EP2249038A2 - Außenzahnradmaschine mit vereinfachter Lagerachse oder -welle - Google Patents

Außenzahnradmaschine mit vereinfachter Lagerachse oder -welle Download PDF

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EP2249038A2
EP2249038A2 EP10161300A EP10161300A EP2249038A2 EP 2249038 A2 EP2249038 A2 EP 2249038A2 EP 10161300 A EP10161300 A EP 10161300A EP 10161300 A EP10161300 A EP 10161300A EP 2249038 A2 EP2249038 A2 EP 2249038A2
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EP
European Patent Office
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bearing
rotor
fluid
piston
profile
Prior art date
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Withdrawn
Application number
EP10161300A
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English (en)
French (fr)
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EP2249038A3 (de
Inventor
Hilmar Gärtner Dr.
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.)
Schwaebische Huettenwerke Automotive GmbH
Original Assignee
Schwaebische Huettenwerke Automotive GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Schwaebische Huettenwerke Automotive GmbH filed Critical Schwaebische Huettenwerke Automotive GmbH
Publication of EP2249038A2 publication Critical patent/EP2249038A2/de
Publication of EP2249038A3 publication Critical patent/EP2249038A3/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Withdrawn legal-status Critical Current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
    • F04C15/0061—Means for transmitting movement from the prime mover to driven parts of the pump, e.g. clutches, couplings, transmissions
    • F04C15/0073—Couplings between rotors and input or output shafts acting by interengaging or mating parts, i.e. positive coupling of rotor 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
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    • 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
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    • F04C15/0088—Lubrication
    • F04C15/0092—Control systems for the circulation of the lubricant
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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
    • F04C2/12—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C2/14—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C2/18—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with similar tooth forms
    • 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
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/50—Bearings
    • F04C2240/52—Bearings for assemblies with supports on both sides
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
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    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/60—Shafts

Definitions

  • the invention relates to a rotary displacement machine with a bearing profile which forms a bearing shaft or bearing shaft for a rotor of the rotary displacement machine.
  • the rotary displacement machine may be a motor or, in particular, a pump.
  • Recirculating displacement machines include one or more rotatably mounted rotors which form or form cells around one or more axes of rotation in which fluid is transported from an inlet to an outlet of a chamber of the machine.
  • the rotor or one of the rotors is mounted axially movable back and forth, as is known in particular from external gear pumps, for example from the DE 102 22 131 B4 .
  • the rotor is part of an adjustment, which has a piston beyond the rotor and a bearing profile for the rotary mounting of the rotor.
  • the piston is arranged axially facing a front side of the rotor.
  • the bearing profile is usually fixedly connected to the piston and has a bearing surface about which the rotor is rotatable.
  • the adjusting unit comprises a further piston, which faces the other end face of the rotor axially and is also firmly connected to the bearing profile.
  • the bearing profile has a bearing portion with the bearing surface and left and right next to the bearing portion depending on a joint portion for the firm connection with the piston.
  • the bearing portion is thicker than the joining portions to form a stop surface for the pistons in the axial direction.
  • the bearing profile is formed from full rod semi-finished by means of machining. The production of the bearing profile therefore requires a lot of time and drives the costs, which is unfavorable for mass production.
  • the invention is based on a recirculating displacement machine comprising a housing with a chamber and at least one rotor accommodated in the chamber.
  • the chamber has an inlet and an outlet for a fluid to be conveyed or used as a drive medium.
  • the rotor is rotatably supported for conveying the fluid or for driving by the fluid about an axis of rotation. It forms with walls of the chamber, and preferably in conveying engagement with another rotor, cells which revolve around the axis of rotation and in which the fluid is transported from the inlet to the outlet when the rotor is in the case of engine operation of the fluid or in the preferred case a pump operation is driven by means of external energy.
  • the circulation displacement machine has an adjusting unit, which is axially reciprocable in the housing and is mounted so as to be secured against rotation in relation to the axis of rotation of the rotor.
  • the adjusting unit comprises the rotor, at least one piston and a bearing profile.
  • the components are connected with each other in such a way that they execute axial movements together and form a movement unit in this sense.
  • the piston faces an axial end of the rotor and forms with the rotor an axial sealing gap which fluidly separates a high pressure side of the chamber from a low pressure side of the chamber except for unavoidable leakage.
  • the bearing profile protrudes in the axial direction in the piston and the rotor. It can project through the piston or protrude into a cavity of the piston, which ends within the piston.
  • the rotor is preferably penetrated by the bearing profile.
  • the bearing profile forms around the axis of rotation a bearing surface for the rotary mounting of the rotor.
  • the bearing surface forms with a bearing counter surface a bearing gap of the rotary bearing, ie, the bearing surface and the bearing surface limit the bearing gap in respect of the axis of rotation radial direction.
  • the bearing surface is an outer peripheral surface of the bearing profile and the bearing surface surrounds the bearing surface.
  • the bearing surface may surround the bearing surface.
  • the bearing counter surface is of the Piston or preferably formed by the rotor.
  • the bearing profile may be formed as an axis about which the rotor is rotatable, or as a shaft rotating together with the rotor.
  • the rotor and the bearing profile can be connected to each other secured against rotation. If, as preferred, the rotor forms the counter bearing surface, the rotor accordingly rotates around the bearing profile to form the bearing gap.
  • the bearing profile is preferably fixed, ie immovable, connected to the piston, preferably by means of a positive or frictional connection.
  • the word "or” has the usual meaning of "and / or” here as well as otherwise in the sense of the invention, as far as nothing else can be deduced from the respective context.
  • a cohesive connection is also possible, although not preferred.
  • rolling elements can be arranged and the pivot bearing be formed as a rolling bearing. In preferred simple embodiments, however, the pivot bearing is designed as a sliding bearing.
  • the bearing profile over its entire axial length or at least over almost the entire axial length of the bearing surface corresponding outer circumference.
  • the joint section thus has the same outer contour as the bearing section.
  • the two axial sections continuously merge.
  • the bearing profile forms a joint section for each of the pistons, of which the one on the left and the other is located to the right of the bearing section.
  • all three sections have the same outer contour, and the bearing section merges continuously on both sides into the respective joint section.
  • the bearing profile corresponding to a joint portion for the torsionally rigid connection with the feed wheel and left and right of the joint section per a bearing portion with a Storage area for the pivot bearing formed with the piston. Accordingly, the bearing sections and the joining section have the same outer contour and merge continuously into one another.
  • the bearing profile may comprise one or more interlocking elements in the or each of several joining sections, for example one or more flats, around the bearing profile with either the piston or pistons the rotor locked to connect.
  • a press connection preferably a purely frictional connection, is preferred.
  • the bearing profile can be ground to its nominal size via its surface which is shaped simply according to the invention, preferably over its entire outer surface, in a simple continuous grinding process, which leads to a considerable reduction in manufacturing costs and production time compared to conventionally shaped bearing profiles with radially offset sections.
  • the bearing profile is at least partially hollow in preferred embodiments.
  • the hollow cross-section preferably extends over the majority of the axial length of the bearing profile, advantageously over the entire or almost the entire axial length.
  • the hollow cross section is preferably circular cylindrical inside.
  • the cavity of the bearing profile preferably corresponds to at least half of the total volume of the bearing profile.
  • the bearing profile may in particular be sleeve-shaped. It may have a bottom at one axial end.
  • the hollow cross-section may extend continuously from the bottom to the other axial end of the bearing profile.
  • the floor can basically be arranged between the ends instead of at one end.
  • the bearing profile may be a simple sleeve with an axially constant throughout the same hollow cross-section.
  • the bearing profile can thus be provided from one side with a bore or, for example, be formed simple tube.
  • the formation of the bearing profile at least in sections as a hollow profile contributes to the weight reduction of the rotary displacement machine and in particular to the weight reduction of the adjustment at.
  • the reduction of the moment of inertia associated with the weight reduction improves the response time of the adjustment unit.
  • the rotary bearing of the rotor is preferably lubricated with the fluid to be pumped or used as the drive medium.
  • the fluid in the chamber can be used, the so-called crude fluid. More preferably, however, a clean fluid is used which contains less contaminant compared to the crude fluid.
  • the pump comprises a lubricant channel, through which a lubricant can be conveyed into the bearing gap.
  • the lubricant channel extends from outside the chamber into the bearing gap to the fluid serving as a lubricant not from the chamber, but in the case of a pump from a point downstream and in the case of a motor, preferably upstream of the chamber as a lubricant in the bearing gap respectively.
  • the fluid flow of Umlaufverdrängerkaschine From the fluid flow of Umlaufverdrängerkaschine a partial flow is diverted and performed for the purpose of bearing lubrication in the bearing gap.
  • the lubrication concept begins with the knowledge that the fluid conveyed through the chamber can contain dirt particles, in particular wear particles, which increase the abrasion in the pivot bearing and therefore increase the wear of the pivot bearing, which can lead to seizure. Due to the approach from outside the chamber, the fluid for lubrication can be freed of dirt particles before being introduced into the bearing gap.
  • the raw fluid is passed in preferred embodiments through a cleaning device, which is arranged in the case of a pump in a fluid circuit of the pump downstream of the pump.
  • the purified by means of the cleaning device fluid ie the clean fluid is recycled in a return to the pump.
  • the recirculation or, in the general case, the scavenging port is connected to the lubricant passage via a port formed on the housing of the recirculating displacement machine.
  • the cleaning device or an additional cleaning device can also be arranged in the lubricant supply.
  • the cleaning device or the additional cleaning device can also be arranged in the housing of the rotary displacement machine or directly on the housing.
  • the fluid displaced in the case of a pump through the outlet of the chamber is branched into a first partial flow and a second partial flow, wherein the first partial flow, which preferably forms a main flow, is supplied wholly or partly to an aggregate to be supplied with the fluid and the second Partial flow is passed completely or in part through the cleaning device back into the lubricant channel.
  • the cleaning device is arranged in or directly on the housing of the rotary displacement machine, it is advantageously arranged interchangeably.
  • the cleaning device may be in all arrangement variants in particular a fluid filter with a single or multiple screens.
  • Pure fluid lubrication also has the advantage that cooler pure fluid can be used to remove heat from the rotary bearing as compared to the crude fluid in the chamber.
  • the crude fluid delivered by the pump is cooled on the high pressure side in the flow path to or preferably before the purifier by means of a cooler and returned to the pump as a lubricant in the cooled state. Therefore, if the cooling device is located downstream of the cleaning device, the return preferably branches off behind the cooling device.
  • a cooling device can also be provided exclusively for the branched lubricant or additionally in the return, as also applies with respect to the cleaning device.
  • the adjusting unit is preferably adjusted or positioned as a function of a fluid pressure of the high-pressure side. It is acted upon by the fluid pressure in a first direction of its mobility, so that the specific delivery volume is reduced with increasing pressure.
  • the fluid pressure counteracts a restoring force.
  • the adjusting unit is acted upon counteracting the fluid pressure with a spring force.
  • the position of the adjusting unit adjusts itself to the current equilibrium of the adjusting force generated by means of the fluid pressure and the restoring force.
