WO2020020902A1 - Fluidfördereinrichtung - Google Patents

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WO2020020902A1
WO2020020902A1 PCT/EP2019/069825 EP2019069825W WO2020020902A1 WO 2020020902 A1 WO2020020902 A1 WO 2020020902A1 EP 2019069825 W EP2019069825 W EP 2019069825W WO 2020020902 A1 WO2020020902 A1 WO 2020020902A1
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WO
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pump
backing
backing pump
main
main pump
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Application number
PCT/EP2019/069825
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English (en)
French (fr)
Inventor
Reinhard Pippes
Artur Bohr
Original Assignee
Eckerle Technologies GmbH
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Publication date
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Priority to CN201980049877.0A priority patent/CN112513464B/zh
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/005—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids of dissimilar working principle
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/101—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member with a crescent-shaped filler element, located between the inner and outer intermeshing members
    • 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
    • F04C23/00—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C23/001—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids of similar working principle
    • F04C23/003—Combinations of two or more pumps, each being of rotary-piston or oscillating-piston type, specially adapted for elastic fluids; Pumping installations specially adapted for elastic fluids; Multi-stage pumps specially adapted for elastic fluids of similar working principle having complementary function
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04D—NON-POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04D13/00—Pumping installations or systems
    • F04D13/12—Combinations of two or more pumps

Definitions

  • the invention relates to a fluid delivery device with a backing pump and a main pump connected to the backing pump in terms of flow, the backing pump being drivable via a front pump input shaft and the main pump via a main pump input shaft, and the backing pump input shaft and the main pump input shaft being mechanically coupled to a common drive shaft of the fluid delivery device.
  • the document DE 10 2007 032 103 Al is known from the prior art.
  • This relates to a pump unit with a main pump and a thread pump adjustable in its delivery volume.
  • a cam ring is seen before.
  • the cam ring is loaded with an actuating force that depends on the input pressure of the main pump.
  • the backing pump is designed as an uncompensated gear pump or as a centrifugal pump and the main pump as a compensated internal gear pump.
  • the fluid delivery device serves to deliver a fluid, for example a liquid or a gas.
  • the fluid delivery device has the backing pump and the main pump, the main pump being connected to the backing pump in terms of flow. This means that the fluid is first fed to the backing pump, which pumps the fluid in the direction of the main pump.
  • the fluid conveyed by the backing pump is thus made available to the main pump, which conveys the fluid further, namely, for example, in the direction of a fluid outlet of the fluid delivery device, which can also be referred to as the delivery device fluid outlet.
  • Each of the pumps has an input shaft via which it can be driven, namely the backing pump via the backing pump input shaft and the main pump via the main pump input shaft.
  • the backing pump also has two wheels for fluid delivery, namely the backing pump pinion and the backing ring gear.
  • the backing pump pinion has external teeth and the backing pump internal gear has internal teeth.
  • the external toothing and the internal toothing mesh with each other in some areas, that is, they mesh with one another.
  • the Vorpum penritzel and the Vorpumpenhohlrad are provided for fluid delivery and for this reason designed such that they cooperate with a rotation of the backing pump input shaft for conveying the fluid and here, for example, engage or mesh with each other.
  • the backing pump pinion is coupled to the backing pump input shaft, preferably rigid and / or permanent.
  • the backing pump pinion is preferably arranged on the backing pump input shaft so that it always has the same speed as the backing pump input shaft during operation of the backing pump.
  • the backing pump input shaft is coupled to the common drive shaft in terms of drive technology, preferably in turn rigid and / or permanent.
  • the backing pump input shaft and the common drive shaft are configured in one piece, so that the backing pump input shaft is formed by the drive shaft and / or vice versa. In this respect, the backing pump can be driven directly and immediately via the drive shaft.
  • the main pump has the main pump pinion and the main pump ring gear.
  • the main pump pinion has external teeth and the main pump ring gear has internal teeth.
  • the external toothing and the internal toothing intermesh with each other, that is, they mesh with one another.
  • the main pump pinion and the main pump ring gear are in turn provided for fluid delivery and configured in such a way that they act together when the main pump input shaft rotates to deliver the fluid and in this case, for example, engage or mesh with one another.
  • the main pump input shaft to be coupled in terms of drive technology, preferably rigidly and / or permanently, in a manner analogous to the pre-pump input shaft.
  • the pump input shaft and the common drive shaft are configured in one piece, so that the main pump input shaft is formed by the drive shaft and / or vice versa.
  • the main pump can be driven directly and immediately via the drive shaft.
  • both the pre-pump input shaft and the main pump input shaft are separated from the common drive shaft are formed.
  • the backing pump input shaft and the main pump input shaft are configured in one piece and / or in the same material, so that together they form the drive shaft. Accordingly, the backing pump input shaft and the main pump input shaft are arranged coaxially with one another. In such an embodiment, the backing pump and the main pump are always operated at the same speed.
  • the main pump can only be driven indirectly via the drive shaft.
  • the main pump is connected to the drive shaft via the backing pump, so that when the drive shaft rotates, the main pump is driven by the backing pump.
  • the backing pump pinion and the backing pump internal gear are preferably connected to one another in terms of drive technology. This is to be understood to mean that the backing pump pinion is provided and designed to drive the backing pump ring gear, so that when the backing pump input shaft rotates, both the backing pump pinion and the backing pump ring gear rotate.
  • the backing ring gear is now connected to the main pump input shaft in terms of drive technology, namely via a connecting shaft.
  • the main pump is connected in terms of drive technology to the pre-pump ring gear, so that preferably there is also a rotational movement of the main pump input shaft when the backing pump ring gear rotates.
  • the main pump input shaft and the connecting shaft can be configured separately or in one piece with one another. In the latter case, the main pump input shaft forms the connection shaft and / or vice versa.
  • the backing pump internal gear is rotatably supported by means of the connecting shaft and / or the main pump input shaft.
  • the fluid delivery device in this embodiment is designed such that the backing pump input shaft is directly and directly coupled to the drive shaft.
  • the main pump input shaft is only indirectly coupled to the drive shaft via the connecting shaft and / or the backing pump.
