EP1508697A1 - Zahnradpumpe mit stetigen Wellenoberflächen - Google Patents

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EP1508697A1
EP1508697A1 EP03019057A EP03019057A EP1508697A1 EP 1508697 A1 EP1508697 A1 EP 1508697A1 EP 03019057 A EP03019057 A EP 03019057A EP 03019057 A EP03019057 A EP 03019057A EP 1508697 A1 EP1508697 A1 EP 1508697A1
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EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear pump
bearing
pump according
recess
shafts
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP03019057A
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
René Triebe
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
Maag Pump Systems AG
Original Assignee
Maag Pump Systems AG
Maag Pump Systems Textron AG
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Maag Pump Systems AG, Maag Pump Systems Textron AG filed Critical Maag Pump Systems AG
Priority to EP03019057A priority Critical patent/EP1508697A1/de
Publication of EP1508697A1 publication Critical patent/EP1508697A1/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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    • 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
    • F04C15/0076—Fixing rotors on shafts, e.g. by clamping together hub and shaft
    • 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
    • F01C21/02—Arrangements of bearings
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C15/0088—Lubrication
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
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    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
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    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/60—Shafts

Definitions

  • the present invention relates to a gear pump for Delivery of liquid media according to the preamble of Claim 1.
  • Gear pumps essentially consist of a housing with two interlocking gears, which on Waves are arranged, with at least one of the waves connected to a drive.
  • the waves are in Medium-lubricated slide bearings stored, which arranged immediately after the pump interior are.
  • Gear pumps Due to their conveyor-stiff characteristic curve are suitable Gear pumps especially good for the transport of Pumped media from a suction to a pressure side. Especially with highly viscous fluids, such as Example plastic melts, arise due to the delivered volume flow in the following aggregates comparatively high pressure losses, which are as Pressure difference across the pump make noticeable. It is known that the volumetric efficiency of Gear pumps due to this high pressure gradient through a Series of leakage streams, i. through returns from Pumped medium from the pressure side to the suction side, is reduced.
  • the present invention is therefore the task underlying a gear pump in terms of maximum To optimize load capacity.
  • the invention has the following advantages: Surfaces of the waves in the area of the bearing sections are continuously formed, no voltage peaks occur (Notch effect), since an undercut is avoided. This can increase the maximum pressure difference and the Throughput through the pump can be increased, resulting in a greater productivity.
  • Fig. 1 are leakage currents 10 to 13, which at a Gear pump in operation occur in one shown in perspective view schematically.
  • the fixed parts of the Gear pump - such as housing, plain bearings, drive and like - not shown but only the moving parts, namely the two interlocking Gears 1 and 2, which arranged on shafts 3 and 4 are.
  • the designated 3 shaft is out of the pump housing led out and over an extension 9 with a Drive (not shown) connected.
  • the direction of rotation is conveyed medium in the direction of the arrow 15 promoted from a suction side to a pressure side.
  • a pressure difference is built up, which to those designated by the signs 10 to 13 Lead leakage currents.
  • the leakage current 10 is the Reflux via the tooth tips of the gears, i. above their outer circumference, dar.
  • the Leakage flow 11 the return flow over the engagement area of the Gears 1 and 2 represents.
  • the leakage flow 13 provides the return flow over the bearing section 5, of course the leakage flow 13 at all bearing sections and the Leakage current 12 at all end faces 17, 18 of the gears 1 and 2 on. It has now turned out that the Leakage flow 12 over the end faces 17, 18 the largest Proportion of the total leakage current.
  • Fig. 2 which has a longitudinal axis 20 Shaft 3 with the gear 2 of a known gear pump shown, wherein a sliding bearing 16, in which the shaft 3 in Bearing portion 6 is mounted, in a section through the Longitudinal axis 20 is shown.
  • a known sealing gap for Prevention or reduction of the in connection with FIG. 1 mentioned leakage current 12 is on the one hand by the frontal surface 22 of the gear 2 and on the other side through the frontal surface 40 of the Slide bearing 16 is formed, with 23 the axial play between the front side of the gear 2 and the front side of the sliding bearing 16 is designated.
  • At the center Positioning of the gear 2 in the pump interior is the total axial play of the gear pump twice as big as it is apparent from Fig. 2.
  • FIG. 3 shows a detailed representation of an area (detail A according to FIG. 2) between gear 2 and plain bearing 16.
  • a in bearing section 6 existing bearing gap is on the one side through the surface 50 of the sliding bearing 16 and on the other side through the surface 21 of the shaft. 3 educated.