  • the piston is exposed to the clean fluid.
  • Such an embodiment allows the supply of the clean fluid through the piston into the bearing gap of the pivot bearing.
  • Such an arrangement of the lubricant channel is structurally simple and guarantees a bearing lubrication with always sufficient pressure. If the bearing profile has a bottom, this bottom can form part of the piston surface acted on by the pressure fluid.
  • the piston has an axial passage into which the bearing profile protrudes or projects. The passage preferably has the same cross-section everywhere and may in particular be formed as a circular through-bore. In other preferred embodiments, however, the piston has a sack-receiving space for the joining portion of the bearing profile.
  • the adjustment can also be adjusted by motor, for example by means of an electric motor or a hydraulic positioning.
  • a fluid pressure of the high pressure side can be used as a control variable
  • a fluid temperature can be used as a control variable
  • a flow or other physical size for example, a relevant for the needs of the unit to be supplied size, such as the engine speed, sensory detected and the position of the adjustment by a target-IstVer Eisen the controlled variable with a target size can be set.
  • the lubricant While in conventional lubrication concepts using the raw fluid from the pump chamber as a lubricant, the lubricant is pressed with respect to the rotation axis from radially outside and thus against the centrifugal force in the bearing gap, namely simply from the high pressure side of the chamber, the lubricant is preferably Pure fluid, pressed in preferred embodiments of radially inward or at least on a same with the bearing gap radial height in the bearing gap. The centrifugal force thus supports the lubricant flow in the bearing gap or at least does not counteract this during the introduction into the bearing gap. However, the centrifugal force is preferably used for the discharge by the lubricant is discharged from the bearing gap radially outward to the low pressure side.
  • the lubricant channel extends through the bearing profile and the bearing gap is preferably supplied from the inside radially with the lubricant.
  • the bearing profile 1, in such embodiments, at least in sections, a hollow cross-section, which forms a portion of Sclamierstoffkanals.
  • a connecting channel is formed, which from the hollow cross-section through the Bearing profile leads through to the outside to the storage area.
  • the connecting channel may in particular be a simple radial bore in the bearing profile.
  • the lubricant channel thus leads through the piston of the adjustment in the hollow cross section of the bearing profile. If the bearing profile has a bottom, the lubricant channel expediently leads through the bottom into the hollow cross section.
  • the lubricant channel opens into an axially middle section of the bearing gap.
  • the lubricant is distributed from the mouth region axially to both sides and therefore on a short path to the axial ends of the bearing gap.
  • the bearing gap is connected at both axial ends to the low-pressure side of the rotary displacement machine, preferably the low-pressure side of the chamber, in order to remove the lubricant and in this way to ensure the flow through the bearing gap.
  • the removal is preferably carried out by discharge channels, which are formed in sealing surfaces which face the two axial end faces of the rotor and each form an axial sealing gap with one of these sealing surfaces.
  • the discharge channels are each formed in the sealing surfaces as a recess leading from the inside to the outside radially.
  • the discharge channels are so narrow that they do not appreciably affect the sealing effect of the respective sealing gap.
  • the lubricant would be introduced in such an embodiment conveniently at the opposite end of the discharge axial end of the bearing gap.
  • the piston of the adjusting unit forms at least one of the two sealing surfaces. If the adjustment unit preferably has a piston arranged on the left and on the right of the rotor, each of the pistons forms one of the sealing surfaces.
  • the guided through the bearing profile lubricant channel opens in a recess which is formed in the bearing surface or the counter bearing surface and extending in the circumferential direction about the axis of rotation of the rotor.
  • the recess extends circumferentially about the axis of rotation, ie over 360 °.
  • the bearing profile is a hollow shaft around which rotates the rotor, or a hollow shaft, which is rigidly connected to the rotor, it is advantageous if the recess is formed in the bearing counter-surface, so as not to weaken the shell of the hollow shaft or hollow shaft.
  • the recess may instead or optionally additionally a recess in the hollow axle or shaft may be formed.
  • the recess serves as a distribution channel for the lubricant. Without such a distribution channel, the lubricant channel would have to open in a non-rotatable bearing profile in the bearing gap in a rotational angular position in the operating load under a sufficiently wide gap for the distribution of the lubricant remains. Viewed over the circumference of the bearing surface, the forces in the operation of the rotary displacement machine namely are distributed nonuniformly.
  • a distribution channel which extends in the circumferential direction over a sufficiently large rotation angle range, preferably over 360 °, allows the positioning of the mouth of the lubricant channel in the region of the recess at an arbitrary rotational angular position.
  • the lubricant channel can also run on the bearing profile outside by the bearing profile in the region of its bearing surface has an axial or spiral circumferential recess or flattening, in which the lubricant is guided in the bearing gap and distributed in the axial direction.
  • the lubricant channel would initially run on its feed side through said piston or non-adjustable rotor through a fixed chamber wall and axially bridging the sealing gap on the relevant end face of the rotor lead in the formed as a recess or flattening lubricant channel.
  • the lubrication would still be done essentially with pure fluid, but the pure fluid would be mixed because of the bridging of the sealing gap, a certain proportion of funded through the chamber raw fluid. Furthermore, the lubricant would have to flow through the entire axial length of the bearing gap from the feed side to the discharge side.
  • the recirculating displacement machine is preferably an external gear pump. In principle, it can also be another external-axis pump or an internal-axis pump, for example an internal gear pump or a vane pump. If it is a vane pump, the rotor may be the only impeller of the pump. In case of a Gear pump, a further rotor is provided, which is with the rotor described in a conveying engagement, ie tooth engagement. It can also be provided more than two conveyor wheels, for example, three conveyor wheels in an external gear pump, wherein a middle of these conveyor wheels with two outer each in a conveying engagement. In a vane pump can in principle also be provided several conveyor wheels. The above statements on pumps also apply mutatis mutandis to engines.
  • the circulation displacement machine can be used in particular as a lubricating oil pump for supplying an engine of a motor vehicle.
  • vehicle construction is at all a preferred field of application of the invention.
  • the pump can also serve as a supply pump for another unit of a vehicle with a working fluid, for example for supplying an automatic transmission with hydraulic fluid. In principle, however, it can also serve to supply other units, for example a hydraulic press, with working fluid.
  • the supply of lubricant from radially inward or at least at the same radial height with the bearing gap is not only advantageous in embodiments in which the rotary bearing is lubricated with clean fluid, but also for a lubrication concept that uses not yet purified crude oil for the bearing lubrication, the Crude oil is preferably diverted still within the housing of the rotary displacement machine and returned to the bearing gap.
  • the Applicant therefore reserves the right to pursue this aspect of the invention by means of a separate application, a main claim of such an application, for example, only the preamble features of claim 1 or optionally only a part of these features in combination with a supply of the lubricant having internal feature.
  • the shaping of the bearing profile at least in sections as a hollow profile is also alone an advantageous feature that cooperates with the claimed invention, although particularly advantageous, but can also be realized in bearing profiles with the outer contour for different axial sections.
  • a bearing profile allows in a particularly simple way a lubrication of the bearing from the inside, but on the other hand, regardless of the lubrication concept not least because of Weight reduction advantageous.
  • the weight reduction comes in particular when the bearing profile is part of a reciprocating adjustment unit, the advantages of weight reduction and lubricity of the pivot bearing from the inside are also beneficial for a rotor whose position is not adjustable.
  • FIG. 1 shows an example of a Umlaufverdrängermaschine an external gear pump in a cross section.
  • a chamber is formed, are rotatably mounted in the two rotors, in the embodiment conveyor wheels 1 and 2, in the form of externally toothed gears about parallel axes of rotation R 1 and R 2 .
  • the feed wheel 1 is rotationally driven via a drive member, for example, from the crankshaft of an internal combustion engine of a motor vehicle.
  • the conveyor wheels 1 and 2 are meshed with each other in a conveying engagement, in the exemplary embodiment, so that in a rotary drive of the feed wheel 1, the thus meshing conveyor wheel 2 is also rotationally driven.
  • the housing 3 forms the conveying wheels 1 and 2 facing in the radial direction in each case a radial sealing surface, which wraps around the respective conveying wheel 1 or 2 over part of its circumference to form a radial sealing gap.
  • the housing 3 further forms on each end face of the feed wheel 1 axially facing this an axial sealing surface 3b.
  • the pump delivers the fluid on the high pressure side via the outlet 5 and a connected in FIG. 2 schematically shown supply line 13, a cooling device 14 and further via a cleaning device 15 to be supplied to the unit 17 and from there into a sump 18. From the pressure-relieved sump 18, the fluid is sucked in on the low-pressure side via the inlet 4 and thus in a closed fluid circuit circulated by increasing the pressure and subsequent discharge.
  • the delivery rate of the pump increases proportionally with the speed of the conveyor wheels 1 and 2. Since an example assumed as a consumer engine from a certain limit speed less lubricating oil absorbs as the pump according to their proportionally with the speed increasing characteristic would promote the delivery rate of the pump from the Limiting speed limited.
  • the feed wheel 2 is axially movable to and fro relative to the feed wheel 1, so that the measured parallel to the rotation axes R 1 and R 2 of the engagement length Conveyor wheels 1 and 2 and according to the delivery rate or the delivery volume of the pump can be changed.
  • FIG. 2 takes the feed wheel 2 relative to the feed wheel 1 an axial position with a maximum axial overlap, ie maximum engagement length.
  • the feed wheel 2 is part of an adjustment with two axially offset to the feed wheel 2 arranged piston 8 and 9, a piston 8 and 9 connecting the bearing section 10 and the rotatably mounted between the piston 8 and 9 on the bearing section 10 conveyor wheel 2.
  • the bearing profile 10th connects the pistons 8 and 9 axially rigid and torsionally rigid with each other.
  • the pistons 8 and 9 form the conveying wheel 2 directly facing each one of the axial sealing surfaces 8b and 9b for the feed wheel 2.
  • the adjustment is axially displaceable in a sliding space of the housing 3 back and forth and mounted against rotation.
  • the displacement chamber comprises a fluid space 7 delimited by the adjustment unit on one axial side and a further space likewise delimited by the adjustment unit on the axially opposite side of the adjustment unit, in which a spring member 12 is arranged.
  • the fluid chamber 7 can be acted upon by pressure fluid of the high-pressure side of the pump.
  • the spring force of the spring member 12 counteracts the pressure force of the pressure fluid.
  • the spring member 12 is as exemplified in the DE 102 22 131 B4 described by the introduction of pressure fluid of the high-pressure side relieved when the pump is to promote the fluid with maximum specific flow.
  • the pivot bearing of the feed wheel 2 is formed as a sliding bearing between the feed wheel 2 and the bearing profile 10.
  • the bearing profile 10 forms an axis about which the conveyor wheel 2 rotates.
  • the slide bearing is formed directly between a about the rotation axis R 2 of circular cylindrical circumferential bearing surface 10a of the bearing profile 10 and the bearing surface 10a surrounding bearing mating surface 2a of the feed wheel. 2
  • the bearing surface 10a and the bearing counter surface 2a define between them a narrow bearing gap, is conveyed in the funded by the pump fluid of the high pressure side and serves as a lubricant in the bearing gap.