  • Such a configuration of the fluid delivery device has the advantage that the rotational speed of the backing pump and the main pump or the respective input shaft are in a fixed relationship with one another, so that, for example, there is a certain relationship between the rotational speeds and the two pumps are operated at different rotational speeds. As a result, a very good coordination between the backing pump and the main pump is achieved during the operation of the fluid delivery device.
  • both pumps that is to say both the backing pump and the main pump, are configured as gear pumps, the backing pump preferably being present as an internal gear pump or as an external gear pump and the main pump as an internal gear pump.
  • the main pump is axially and / or radially compensated.
  • the backing pump is designed as a centrifugal pump and the main pump as an internal gear pump. Again, the main pump is axially and / or radially compensated.
  • the main pump is axially compensated and radially uncompensated, axially uncompensated and radially compensated, or both axially compensated and radially compensated.
  • Axial compensation is understood to mean that, seen in the axial direction with respect to the respective internal gear pump, an axial disk is arranged between the pinion and the ring gear of the internal gear pump.
  • the axial disk can be moved in the axial direction with little play. It is forced in the axial direction in the direction of the pinion and the ring gear during the operation of the respective gear pump or internal gear pump and is preferably at least temporarily, in particular continuously, against the pinion.
  • Such an axial disk is particularly preferably present in the axial direction on opposite sides of the pinion and the ring gear.
  • the axial disks are each arranged between the pinion and the ring gear on the one hand and a machine housing of the main pump on the other hand, that is to say on the end face of the rit zel and the ring gear. Insofar as only one axial disk is dealt with below, the explanations are always transferable to each of the several axial disks, as far as can be seen.
  • the axial disk is preferably mounted in a rotationally fixed manner in the machine housing. It can have a pressure field on its side facing away from the pinion and the ring gear and in this respect facing the machine housing, which is designed, for example, in the form of a depression in the axial disk.
  • the pressure field can be pressurized with fluid under pressure via a fluid channel which is formed in the machine housing.
  • the pressure field is fluidly connected to a pressure side of the gear pump or internal gear pump via the fluid channel.
  • the pressure field is pressurized via the fluid channel. strikes and correspondingly pushed the axial disk in the axial direction in the direction of the pinion and the ring gear, in particular pushed onto the pinion and the ring gear.
  • the radial compensation of the internal gear pump is provided.
  • the internal gear pump has a filler, which is arranged between the pinion and the ring gear as seen in ra dialer direction with respect to an axis of rotation of the pinion.
  • the filler serves for fluid-technical separation of a pressure side from a suction side of the internal gear pump or a pressure chamber from a suction chamber, which are also formed in the radial direction between the pinion and the ring gear.
  • the filler is designed in several parts and has a first filler part, which bears on the pinion and a second filler part, which bears on the ring gear.
  • the two filler parts are movable in the radial direction relative to one another and are designed such that the first filler part is pushed inwards in the radial direction towards the pinion and the second filler part in the radial direction outwards against the ring gear.
  • a pressure chamber lying in the radial direction between the first filler part and the second filler part is connected in terms of flow to the pressure side of the internal gear pump, so that the pressure chamber is pressurized during operation of the internal gear pump. Due to the pressurization, the two filler parts are pressurized in the radial direction, so that the first filler part is urged in the direction or towards the pinion and the second filler part on or in the direction of the ring gear. It is therefore preferably provided for the axial compensation and / or the radial compensation of the internal gear pump that this takes place as a function of a pressure on the pressure side of the internal gear pump.
  • the sealing effect achieved by means of the axial disk and / or the filler is therefore greater, the greater the pressure on the pressure side of the internal gear pump.
  • the main pump can be designed with axial compensation, with radial compensation or with both axial compensation and radial compensation.
  • the backing pump designed as a gear pump is partially uncompensated, that is, either axially uncompensated or radially uncompensated. It is particularly preferred both axially uncompensated and radially uncompensated.
  • the backing pump does not have the compensation that the main pump has. Is the If the main pump is axially compensated and radially uncompensated, the backing pump is axially uncompensated and radially compensated.
  • the backing pump is axially compensated and radially uncompensated. If the main pump is axially compensated and radially compensated, the backing pump is axially uncompensated and radially uncompensated.
  • a first gear wheel takes the place of the pinion and a second gear wheel which meshes with the first gear wheel for conveying the fluid takes the place of the ring gear.
  • the centrifugal pump can be designed as a radial pump, diagonal pump, side channel pump, peripheral wheel pump or axial pump. With such a configuration of the fluid delivery device, very high speeds of at least the backing pump, but preferably also the main pump, can be achieved, so that overall the fluid delivery device is designed for extremely high fluid throughputs.
  • a further embodiment of the invention provides that the backing pump configured as an internal gear pump has a backing pump pinion and a backing pump ring gear and the main pump has a main pump pinion and a main pump ring gear, wherein the backing pump pinion and the main pump pinion are arranged coaxially and the backing pump ring and the main pump ring gear are axially offset from one another.
  • the designs for the main pump can of course also be used for the backing pump designed as a centrifugal pump.
  • the backing pump sprocket is rotatably mounted about a backing pump pinion axis of rotation, the backing pump ring gear around a backing pump ring gear axis, the main pump pinion about a main pump pinion rotation axis and the main pump hollow wheel about a main pump ring gear rotation axis.
  • the axes of rotation of the pinion and the ring gear of both the backing pump and the main pump are offset from one another so that their axes of rotation are spaced parallel to one another.
  • An embodiment of the fluid delivery device is preferred in which the backing pump pinion and the main pump pinion are arranged coaxially with one another, so that their axes of rotation coincide or are identical.
  • the backing pump ring gear and the main pump ring gear are to be arranged axially offset from one another, so that the backing pump ring gear axis of rotation and the main pump ring gear rotation axis are spaced apart in parallel. This enables a particularly advantageous fluid flow between the backing pump and the main pump.
  • the backing pump pinion and the main pump pinion are arranged coaxially to one another and also the backing pump ring gear and the main pump ring gear.
  • the backing pump pinion axis and the Main pump pinion rotation axis together.
  • the backing pump ring gear axis and the main pump ring gear axis can be provided.
  • the fore pump pinion and the main pump pinion have identical dimensions in the radial direction.
  • the backing pump pinion and the main pump pinion are particularly preferably of identical or identical design.
  • the backing pump ring gear and the main pump ring gear additionally or alternatively have identical dimensions in the radial direction. They are particularly preferably constructed identically or identically.