  • As a transition area is in the present Sign the transition from the known, radially extending Sealing gap referred to the axially extending bearing gap.
  • a cavity 25, on the side of the shaft 3 and the gear 2 by a circumferential hollow groove 26 and on the side of Sliding bearing 16 is limited by a circumferential chamfer 27.
  • the cross section of the cavity 25 is on the entire circumference the wave 3 the same size.
  • the hollow groove 26 allows a simple machining of both the surface 21 of the shaft. 3 as well as the frontal surface 22 of the gear 2. So the two surfaces 21 and 22 can be exactly vertical be aligned with each other.
  • a suitable rounding off the groove 26 reduces the occurring in the shaft 3 Stresses (notch effect).
  • notch effect Despite the appropriate rounding off of the groove 26 are characterized by discontinuities - on the one hand on the side of the bearing gap, on the other hand on the side of the sealing gap - stresses (notch effect) generated, which adversely affects the allowable load capacity affect the known gear pump shafts.
  • FIG. 4 shows the transition region according to FIG. 3, in accordance with the invention, the shaft 3 a steady Surface 30, which designated at 31 Bearing-side end begins, to which the Surface 21 of the bearing section parallel to the longitudinal axis 20 (Fig. 2) of the bearing bore is guided, and at one with 32 designated gear-side end ends, in the frontal surface 22 of the gear 2 is located.
  • the shaft 3 has a steady course, namely in Regarding the surfaces 21 and 30 - over the entire Wave 3 looks at - on.
  • FIG. 4 is for manufacturing reasons and to reduce stresses in the material in the frontal surface 22 a hollow groove 33 in the shaft. 3 contain.
  • Such a hollow notch 33 is only then required when the gear side end 32 a Discontinuity in the transition from the continuous surface 30 to has frontal surface 22 of the gear 2.
  • the hollow notch 33 has the task from the Surfaces 21, 30 of the shaft 3 and from the surfaces 50, 39 of the Slide bearing 16 formed bearing gap with lubricant to supply.
  • Fig. 5 is corresponding to that in Figs. 3 and 4 illustrated known transition region another Embodiment for an inventive Transition area shown.
  • the surface opens 21, 30 of the shaft 3 steadily in the frontal surface 22 of the Gear 2 (Fig. 1) a. So that's on the side of Wave 3 or 4 eliminates all discontinuities, therefore there is no notch effect, neither in the waves 3 and 4 still in plain bearing 16. Accordingly, the waves 3, 4 of this embodiment of the present invention a high load capacity and thus a high load capacity on.
  • Invention ends the sealing gap at a recess 34, which is incorporated in the sliding bearing 16.
  • the Recess 34 has the same task as the reference to FIG. 3 illustrated cavity 25, namely the to Slide bearing lubrication required pumped medium on the whole Scope of wave 3 to provide on the whole Scope into the bearing gap in the respective bearing section 5 bis 8 (Fig. 1) to be able to flow.
  • the inventive extends Sealing gap in maximum length up to the bearing gap, i. to to the beginning of the purely axially extending surface 21 of the shaft 3 or until the beginning of the purely axially extending surface 50th of the plain bearing 16. With the substantially parallel extending, the sealing gap forming surfaces 22, 40 and 30, 39 an optimal seal is achieved. About that In addition, the two surfaces 30 and 39 in addition as Storage areas effective.
  • the recess 34 in the transition region of the Sliding bearing 16 provide.
  • the training is a recess on the other side, i. a Incorporation of the recess in the shaft 3, also conceivable.
  • care must be taken that through the recess 34 is not essential Discontinuities are introduced, thus a high Carrying capacity of the component concerned.
  • care must be taken that the Overall length of the inventive sealing gap through the Recess 34 is reduced as little as possible, so that a Increase in efficiency in the inventive Gear pump can be obtained in the already explained sense can.
  • the leakage current 12 (Fig. 1) can be reduced.
  • the present invention opens but also the possibility of the diameter of the Gear shafts 3, 4 with the same sealing effect of Enlarge sealing gap. This will also make this a greater bending capacity of shafts 3, 4 and one increased load capacity of the plain bearings obtained.
  • FIGS. 6 to 8 are different embodiments a sliding bearing 16 according to the invention shown, wherein in each case a plan view of the end face of the sliding bearing 16, seen from the side of the gears, is shown.
  • the illustrated embodiments are all based on that according to FIG. 5, by all a recess 34 in the Sliding bearing 16 have. Differences exist in the length and the Ausinersart the recesses 34, in particular at the ends.