  • the clean fluid downstream of the cooling device 14 and the purifier 15 is branched off from the fluid flow conveyed through the chamber and then the supply line 13, i. the fluid pumped by the pump flows through the cooling device 14 and the cleaning device 15 and is returned downstream of these two devices via a return 16 for the purpose of lubricating the rotary bearing to the pump.
  • the feedback 16 is connected to a terminal 6 of the housing 3. From the port 6 leads within the housing 3, a lubricant channel into the bearing gap 2a, 10a.
  • the lubricant channel comprises the fluid space 7 and then extends directly to the fluid space 7 through the piston 8 and from there into the bearing profile 10.
  • the bearing profile 10 accordingly has a hollow cross-section 10b, which forms a portion of the lubricant channel.
  • the hollow cross section 10b is connected to the bearing gap via a connecting channel 10c, which is formed as a radial bore.
  • the connecting channel 10c leads into the bearing gap at an axially central location, i. it has at least substantially the same distance to the two axial ends of the bearing gap. In this way, the lubricant is distributed evenly and over the shortest path over the entire length of the bearing gap.
  • the lubricant flows through discharge channels formed in the sealing surfaces 8b and 9b of the pistons 8 and 9 toward the low-pressure side.
  • the flow path of the lubricant is indicated by a dotted line and an arrow pointing into the connecting channel 10c.
  • FIG. 3 shows the components of the adjustment along the axis of rotation R 2 lined up for assembly.
  • the fluid space 7 limiting piston 8 and the bearing profile 10 are already firmly connected to each other, preferably only by means of frictional engagement.
  • the bearing profile 10 may, for example, be shrunk or otherwise pressed into the pistons 8 and 9.
  • the functional distribution of the bearing profile is to be indicated in three axial sections, namely a central bearing portion which forms the bearing surface 10 a, and the two outer end portions, each having a joint portion, preferably frictional engagement, for the form a solid connection with the respective piston 8 or 9.
  • the bearing profile 10 is a cylindrical sleeve with a with the exception of the mouth of the connecting channel 10c everywhere smooth, circular cylindrical outer periphery and over almost the entire axial length also smooth, circular cylindrical inner cross section.
  • the thickness of the corresponding circular cylindrical shell of this sleeve is smaller than the measured on the axis of rotation R 2 radius of the inner cross section.
  • the sleeve is open at one axial end. At the other axial end, it has a bottom through which extends axially a slender channel section, which merges into the further axial channel section 8a, which extends through the piston 8 and opens into the fluid space 7.
  • connection between the fluid space 7 and the hollow cross-section 10b has a flow cross-section which is so small that the piston surface facing away from the delivery wheel 2, to which the pressure of the recycled pure oil acts, and thereby the force generated by the pressure is not appreciably reduced ,
  • the rapid and uniform distribution of the lubricant in the bearing gap is also a distribution channel 2b, which is formed in the bearing counter surface 2a as a recess which rotates about the axis of rotation R 2 .
  • the connecting channel 10c opens into the distribution channel 2b.
  • the bearing profile 10 could be formed with a running over the entire length extending hollow cross-section 10b.
  • the receiving space for the joint portion of the bearing profile 10 may extend in yet another alternative through the piston 8 continuously, ie by the piston. 8 throughout a cross section have, which corresponds to the cross section in the region of the joining portion of the bearing profile 10.
  • the bottom of the bearing profile 10 would form part of the piston surface acted upon by the pressurized fluid in such an alternative embodiment.
  • the bearing profile 10 of the embodiment could also be reversed, so that its bottom would be arranged in the receiving space of the piston 8.
  • the channel section in the bottom of the bearing profile 10 could be dispensed with in such an embodiment. If the bottom is closed, that is, has no channel section, the piston 9 could also have an axially continuously extending receiving space for the bearing profile 10.
  • the bearing profile 10 extends through the feed wheel 2 and projects with its two axial ends of the bearing profile 10 forming joining sections in one of the pistons 8 and 9.
  • the pistons 8 and 9 each have a bag receptacle in which the associated joining portion of the bearing section 10 projects and held over its outer periphery with pressing force.
  • the bag receptacles of the pistons 8 and 9 are each formed as a circular blind hole.
  • the piston 9 closes the hollow cross-section 10b or the lubricant channel at the relevant end face of the bearing profile 10, while the channel 8a leads through the piston 8.
  • the feed wheel 1 is torsionally rigid and axially immovably connected to a bearing profile 11 which forms the drive shaft of the pump.
  • the bearing profile 11 is rotatably mounted about the rotation axis R 1 .
  • the pivot bearing for the feed wheel 1 comprises axially to the feed wheel 1 offset left and right of the feed wheel 1 arranged bearing structures, one of which forms the housing 3 and the other one firmly inserted in the housing 3 and therefore also designated 3 insert.
  • the bearing profile 11 extends through these two left and right of the impeller 1 arranged bearing structures 3.
  • the bearing profile 11 forms with each of these two bearing structures 3 a sliding bearing.
  • the bearing profile 11 has at its outer periphery per slide bearing a bearing surface 11 a.
  • the bearing structures 3 each form a bearing counter surface 3 a, which surrounds the respective associated bearing surface 11 a circumferentially to form a narrow bearing gap.
  • the two bearing gaps formed between the bearing profile 11 and the bearing structures 3 are supplied to lubricate the rotary bearing in a first embodiment with raw fluid of the high pressure side as a lubricant. In a further development, these two bearing gaps are also lubricated with the clean fluid.
  • the Bearing 11 of the embodiment is formed as a full wave, but may also be a hollow shaft with a hollow cross section, which extends over at least a major part of the axial length of the bearing profile 11 in a development instead.
  • the raw fluid or alternatively the pure fluid can be guided through the hollow shaft from the inside into the two bearing gaps.
  • FIGS. 4 and 5 show a circulation displacement machine in a second embodiment and also as an external gear pump.
  • the rotary bearing of the impeller 2 is lubricated in a conventional manner with the raw fluid of the high pressure side of the chamber. Accordingly, the lubricant channel leads within the chamber in the bearing gap.
  • the lubricating raw fluid is supplied into the bearing gap from the high pressure side of the chamber in a feed channel formed in one of the two axial sealing surfaces 8b and 9b and flows through a discharge channel in the axial sealing surface of the axially opposite piston 8 or 9 to the low pressure side the chamber again. Accordingly, the lubricant channel no longer leads through the piston 8 in the bearing section 10.
  • the piston 8 has a closed piston crown or the bearing profile 10 a closed bottom, which also includes the case that both the bottom of the piston 8 and the bottom of the Bearing profiles 10 may be closed.
  • the fluid space 7 is applied to the high pressure side raw fluid as in conventional pumps, with the raw fluid being branched directly from the chamber at the outlet 5 or downstream of the chamber.
  • the fluid space 7 may also be charged with the clean fluid as in the first embodiment, to use a control pressure for the adjustment of the adjustment, which corresponds to the fluid pressure in the immediate vicinity of the unit 17 to be supplied more accurate than the pressure on the high pressure side of the chamber.
  • the pump corresponds to that of the first embodiment.

Abstract

Umlaufverdrängermaschine, umfassend: a) ein Gehäuse (3) mit einer Kammer, die einen Einlass (4) und einen Auslass (5) für ein Fluid aufweist, b) und eine in dem Gehäuse (3) axial hin und her bewegbare Verstelleinheit mit c) einem in der Kammer aufgenommenen Rotor (2), der zur Förderung des Fluids oder für einen Antrieb durch das Fluid um eine Drehachse (R 2 ) drehbar gelagert ist, d) einem Kolben (8), der einer Stirnseite des Rotors (2) axial zugewandt ist, e) und einem in den Rotor (2) und den Kolben (8) ragenden Lagerprofil (10), das um die Drehachse (R 1 ) eine Lagerfläche (10a) für die Drehlagerung des Rotors (2) aufweist und mit dem Kolben (8) axial fest verbunden ist, f) wobei der Rotor (2) um die Lagerfläche (10a) oder gemeinsam mit dem Lagerprofil (10) relativ zu dem Kolben (8) drehbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass g) das Lagerprofil (10) über seine zumindest nahezu gesamte axiale Länge einen der Lagerfläche (10a) entsprechenden äußeren Umfang aufweist.

Description

  • Die Erfindung betrifft eine Umlaufverdrängermaschine mit einem Lagerprofil, das eine Lagerachse oder Lagerwelle für einen Rotor der Umlaufverdrängermaschine bildet. Die Umlaufverdrängermaschine kann ein Motor oder insbesondere eine Pumpe sein.
  • Umlaufverdrängermaschinen weisen einen drehgelagerten Rotor oder mehrere drehgelagerte Rotoren auf, der oder die um eine oder mehrere Drehachsen umlaufende Zellen bildet oder bilden, in denen ein Fluid von einem Einlass zu einem Auslass einer Kammer der Maschine transportiert wird. Um im Falle einer Pumpe das auf die Drehzahl des Rotors oder der mehreren Rotoren bezogene Fördervolumen, das sogenannte spezifische Fördervolumen, verändern zu können, wird der Rotor oder einer der Rotoren axial hin und her bewegbar gelagert, wie dies insbesondere von Außenzahnradpumpen bekannt ist, beispielsweise aus der DE 102 22 131 B4 . Der Rotor ist Bestandteil einer Verstelleinheit, die über den Rotor hinaus einen Kolben und ein Lagerprofil für die Drehlagerung des Rotors aufweist. Der Kolben ist einer Stirnseite des Rotors axial zugewandt angeordnet. Das Lagerprofil ist üblicherweise fest mit dem Kolben verbunden und weist eine Lagerfläche auf, um die der Rotor drehbar ist. Bei Außenzahnradpumpen umfasst die Verstelleinheit einen weiteren Kolben, der der anderen Stirnseite des Rotors axial zugewandt und mit dem Lagerprofil ebenfalls fest verbunden ist. Das Lagerprofil weist einen Lagerabschnitt mit der Lagerfläche und links und rechts neben dem Lagerabschnitt je einen Fügeabschnitt für die feste Verbindung mit den Kolben auf. Für Montagezwecke ist der Lagerabschnitt dicker als die Fügeabschnitte, um für die Kolben in axialer Richtung je eine Anschlagfläche zu bilden. Das Lagerprofil wird aus vollem Rundstab-Halbzeug mittels spanender Bearbeitung geformt. Die Herstellung des Lagerprofils erfordert daher einen hohen Zeitaufwand und treibt die Kosten, was für die Massenfertigung ungünstig ist.
  • Es ist eine Aufgabe der Erfindung, die Kosten in der Massenfertigung derartiger Lagerprofile und dadurch die Kosten von damit ausgestatteten Umlaufverdrängermaschinen zu senken.