  • the dimensions of the pinion are the dimensions of their outer circumference and the dimensions of the hollow wheels are the dimensions of their inner circumference.
  • the dimensions of the pinions and the ring gears correspond to the respective tip diameter of the corresponding teeth, that is, the external teeth of the pinion and the internal gears of the hollow wheels.
  • teeth of the backing pinion and the main pump pinion and / or teeth of the backing ring gear and the main pump ring gear are arranged offset in the circumferential direction from one another, for example by half a tooth spacing. In this way, pulsations in the fluid delivery device can be avoided.
  • the backing pump has a higher limit speed than the main pump, and / or that the backing pump has a larger pump volume than the main pump. Due to the at least partially or completely missing compensation of the backing pump, it is suitable for higher limiting speeds than the compensated main pump.
  • the fluid delivery device ensures that the main pump is always optimally supplied with fluid by the backing pump.
  • the backing pump has the larger pump volume compared to the main pump.
  • the pump volume can also be referred to as the geometric delivery volume. This in turn describes a delivery volume of the respective pump during one revolution of the respective input shaft, that is to say the backing pump input shaft for the backing pump and the main pump input shaft for the main pump.
  • the geometric delivery volume neglects tolerances, play and deformations that can occur during operation of the respective pump.
  • the larger pump volume of the backing pump enables the main pump to be reliably supplied with the fluid over the long term.
  • the backing pump and the main pump are arranged in a common machine housing.
  • the machine housing is designed in such a way that the fore pump pinion and the fore pump hollow wheel, seen in the axial direction from one side, and the main pump pinion and the main pump ring gear are introduced into the machine housing from the other side during assembly of the fluid delivery device.
  • a partition is arranged in the machine housing, which separates the backing pump and the main pump from one another at least in certain areas.
  • the backing pump and the main pump are preferably adjacent in the axial direction, in particular spaced from one another, that is to say seen in the axial direction without overlap, in the machine housing.
  • a suction chamber of the backing pump configured as an internal gear pump extends over a larger angular range than a suction chamber of the main pump, and / or that a pressure chamber of the backing pump extends over at least the same angular range as a pressure chamber of the main pump.
  • the suction chamber and the pressure chamber are seen in cross section in the radial direction between the pinion and the ring gear of the respective pump.
  • the suction chamber and the pressure chamber are each limited in the radial direction inwards by the pinion and in the radial direction outwards by the ring gear.
  • the pinion and the ring gear of the respective pump are designed such that they require fluid in the suction chamber in the direction of the pressure chamber.
  • the fluid is supplied to the suction chamber in the axial direction and / or in the radial direction.
  • at least one inlet channel is formed in the machine housing.
  • the respective ring gear has at least one recess that opens at least temporarily into the suction chamber.
  • the fluid can be removed from the pressure chamber in the axial direction and / or in the radial direction.
  • An outlet duct is formed in the machine housing for removal in the axial direction.
  • the ring gear has the recess, which is at least temporarily in flow connection with the pressure chamber. To this extent, a flow connection between the pressure chamber and the outlet channel or an outlet of the fluid conveying device is at least temporarily established via the recess.
  • the suction chamber of the backing pump extends over the larger angle range than the suction chamber of the main pump. This is particularly supported by a achieved different design of the filler, which is smaller for the backing pump in the circumferential direction than for the main pump. Due to the greater extent of the suction chamber of the pre-pump, a high speed of the backing pump is possible because the greater distance which is available for filling the suction chamber with fluid reduces the tendency of the backing pump to cavitate.
  • the larger dimensions of the suction chamber reduce the flow velocity of the fluid required to fill the suction chamber. Particularly preferred is the angular range over which the suction chamber of the backing pump extends by at least 25%, at least 50%, at least 75% or at least 100% larger than the angular range over which the suction chamber of the main pump extends.
  • the pressure chamber of the backing pump is at least as large in cross-section as the pressure chamber of the main pump, ie it extends over at least the same angular range.
  • the pressure chamber of the backing pump extends over a larger angular range than the pressure chamber of the main pump.
  • the angular range over which the pressure chamber of the backing pump extends is preferably greater by at least 10%, at least 20% or at least 25% than the angular range over which the pressure chamber of the main pump extends. This enables the high speed of the backing pump described above.
  • a further embodiment of the invention provides that the suction chamber and the pressure chamber of the backing pump are connected to one another in terms of flow directly via an overflow valve.
  • the overflow valve is designed such that when a certain pressure difference between the pressure chamber and the suction chamber is exceeded, it establishes a flow connection between the pressure chamber and the suction chamber and otherwise interrupts it.
  • the overflow valve serves as a pressure relief valve, which opens upon reaching or exceeding a certain pressure difference between the pressure chamber and the suction chamber, so that the pressure present in the pressure chamber can be reduced in the direction of the suction chamber.
  • the overflow valve closes as soon as the pressure difference between the pressure chamber and the suction chamber falls below the certain pressure difference again.
  • the overflow valve can be integrated in the machine housing or can be arranged outside the machine housing.
  • the overflow valve prevents the maximum pressure from being exceeded and / or the occurrence of cavitation in the backing pump, so that a reliable supply of the main pump with the fluid is always ensured.
  • the angular range over which the suction chamber of the backing pump configured as an internal gear pump extends in the circumferential direction is at least 180 °, at least 190 °, at least 200 °, at least 210 °, at least 220 ° or at least Is 225 °. With such an extension of the suction chamber in the circumferential direction, a reliable filling of the suction chamber is achieved even at high speeds of the backing pump.
  • a further development of the invention provides that in the backing pump configured as an internal gear pump, a backing pump filler between the backing pump pinion and the backing pump hollow wheel and in the main pump a main pump filling head is arranged between the main pump pinion and the backing pump main gear, wherein the backing pump filler is less in the circumferential direction with respect to an axis of rotation of the backing pump pinion Angular extent as the main pump filler in the circumferential direction with respect to an axis of rotation of the main pump pinion.
  • the respective filling piece serves to separate the pressure chamber from the suction chamber in terms of flow.
  • the filler piece lies in the radial direction or in cross-section, sealingly on the one hand on the respective pinion and on the other hand on the respective ring gear.
  • the fore pump filler is designed with a smaller angular extent in the circumferential direction than the main pump filler.
