordnet ist. Der Stator 112 kann - wie Fig. 10 entnehmbar - zweiteilig, insbesondere mit einem mit der Hohlwelle 110 integrierten Bauelement 113 ausgebildet sein. Der Rotor 111 besitzt außerhalb des durch die Flügel 124 bestimmten Arbeitsbereiches (Fig. 10) jeweils seitlich hiervon einen reduzierten Durchmesser und liegt mit seiner Außenmantelfläche abgedichtete am Statorinnenmantel an. Jeweils zwischen den Stirnseiten 114 und 115 des Rotors ist zur gegenüberliegenden Stirnfläche des Stators ein Spalt 116 bzw. 117 gebildet, der druckbeaufschlagt ist. Für einen Druckausgleich zwischen den Spalten 116 und 117 sorgt beispielsweise eine axiale Bohrung 118 und eine radiale Bohrung 118'. An- bzw. abtriebsseitig ist der Rotor direkt oder über eine nicht dargestellte Kupplung mit einer Welle 119 verbunden, die abgedichtet im Statorgehäuse oder in der An- bzw. Abtriebsmaschine drehbar gelagert ist. Die Hohlwelle 110 ist als in Richtung des Pfeils 120 zugängliche stirnseitige Einlaßöffnung ausgebildet, die über eine Fensteröffnung 121 der Hohlwelle über entsprechende Ausnehmungen des Rotors mit radialen sich erstreckenden nutförmigen Ausnehmungen 122 im Rotor und Ausnehmungen 123 in den Flügel in Verbindung steht. Die Flügel 124 befinden sich in Radialschlitzen 125 des Rotors 111. Der Innenstator 100 ist an seiner Lauffläche mit Vertiefungen 126 versehen, die mit dem Pumpenförderdruck oder dem Eingangsdruck des Motors hydraulisch beaufschlagt und in Größe und Lage so angeordnet sind, daß die radiale hydraulische Lagerbelastung teilweise oder voll ausgeglichen wird.
  • Der zwischen dem Rotor 111 und dem Stator 112 liegende Raum mit den sichelförmigen Förderzellen 127 wird jeweils durch Flügel 124 unterteilt, die auf dem mit dem Bogen 128 dargestellten Bereich mit dem jeweiligen Flügelende umlaufen. Darüber hinaus besitzt der Statorinnenmantel noch zusätzliche Ausnehmungen 129, die über die maximale radiale Auslenkung (Kurve 128) sichelförmig hinausragen.
  • Zwischen einer sich erweiternden und einer sich verengenden Förderzelle 127 ist ein Übertragungsbereich 130 vorgesehen, in dem die Flügel 124 bei Rotation in Richtung des Pfeils 131 keine Radialbewegung ausführen.
  • Die Flügelzellenmaschine nach Fig. 10 und 11 arbeitet folgendermaßen:
  • Die in Richtung des Pfeils 120 einströmende Flüssigkeit wird über die Fensteröffnung 121 in die nutförmigen radialen Ausnehmungen 122, 123 radial nach außen in die Förderzellen 127 geführt und im wesentlichen tangential in Richtung des Pfeils 132 abgeführt. Der Flüssigkeitseintritt durch die hohle Achse und die Füllung der sich vergrößernden Flügelzellen von innen nach außen erfolgt bei Pumpen damit weitgehend durch die Energiezufuhr vom Antrieb und führt auch bei hohen Drehzahlen zu niedrigen Haltedrücken. Gleichzeitig kann durch einfache konstruktive Maßnahmen ein hydraulischer Druckausgleich geschaffen werden.
  • In Fig. 12 und 13 ist am Beispiel der Pumpe eine funktionell und herstelltechnisch besonders vorteilhafte Ausgestaltung des Ausgleichs der auf den Rotor wirkenden radialen hydraulischen Druckkräfte dargestellt.