  • Die Erfindung geht von einer Umlaufverdrängermaschine aus, die ein Gehäuse mit einer Kammer und wenigstens einen in der Kammer aufgenommenen Rotor umfasst. Die Kammer weist einen Einlass und einen Auslass für ein zu förderndes oder als Antriebsmedium dienendes Fluid auf. Der Rotor ist zur Förderung des Fluids oder für einen Antrieb durch das Fluid um eine Drehachse drehbar gelagert. Er bildet mit Wänden der Kammer und vorzugsweise in einem Fördereingriff mit einem weiteren Rotor Zellen, die um die Drehachse umlaufen und in denen das Fluid von dem Einlass zu dem Auslass transportiert wird, wenn der Rotor im Falle eines Motorbetriebs von dem Fluid oder im bevorzugten Falle eines Pumpenbetriebs mittels Fremdenergie drehangetrieben wird.
  • Um das spezifische Fördervolumen der Pumpe oder das spezifische Schluckvolumen des Motors verstellen zu können, weist die Umlaufverdrängermaschine eine Verstelleinheit auf, die in dem Gehäuse axial hin und herbewegbar und vorzugsweise in Bezug auf die Drehachse des Rotors verdrehgesichert gelagert ist. Die Verstelleinheit umfasst den Rotor, wenigstens einen Kolben und ein Lagerprofil. Die Komponenten sind so miteinander verbunden, dass sie Axialbewegungen gemeinsam ausführen und in diesem Sinne eine Bewegungseinheit bilden. Der Kolben ist einer axialen Stirnseite des Rotors zugewandt und bildet mit dem Rotor einen axialen Dichtspalt, der eine Hochdruckseite der Kammer von einer Niederdruckseite der Kammer abgesehen von unvermeidbaren Leckverlusten fluidisch trennt. Das Lagerprofil ragt in axialer Richtung in den Kolben und den Rotor. Es kann den Kolben durchragen oder in einen Hohlraum des Kolbens hineinragen, der innerhalb des Kolbens endet. Der Rotor wird von dem Lagerprofil vorzugsweise durchragt.
  • Das Lagerprofil bildet um die Drehachse eine Lagerfläche für die Drehlagerung des Rotors. Die Lagerfläche bildet mit einer Lagergegenfläche einen Lagerspalt der Drehlagerung, d.h. die Lagerfläche und die Lagergegenfläche begrenzen den Lagerspalt in bezüglich der Drehachse radialer Richtung. Vorzugsweise ist die Lagerfläche eine äußere Umfangsfläche des Lagerprofils, und es umgibt die Lagergegenfläche die Lagerfläche. Alternativ kann jedoch auch die Lagerfläche die Lagergegenfläche umgeben. Die Lagergegenfläche wird von dem Kolben oder vorzugsweise von dem Rotor gebildet. Das Lagerprofil kann als Achse gebildet sein, um die der Rotor drehbar ist, oder als gemeinsam mit dem Rotor drehende Welle. Falls der Kolben die Lagergegenfläche bildet, können der Rotor und das Lagerprofil verdrehgesichert miteinander verbunden sein. Falls wie bevorzugt der Rotor die Lagergegenfläche bildet, dreht der Rotor unter Ausbildung des Lagerspalts dementsprechend um das Lagerprofil. In derartigen Fällen ist das Lagerprofil vorzugsweise fest, d.h. unbeweglich, mit dem Kolben verbunden, vorzugsweise mittels einer formschlüssige oder reibschlüssigen Verbindung. Das Wort "oder" hat hier wie auch sonst im Sinne der Erfindung die übliche Bedeutung von "und/oder", soweit sich aus dem jeweiligen Zusammenhang nichts anderes ergeben kann. Eine stoffschlüssige Verbindung ist ebenfalls möglich, obgleich nicht bevorzugt. Im Lagerspalt können Wälzkörper angeordnet und die Drehlagerung als Wälzlager gebildet sein. In bevorzugten einfachen Ausführungen ist die Drehlagerung jedoch als Gleitlager ausgeführt.
  • Nach der Erfindung weist das Lagerprofil über seine gesamte axiale Länge oder zumindest über nahezu die gesamte axiale Länge einen der Lagerfläche entsprechenden äußeren Umfang auf. Der Fügeabschnitt weist somit die gleiche Außenkontur wie der Lagerabschnitt auf. Die beiden Axialabschnitte gehen kontinuierlich ineinander über. In bevorzugten Ausführungen, in denen der Rotor um das Lagerprofil, d.h. um die Lagerfläche, drehbar ist und die Verstelleinheit einen links und einen rechts neben dem Förderrad angeordneten Kolben aufweist, bildet das Lagerprofil für jeden der Kolben jeweils einen Fügeabschnitt, von denen der eine links und der andere rechts neben dem Lagerabschnitt angeordnet ist. In derartigen Ausführungen weisen alle drei Abschnitte die gleiche Außenkontur auf, und der Lagerabschnitt geht nach beiden Seiten kontinuierlich in den jeweiligen Fügeabschnitt über. In Ausführungen, in denen die Verstelleinheit zwei Kolben umfasst und das Lagerprofil gemeinsam mit dem Förderrad relativ zu den Kolben drehbar gelagert ist, weist das Lagerprofil entsprechend einen Fügeabschnitt für die drehsteife Verbindung mit dem Förderrad und links und rechts von dem Fügeabschnitt je ein Lagerabschnitt mit einer Lagerfläche für die mit den Kolben gebildete Drehlagerung auf. Entsprechend weisen die Lagerabschnitte und der Fügeabschnitt die gleiche Außenkontur auf und gehen kontinuierlich ineinander über.
  • Für eine vorzugsweise feste Verbindung mit dem oder den Kolben oder stattdessen gegebenenfalls mit dem Rotor kann das Lagerprofil in dem oder in jedem von mehreren Fügeabschnitten ein einziges oder mehrere Formschlusselemente aufweisen, beispielsweise eine oder mehrere Abflachungen, um das Lagerprofil mit entweder dem oder den Kolben oder dem Rotor verdrehgesichert zu verbinden. Für eine verdrehgesicherte und auch für eine axial feste Verbindung mit der betreffenden Komponente wird allerdings eine Pressverbindung, vorzugsweise eine reinreibschlüssige Verbindung, bevorzugt.
  • Das Lagerprofil kann über seine erfindungsgemäß einfach geformte Oberfläche, vorzugsweise über seine gesamte äußere Oberfläche, in einem einfachen Durchlauf-Schleifverfahren auf Nennmaß geschliffen werden, was gegenüber herkömmlich geformten Lagerprofilen mit radial voneinander abgesetzten Abschnitten eine beachtliche Reduzierung der Fertigungskosten und Fertigungszeit mit sich bringt.
  • Das Lagerprofil ist in bevorzugten Ausführungen zumindest abschnittsweise hohl. Der Hohlquerschnitt erstreckt sich vorzugsweise über den überwiegenden Teil der axialen Länge des Lagerprofils, vorteilhafterweise über die gesamte oder nahezu die gesamte axiale Länge. Der Hohlquerschnitt ist innen vorzugsweise kreiszylindrisch. Der Hohlraum des Lagerprofils entspricht vorzugsweise wenigstens der Hälfte des gesamten Volumens des Lagerprofils. Das Lagerprofil kann insbesondere hülsenförmig sein. Es kann an einem axialen Ende einen Boden aufweisen. Der Hohlquerschnitt kann sich von dem Boden durchgehend bis zu dem anderen axialen Ende des Lagerprofils erstrecken. Der Boden kann grundsätzlich statt an einem Ende auch zwischen den Enden angeordnet sein. In einer Abwandlung kann das Lagerprofil eine einfache Hülse mit einem axial durchgehend überall gleichen Hohlquerschnitt sein. Das Lagerprofil kann somit von einer Seite her mit einer Bohrung versehen oder beispielsweise auch einfaches Rohr geformt sein. Die Ausbildung des Lagerprofils zumindest abschnittsweise als Hohlprofil trägt zur Gewichtsreduzierung der Umlaufverdrängermaschine und insbesondere zur Gewichtsreduzierung der Verstelleinheit bei. Die mit der Gewichtsreduzierung einhergehende Verringerung des Trägheitsmoments verbessert die Ansprechzeit der Verstelleinheit.
  • Die Drehlagerung des Rotors wird vorzugsweise mit dem zu fördernden oder als Antriebsmedium dienenden Fluid geschmiert. Für die Schmierung kann das in der Kammer befindliche Fluid verwendet werden, das sogenannte Rohfluid. Bevorzugter wird jedoch ein Reinfluid verwendet, das im Vergleich zu dem Rohfluid weniger Schmutzpartikel enthält. Für die Schmierung der Drehlagerung umfasst die Pumpe einen Schmiermittelkanal, durch den ein Schmiermittel in den Lagerspalt förderbar ist.
  • In bevorzugten Ausführungen erstreckt sich der Schmiermittelkanal von außerhalb der Kammer in den Lagerspalt, um das als Schmiermittel dienende Fluid nicht aus der Kammer, sondern im Falle einer Pumpe von einer Stelle stromabwärts und im Falle eines Motors vorzugsweise stromaufwärts von der Kammer als Schmiermittel in den Lagerspalt zu führen. Von dem Fluidstrom der Umlaufverdrängermaschine wird ein Teilstrom abgezweigt und zum Zwecke der Lagerschmierung in den Lagerspalt geführt. Das Schmierkonzept setzt bei der Erkenntnis an, dass das durch die Kammer geförderte Fluid Schmutzpartikel enthalten kann, insbesondere Abriebpartikel, die den Abrieb in der Drehlagerung verstärken und daher den Verschleiß der Drehlagerung erhöhen, was zum Fressen führen kann. Aufgrund des Heranführen von außerhalb der Kammer kann das Fluid für die Schmierung vor Einleitung in den Lagerspalt von Schmutzpartikeln befreit werden.
  • Das Rohfluid wird in bevorzugten Ausführungen durch eine Reinigungseinrichtung geleitet, die im Falle einer Pumpe in einem Fluidkreis der Pumpe stromabwärts von der Pumpe angeordnet ist. Das mittels der Reinigungseinrichtung gereinigte Fluid, d.h. das Reinfluid, wird in einer Rückführung zu der Pumpe zurückgeführt. Die Rückführung oder im allgemeinen Fall die Scllmiennittelzufühmng ist über einen an dem Gehäuse der Umlaufverdrängermaschine gebildeten Anschluss an den Schmiermittelkanal angeschlossen. Die Reinigungseinrichtung oder eine zusätzliche Reinigungseinrichtung kann auch in der Schmiermittelzuführung angeordnet sein. Die Reinigungseinrichtung oder die zusätzliche Reinigungseinrichtung kann auch in dem Gehäuse der Umlaufverdrängermaschine oder unmittelbar an dem Gehäuse angeordnet sein. Das im Falle einer Pumpe durch den Auslass der Kammer verdrängte Fluid wird in einen ersten Teilstrom und einen zweiten Teilstrom verzweigt, wobei der erste Teilstrom, der bevorzugt einen Hauptstrom bildet, vollständig oder zu einem Teil einem mit dem Fluid zu versorgenden Aggregat zugeführt und der zweite Teilstrom vollständig oder zu einem Teil über die Reinigungseinrichtung zurück in den Schmiermittelkanal geführt wird. Falls die Reinigungseinrichtung im oder unmittelbar an dem Gehäuse der Umlaufverdrängermaschine angeordnet ist, ist sie vorteilhafterweise austauschbar angeordnet. Die Reinigungseinrichtung kann in allen Anordnungsvarianten insbesondere ein Fluidfilter mit einem einzigen oder mehreren Sieben sein.