  • the angular extent of the respective filler is to be understood as the angle with respect to the respective pinion rotation axis.
  • a preferred further embodiment of the invention provides that the backing pump filling piece, the backing pump pinion and the backing pump ring gear are arranged and / or designed such that a sealing effect between the backing pump filler piece and the backing pump pinion and / or a sealing action between the backing pump filler head and the backing pump ring gear on one of the pressure chambers facing side of the backing pump filler is larger than on a side of the backing pump filler facing the suction chamber.
  • the cross-section of the backing pump filler lies, on the one hand, in a sealing manner on the backing pump pinion and on the other hand on the backing pump.
  • the sealing effect between the pre-pump filler and the pre-pump pinion on the side facing the pressure chamber is greater than on the side facing the suction chamber.
  • the sealing effect is greater, the greater the contact pressure of the backing pump filler against the backing pump pinion or the backing pump internal gear.
  • the pre-pump pinion is oversized with respect to the pre-pump filler and / or the pre-pump ring gear is undersized with respect to the pre-pump filler before commissioning, so that infeed wear occurs during running-in, as a result of which a play-free fit occurs is achieved.
  • the backing pump pinion or the backing pump ring are press-fit with respect to the backing pump filler, or vice versa, the backing pump filler with respect to the backing pump pinion and / or the backing pump ring gear.
  • the run-in wear occurs, through which the backing pump pinion, the backing pump ring gear and / or the backing pump filler are removed in such a way that there is subsequently a backlash-free fit, which realizes a particularly high sealing effect.
  • the backing pump filler piece particularly preferably consists of a softer material than the backing pump pinion and the backing pump internal gear, so that essentially the backing pump filler head is removed when it runs in. Due to the backlash-free fit that exists after running in, a particularly good seal between the pressure chamber and the suction chamber of the backing pump is achieved, which in turn leads to high pressures that can be achieved.
  • the centrifugal pump has an impeller, wherein a diameter of the impeller has at most 125% of an outer diameter of the main pump ring gear.
  • the impeller is intended to convey the fluid and is formed. At its largest point in the radial direction, it has the diameter. This should not more than 125% of the outer diameter of the main pump ring gear.
  • the outer diameter describes the outer diameter of the main pump wheel at its largest point in the radial direction. It is preferably provided that the diameter of the impeller corresponds to the outer diameter of the main pump ring gear, as being the same size. However, it can also be provided that the diameter of the impeller is at most 90%, at most 80% or at most 75% of the outer diameter of the main pump ring gear or is generally smaller. In this way, a compact design of the Fluid livingeinrich device is achieved.
  • the impeller of the centrifugal pump is arranged coaxially with the skin pump pinion.
  • the impeller of the centrifugal pump can be driven via the backing pump input shaft, in particular it is rigid and / or permanently connected to it, for example it is formed in one piece with the backing pump input shaft.
  • the Vorpumpenein input shaft, to which the impeller of the centrifugal pump is coaxial and the main pump input shaft, to which the main pump pinion is coaxial can be designed in one piece and / or in a materially uniform manner.
  • the impeller of the centrifugal pump and the main pump pinion are preferably seated on the same shaft, namely the drive shaft of the fluid delivery device.
  • This enables a particularly advantageous coupling of backing pump and main pump.
  • the diameter of the impeller of the centrifugal pump and / or a number of blades of the impeller, a pressure that can be achieved by means of the centrifugal pump and / or a fluid flow rate that can be achieved by means of the centrifugal pump are selected such that cavitation-free operation of the main pump is ensured ,
  • the impeller of the centrifugal pump is preferably designed accordingly.
  • Ligur 1 is a schematic longitudinal sectional view through a fluid delivery device with a
  • FIG. 2 shows a schematic cross-sectional illustration through the fluid delivery device
  • Figure 3 is a schematic cross-sectional view through the fluid delivery device in the area of the backing pump
  • Figure 4 is a schematic longitudinal sectional view through the fluid delivery device in a further embodiment.
  • the fluid delivery device 1 shows a schematic longitudinal sectional view through a fluid delivery device 1, which has a backing pump 2 and a main pump 3 connected in terms of flow technology to the backing pump 2.
  • the fluid delivery device 1 has a fluid inlet 4 and a fluid outlet 5 and is designed such that it delivers fluid from the fluid inlet 4 in the direction of the fluid outlet 5.
  • the backing pump 2 is connected to the fluid inlet 4 directly, but only indirectly via the main pump 3 to the fluid outlet 5.
  • the main pump 3 is connected only indirectly via the backing pump 2 to the fluid inlet 4, but directly to the fluid outlet 5. This means that the fluid provided at the fluid inlet 4 is conveyed by the backing pump 2 in the direction of the main pump 3 and is further conveyed by the main pump 3 in the direction of the fluid outlet 5, at which it is subsequently available.
  • the backing pump 2 and the main pump 3 are arranged in a common machine housing 6 or pump housing, on which both the fluid inlet 4 and the fluid outlet 5 are formed.
  • a drive shaft 7 is rotatably gela, by means of which a backing pump input shaft 8 and a main pump input shaft 9 can be driven.
  • the Vorpumpeneingangswel le 8 and the main pump input shaft 9 are made in one piece and / or of the same material.
  • the drive shaft 7 is preferably non-rotatably coupled to the backing pump input shaft 8 and the main pump input shaft 9 via a positive connection, for example a tooth connection.
  • the backing pump 2 has a backing pump pinion 10 and a backing pump ring gear 11 and is designed as an internal gear pump.
  • the backing pump pinion 10 has an external toothing 12 which meshes in regions with an inside toothing 13 of the backing pump ring gear 11 for conveying the fluid.
  • the pump pinion 10 is connected in a rotationally fixed manner via a toothing to the fore-pump input shaft 8, but is displaceably connected in the axial direction.
  • the pre-pump pinion 10 is formed in one piece and / or with the same material as the pre-pump input shaft 8.
  • the backing pump 2 can be in the form of an external gear pump or a centrifugal pump.
  • the main pump 3 has a main pump pinion 14 and a main pump ring gear 15.
  • the main pump pinion 14 has an external toothing 16 which, viewed in the circumferential direction, meshes only in regions with an internal toothing 17 of the main pump ring gear 15.