  • Fig. 6 shows a variant with a Recess 34 shown over the entire Bearing circumference of the sliding bearing 16 is incorporated.
  • the Recess 34 is connected to the pressure side of the gear pump over a supply channel 37 connected over the sufficient Transfer medium is passed into the sliding bearing 16.
  • the To omit recess 34 on the load side, hence the Recess 34 only in an area of the so-called Provide non-load side.
  • FIG. 7 extends the recess 34 over 180 ° of the bearing bore on the Non-load side, wherein the recess 34 symmetrical to Direction of the force component 38 is.
  • Fig. 8 the preferred embodiment with a Recess 34 shown.
  • the recess 34 now in the direction of the catchment area for the lubricating medium continuously discontinued, in other words reduces the cross section of the recess 34, in Direction of rotation 36 of the shaft 3 seen against the end the recess 34, and that takes the cross section both in the radial and in the axial direction.

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Abstract

Eine Zahnradpumpe zum Fördern von flüssigen Fördermedien, bestehend aus einem Gehäuse und zwei ineinander greifenden Zahnrädern, welche je auf einer in Gleitlagern (16) gelagerten Welle (3) angeordnet sind, ist beschrieben. Mindestens eine der Wellen (3) ist aus dem Gehäuse herausgeführt und mit einem Antrieb verbunden. Des Weiteren weisen die Wellen (3), angrenzend an die Zahnräder, Lagerabschnitte mit Gleitlagern (16) auf, in denen die Wellen (3) Fördermedium-geschmiert gelagert sind. Ferner stehen Oberflächen (21) der Wellen (3) zu einem überwiegenden Teil in einem vorgegebenen Winkel, insbesondere senkrecht, auf stirnseitigen Flächen (22) von entsprechenden Zahnrädern. Erfindungsgemäss sind die Oberflächen (21, 30) der Wellen (3) im Bereich der Lagerabschnitte stetig ausgebildet. Als Folge davon treten keine Spannungsspitzen (Kerbwirkung) auf, welche durch einen so genannten Hinterstich üblicherweise hervorgerufen werden. Hierdurch kann die maximale Druckdifferenz erhöht und der Durchsatz durch die Pumpe gesteigert werden, was zu einer grösseren Produktivität führt. <IMAGE>

Description

Die vorliegende Erfindung betrifft eine Zahnradpumpe zum Fördern von flüssigen Fördermedien nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Zahnradpumpen bestehen im Wesentlichen aus einem Gehäuse mit zwei ineinander greifenden Zahnrädern, welche auf Wellen angeordnet sind, wobei mindestens eine der Wellen mit einem Antrieb verbunden ist. Die Wellen werden in Fördermedium-geschmierten Gleitlagern gelagert, welche unmittelbar anschliessend an den Pumpeninnenraum angeordnet sind.
Aufgrund ihrer fördersteifen Kennlinie eignen sich Zahnradpumpen besonders gut für den Transport von Fördermedien von einer Saug- auf eine Druckseite. Insbesondere bei hochviskosen Fördermedien, wie zum Beispiel Kunststoffschmelzen, entstehen aufgrund des geförderten Volumenstromes in den Folgeaggregaten vergleichsweise hohe Druckverluste, die sich als Druckdifferenz über der Pumpe bemerkbar machen. Es ist bekannt, dass der volumetrische Wirkungsgrad von Zahnradpumpen in Folge dieser hohen Druckgefälle durch eine Reihe von Leckageströmen, d.h. durch Rückflüsse von Fördermedium von der Druckseite auf die Saugseite, reduziert wird.
Dabei hat sich herausgestellt, dass insbesondere ein Dichtspalt, der zwischen einer Zahnradstirnseite einer Welle und einer Lagerstirnseiten eines Gleitlagers vorhanden ist, den grössten Teil des Gesamtleckagestroms ausmacht. Dieser Dichtspalt verbindet die Druckseite der Zahnradpumpe mit der Saugseite und ist durch das Axialspiel definiert.
Die hohen Drücke bei der Förderung mittels Zahnradpumpe führen insbesondere auch zu erheblichen Belastungen der Komponenten. Es ist daher entscheidend, dass bei der Konstruktion Spannungsspitzen (Kerbwirkung) möglichst klein gehalten werden. Dies wurde bislang insoweit erreicht, indem ein so genannter Hinterstich, welcher durch die Werkzeugführung, beispielsweise eines Hobels, bei der Wellenbearbeitung entsteht, durch einen im Querschnitt rund gestalteten Hohlraum ausgestaltet ist. Damit können die auftretenden Spannungsspitzen (Kerbwirkung) zwar minimal gehalten, jedoch nicht verhindert werden.