  • Die Schmierung mit Reinfluid hat auch den Vorteil, dass im Vergleich zu dem in der Kammer befindlichen Rohfluid kühleres Reinfluid verwendet werden kann, um Wärme aus der Drehlagerung abzuführen. In bevorzugten Ausführungen wird das von der Pumpe geförderte Rohfluid auf der Hochdruckseite im Strömungsweg nach oder vorzugsweise vor der Reinigungseinrichtung mittels einer Kühleinrichtung gekühlt und im gekühlten Zustand als Schmiermittel zu der Pumpe zurückgeführt. Falls die Kühleinrichtung stromabwärts von der Reinigungseinrichtung angeordnet ist, zweigt die Rückführung daher vorzugsweise hinter der Kühleinrichtung ab. Eine Kühleinrichtung kann auch ausschließlich für das abgezweigte Schmiermittel oder zusätzlich in der Rückführung vorgesehen sein, wie dies auch in Bezug auf die Reinigungseinrichtung gilt.
  • Die Verstelleinheit wird bevorzugt in Abhängigkeit von einem Fluiddruck der Hochdruckseite verstellt bzw. positioniert. Sie wird von dem Fluiddruck in eine erste Richtung ihrer Bewegbarkeit beaufschlagt, so dass das spezifische Fördervolumen mit zunehmendem Druck verringert wird. Dem Fluiddruck wirkt eine rückstellende Kraft entgegen. Vorzugsweise wird die Verstelleinheit dem Fluiddruck entgegenwirkend mit einer Federkraft beaufschlagt. Die Position der Verstelleinheit stellt sich dem momentanen Gleichgewicht der mittels des Fluiddrucks erzeugten Verstellkraft und der Rückstellkraft entsprechend ein.
  • Obgleich es grundsätzlich möglich ist, dass auf den Kolben wie bei herkömmlichen Umlaufverdrängermaschinen das Rohfluid wirkt, entspricht es bevorzugten Ausführungen, wenn der Kolben mit dem Reinfluid beaufschlagt wird. Eine derartige Ausführung ermöglicht die Zuführung des Reinfluids durch den Kolben hindurch in den Lagerspalt der Drehlagerung. Solch eine Anordnung des Schmiermittelkanals ist konstruktiv einfach und garantiert eine Lagerschmierung mit stets ausreichendem Druck. Falls das Lagerprofil einen Boden aufweist, kann dieser Boden einen Teil der mit dem Druckfluid beaufschlagten Kolbenfläche bilden. In derartigen Ausführungen weist der Kolben einen axialen Durchgang auf, in den das Lagerprofil ragt oder den es durchragt. Der Durchgang weist vorzugsweise überall den gleichen Querschnitt auf und kann insbesondere als kreisrunde Durchgangsbohrung geformt sein. In anderen bevorzugten Ausführungen weist der Kolben allerdings einen Sack-Aufnahmeraum für den Fügeabschnitt des Lagerprofils auf.
  • Anstatt die Verstellkraft unmittelbar durch das Durckfluid zu erzeugen, kann die Verstelleinheit auch motorisch verstellt werden, beispielsweise mittels eines Elektromotors oder einer hydraulischen Positioniereinrichtung. Im Falle solch einer indirekten Positionierung mittels einer elektrischen oder beispielsweise hydraulischen Positioniereinrichtung kann als Regelgröße ein Fluiddruck der Hochdruckseite, eine Fluidtemperatur, ein Volumenstrom oder eine andere physikalische Größe, beispielsweise auch eine für den Bedarf des zu versorgenden Aggregats maßgebliche Größe, wie etwa die Motordrehzahl, sensorisch erfasst und die Position der Verstelleinheit durch einen Soll-IstVergleich der Regelgröße mit einer Sollgröße eingestellt werden.
  • Während in herkömmlichen Schmierkonzepten, die das Rohfluid aus der Pumpenkammer als Schmiermittel verwenden, das Schmiermittel in Bezug auf die Drehachse von radial außen und somit gegen die Fliehkraft in den Lagerspalt gedrückt wird, nämlich einfach von der Hochdruckseite der Kammer her, wird das Schmiermittel, vorzugsweise Reinfluid, in bevorzugten Ausführungen von radial innen oder zumindest auf einer mit dem Lagerspalt gleichen radialen Höhe in den Lagerspalt gedrückt. Die Fliehkraft unterstützt somit den Schmiermittelstrom im Lagerspalt oder wirkt diesem bei der Einleitung in den Lagerspalt zumindest nicht entgegen. Die Fliehkraft wird allerdings bevorzugt für die Abführung genutzt, indem das Schmiermittel aus dem Lagerspalt nach radial außen zur Niederdruckseite abgeführt wird.
  • Besonders günstig ist, wenn der Schmiermittelkanal sich durch das Lagerprofil erstreckt und der Lagerspalt vorzugsweise von radial innen mit dem Schmiermittel versorgt wird. Das Lagerprofil 1 weist in derartigen Ausführungen zumindest abschnittsweise einen Hohlquerschnitt auf, der einen Abschnitt des Sclamiermittelkanals bildet. Vorzugsweise ist in dem Lagerprofil ein Verbindungskanal geformt, der von dem Hohlquerschnitt durch das Lagerprofil hindurch nach außen zu der Lagerfläche führt. Der Verbindungskanal kann insbesondere eine einfache radiale Bohrung im Lagerprofil sein. In bevorzugten Ausführungen führt der Schmiermittelkanal somit durch den Kolben der Verstelleinheit in den Hohlquerschnitt des Lagerprofils. Falls das Lagerprofil einen Boden aufweist, führt der Schmiermittelkanal zweckmäßigerweise durch den Boden in den Hohlquerschnitt.
  • Wird die Drehlagerung von radial innen mit dem Schmiermittel versorgt, ist es ferner von Vorteil, wenn der Schmiermittelkanal in einen axial mittleren Abschnitt des Lagerspalts mündet. Das Schmiermittel verteilt sich vom Mündungsbereich aus axial nach beiden Seiten und daher auf kurzem Wege bis zu den axialen Enden des Lagerspalts. Vorteilhafterweise ist der Lagerspalt an beiden axialen Enden mit der Niederdruckseite der Umlaufverdrängermaschine, vorzugsweise der Niederdruckseite der Kammer, verbunden, um das Schmiermittel abzuführen und auf diese Weise den Durchfluss durch den Lagerspalt zu gewährleisten. Die Abführung erfolgt vorzugsweise durch Abführkanäle, die in Dichtflächen geformt sind, die den beiden axialen Stirnseiten des Rotors zugewandt gegenüberliegen und je mit einer dieser Dichtflächen einen axialen Dichtspalt bilden. Die Abführkanäle sind in den Dichtflächen jeweils als eine von innen nach radial außen führende Vertiefung geformt. Die Abführkanäle sind so schmal, dass sie die Dichtwirkung des jeweiligen Dichtspalts nicht nennenswert beeinträchtigen. Anstatt wenigstens einen Abführkanal in jeder der beiden Dichtflächen zu formen, wäre es grundsätzlich möglich, einen Abführkanal auch nur in einer der Dichtflächen vorzusehen, was für die Versorgung der Drehlagerung mit Schmiermittel allerdings ungünstiger wäre. Das Schmiermittel würde in solch einer Ausführung zweckmäßigerweise an dem der Abführung gegenüberliegenden axialen Ende des Lagerspaltes eingeleitet. Der Kolben der Verstelleinheit bildet wenigstens eine der beiden Dichtflächen. Falls die Verstelleinheit wie bevorzugt eine links und eine rechts von dem Rotor angeordneten Kolben aufweist, bildet jeder der Kolben jeweils eine der Dichtflächen.
  • Vorteilhafterweise mündet der durch das Lagerprofil geführte Schmiermittelkanal in einer Vertiefung, die in der Lagerfläche oder der Lagergegenfläche geformt ist und sich in Umfangsrichtung um die Drehachse des Rotors erstreckt. Vorzugsweise erstreckt sich die Vertiefung um die Drehachse umlaufend, d.h. über 360°. Insbesondere in den Ausführungen, in denen das Lagerprofil eine Hohlachse ist, um die sich der Rotor dreht, oder eine Hohlwelle, die drehsteif mit dem Rotor verbunden ist, ist es vorteilhaft, wenn die Vertiefung in der Lagergegenfläche geformt ist, um den Mantel der Hohlachse oder Hohlwelle nicht zu schwächen. Bei ausreichender Dicke des Mantels der Hohlachse oder Hohlwelle kann die Vertiefung stattdessen oder kann gegebenenfalls zusätzlich eine Vertiefung in der Hohlachse oder -welle geformt sein. Die Vertiefung dient als Verteilkanal für das Schmiermittel. Ohne solche einen Verteilkanal müsste der Schmiermittelkanal bei nicht drehbarem Lagerprofil im Lagerspalt in einer Drehwinkelposition münden in der unter Betriebsbelastung ein ausreichend breiter Spalt für die Verteilung des Schmiermittels verbleibt. Über den Umfang der Lagerfläche gesehen sind die Kräfte im Betrieb der Umlaufverdrängermaschine nämlich ungleichförmig verteilt. Ein Verteilkanal, der sich in Umfangsrichtung über einen ausreichend großen Drehwinkelbereich erstreckt, vorzugsweise über 360°, ermöglicht die Positionierung der Mündung des Schmiermittelkanals im Bereich der Vertiefung an einer beliebigen Drehwinkelposition.
  • Obgleich weniger bevorzugt, kann der Schmiermittelkanal jedoch auch an dem Lagerprofil außen verlaufen, indem das Lagerprofil im Bereich seiner Lagerfläche eine axiale oder spiralig umlaufende Vertiefung oder Abflachung aufweist, in der das Schmiermittel in den Lagerspalt geführt und in axialer Richtung verteilt wird. In derartigen Ausführungen würde der Schmiermittelkanal allerdings auf seiner Zuführseite zunächst durch den genannten Kolben oder bei nicht verstellbarem Rotor durch eine ortsfeste Kammerwand verlaufen und axial den Dichtspalt an der betreffenden Stirnseite des Rotors überbrückend in den als Vertiefung oder Abflachung geformten Schmiermittelkanal führen. Zwar würde auch in derartigen Ausführungen die Schmierung im Wesentlichen immer noch mit Reinfluid erfolgen, dem Reinfluid wäre jedoch wegen der Überbrückung des Dichtspalts ein gewisser Anteil des durch die Kammer geförderten Rohfluids beigemischt. Des weiteren müsste das Schmiermittel von der Zuführseite bis zur Abführseite die gesamte axiale Länge des Lagerspalts durchströmen.