  • a suction chamber 18 in the radial direction between the backing pump pinion 10 and the backing pump internal gear 11. This also applies to a pressure chamber 19.
  • the suction chamber 18 is directly connected to the fluid inlet 4 in terms of flow technology, the backing pump 2 being designed such that the fluid can flow into the suction chamber 18 on both sides, viewed in the axial direction. Accordingly, there is a flow connection from the fluid inlet 4 to both sides of the suction chamber 18.
  • the pressure chamber 19 is fluidically connected to the main pump 3 via a flow channel 20 formed in the machine housing 6, namely to a suction chamber 21 of the main pump, which is present in the radial direction between the main pump pinion 14 and the main pump ring gear 15.
  • the main pump 3 is designed in such a way that the flow channel 20, seen in the axial direction, is connected on both sides to the suction chamber 21 in terms of flow technology, so that fluid from the flow channel 20, seen in the axial direction, can flow into the suction chamber 21 of the main pump 3 on both sides.
  • recesses 22 are formed in the main pump ring gear 15, via which there is an additional flow connection between the flow channel 20 and the suction chamber 21.
  • the main pump 3 also has a pressure chamber 23 which is present in the radial direction between the main pump pinion and the main pump ring gear 15.
  • the pressure chamber 23 is in flow connection with the fluid outlet 5 via the recesses 22, preferably exclusively. This means that fluid present in the pressure chamber 23 can only escape from the pressure chamber 23 in the direction of the fluid outlet 5 via at least one of the recesses 22.
  • the main pump 3 is at least axially compensated in the exemplary embodiment shown here, that is to say has an axial compensation 24.
  • both sides of the main pump pinion 14 and the main pump ring gear 15 each have an axial disk 25 which is urged during operation of the main pump 3 in the direction of the main pump pinion 14 and the main pump ring gear 15 and on the end faces of the main pump pinion 14 and the main pump ring gear 15 fit tightly.
  • the axial disks 25 are pressurized from the pressure chamber 23 of the main pump 3.
  • an opening 26 is formed in the axial disks 25, via which the Pressure chamber 23 is in flow connection with a pressure field 27, which is present on the side of the axial disk facing away from the pressure chamber 23.
  • FIG. 2 shows a schematic cross-sectional illustration of the fluid delivery device 1, the backing pump pinion 10, the backing pump ring gear 11, the main pump pinion 14 and the main pump ring gear 15 being shown.
  • the backing pump pinion 10 is rotatably mounted about a backing pump pinion rotation axis 28, the backing pump ring gear 11 about a backing pump ring gear axis of rotation 29, the main pumping pinion 14 about a main pumping pinion rotation axis 30 and the main pumping ring gear 15 about a main pumping ring gear axis of rotation 31.
  • the backing pump pinion axis 28 and the backing pinion axis 28 are identical, so that the Vorpum penritzel 10 and the main pump pinion 14 are arranged coaxially to each other.
  • the Vorpum penhohlradwindachse 29 is spaced parallel to the Vorpumpenritzelmosachse 28 and the main pump ring gear axis of rotation 31 parallel to the main pump pinion rotation axis 30th
  • the main pumps ring gear rotation axis 31 and the backing pump ring gear rotation axis 29 are arranged on opposite sides of the backing pump pinion rotation axis 28.
  • the fore pump pinion rotation axis 28, the fore pump ring gear rotation axis 29, the main pump pinion rotation axis 30 and the main pump ring gear rotation axis 31 lie on an imaginary straight line, the fore pump ring gear rotation axis 29 and the main pump ring gear rotation axis 31 being arranged on opposite sides of the fore pump pinion rotation axis 28 and particularly preferably at the same distance exhibit.
  • teeth of the backing pinion 10 and teeth of the main pump pinion 14 are arranged offset to one another in the circumferential direction, that is, seen in the axial direction are not in overlap with one another or are not aligned with one another. This can effectively prevent the occurrence of pulsations.
  • an offset of half a tooth spacing is provided, so that each tooth of the backing pinion 10 is in the middle between two teeth of the main pump pinion 14 or vice versa.
  • any other offset in the circumferential direction can also be selected.
  • FIG. 3 shows a schematic cross-sectional illustration of the fluid delivery device 1 in the region of the backing pump 2.
  • the backing pump input shaft 8, the backing pump 10 and the backing ring gear 11, which are arranged in the machine housing 6, can be seen.
  • the angular range a, over which the suction chamber 18 extends in the circumferential direction is very large for both arrangements of the backing pump filler 32 and is at least 150 °, preferably at least 180 ° or more than 180 °. This ensures a particularly rapid filling of the suction chamber 18 with fluid.
  • the backing pump 2 is designed to be uncompensated and, in the exemplary embodiment shown here, has neither axial compensation nor radial compensation.
  • the main pump on the other hand, is designed to be compensated and, in the exemplary embodiment shown here, has at least axial compensation 24. Additionally or alternatively, the main pump 3 can be designed with radial compensation.
  • the described configuration of the fluid delivery device 1 enables a particularly high speed, in particular the backing pump 2. This ensures a reliable supply of the main pump 3 with fluid, so that overall the fluid delivery device 1 has a high delivery pressure or a large pressure ratio between the pressure at the Fluid outlet 5 and the pressure at the fluid inlet 4 realized.
  • FIG. 4 shows a schematic sectional view of the fluid delivery device 1 in a further embodiment.
  • the backing pump 2 is not designed as an internal gear pump, but as a centrifugal pump.
  • the backing pump 2 designed as a centrifugal pump has a fan wheel 33, which is present in the exemplary embodiment shown here as a radial pump running thread. Accordingly, the centrifugal pump is designed as a radial pump.
  • the fan wheel 33 has a diameter Di, which in the embodiment illustrated here represents an outer diameter D 2 of the main pump ring gear 15.
  • the diameter Di of the impeller 33 corresponds to at most 125% of the outer diameter D 2 of the main pump ring gear 15. It can be seen that the impeller 33 of the backing pump 2 is in turn arranged coaxially with the main pump pinion 14. This results in a particularly compact configuration of the fluid delivery device 1.