Der vorliegenden Erfindung liegt daher die Aufgabe zugrunde, eine Zahnradpumpe in Bezug auf die maximale Belastbarkeit zu optimieren.
Diese Aufgabe wird durch die im Kennzeichen von Anspruch 1 angegebenen Massnahmen gelöst. Vorteilhafte Ausgestaltungen der Erfindung sind in weiteren Ansprüchen angegeben.
Die Erfindung weist die folgenden Vorteile auf: Indem die Oberflächen der Wellen im Bereich der Lagerabschnitte stetig ausgebildet sind, treten keine Spannungsspitzen (Kerbwirkung) auf, da ein Hinterstich vermieden wird. Hierdurch kann die maximale Druckdifferenz erhöht und der Durchsatz durch die Pumpe gesteigert werden, was zu einer grösseren Produktivität führt.
Die Erfindung wird nachfolgend anhand von Zeichnungen beispielsweise näher erläutert. Dabei zeigen:
Fig. 1,
in perspektivischer Darstellung und schematisch, die sich bewegenden Teile einer bekannten Zahnradpumpe, bestehend aus zwei Wellen mit ineinander greifenden Zahnrädern,
Fig. 2
einen Schnitt durch die Längsachse einer Welle,
Fig. 3
eine Detailansicht A gemäss Angaben in Fig. 2 eines Übergangsbereichs bei der bekannten Zahnradpumpe,
Fig. 4
eine Detailansicht des Übergangsbereiches einer ersten Ausführungsvariante der Erfindung,
Fig. 5
eine Detailansicht des Übergangsbereichs einer zweiten Ausführungsvariante der Erfindung und
Fig. 6 bis Fig. 8
verschiedene Ausführungsvarianten eines erfindungsgemässen Gleitlagers aus Sicht vom Pumpeninnenraum auf die Stirnseite der Gleitlager.
In Fig. 1 sind Leckageströme 10 bis 13, welche bei einer Zahnradpumpe in Betrieb auftreten, in einer perspektivischen Darstellung schematisch gezeigt. Zur einfachen Erläuterung sind die feststehenden Teile der Zahnradpumpe - wie Gehäuse, Gleitlager, Antrieb und dergleichen - nicht dargestellt sondern lediglich die beweglichen Teile, nämlich die beiden ineinander greifenden Zahnräder 1 und 2, welche auf Wellen 3 und 4 angeordnet sind. Die mit 3 bezeichnete Welle ist aus dem Pumpengehäuse herausgeführt und über eine Verlängerung 9 mit einem Antrieb (nicht dargestellt) verbunden.
Mit den Hinweiszeichen 5 bis 8 sind Lagerabschnitte der Wellen 3 und 4 bezeichnet, die in axialer Richtung unmittelbar an die Zahnräder 1 und 2 anschliessen und die in Gleitlagern (nicht dargestellt) gelagert sind. Die Schmierung der Gleitlager bzw. der Wellen 3, 4 erfolgt durch das Fördermedium selbst, das zum Teil über speziell hierfür vorgesehene Zuführkanäle den Lagerabschnitten 5 bis 8 zugeführt wird.
Durch Drehen der Wellen 3 und 4 in der in Fig. 1 angegebenen Drehrichtung wird Fördermedium in Pfeilrichtung 15 von einer Saugseite auf eine Druckseite gefördert. Als Folge des Pumpvorganges wird eine Druckdifferenz aufgebaut, welche zu den mit den Hinweiszeichen 10 bis 13 bezeichneten Leckageströmen führen. So stellt der Leckagestrom 10 den Rückfluss über die Zahnspitzen der Zahnräder, d.h. über deren äusseren Umfang, dar. Des Weiteren stellt der Leckagestrom 11 den Rückfluss über den Eingriffsbereich der Zahnräder 1 und 2 dar. Ferner stellt der Leckagestrom 12 den Rückfluss über Stirnflächen 17 der Zahnräder 1 und 2 dar. Schliesslich stellt der Leckagestrom 13 den Rückfluss über den Lagerabschnitt 5 dar. Selbstverständlich treten der Leckagestrom 13 bei allen Lagerabschnitten und der Leckagestrom 12 bei allen Stirnflächen 17, 18 der Zahnräder 1 und 2 auf. Es hat sich nun herausgestellt, dass der Leckagestrom 12 über die Stirnflächen 17, 18 den grössten Anteil des gesamten Leckagestromes ausmacht.