  • Die Umlaufverdrängermaschine ist vorzugsweise eine Außenzahnradpumpe. Grundsätzlich kann sie auch eine andere außenachsige Pumpe oder eine innenachsige Pumpe sein, beispielsweise eine Innenzahnradpumpe oder eine Flügelpumpe. Handelt es sich um eine Flügelpumpe, kann der Rotor das einzige Flügelrad der Pumpe sein. Im Falle einer Zahnradpumpe ist ein weiterer Rotor vorgesehen, der mit dem vorstehend beschriebenen Rotor in einem Fördereingriff, d.h. Zahneingriff, ist. Es können auch mehr als zwei Förderräder vorgesehen sein, beispielsweise drei Förderräder bei einer Außenzahnradpumpe, wobei ein mittleres dieser Förderräder mit zwei äußeren jeweils in einem Fördereingriff ist. Bei einer Flügelpumpe können grundsätzlich ebenfalls mehrere Förderräder vorgesehen sein. Das vorstehend zu Pumpen Gesagte gilt sinngemäß auch für Motoren.
  • Die Umlaufverdrängermaschine kann insbesondere als Schmierölpumpe zur Versorgung eines Motors eines Kraftfahrzeugs verwendet werden. Der Fahrzeugbau ist aber überhaupt ein bevorzugtes Anwendungsgebiet der Erfindung. So kann die Pumpe beispielsweise auch als Versorgungspumpe für ein anderes Aggregat eines Fahrzeugs mit einem Arbeitsfluid dienen, beispielsweise zur Versorgung eines Automatikgetriebes mit Hydraulikflüssigkeit. Grundsätzlich kann sie jedoch auch zur Versorgung anderer Aggregate, beispielsweise einer Hydraulikpresse, mit Arbeitsfluid dienen.
  • Die Zuführung von Schmiermittel von radial innen oder zumindest auf gleicher radialer Höhe mit dem Lagerspalt ist nicht nur vorteilhaft in Ausführungen, in denen die Drehlagerung mit Reinfluid geschmiert wird, sondern auch für ein Schmierkonzept, das für die Lagerschmierung noch nicht gereinigtes Rohöl verwendet, wobei das Rohöl vorzugsweise noch innerhalb des Gehäuses der Umlaufverdrängermaschine abgezweigt und in den Lagerspalt zurückgeführt wird. Die Anmelderin behält es sich daher vor, diesen Aspekt der Erfindung im Wege einer eigenen Anmeldung weiter zu verfolgen, wobei ein Hauptanspruch einer derartigen Anmeldung beispielsweise nur die oberbegrifflichen Merkmale von Anspruch 1 oder gegebenenfalls nur einen Teil dieser Merkmale in Kombination mit einem die Zuführung des Schmiermittels von innen betreffenden Merkmal aufweist.
  • Die Formung des Lagerprofils zumindest abschnittsweise als Hohlprofil ist ebenfalls bereits alleine ein vorteilhaftes Merkmal, das mit der beanspruchten Erfindung zwar besonders vorteilhaft zusammenwirkt, aber auch bei Lagerprofilen mit der Außenkontur nach unterschiedlichen Axialabschnitten verwirklicht werden kann. Zudem ermöglicht ein derartiges Lagerprofil auf besonders einfache Weise eine Schmierung des Lagers von innen, ist andererseits aber auch ungeachtet des Schmierkonzepts nicht zuletzt wegen der Gewichtsreduzierung vorteilhaft. Die Gewichtsreduzierung kommt zwar insbesondere dann zum Tragen, wenn das Lagerprofil Bestandteil einer hin und her bewegbaren Verstelleinheit ist, die Vorteile der Gewichtsreduzierung und der Schmierbarkeit des Drehlagers von innen sind aber auch für einen Rotor von Vorteil, dessen Position nicht verstellbar ist.
  • Bevorzugte Merkmale werden auch in den Unteransprüchen und deren Kombinationen beschrieben.
  • Nachfolgend werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand von Figuren erläutert. An den Ausführungsbeispielen offenbar werdende Merkmale bilden je einzeln und in jeder Merkmalskombination die Gegenstände der Ansprüche und auch die vorstehend beschriebenen Ausgestaltungen vorteilhaft weiter. Es zeigen:
    • Figur 1
    eine erfindungsgemäße Umlaufverdrängermaschine eines ersten Ausführungs- beispiels in einem Querschnitt,
    Figur 2
    die Umlaufverdrängermaschine des ersten Ausführungsbeispiels in einem Längsschnitt,
    Figur 3
    Komponenten einer Verstelleinheit der Umlaufverdrängermaschine des ersten Ausführungsbeispiels in einer auseinander gezogenen Darstellung,
    Figur 4
    eine erfindungsgemäße Umlaufverdrängermaschine eines zweiten Ausfüh- rungsbeispiels in einem Längsschnitt und
    Figur 5
    Komponenten einer Verstelleinheit der Umlaufverdrängermaschine des zweiten Ausführungsbeispiels in einer auseinander gezogenen Darstellung.
  • Figur 1 zeigt als Beispiel für eine Umlaufverdrängermaschine eine Außenzahnradpumpe in einem Querschnitt. In einem Gehäuse 3 der Pumpe ist eine Kammer gebildet, in der zwei Rotoren, im Ausführungsbeispiel Förderräder 1 und 2, in Form von außenverzahnten Zahnrädern um parallele Drehachsen R1 und R2 drehbar gelagert sind. Das Förderrad 1 wird über ein Antriebsglied drehangetrieben, beispielsweise von der Kurbelwelle eines Verbrennungsmotors eines Kraftfahrzeugs. Die Förderräder 1 und 2 sind miteinander in einem Fördereingriff, im Ausführungsbeispiel Zahneingriff, so dass bei einem Drehantrieb des Förderrads 1 das damit kämmende Förderrad 2 ebenfalls drehangetrieben wird. In die Kammer münden auf einer Niederdruckseite ein Einlass 4 und auf einer Hochdruckseite ein Auslass 5 für ein zu förderndes Fluid, vorzugsweise Schmieröl für den beispielhaft genannten Verbrennungsmotor. Das Gehäuse 3 bildet den Förderrädern 1 und 2 in radialer Richtung zugewandt jeweils eine radiale Dichtfläche, die das jeweilige Förderrad 1 oder 2 über einen Teil seines Umfangs unter Ausbildung eines radialen Dichtspalts umschlingt. Das Gehäuse 3 bildet ferner an jeder Stirnseite des Förderrads 1 diesem axial zugewandt eine axiale Dichtfläche 3b.
  • Die Pumpe fördert das Fluid auf der Hochdruckseite über den Auslass 5 und eine daran angeschlossene in Figur 2 schematisch dargestellte Versorgungsleitung 13, eine Kühleinrichtung 14 und ferner über eine Reinigungseinrichtung 15 zu dem zu versorgenden Aggregat 17 und von dort in einen Sumpf 18. Aus dem druckentlasteten Sumpf 18 wird das Fluid auf der Niederdruckseite über den Einlass 4 angesaugt und somit in einem geschlossenen Fluidkreis unter Erhöhung des Drucks und anschließender Entlastung umgewälzt.
  • Durch Drehantrieb der Förderräder 1 und 2 wird Fluid durch den Einlass 4 in die Kammer gesogen und in den Zahnlücken der Förderräder 1 und 2, die innerhalb der Umschlingung Förderzellen bilden, durch die jeweilige Umschlingung auf die Hochdruckseite der Kammer und dort durch den Auslass 5 zu einem zu versorgenden Aggregat, beispielsweise den Verbrennungsmotor, gefördert. Für das Förderrad 2 ist dessen beiden Stirnseiten axial zugewandt je eine weitere axiale Dichtfläche gebildet, die an der betreffenden Stirnseite mit dem Förderrad einen axialen Dichtspalt bildet. Die eine der zwei axialen Dichtflächen ist mit 8b bezeichnet. Während der Fördertätigkeit trennen die zwischen den Förderrädern 1 und 2 und den genannten Dichtflächen gebildeten Dichtspalte und der Eingriff der Förderräder 1 und 2 die Hochdruckseite von der Niederdruckseite. Die Förderrate der Pumpe steigt proportional mit der Drehzahl der Förderräder 1 und 2. Da ein beispielhaft als Verbraucher angenommener Verbrennungsmotor ab einer gewissen Grenzdrehzahl weniger Schmieröl aufnimmt als die Pumpe entsprechend ihrer proportional mit der Drehzahl steigenden Kennlinie fördern würde, wird die Förderrate der Pumpe ab der Grenzdrehzahl abgeregelt. Für die Abregelung ist das Förderrad 2 relativ zu dem Förderrad 1 axial hin und her bewegbar, so dass die parallel zu den Drehachsen R1 und R2 gemessene Eingriffslänge der Förderräder 1 und 2 und entsprechend die Förderrate bzw. das Fördervolumen der Pumpe verändert werden können.
  • In Figur 2 nimmt das Förderrad 2 relativ zu dem Förderrad 1 eine axiale Position mit einer maximalen axialen Überdeckung, d.h. maximalen Eingriffslänge ein. Das Förderrad 2 ist Bestandteil einer Verstelleinheit mit zwei axial zu dem Förderrad 2 versetzt angeordneten Kolben 8 und 9, einem die Kolben 8 und 9 verbindenden Lagerprofil 10 und dem zwischen den Kolben 8 und 9 drehbar auf dem Lagerprofil 10 gelagerten Förderrad 2. Das Lagerprofil 10 verbindet die Kolben 8 und 9 axial steif und drehsteif miteinander. Die Kolben 8 und 9 bilden dem Förderrad 2 unmittelbar zugewandt je eine der axialen Dichtflächen 8b und 9b für das Förderrad 2. Die Verstelleinheit ist in einem Verschieberaum des Gehäuses 3 axial hin und her verschiebbar und verdrehgesichert gelagert. Der Verschieberaum umfasst einen von der Verstelleinheit auf einer axialen Seite begrenzten Fluidraum 7 und einen auf der axial gegenüberliegenden Seite der Verstelleinheit ebenfalls von der Verstelleinheit begrenzten weiteren Raum, in dem ein Federglied 12 angeordnet ist. Der Fluidraum 7 ist mit Druckfluid der Hochdruckseite der Pumpe beaufschlagbar. Die Federkraft des Federglieds 12 wirkt der Druckkraft des Druckfluids entgegen. Im Raum mit dem Federglied 12 kann im Pumpenbetrieb beispielsweise stets der Druck der Niederdruckseite herrschen. Vorzugsweise wird das Federglied 12 jedoch wie beispielhaft in der DE 102 22 131 B4 beschrieben durch die Einleitung von Druckfluid der Hochdruckseite entlastet, wenn die Pumpe das Fluid mit maximalem spezifischen Fördervolumen fördern soll.