Abstract

Die Erfindung betrifft eine Fluidfördereinrichtung (1) mit einer Vorpumpe (2) und einer strömungstechnisch an die Vorpumpe (2) angeschlossenen Hauptpumpe (3), wobei die Vorpumpe (2) über eine Vorpumpeneingangswelle (8) und die Hauptpumpe (3) über eine Hauptpumpeneingangswelle (9) antreibbar ist und die Vorpumpeneingangswelle (8) und die Hauptpumpeneingangswelle (9) mit einer gemeinsamen Antriebswelle (7) der Fluidfördereinrichtung (1) mechanisch gekoppelt sind. Dabei ist vorgesehen, dass die Vorpumpe (2) als unkompensierte Zahnradpumpe oder als Kreiselpumpe und die Hauptpumpe (3) als kompensierte Innenzahnradpumpe ausgestaltet ist.

Description

BESCHREIBUNG
Fluidfördereinrichtung
Die Erfindung betrifft eine Fluidfördereinrichtung mit einer Vorpumpe und einer strömungs- technisch an die Vorpumpe angeschlossenen Hauptpumpe, wobei die Vorpumpe über eine Vor pumpeneingangswelle und die Hauptpumpe über eine Hauptpumpeneingangswelle antreibbar ist und die Vorpumpeneingangswelle und die Hauptpumpeneingangswelle mit einer gemeinsamen Antriebswelle der Fluidfördereinrichtung mechanisch gekoppelt sind.
Aus dem Stand der Technik ist beispielsweise die Druckschrift DE 10 2007 032 103 Al bekannt. Diese betrifft eine Pumpeneinheit mit einer Hauptpumpe und einer in ihrem Fördervolumen ver stellbaren Fadepumpe. Zur Verstellung des Fördervolumens der Fadepumpe ist ein Hubring vor gesehen. Der Hubring ist mit einer vom Eingangsdruck der Hauptpumpe abhängigen Stellkraft beaufschlagt.
Es ist Aufgabe der Erfindung, eine Fluidfördereinrichtung vorzuschlagen, welche gegenüber bekannten Fluidfördereinrichtungen Vorteile aufweist, insbesondere eine hohe Förderleistung bei gleichzeitig hoher Effizienz realisiert.
Dies wird erfindungsgemäß mit einer Fluidfördereinrichtung mit den Merkmalen des Anspruchs 1 erreicht. Dabei ist vorgesehen, dass die Vorpumpe als unkompensierte Zahnradpumpe oder als Kreiselpumpe und die Hauptpumpe als kompensierte Innenzahnradpumpe ausgestaltet ist. Die Fluidfördereinrichtung dient dem Fördern eines Fluids, beispielsweise einer Flüssigkeit oder eines Gases. Hierzu verfügt die Fluidfördereinrichtung über die Vorpumpe und die Hauptpumpe, wobei die Hauptpumpe strömungstechnisch an die Vorpumpe angeschlossen ist. Das bedeutet, dass das Fluid zunächst der Vorpumpe zugeführt wird, welche das Fluid in Richtung der Haupt pumpe fördert. Das von der Vorpumpe geförderte Fluid wird also der Hauptpumpe zur Verfü- gung gestellt, welche das Fluid weiterfördert, nämlich beispielsweise in Richtung eines Fluidaus lasses der Fluidfördereinrichtung, welcher auch als Fördereinrichtungsfluidauslass bezeichnet werden kann. Jede der Pumpen verfugt über eine Eingangswelle, über welche sie antreibbar ist, nämlich die Vorpumpe über die Vorpumpeneingangswelle und die Hauptpumpe über die Hauptpumpenein gangswelle. Die Vorpumpe weist zudem zur Fluidförderung zwei Räder, nämlich das Vorpum penritzel und das Vorpumpenhohlrad, auf. Das Vorpumpenritzel verfügt über eine Außenver zahnung und das Vorpumpenhohlrad über eine Innenverzahnung. Die Außenverzahnung und die Innenverzahnung greifen bereichsweise ineinander ein, kämmen also miteinander. Das Vorpum penritzel und das Vorpumpenhohlrad sind zur Fluidförderung vorgesehen und aus diesem Grund derart ausgestaltet, dass sie bei einer Drehbewegung der Vorpumpeneingangswelle zum Fördern des Fluids Zusammenwirken und hierbei beispielsweise ineinander eingreifen beziehungsweise miteinander kämmen.
Das Vorpumpenritzel ist mit der Vorpumpeneingangswelle gekoppelt, vorzugsweise starr und/oder permanent. Das Vorpumpenritzel ist dabei bevorzugt auf der Vorpumpeneingangswelle angeordnet, sodass es während des Betriebs der Vorpumpe stets dieselbe Drehzahl aufweist wie die Vorpumpeneingangswelle. Die Vorpumpeneingangswelle ist mit der gemeinsamen An triebswelle antriebstechnisch gekoppelt, vorzugsweise wiederum starr und/oder permanent. Bei spielsweise sind die Vorpumpeneingangswelle und die gemeinsame Antriebswelle einstückig ausgestaltet, sodass die Vorpumpeneingangswelle von der Antriebswelle ausgebildet ist und/oder umgekehrt. Insoweit ist die Vorpumpe über die Antriebswelle direkt und unmittelbar antreibbar.
In analoger Art und Weise verfügt die Hauptpumpe über das Hauptpumpenritzel und das Haupt pumpenhohlrad. Das Hauptpumpenritzel weist eine Außenverzahnung und das Hauptpumpen hohlrad eine Innenverzahnung auf. Die Außenverzahnung und die Innenverzahnung greifen be reichsweise ineinander ein, kämmen also miteinander. Das Hauptpumpenritzel und das Haupt pumpenhohlrad sind wiederum zur Fluidförderung vorgesehen und derart ausgestaltet, dass sie bei einer Drehbewegung der Hauptpumpeneingangswelle zum Fördern des Fluids Zusammen wirken und hierbei beispielsweise ineinander eingreifen beziehungsweise miteinander kämmen.