Zur weiteren Erläuterungen der Grundlagen der vorliegenden Erfindung ist in Fig. 2 die eine Längsachse 20 aufweisende Welle 3 mit dem Zahnrad 2 einer bekannten Zahnradpumpe dargestellt, wobei ein Gleitlager 16, in dem die Welle 3 im Lagerabschnitt 6 gelagert ist, in einem Schnitt durch die Längsachse 20 dargestellt ist. Ein bekannter Dichtspalt zur Verhinderung bzw. Reduktion des im Zusammenhang mit Fig. 1 erwähnten Leckagestroms 12 ist auf der einen Seite durch die stirnseitige Fläche 22 des Zahnrades 2 und auf der anderen Seite durch die stirnseitige Fläche 40 des Gleitlagers 16 gebildet, wobei mit 23 das axiale Spiel zwischen der Stirnseite des Zahnrades 2 und der Stirnseite des Gleitlagers 16 bezeichnet ist. Bei mittiger Positionierung des Zahnrades 2 im Pumpeninnenraum ist das totale axiale Spiel der Zahnradpumpe doppelt so gross wie es aus Fig. 2 ersichtlich ist.
Fig. 3 zeigt eine Detaildarstellung eines Bereiches (Detail A gemäss Fig. 2) zwischen Zahnrad 2 und Gleitlager 16. Ein im Lagerabschnitt 6 vorhandener Lagerspalt ist auf der einen Seite durch die Fläche 50 des Gleitlagers 16 und auf der anderen Seite durch die Oberfläche 21 der Welle 3 gebildet. Als Übergangsbereich wird in der vorliegenden Anmeldung der Übergang vom bekannten, radial verlaufenden Dichtspalt zum axial verlaufenden Lagerspalt bezeichnet. Deutlich erkennbar ist im Übergangbereich ein Hohlraum 25, der auf der Seite der Welle 3 bzw. des Zahnrades 2 durch eine umlaufende Hohlkerbe 26 und auf der Seite des Gleitlagers 16 durch eine umlaufende Fase 27 begrenzt ist. Der Querschnitt des Hohlraumes 25 ist auf dem Gesamtumfang der Welle 3 gleich gross. Die Hohlkerbe 26 erlaubt eine einfache Bearbeitung sowohl der Oberfläche 21 der Welle 3 als auch der stirnseitigen Fläche 22 des Zahnrades 2. So können die beiden Flächen 21 und 22 exakt senkrecht aufeinander ausgerichtet werden. Eine geeignete Ausrundung der Hohlkehle 26 reduziert die in der Welle 3 auftretenden Spannungen (Kerbwirkung). Trotz der geeigneten Ausrundung der Hohlkehle 26 werden durch die Unstetigkeitsstellen - einerseits auf der Seite des Lagerspaltes, anderseits auf der Seite des Dichtspaltes - Spannungen (Kerbwirkung) erzeugt, die sich negativ auf die zulässige Belastbarkeit bei den bekannten Zahnradpumpenwellen auswirken.
Über den Hohlraum 25 wird das zur Gleitlagerschmierung benötigte Fördermedium auf dem ganzen Umfang der Welle 3 bereitgestellt, um auf dem ganzen Umfang in den Lagerspalt im jeweiligen Lagerabschnitt 5 bis 8 (Fig. 1) einfliessen zu können. Als weiterer Nachteil bei dieser bekannten Ausführungsform ist somit der kurze, in radialer Richtung verlaufende Dichtspalt, der durch die stirnseitige Fläche 22 des Zahnrades 2 und durch die stirnseitige Fläche 40 des Gleitlagers 16 gebildet ist, denn ein kurzer, radial verlaufender Dichtspalt hat zur Folge, dass die Dichtwirkung gering, mithin der Leckagestrom 12 (Fig. 1) relativ gross ist.