  • Die Drehlagerung des Förderrads 2 ist als Gleitlager zwischen dem Förderrad 2 und dem Lagerprofil 10 gebildet. Das Lagerprofil 10 bildet eine Achse, um die das Förderrad 2 dreht. Das Gleitlager wird unmittelbar zwischen einer um die Drehachse R2 kreiszylindrisch umlaufenden Lagerfläche 10a des Lagerprofils 10 und einer die Lagerfläche 10a umgebenden Lagergegenfläche 2a des Förderrads 2 gebildet. Die Lagerfläche 10a und die Lagergegenfläche 2a begrenzen zwischen sich einen engen Lagerspalt, in den von der Pumpe gefördertes Fluid der Hochdruckseite gefördert wird und im Lagerspalt als Schmiermittel dient.
  • Als Schmiermittel wird jedoch nicht das ungereinigte Rohfluid aus der Kammer, sondern ein stromabwärts von der Kammer abgezweigtes, von Schmutzpartikeln gereinigtes Reinfluid verwendet. Im Ausführungsbeispiel wird das Reinfluid stromabwärts von der Kühleinrichtung 14 und der Reinigungseinrichtung 15 von dem durch die Kammer und anschließend die Versorgungsleitung 13 geförderten Fluidstrom abgezweigt, d.h. das von der Pumpe insgesamt geförderte Fluid durchströmt die Kühleinrichtung 14 und die Reinigungseinrichtung 15 und wird stromabwärts von diesen beiden Einrichtungen über eine Rückführung 16 zwecks Schmierung der Drehlagerung zur Pumpe zurückgeführt. Die Rückführung 16 ist an einen Anschluss 6 des Gehäuses 3 angeschlossen. Von dem Anschluss 6 führt innerhalb des Gehäuses 3 ein Schmiermittelkanal bis in den Lagerspalt 2a, 10a. Der Schmiermittelkanal umfasst den Fluidraum 7 und erstreckt sich unmittelbar an den Fluidraum 7 anschließend durch den Kolben 8 und von diesem in das Lagerprofil 10. Das Lagerprofil 10 weist dementsprechend einen Hohlquerschnitt 10b auf, der einen Abschnitt des Schmiermittelkanals bildet. Der Hohlquerschnitt 10b ist über einen Verbindungskanal 10c, der als radiale Bohrung gebildet ist, mit dem Lagerspalt verbunden. Der Verbindungskanal 10c führt an axial zentraler Stelle in den Lagerspalt, d.h. er weist zu den beiden axialen Enden des Lagerspalts zumindest im Wesentlichen den gleichen Abstand auf. Auf diese Weise wird das Schmiermittel gleichmäßig und auf kürzestem Wege über die gesamte Länge des Lagerspalts verteilt. An den axialen Enden des Lagerspalts strömt das Schmiermittel durch in den Dichtflächen 8b und 9b der Kolben 8 und 9 geformten Abführkanälen zur Niederdruckseite hin ab. Der Strömungsweg des Schmiermittels ist mit einer punktierten Linie und einem in den Verbindungskanal 10c weisenden Pfeil angedeutet.
  • Figur 3 zeigt die Komponenten der Verstelleinheit längs der Drehachse R2 für die Montage aufgereiht. Der den Fluidraum 7 begrenzende Kolben 8 und das Lagerprofil 10 sind bereits fest miteinander verbunden, vorzugsweise nur mittels Reibschluss. Das Lagerprofil 10 kann in die Kolben 8 und 9 beispielsweise eingeschrumpft oder anders eingepresst sein bzw. werden. Durch die auf der äußeren Umfangsfläche des Lagerprofils 10 gezeichnete Strichlinie soll die funktionale Aufteilung des Lagerprofils in drei Axialabschnitte angedeutet werden, nämlich einen mittleren Lagerabschnitt, der die Lagerfläche 10a bildet, und die beiden äußeren Endabschnitte, die je einen Fügeabschnitt, vorzugsweise Reibschlussabschnitt, für die feste Verbindung mit dem jeweiligen Kolben 8 oder 9 bilden. Zu erkennen ist auch der als Vertiefung in der Dichtfläche 8b geformte Abführkanal 8c, durch den an der betreffenden Stirnseite des Förderrads 2 das Schmiermittel aus dem Lagerspalt zur Niederdruckseite der Kammer abströmt. In der Dichtfläche 9a des Kolbens 9 ist ein weiterer solcher Abführkanal 9c geformt.
  • Das Lagerprofil 10 ist eine Zylinderhülse mit einem mit Ausnahme der Mündung des Verbindungskanals 10c überall glatten, kreiszylindrischen äußeren Umfang und einem über nahezu die gesamte axiale Länge ebenfalls glatten, kreiszylindrischen Innenquerschnitt. Die Dicke des entsprechend kreiszylindrische Mantels dieser Hülse ist kleiner als der auf die Drehachse R2 gemessene Radius des Innenquerschnitts. Die Hülse ist an einem axialen Ende offen. Am anderen axialen Ende weist sie einen Boden auf, durch den sich axial ein schlanker Kanalabschnitt erstreckt, der in den weiteren axialen Kanalabschnitt 8a übergeht, der sich durch den Kolben 8 erstreckt und in den Fluidraum 7 mündet. Die Verbindung zwischen dem Fluidraum 7 und dem Hohlquerschnitt 10b weist einen Strömungsquerschnitt auf, der so klein ist, dass die von dem Förderrad 2 abgewandte Kolbenfläche, auf die der Druck des zurückgeführten Reinöls wirkt, und dadurch die durch den Druck erzeugte Kraft nicht nennenswert verringert werden.
  • Der raschen und gleichmäßigen Verteilung des Schmiermittels im Lagerspalt dient ferner ein Verteilkanal 2b, der in der Lagergegenfläche 2a als Vertiefung geformt ist, die um die Drehachse R2 umläuft. Der Verbindungskanal 10c mündet in den Verteilkanal 2b hinein. Auf diese Weise wird eine sichere Versorgung mit Schmiermittel unabhängig von den auf die Drehlagerung wirkenden Querkräften gewährleistet, wie sie beispielsweise durch den Fördereingriff der Förderräder 1 und 2 und insbesondere durch die Druckverteilung um die Förderräder 1 und 2 entstehen.
  • Bei unverändertem Kolben 8 könnte das Lagerprofil 10 auch mit einem sich über die gesamte Länge durchgehen erstreckenden Hohlquerschnitt 10b geformt sein. Bei Verwendung eines Lagerprofils 10, das wie im Ausführungsbeispiel einen Boden und einen durch den Boden führenden schlanken Kanalabschnitt des Schmiermittelkanals aufweist, kann sich der Aufnahmeraum für den Fügeabschnitt des Lagerprofils 10 in noch einer Alternative durch den Kolben 8 durchgehend erstrecken, d.h. durch den Kolben 8 durchgehend einen Querschnitt aufweisen, der dem Querschnitt im Bereich des Fügeabschnitts des Lagerprofils 10 entspricht. Der Boden des Lagerprofils 10 würde in einer derartigen Ausführungsalternative einen Teil der mit dem Druckfluid beaufschlagten Kolbenfläche bilden. Das Lagerprofil 10 des Ausführungsbeispiels könnte auch umgedreht werden, so dass sein Boden im Aufnahmeraum des Kolbens 8 angeordnet wäre. Auf den Kanalabschnitt im Boden des Lagerprofils 10 könnte in solch einer Ausführung verzichtet werden. Falls der Boden geschlossen ist, also keinen Kanalabschnitt aufweist, könnte der Kolben 9 auch einen axial durchgehend erstreckten Aufnahmeraum für das Lagerprofil 10 aufweisen.
  • Das Lagerprofil 10 durchragt das Förderrad 2 und ragt mit seinen beiden die axialen Enden des Lagerprofils 10 bildenden Fügeabschnitten in einen der Kolben 8 und 9. Die Kolben 8 und 9 weisen je eine Sack-Aufnahme auf, in der der zugeordnete Fügeabschnitt des Lagerprofils 10 hineinragt und über seinen äußeren Umfang mit Presskraft gehalten ist. Die Sack-Aufnahmen der Kolben 8 und 9 sind je als kreisrunde Sackbohrung geformt. Der Kolben 9 verschließt den Hohlquerschnitt 10b bzw. den Schmiermittelkanal an der betreffenden Stirnseite des Lagerprofils 10, während durch den Kolben 8 der Kanalabschnitt 8a führt.
  • Das Förderrad 1 ist drehsteif und axial unbeweglich mit einem Lagerprofil 11 verbunden, das die Antriebswelle der Pumpe bildet. Das Lagerprofil 11 ist um die Drehachse R1 drehbar gelagert. Die Drehlagerung für das Förderrad 1 umfasst axial zu dem Förderrad 1 versetzt links und rechts von dem Förderrad 1 angeordnete Lagerstrukturen, von denen die eine das Gehäuse 3 und die andere ein fest im Gehäuse 3 eingesetzter und daher ebenfalls mit 3 bezeichneter Einsatz bildet. Das Lagerprofil 11 durchragt diese beiden links und rechts von dem Förderrad 1 angeordneten Lagerstrukturen 3. Das Lagerprofil 11 bildet mit jeder dieser beiden Lagerstrukturen 3 ein Gleitlager. Das Lagerprofil 11 weist an seinem äußeren Umfang pro Gleitlager eine Lagerfläche 11a auf. Die Lagerstrukturen 3 bilden jeweils eine Lagergegenfläche 3a, die die jeweils zugeordnete Lagerfläche 11a umlaufend unter Ausbildung eines engen Lagerspalts umgibt. Die beiden zwischen dem Lagerprofil 11 und den Lagerstrukturen 3 gebildeten Lagerspalte werden zur Schmierung der Drehlagerung in einer ersten Ausführung mit Rohfluid der Hochdruckseite als Schmiermittel versorgt. In einer Weiterbildung werden auch diese beiden Lagerspalte mit dem Reinfluid geschmiert. Das Lagerprofil 11 des Ausführungsbeispiels ist als volle Welle gebildet, kann aber in einer Weiterbildung stattdessen auch eine Hohlwelle mit einem Hohlquerschnitt sein, der sich über zumindest einen überwiegenden Teil der axialen Länge des Lagerprofils 11 erstreckt. In noch einer Weiterbildung kann das Rohfluid oder alternativ das Reinfluid durch die Hohlwelle von innen in die beiden Lagerspalte geführt werden.