Es kann vorgesehen sein, dass die Hauptpumpeneingangswelle analog zu der Vorpumpenein gangswelle mit der gemeinsamen Antriebswelle antriebstechnisch gekoppelt ist, vorzugsweise starr und/oder permanent. Beispielsweise sind die Pumpeneingangswelle und die gemeinsame Antriebswelle einstückig ausgestaltet, sodass die Hauptpumpeneingangswelle von der Antriebs welle ausgebildet ist und/oder umgekehrt. Insoweit ist die Hauptpumpe über die Antriebswelle direkt und unmittelbar antreibbar. Besonders bevorzugt ist es vorgesehen, dass sowohl die Vor pumpeneingangswelle als auch die Hauptpumpeneingangswelle von der gemeinsamen An- triebswelle ausgebildet sind. In anderen Worten sind die Vorpumpeneingangswelle und die Hauptpumpeneingangswelle einstückig und/oder materialeinheitlich ausgestaltet, sodass sie zu sammen die Antriebswelle bilden. Entsprechend sind die Vorpumpeneingangswelle und die Hauptpumpeneingangswelle koaxial zueinander angeordnet. Bei einer solchen Ausgestaltung werden die Vorpumpe und die Hauptpumpe stets mit derselben Drehzahl betrieben.
Alternativ kann es vorgesehen sein, dass die Hauptpumpe lediglich mittelbar über die Antriebs- welle antreibbar ist. Hierzu ist die Hauptpumpe über die Vorpumpe an die Antriebswelle an triebstechnisch angeschlossen, sodass bei einer Drehbewegung der Antriebswelle die Haupt pumpe über die Vorpumpe angetrieben wird. Vorzugsweise sind das Vorpumpenritzel und das Vorpumpenhohlrad antriebstechnisch miteinander verbunden. Hierunter ist zu verstehen, dass das Vorpumpenritzel zum Antreiben des Vorpumpenhohlrads vorgesehen und ausgestaltet ist, sodass bei einer Drehbewegung der Vorpumpeneingangswelle eine Drehbewegung sowohl des Vorpumpenritzels als auch des Vorpumpenhohlrads vorliegt.
Das Vorpumpenhohlrad ist nun mit der Hauptpumpeneingangswelle antriebstechnisch verbun den, nämlich über eine Verbindungswelle. In anderen Worten ist die Hauptpumpe mit dem Vor pumpenhohlrad antriebstechnisch verbunden, sodass bevorzugt bei einer Drehbewegung des Vorpumpenhohlrads auch eine Drehbewegung der Hauptpumpeneingangswelle vorliegt. Die Hauptpumpeneingangswelle und die Verbindungs welle können separat oder einstückig mitei nander ausgestaltet sein. In letzterem Fall bildet die Hauptpumpeneingangswelle die Verbin dungswelle aus und/oder umgekehrt. Beispielsweise ist also das Vorpumpenhohlrad mittels der Verbindungswelle und/oder der Hauptpumpeneingangswelle drehbar gelagert.
Das bedeutet, dass die Fluidfördereinrichtung in dieser Ausführungsform derart ausgestaltet ist, dass die Vorpumpeneingangswelle direkt und unmittelbar mit der Antriebswelle gekoppelt ist. Die Hauptpumpeneingangswelle ist hingegen lediglich mittelbar über die Verbindungswelle und/oder die Vorpumpe mit der Antriebswelle gekoppelt. Eine derartige Ausgestaltung der Flu- idfordereinrichtung hat den Vorteil, dass die Drehzahl der Vorpumpe und der Hauptpumpe be ziehungsweise die jeweilige Eingangswelle in einer festen Beziehung miteinander stehen, sodass beispielsweise zwischen den Drehzahlen ein bestimmtes Verhältnis vorliegt und die beiden Pumpen mit unterschiedlichen Drehzahlen betrieben werden. Hierdurch wird eine sehr gute Ab stimmung zwischen der Vorpumpe und der Hauptpumpe während des Betriebs der Fluidförder einrichtung erzielt. In jedem Fall - also unabhängig von der Anbindung der Vorpumpe und der Hauptpumpe an die Antriebswelle - liegt die Vorpumpe als unkompensierte Zahnradpumpe oder als Kreiselpumpe und die Hauptpumpe als kompensierte Innenzahnradpumpe vor. In einer Ausgestaltung sind bei- de Pumpen, also sowohl die Vorpumpe als auch die Hauptpumpe, als Zahnradpumpe ausgestal tet, wobei die Vorpumpe vorzugsweise als Innenzahnradpumpe oder als Außenzahnradpumpe und die Hauptpumpe als Innenzahnradpumpe vorliegt. Die Hauptpumpe ist axial und/oder radial kompensiert. In einer anderen Ausgestaltung ist die Vorpumpe als Kreiselpumpe und die Haupt pumpe als Innenzahnradpumpe ausgebildet. Wiederum ist die Hauptpumpe axial und/oder radial kompensiert. Es kann vorgesehen sein, dass die Hauptpumpe axial kompensiert und radial un- kompensiert, axial unkompensiert und radial kompensiert oder sowohl axial kompensiert als auch radial kompensiert ist. Unter der axialen Kompensation ist zu verstehen, dass in axialer Richtung bezüglich der jeweiligen Innenzahnradpumpe gesehen zwischen dem Ritzel und dem Hohlrad der Innenzahnradpumpe eine Axialscheibe angeordnet ist.
Die Axialscheibe ist mit geringem Spiel in axialer Richtung verlagerbar. Sie wird während des Betriebs der jeweiligen Zahnradpumpe beziehungsweise Innenzahnradpumpe in axialer Richtung in Richtung des Ritzels und des Hohlrads gedrängt und liegt vorzugweise zumindest zeitweise, insbesondere durchgehend, an diesen an. Besonders bevorzugt liegt in axialer Richtung auf ge genüberliegenden Seiten des Ritzels und des Hohlrads jeweils eine derartige Axialscheibe vor. Beispielsweise sind die Axialscheiben jeweils zwischen dem Ritzel und dem Hohlrad einerseits und einem Maschinengehäuse der Hauptpumpe andererseits angeordnet, also stimseitig des Rit zels und des Hohlrads. Insoweit nachfolgend lediglich auf eine Axialscheibe eingegangen wird, so sind die Ausführungen stets auf jede der mehreren Axialscheiben übertragbar, soweit vorge sehen.