In Fig. 4 wird der Übergangsbereich gemäss Fig. 3 gezeigt, bei dem erfindungsgemäss die Welle 3 eine stetige Oberfläche 30 aufweist, die bei dem mit 31 bezeichneten Lagerabschnitt-seitigen Ende beginnt, bis zu dem die Oberfläche 21 des Lagerabschnittes parallel zur Längsachse 20 (Fig. 2) der Lagerbohrung geführt ist, und bei einem mit 32 bezeichneten Zahnradseitigen Ende endet, die in der stirnseitigen Fläche 22 des Zahnrades 2 liegt. Demzufolge weist die Welle 3 einen stetigen Verlauf auf, und zwar in Bezug auf die Oberflächen 21 und 30 - über die gesamte Welle 3 betrachtet - auf. Gegebenenfalls, wie auch in Fig. 4 gezeigt ist, ist aus fertigungstechnischen Gründen und zur Reduzierung von Spannungen im Material in der stirnseitigen Fläche 22 eine Hohlkerbe 33 in der Welle 3 enthalten. Eine solche Hohlkerbe 33 ist nur dann erforderlich, wenn das zahnradseitige Ende 32 eine Unstetigkeit beim Übergang von der stetigen Fläche 30 zur stirnseitigen Fläche 22 des Zahnrades 2 aufweist. Gleichzeitig hat die Hohlkerbe 33 die Aufgabe, den aus den Flächen 21, 30 der Welle 3 und aus den Flächen 50, 39 des Gleitlagers 16 gebildeten Lagerspalt mit Schmiermedium zu versorgen.
In Fig. 5 wird entsprechend dem in den Fig. 3 und 4 dargestellten bekannten Übergangsbereich eine weitere Ausführungsform für einen erfindungsgemässen Übergangsbereich dargestellt. Dabei mündet die Oberfläche 21, 30 der Welle 3 stetig in die stirnseitige Fläche 22 des Zahnrades 2 (Fig. 1) ein. Damit sind auf der Seite der Welle 3 bzw. 4 alle Unstetigkeitstellen eliminiert, mithin entsteht keine Kerbwirkung, und zwar weder in den Wellen 3 und 4 noch im Gleitlager 16. Entsprechend weisen die Wellen 3, 4 dieser Ausführungsvariante der vorliegenden Erfindung eine hohe Belastbarkeit und damit eine hohe Tragfähigkeit auf.
Verlaufen die Oberflächen 50, 39 und 40 des Gleitlagers 16 im Wesentlichen parallel zu den Oberflächen 21, 30 und 22 der Welle 3, so werden zwei Vorteile erhalten: Erstens werden die für die Welle 3 oben aufgeführten Vorteile auch für das Gleitlager 16 gültig. So treten auch beim Gleitlager 16 keine Spannungen aufgrund einer Kerbwirkung auf. Zweitens wird der rein radial verlaufende stirnseitige Dichtspalt, gebildet einerseits aus der stirnseitigen Fläche 22 des Zahnrades 2 und anderseits aus der stirnseitigen Fläche 40 des Gleitlagers 16, in axialer Richtung ausgedehnt, mithin weist der Dichtspalt, bzw. diesen im Übergangsbereich bildenden Flächen 30 und 39, neben einer radialen Komponente erfindungsgemäss eine axiale Komponente in Bezug auf die Welle 3 auf. Hierdurch ist die Gesamtlänge des Dichtspaltes gegenüber dem bekannten Dichtspalt verlängert, was eine bessere Abdichtung und damit eine Reduktion des Leckagestroms 12 über die Stirnflächen 17, 18 zur Folge hat.
Bei der in Fig. 5 dargestellten Ausführungsform der Erfindung endet der Dichtspalt bei einer Ausnehmung 34, welche in das Gleitlager 16 eingearbeitet ist. Die Ausnehmung 34 hat dieselbe Aufgabe wie der anhand von Fig. 3 erläuterte Hohlraum 25, nämlich das zur Gleitlagerschmierung benötigte Fördermedium auf dem ganzen Umfang der Welle 3 bereitzustellen, um auf dem ganzen Umfang in den Lagerspalt im jeweiligen Lagerabschnitt 5 bis 8 (Fig. 1) einfliessen zu können.
Grundsätzlich und in Abweichung zu den in den Fig. 4 und 5 dargestellten Ausführungsformen ist denkbar, dass keine Ausnehmung 34 vorhanden ist, und zwar weder im Gleitlager 16 noch in der Welle 3. Damit ist weder bei der Welle 3 noch beim Gleitlager 16 eine Unstetigkeitstelle vorhanden. Des Weiteren erstreckt sich der erfindungsgemässe Dichtspalt in maximaler Länge bis zum Lagerspalt, d.h. bis zum Beginn der rein axial verlaufenden Fläche 21 der Welle 3 bzw. bis zum Beginn der rein axial verlaufenden Fläche 50 des Gleitlagers 16. Mit den im Wesentlichen parallel verlaufenden, den Dichtspalt bildenden Flächen 22, 40 und 30, 39 wird eine optimale Abdichtung erreicht. Darüber hinaus sind die beiden Flächen 30 und 39 zusätzlich als Lagerflächen wirksam.