  • Die Figuren 4 und 5 zeigen eine Umlaufverdrängermaschine in einem zweiten Ausführungsbeispiel und ebenfalls als Außenzahnradpumpe. Im zweiten Ausführungsbeispiel wird die Drehlagerung des Förderrads 2 in herkömmlicher Weise mit dem Rohfluid der Hochdruckseite der Kammer geschmiert. Entsprechend führt der Schmiermittelkanal innerhalb der Kammer in den Lagerspalt. Das als Schmiermittel dienende Rohfluid wird von der Hochdruckseite der Kammer in einem Zuführkanal, der in einer der beiden axialen Dichtflächen 8b und 9b geformt ist, in den Lagerspalt geleitet und strömt durch einen Abführkanal in der axialen Dichtfläche des axial gegenüberliegenden Kolbens 8 oder 9 zur Niederdruckseite der Kammer wieder ab. Entsprechend führt der Schmiermittelkanal auch nicht mehr durch den Kolben 8 ins Lagerprofil 10. Vorzugsweise weist der Kolben 8 einen geschlossenen Kolbenboden oder das Lagerprofil 10 einen geschlossenen Boden auf, was auch den Fall einschließt, dass sowohl der Boden des Kolbens 8 als auch der Boden des Lagerprofils 10 geschlossen sein können. Der Fluidraum 7 wird wie bei herkömmlichen Pumpen mit dem Rohfluid der Hochdruckseite beaufschlagt, wobei das Rohfluid unmittelbar aus der Kammer am Auslass 5 oder stromabwärts von der Kammer abgezweigt wird. Alternativ kann jedoch der Fluidraum 7 auch mit dem Reinfluid wie im ersten Ausführungsbeispiel beaufschlagt werden, um einen Regeldruck für die Verstellung der Verstelleinheit zu verwenden, der dem Fluiddruck in unmittelbarer Umgebung des zu versorgenden Aggregats 17 genauer entspricht als der Druck auf der Hochdruckseite der Kammer. Im übrigen entspricht die Pumpe derjenigen des ersten Ausführungsbeispiels.
  • Bezugszeichen:
    • 1
    Rotor, Förderrad
    2
    Rotor, Förderrad
    2a
    Lagergegenfläche
    2b
    Vertiefung, Verteilkanal
    3
    Gehäuse, Lagerstruktur
    3a
    Lagergegenfläche
    3b
    axiale Dichtfläche
    4
    Einlass
    5
    Auslass
    6
    Anschluss
    7
    Fluidraum
    8
    Kolben
    8a
    Kanalabschnitt
    8b
    axiale Dichtfläche
    8c
    Abführkanal
    9
    Kolben
    9b
    axiale Dichtfläche
    9c
    Abführkanal
    10
    Lagerprofil
    10a
    Lagerfläche
    10b
    Hohlquerschnitt
    10c
    Verbindungskanal
    11
    Lagerprofil
    11a
    Lagerfläche
    12
    Federglied
    13
    Versorgungsleitung, Fluidstrom
    14
    Kühleinrichtung
    15
    Reinigungseinrichtung
    16
    Rückführung
    17
    Aggregat
    18
    Sumpf
    R1
    Drehachse
    R2
    Drehachse

Claims (17)

  1. Umlaufverdrängermaschine, umfassend:
    a) ein Gehäuse (3) mit einer Kammer, die einen Einlass (4) und einen Auslass (5) für ein Fluid aufweist,
    b) und eine in dem Gehäuse (3) axial hin und her bewegbare Verstelleinheit mit
    c) einem in der Kammer aufgenommenen Rotor (2), der zur Förderung des Fluids oder für einen Antrieb durch das Fluid um eine Drehachse (R2) drehbar gelagert ist,
    d) einem Kolben (8), der einer Stirnseite des Rotors (2) axial zugewandt ist,
    e) und einem in den Rotor (2) und den Kolben (8) ragenden Lagerprofil (10), das um die Drehachse (R1) eine Lagerfläche (10a) für die Drehlagerung des Rotors (2) aufweist und mit dem Kolben (8) axial fest verbunden ist,
    f) wobei der Rotor (2) um die Lagerfläche (10a) oder gemeinsam mit dem
    Lagerprofil (10) relativ zu dem Kolben (8) drehbar ist,
    dadurch gekennzeichnet, dass
    g) das Lagerprofil (10) über seine zumindest nahezu gesamte axiale Länge einen der Lagerfläche (10a) entsprechenden äußeren Umfang aufweist.
  2. Umlaufverdrängermaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Lagerprofil (10) über die gesamte oder zumindest nahezu gesamte axiale Länge außen kreiszylindrisch mit konstantem Außendurchmesser ist.
  3. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Lagerprofil (10) über einen überwiegenden Teil seiner axialen Länge oder seine gesamte Länge ein Hohlprofil, vorzugsweise über seine zumindest nahezu gesamte axiale Länge ein Hohlzylinder mit vorzugsweise konstantem Innendurchmesser ist.
  4. mlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Lagerprofil (10) mit dem Kolben (8) verdrehgesichert verbunden ist, vorzugsweise mittels Pressverbindung.
  5. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass
    - der Kolben (8) oder vorzugsweise der Rotor (2) für die Drehlagerung eine Lagergegenfläche (2a) aufweist, die die Lagerfläche (10a) umgibt oder von dieser umgeben wird,
    - die Lagerfläche (10a) und die Lagergegenfläche (2a) einen Lagerspalt begrenzen,
    - und für eine Zuführung von Schmiermittel in den Lagerspalt ein Schmiermittelkanal (7, 8a, 10b, 10c) vorgesehen ist, der sich von außerhalb der Kammer in den Lagerspalt erstreckt, vorzugsweise durch den Kolben (8) hindurch erstreckt.
  6. Umlaufverdrängermaschine nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass sich der Schmiermittelkanal (7, 8a, 10b, 10c) durch das Lagerprofil (10) erstreckt und von radial innen in den Lagerspalt führt, vorzugsweise in einem axial mittleren Abschnitt in den Lagerspalt mündet, oder eine im Bereich der Lagerfläche oder Lagergegenfläche geformte Vertiefung oder Abflachung umfasst, die sich über einen größeren Teil der axialen Länge des Lagerspalts erstreckt.
  7. Umlaufverdrängermaschine nach einem der zwei vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Schmiermittelkanal (7, 8a, 10b, 10c) einen Hohlquerschnitt (10b) des Lagerprofils (10) und einen in dem Lagerprofil (10) geformten Verbindungskanal (10c) umfasst, der von dem Hohlquerschnitt (10b) zu der Lagerfläche (10a) führt, vorzugsweise in einem axial mittleren Abschnitt in den Lagerspalt mündet.
  8. Umlaufverdrängermaschine nach einem der zwei vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in der Lagerfläche (10a) oder Lagergegenfläche (2a) eine in Umfangsrichtung um die Drehachse (R1) erstreckte Vertiefung (2b) geformt ist, in die der Schmiermittelkanal (7, 8a, 10b, 10c) mündet.
  9. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche in Kombination mit Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass das Schmiermittel auf eine Kolbenfläche des Kolbens (8) und dem Schmiermittel entgegen eine Rückstellkraft, vorzugsweise die Kraft einer Feder (12), auf die Verstelleinheit wirkt und dass sich der Schmiermittelkanal (7, 8a, 10b, 10e) durch einen von dem Kolben (8) begrenzten Fluidraum (7) einer Hochdruckseite der Pumpe und durch den Kolben (8) erstreckt.
  10. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche in Kombination mit Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass an der dem Rotor (2) axial zugewandten Stirnseite des Kolbens (8) eine Dichtfläche (8b) geformt ist, die mit dem Rotor (2) einen axialen Dichtspalt bildet, der eine Hochdruckseite der Kammer von einer Niederdruckseite der Kammer trennt, und dass der axiale Dichtspalt von einem Abführkanal (8c) durchbrochen wird, der die Schmiermittelzuführung (7, 8a, 10b, 10c) über den Lagerspalt mit der Niederdruckseite der Kammer verbindet.
  11. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Verstelleinheit einen weiteren Kolben (9) umfasst und der Rotor (2) axial zwischen den Kolben (8, 9) angeordnet ist und dass das Lagerprofil (10) die Kolben in Bezug auf die hin- und hergehende Bewegbarkeit fest miteinander verbindet.
  12. Umlaufverdrängermaschine nach einer Kombination der zwei vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass an der dem Rotor (2) axial zugewandten Stirnseite des weiteren Kolbens (8) ebenfalls eine Dichtfläche (8b, 9b) geformt ist, die mit dem Rotor (2) einen weiteren axialen Dichtspalt bildet, der die Hochdruckseite von der Niederdruckseite trennt, und dass der weitere axiale Dichtspalt ebenfalls von einem Abführkanal (9c) durchbrochen wird, der die Schmiermittelzuführung (7, 8a, 10b, 10c) über den Lagerspalt mit der Niederdruckseite der Kammer verbindet.
  13. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche in Kombination mit Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass stromabwärts von der Kammer eine Reinigungseinrichtung (15) zur Reinigung wenigstens eines Teilstroms des durch die Kammer geforderten Fluidstroms angeordnet und mit dem Schmiermittelkanal (7, 8a, 10b, 10c) verbunden ist, um zumindest einen Teil des gereinigten Fluids als das Schmiermittel in den Lagerspalt zurück zu führen, wobei der Teilstrom vorzugsweise in einer Rückführung (16), die stromabwärts von der Reinigungseinrichtung (15) von dem durch die Kammer geförderten Fluidstrom (13) abzweigt, zurück geführt wird.
  14. Umlaufverdrängermaschine nach dem vorhergehenden Anspruch, dadurch gekennzeichnet, dass sie eine Pumpe ist und in einem Versorgungskreis für ein mit dem Fluid zu versorgendes Aggregat (17) angeordnet ist, dass das Fluid über die Reinigungseinrichtung (15) zu dem Aggregat (17) förderbar ist und dass die Rückführung (16) zwischen der Reinigungseinrichtung (15) und dem Aggregat (17) abzweigt.
  15. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass sie als Schmierölpumpe oder Hydraulikpumpe verwendet wird, um in einem Versorgungskreis einen Motor oder ein anderes Aggregat eines Fahrzeugs mit Schmieröl oder Hydraulikflüssigkeit zu versorgen.
  16. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche und wenigstens einem der folgenden Merkmale:
    (i) die Umlaufverdrängermaschine ist außenachsig,
    (ii) die Umlaufverdrängermaschine ist eine Zahnradmaschine.
  17. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, ferner umfassend:
    - einen in der Kammer aufgenommenen weiteren Rotor (1), der für die Förderung des Fluids oder den Antrieb mittels des Fluids um eine weitere Drehachse (R1) drehbar gelagert und mit dem Rotor (2) in einem Förder- oder Antriebseingriff ist,
    - ein weiteres Lagerprofil (11), das um die weitere Drehachse (R1) eine Lagerfläche (11a) für die Drehlagerung des weiteren Rotors (1) aufweist, vorzugsweise über seine gesamte oder über einen überwiegenden Teil seiner axialen Länge ein Hohlprofil ist,
    - und eine Lagerstruktur (3) mit einer Lagergegenfläche (3a), die die Lagerfläche (11a) des weiteren Lagerprofils (11) umgibt oder von dieser umgeben wird,
    - wobei das weitere Lagerprofil (11) gemeinsam mit dem weiteren Rotor (1) relativ zu der Lagerstruktur (3) oder der weitere Rotor (1) um die Lagerfläche des weiteren Lagerprofils drehbar ist,
    - optional ein Schmiermittelkanal für eine Zuführung von mittels der Reinigungseinrichtung (15) des Anspruchs 13 gereinigtem Fluid in einen Lagerspalt vorgesehen ist, den die Lagerfläche (11a) und die Lagergegenfläche (3a) des weiteren Lagerprofils (11) und der Lagerstruktur (3) begrenzen.
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