  • Der rohrförmige Rotor 201 ist in den beiden Lagern 202 und 203 gleitgelagert. Der einhubige Hubring 204 bildet den Arbeitsraum 205 und ist mit den Lagern 202 und 203 fest verbunden. Dieser 3-teilige außenzylindrische Stator ist mit einem flüssigkeitsführenden bzw. durchströmbaren Spalt 206 in das Pumpengehäuse 207 eingesetzt und an beiden Enden zum Pumpengehäuse z.B. durch O-Ringe 208 abgedichtet. Der im Hubring befindliche Druckaustritt 209 beaufschlagt bei seinem Übergang auf den entsprechenden Austrittsstutzen 218 des Gehäuses 207 den Spalt 206 mit dem jeweiligen Betriebsdruck der Pumpe.
  • Den auf den Rotor, in etwa in Richtung der Schnittlinie der Fig.12, wirkenden radialen hydraulischen Druckkräften gegenüberliegend sind in den Lagern 202 und 203 eine oder mehrere radiale Bohrungen 210 angeordnet, die innerhalb der Lagerbereiche entgegengesetzte Druckräfte auf den Rotor wirksam werden lassen und zum teilweisen oder vollständigen Druckausgleich führen.
  • Der Innenstator 213 ist berührungslos jedoch mit einem engen Spalt in den Innendurchmesser des Rotors 201 eingepaßt. Über die zur Antriebsseite durchgehende Eintrittsbohrung 214 des Innenstators 213 und das Fenster 215 im Bereich der sich erweiternden Flügelzellen erfolgt die Füllung derselben. Über die durchgehende Bohrung 214 und die Bohrung 216 ist an beiden Stirnseiten des Rotors der Eingangsdruck wirksam.
  • Um die hydraulischen radialen Druckkräfte weitgehendst auf den Arbeitsbereich, d.h. der axialen Länge des Hubringes, zu begrenzen, sind die Lager im Umfangswirkbereich der hydraulischen radialen Druckräfte mit Ausnehmungen 211 versehen, die über die Spalte 217 und die Bohrungen 214 und 218 mit der Niederdruckseite verbunden sind, so daß im Bereich der Ausnehmungen 211 nur eine kleine, für Dichtung und Lagerung ausreichende Lagerlänge 212 verbleibt.
  • Durch die Schlitze 217 im Rotor wirkt der hydraulische Betriebsdruck ohne Belastung des Rotors direkt auf den Innenstator und außerdem wird über die Rotorschlitze die Spalte zwischen Rotor und Innenstator mit Druck beaufschlagt, der zu einem weiteren teilweisen Druckausgleich beiträgt.

Claims (21)

  1. Flügelzellenmaschine für Flüssigkeiten, bestehend aus einem in einem Stator (4) gelagerten Rotor (1) mit radial verlaufenden Führungsschlitzen (8), in denen radial verschiebbare Flügel (9) gleitend angeordnet sind, die fliehkraftbelastet an eine Innenwand des Stators (4) preßbar sind, wobei bei einem Rotorumlauf sichelförmig sich erweiternde oder verengende Förderzellen gebildet werden und der Flüssigkeitseintritt durch einen rohrförmigen, zentrischen Stator (16,100) sowie die Füllung der Flügelzellen von innen nach außen erfolgt,
    dadurch gekennzeichnet, daß
    a) der in dem durch die Flügel (9) bestimmten Arbeitsbereich vom Innen- zum Außendurchmesser durchgehend mit radialen Führungsschlitzen (8) versehene wellenlos und rohrförmig ausgebildete Rotor (1) nach beiden Seiten über den durch die Flügel (9) bestimmten Arbeitsbereich mit einem reduzierten Außendurchmesser im Vergleich zu dem Rotordurchmesser im Flügel-Arbeitsbereich und mit geringen Spalten zum äußeren und zentralen Stator (4) verlängert ist,
    b) die beiderseitigen Rotorverlängerungn (1', 1") in dem Stator (4) gleitgelagert sind,
    c) der Rotor (1) im inneren Durchmesser des Rotors (1) auf dem zentrischen Stator (16,100) über die Rotorlänge gleitgelagert ist,
    d) der Mantel des Stators (4) im Bereich der seitlichen Verlängerungen (1', 1") des Rotors (1) an der Oberfläche vom Druck entlastete, gegen den Rotor (1) gerichtete hydraulische Wirkflächen aufweist.