Es wird ausdrücklich darauf hingewiesen, dass eine Abweichung von der Parallelität der Flächen 22, 40 und 30, 39 durchaus möglich ist und unter Last durchwegs auftritt. Im Rahmen von Fertigungstoleranzen und im Rahmen der durch die Belastung der Komponenten auftretenden Durchbiegungen und Verschiebungen, welche zu Abweichungen von der erwähnten Parallelität führen, sind im Zusammenhang mit der vorliegenden Erfindungsbeschreibung als "parallel" bzw. "im Wesentlichen parallel" zu verstehen.
Besonders bei Fördermedien mit hohen elastischen Eigenschaften kann es zur Versorgung des Gleitlagerspaltes mit Fördermedium notwendig werden, wie in den Fig. 4 und 5 dargestellt, die Ausnehmung 34 im Übergangsbereich des Gleitlagers 16 vorzusehen. Vorzugsweise wird die Ausnehmung 34 am Lagerabschnitt-seitigen Ende 31 der Fläche 39 angeordnet (Fig. 5). Grundsätzlich ist die Einarbeitung einer Ausnehmung auf der anderen Seite, d.h. eine Einarbeitung der Ausnehmung in die Welle 3, ebenfalls denkbar. In jedem Fall muss darauf geachtet werden, dass durch die Ausnehmung 34 keine wesentlichen Unstetigkeitsstellen eingebracht werden, damit eine hohe Tragfähigkeit der betroffenen Komponente gewährleistet ist. Des Weiteren muss darauf geachtet werden, dass die Gesamtlänge des erfindungsgemässen Dichtspaltes durch die Ausnehmung 34 möglichst wenig reduziert wird, damit eine Wirkungsgradsteigerung bei der erfindungsgemässen Zahnradpumpe im bereits erläuterten Sinne erhalten werden kann.
Es wurde bereits darauf hingewiesen, dass als Vorteil der vorliegenden Erfindung der Leckagestrom 12 (Fig. 1) reduziert werden kann. Die vorliegende Erfindung eröffnet jedoch auch die Möglichkeit, den Durchmesser der Zahnradwellen 3, 4 bei gleich bleibender Dichtwirkung des Dichtspaltes zu vergrössern. Damit wird auch hierdurch eine grössere Biegebelastbarkeit der Wellen 3, 4 und eine vergrösserte Tragfähigkeit der Gleitlager erhalten.
In den Fig. 6 bis 8 sind verschiedene Ausführungsvarianten eines erfindungsgemässen Gleitlagers 16 dargestellt, wobei jeweils eine Draufsicht auf die Stirnseite des Gleitlagers 16, von der Seite der Zahnräder aus gesehen, gezeigt ist. Die dargestellten Ausführungsvarianten basieren alle auf derjenigen gemäss Fig. 5, indem alle eine Ausnehmung 34 im Gleitlager 16 aufweisen. Unterschiede bestehen in der Länge und der Ausgestaltungsart der Ausnehmungen 34, insbesondere an deren Enden.
So ist in Fig. 6 eine Ausführungsvariante mit einer Ausnehmung 34 dargestellt, die über den gesamten Lagerumfang des Gleitlagers 16 eingearbeitet ist. Die Ausnehmung 34 ist mit der Druckseite der Zahnradpumpe über einen Zuführungskanal 37 verbunden, über den ausreichend Fördermedium in das Gleitlager 16 geleitet wird.
Bekanntlich sind die Kräfteverhältnisse in einer Zahnradpumpe derart, dass auf die Wellen eine Kraftkomponente 38 wirkt, die mit einer durch die beiden Lagerbohrungsachsen der Gleitlager aufgespannte Ebene einen Winkel von ca. 60° bildet. Dementsprechend ist die Lagerbelastung auf dieser so genannten Lastseite in Richtung der Kraftkomponente 38 erhöht. In den Fig. 6 bis 8 ist daher die Welle 3 in Bezug auf die Lagerbohrung zur Veranschaulichung übertrieben exzentrisch eingezeichnet.
Um ein maximales Abstützen der Welle im Gleitlager zu erhalten, wird erfindungsgemäss vorgeschlagen, die Ausnehmung 34 auf der Lastseite wegzulassen, mithin die Ausnehmung 34 lediglich in einem Bereich der so genannten Nicht-Lastseite vorzusehen. Gemäss Fig. 7 erstreckt sich die Ausnehmung 34 über 180° der Lagerbohrung auf der Nichtlastseite, wobei die Ausnehmung 34 symmetrisch zur Richtung der Kraftkomponente 38 ist.
In Fig. 8 ist die bevorzugte Ausführungsvariante mit einer Ausnehmung 34 dargestellt. Im Unterschied zur Ausführungsvariante gemäss Fig. 7 ist die Ausnehmung 34 nunmehr in Richtung Einzugsbereich für das Schmiermedium kontinuierlich auslaufend gefertigt, mit anderen Worten reduziert sich der Querschnitt der Ausnehmung 34, in Drehrichtung 36 der Welle 3 gesehen, gegen den Endbereich der Ausnehmung 34 hin, und zwar nimmt der Querschnitt sowohl in radialer als auch in axialer Richtung ab.
Es wird ausdrücklich darauf hingewiesen, dass die erfindungsgemässen Ausführungsvarianten gemäss den Fig. 7 und 8 mit den Ausnehmungen 34 auch ohne den anhand der Fig. 5 erläuterten stetigen Übergangsflächen 30 realisiert werden kann, mithin es sich hierbei um eine unabhängige Erfindung handelt. Tatsache ist nämlich, dass bereits der Einsatz von Ausnehmungen 34 bei einer bekannten Gleitlagerausformung im Übergangsbereich, wie es anhand der Fig. 2 und 3 erläutert worden ist, eine wesentliche Verbesserung des Füllens der Gleitlager mit Schmiermittel zur Folge hat.

Claims (11)

  1. Zahnradpumpe zum Fördern von flüssigen Fördermedien, bestehend aus einem Gehäuse und zwei ineinander greifenden Zahnrädern (1, 2), welche je auf einer in Gleitlagern (16) gelagerten Welle (3, 4) angeordnet sind, von denen mindestens eine aus dem Gehäuse herausgeführt und mit einem Antrieb wirkverbunden ist, wobei die Wellen (3, 4), angrenzend an die Zahnräder (1, 2), Lagerabschnitte (5, ..., 8) mit Gleitlagern (16) aufweisen, in denen die Wellen (3, 4) Fördermedium-geschmiert gelagert sind, und wobei Oberflächen (21) der Wellen (3, 4) zu einem überwiegenden Teil in einem vorgegebenen Winkel, insbesondere senkrecht, auf stirnseitigen Flächen (22) von entsprechenden Zahnrädern (1, 2) stehen, dadurch gekennzeichnet, dass die Oberflächen (21, 30) der Wellen (3, 4) im Bereich der Lagerabschnitte (5, ..., 8) stetig ausgebildet sind.
  2. Zahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Oberfläche (21, 30) der Wellen (3, 4) bis zu den stirnseitigen Flächen (22) von entsprechenden Zahnrädern (1, 2) stetig sind.
  3. Zahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Oberflächen (21, 30) der Wellen (3, 4) stetig in die stirnseitigen Flächen (22) von entsprechenden Zahnrädern (1, 2) übergehen.
  4. Zahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass Oberflächen (39, 50) des Gleitlagers (16) im Wesentlichen parallel zu den Oberflächen (21, 30) der Wellen (3, 4) verlaufen.
  5. Zahnradpumpe nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die stirnseitige Fläche (22) des Zahnrades (3, 4) im Wesentlichen parallel zu einer stirnseitigen Fläche (40) des entsprechenden Gleitlagers (16) verläuft.
  6. Zahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass in einem Übergangsbereich von einer axial verlaufenden Oberfläche (50) des Gleitlagers (16) zu einer radial verlaufenden stirnseitigen Fläche (22) eines des Gleitlagers (16) eine Ausnehmung (34) im Gleitlager (16) und/oder in der entsprechenden Welle (3, 4) vorhanden ist.
  7. Zahnradpumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Ausnehmung (34) vollständig um eine die Welle (3, 4) aufnehmende Lagerbohrung führt.
  8. Zahnradpumpe nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Ausnehmung (34) nicht-lastseitig, vorzugsweise in einem Bereich von 180° vorgesehen ist.
  9. Zahnradpumpe nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Ausnehmung (34) symmetrisch in Bezug auf eine Ebene angeordnet ist, die einen Winkel von ca. 60° mit einer durch die beiden Lagerbohrungsachsen aufgespannte Ebene einschliesst.
  10. Zahnradpumpe nach Anspruch 8 oder 9, dadurch gekennzeichnet, dass die Ausnehmung (34), in Drehrichtung der Welle (3, 4) gesehen, auslaufend ausgebildet ist.
  11. Zahnradpumpe nach einem der Ansprüche 6 bis 10, dadurch gekennzeichnet, dass die Ausnehmung (34) über einen Zuführkanal (37) mit der Druckseite verbunden ist.
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