  2. Flügelzellenmaschine nach Anspruch 1,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß im Bereich der beiden Rotorverlängerungen (1', 1") mindestens eine in durch Eingangsdruck lagerbelastetem Bereich der beiden Rotorverlängerungen (1', 1") Eingangsdruck in die Lagerspalte zwischen dem Rotor (201) und dem Stator (207) überführende Bohrung (216) in dem zentrischen Stator (213) vorgesehen ist.
  3. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 und 2,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die Flügelzellenmaschine aus einem Stator (112) und einem hierin gelagerten geschlitzten Rotor (111), in dem radial verschiebbare Flügel (124) angeordnet sind und der mit einer Rotorlängsbohrung versehen ist,von der aus sich nutenförmige, radiale Ausnehmungen (122, 123) in die Förderzellen (127) erstrecken, und aus einem Innenstator (100) besteht, wobei die nutenförmigen, radialen Ausnehmungen (122, 123) zum Füllen der Förderzellen in den Flügeln (124) und/oder in den Flügelschlitzen (125) gebildet sind, die durchgehend vom Außendurchmesser zur Rotorlängsbohrung als Innendurchmesser eines beidseitig über den durch die Flügel (124) bestimmten Arbeitbereich hinausragenden wellenlosen Rotors (11) verlaufen, wobei die Flüssigkeit axial durch die hohle Rotorachse (110) eintritt und die Füllung der sich vergrößernden Förderzellen (127) in radialer Richtung durch ein Fenster (121) der Rotorachse und im weiteren Verlauf durch Ausnehmungen (122) in dem Rotor (111) und/oder in den Flügeln (124) erfolgt.
  4. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß außerhalb des Flügel-Arbeitsbereiches der Rotor (1) in dem Stator (4) abgedichtet, gelagert eingepaßt ist, wobei in diesem Einpassungsbereich der Stator (4) Ausnehmungen (5; 17; 18) aufweist, die im Statormantel außerhalb des Flügel-Arbeitsbereiches (15) dem Rotoraußenmantel gegenüberliegend und/oder in dem Mantel eines Statorzapfens (16) angeordnet sind, der die zentrische Öffnung des Rotorrohres durchgreift und an diesem abdichtend anliegt.
  5. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß außerhalb des Flügel-Arbeitsbereiches der Rotor (1) in dem Stator (4) abgedichtet, gelagert eingepaßt ist, wobei in diesem Einpassungsbereich der Stator (4) Ausnehmungen (5; 17; 18) aufweist, die mit dem durch den durch die Flüssigkeit gegebenen Betriebsdruck beaufschlagt werden.
  6. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der über den Flügel-Arbeitsbereich (15) hinausragende Rotorteil einen gleichen oder einen reduzierten Außendurchmesser (2, 3) im Vergleich zu seinem Durchmesser im Flügel-Arbeitsbereich (15) aufweist.
  7. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der den Flügel-Arbeitsbereich (15) seitlich begrenzende Statormangel (12) im Bereich der nicht mit Druck beaufschlagten Flügel zur Drehachse hin den Arbeitsraum erweiternd konisch ausgebildet bzw. mit Anschrägungen versehen sind, wobei die Anschrägung auf beiden Seiten weitergeführt ist als es der axialen Beweglichkeit des Rotors (1) entspricht.
  8. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Rotor (1) rohrförmig ausgebildet ist und eine Längsbohrung besitzt, in der eine gradzahlige Anzahl von Flügelschlitzen (8) offen endet und jeweils diametral gegenüberliegende Flügel (9) fest miteinander verbunden oder einstückig ausgebildet sind.
  9. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Rotor (1) rohrförmig ausgebildet ist und daß in dessen Rohröffnung ein Statorzapfen (16) eingreift, der innen hohl ist und im Bereich der Schlitze (8) für die radial verschiebbaren Flügel (9) ein Fenster (21) besitzt und daß die Flügel (9) und/oder die Schlitze (8) radiale Ausnehmungen (10, 11) besitzen.
  10. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 9,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der wellenlose Rotor (1) über den durch die Flügel (9) bestimmten Arbeitsbereich hinaus nach beiden Seiten mit gleichem oder reduziertem Durchmesser verlängert ist, daß diese Verlängerungen (1', 1") im Sinne einer Spaltdichtung in den umgebenden Stator (4) leicht drehbar eingepaßt sind und daß der Stator (4) auf beiden Seiten im Bereich der Rotorverlängerungen (1', 1") mit dem Betriebsdruck beaufschlagte Ausnehmungen besitzt, die in Lage und Größe so angeordnet bzw. ausgebildet sind, daß die radialen hydraulischen und gewichtsmäßigen Kräfte teilweise oder voll ausgeglichen werden.
  11. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 10,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Rotor (1) an einer seiner Stirnseiten mit einer axial fixierten Welle (13) als An- oder Abtriebsverbindung gekuppelt ist.
  12. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 11,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß im Füllbereich der Förderzellen (127) die Statorbohrung über den durch die maximale radiale Auslenkung (128) der Flügel (124) gehenden Bereich radial nach außen hin in einem Teilkreis ausgeführt ist, so daß über die hierdurch geschaffene Aussparung (129) eine Verbindung zweier oder mehrerer Förderzellen (127) besteht.
  13. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 12,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Statormantelübergangsbereich (130) zwischen den sich vergrößernden und den sich verkleindernden Förderzellen (127) oder die Führung der Flügel (124) in dem Bereich zwischen zwei Förderzellen (127) im Hinblick auf die Rotordrehachse zentrisch angeordnet ist, so daß die Flügel (124) bei Rotation in diesem Übergangsbereich (130) keine Radialbewegung ausführen.
  14. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 13,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Innenstator (100) Vertiefungen (126) zur zumindest teilweisen Kompensation der radialen und/ oder axialen hydraulischen Lagerbelastung aufweist.
  15. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 14,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der den Flügel-Arbeits bereich seitlich begrenzende Statormantel im Bereich der nicht mit Druck beaufschlagten Flügel konisch ausgebildet ist.
  16. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 15,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die stirnseitigen Spalte (116, 117) über eine hydraulische Verbindung (118, 118') druckausgeglichen sind.
  17. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 16,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Rotor (111) direkt oder über eine Kupplung an der der Eintrittsöffnung gegenüberliegenden Stirnseite mit einer Welle (119) als An- oder Abtriebseinrichtung verbunden ist.
  18. Flügelzellenmachine nach einem der Ansprüche 1 bis 17,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß ein Hubring (204) mit einem Druckaustritt (209) an beiden Seiten fest mit einem Lager (202, 203) verbunden als zylindrische Einheit in ein Gehäuse (207) eingesetzt und an beiden Enden gegen das Gehäuse abgedichtet ist.
  19. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 18,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß die zylindrische Einheit, bestehend aus dem Hubring (204) und den Lagern (202, 203), gegenüber der Gehäusebohrung einen merklich kleineren Durchmesser aufweist, so daß der gesamte Umfang vom Druckaustritt (209) des Hubringes (204) her mit dem Betriebsdruck beaufschlagt ist.
  20. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 19,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß bezogen auf die Drehachse den radialen hydraulischen Druckkräften in etwa gegenüberliegend in den Lagern (202, 203) eine oder mehrere radiale Bohrungen (210) angebracht sind.
  21. Flügelzellenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 20,
    dadurch gekennzeichnet,
    daß der Innenstator (213) berührungslos, jedoch mit einem engen Spalt, in den Innendurchmesser des Rotors (201) eingepaßt ist.
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