Die Axialscheibe ist vorzugsweise drehfest in dem Maschinengehäuse gelagert. Sie kann auf ihrer dem Ritzel und dem Hohlrad abgewandten und insoweit dem Maschinengehäuse zuge wandten Seite ein Druckfeld aufweisen, das beispielsweise in Form einer Vertiefung in der Axi alscheibe ausgebildet ist. Das Druckfeld kann über einen Fluidkanal, der in dem Maschinenge häuse ausgebildet ist, mit unter Druck stehendem Fluid beaufschlagt werden. Beispielsweise ist das Druckfeld über den Fluidkanal mit einer Druckseite der Zahnradpumpe beziehungsweise Innenzahnradpumpe strömungsverbunden. Während eines Betriebs der Zahnradpumpe bezie hungsweise Innenzahnradpumpe wird insoweit das Druckfeld über den Fluidkanal druckbeauf- schlagt und entsprechend die Axialscheibe in axialer Richtung in Richtung des Ritzels und des Hohlrads gedrängt, insbesondere an das Ritzel und das Hohlrad gedrängt.
Zusätzlich oder alternativ zu der axialen Kompensation ist die radiale Kompensation der Innen zahnradpumpe vorgesehen. Die Innenzahnradpumpe verfügt über ein Füllstück, welches in ra dialer Richtung bezüglich einer Drehachse des Ritzels gesehen zwischen dem Ritzel und dem Hohlrad angeordnet ist. Das Füllstück dient einer fluidtechnischen Trennung einer Druckseite von einer Saugseite der Innenzahnradpumpe beziehungsweise einer Druckkammer von einer Saugkammer, welche ebenfalls in radialer Richtung zwischen dem Ritzel und dem Hohlrad aus gebildet sind. Im Falle der radialen Kompensation ist das Füllstück mehrteilig ausgestaltet und weist ein erstes Füllstückteil auf, welches an dem Ritzel anliegt und ein zweites Füllstückteil, welches an dem Hohlrad anliegt. Die beiden Füllstückteile sind in radialer Richtung zueinander beweglich und sind derart ausgestaltet, dass das erste Füllstückteil in radialer Richtung nach in nen an das Ritzel und das zweite Füllstückteil in radialer Richtung nach außen an das Hohlrad gedrängt wird. Hierdurch wird über die Laufzeit der Innenzahnradpumpe hinweg eine hervorra gende Abdichtung der Druckkammer von der Saugkammer erzielt.
Beispielsweise ist ein in radialer Richtung zwischen dem ersten Füllstückteil und dem zweiten Füllstückteil liegender Druckraum strömungstechnisch an die Druckseite der Innenzahnradpum pe angeschlossen, sodass der Druckraum während eines Betriebs der Innenzahnradpumpe druck beaufschlagt ist. Aufgrund der Druckbeaufschlagung sind die beiden Füllstückteile in radialer Richtung kraftbeaufschlagt, sodass das erste Füllstückteil in Richtung beziehungsweise an das Ritzel und das zweite Füllstückteil an beziehungsweise in Richtung des Hohlrads gedrängt wird. Bevorzugt ist es also für die axiale Kompensation und/oder die radiale Kompensation der Innen zahnradpumpe vorgesehen, dass diese in Abhängigkeit von einem Druck auf der Druckseite der Innenzahnradpumpe erfolgt. Die mittels der Axialscheibe und/oder des Füllstücks erzielte Dichtwirkung ist somit umso größer, je größer der Druck auf der Druckseite der Innenzahnrad pumpe ist.
Vorstehend wurde bereits ausgeführt, dass die Hauptpumpe mit axialer Kompensation, mit radia ler Kompensation oder sowohl mit axialer Kompensation als auch mit radialer Kompensation ausgestaltet sein kann. Die als Zahnradpumpe ausgestaltete Vorpumpe ist hingegen teilweise unkompensiert, also entweder axial unkompensiert oder radial unkompensiert. Besonders bevor zugt ist sie sowohl axial unkompensiert als auch radial unkompensiert. Beispielsweise weist die Vorpumpe diejenige Kompensation nicht auf, über welche die Hauptpumpe verfügt. Ist die Hauptpumpe also axial kompensiert und radial unkompensiert, so ist die Vorpumpe axial un- kompensiert und radial kompensiert. Ist die Hauptpumpe hingegen axial unkompensiert und ra dial kompensiert, so ist die Vorpumpe axial kompensiert und radial unkompensiert. Ist die Hauptpumpe axial kompensiert und radial kompensiert, so ist die Vorpumpe axial unkompen- siert und radial unkompensiert. Im Falle einer Ausgestaltung der Vorpumpe als Außenzahnrad- pumpe tritt im Rahmen dieser Beschreibung an die Stelle des Ritzels ein erstes Zahnrad und an die Stelle des Hohlrads ein zweites Zahnrad, das mit dem ersten Zahnrad zum Fördern des Fluids kämmt. Die Kreiselpumpe kann als Radialpumpe, Diagonalpumpe, Seitenkanalpumpe, Peri- pheralradpumpe oder Axialpumpe ausgestaltet sein. Mit einer derartigen Ausgestaltung der Flu- idfördereinrichtung können sehr hohe Drehzahlen zumindest der Vorpumpe, vorzugsweise je- doch auch der Hauptpumpe, erzielt werden, sodass insgesamt die Fluidfördereinrichtung für äu- ßerst hohe Fluiddurchsätze ausgelegt ist.
Eine weitere Ausgestaltung der Erfindung sieht vor, dass die als Innenzahnradpumpe ausgestal tete Vorpumpe ein Vorpumpenritzel und ein Vorpumpenhohlrad und die Hauptpumpe ein Hauptpumpenritzel und ein Hauptpumpenhohlrad aufweist, wobei das Vorpumpenritzel und das Hauptpumpenritzel koaxial und das Vorpumpenhohlrad und das Hauptpumpenhohlrad achsver- setzt zueinander angeordnet sind. Die Ausführungen für die Hauptpumpe sind selbstverständlich auch für die als Kreiselpumpe ausgestaltete Vorpumpe heranziehbar. Das Vorpumpenritzel ist um eine Vorpumpenritzeldrehachse, das Vorpumpenhohlrad um eine Vorpumpenhohlraddreh achse, das Hauptpumpenritzel um eine Hauptpumpenritzeldrehachse und das Hauptpumpenhohl rad um eine Hauptpumpenhohlraddrehachse drehbar gelagert. Die Drehachsen des Ritzels und des Hohlrads sowohl der Vorpumpe als auch der Hauptpumpe sind achsversetzt zueinander an geordnet, sodass ihre Drehachsen beabstandet parallel zueinander angeordnet sind. Bevorzugt ist eine Ausgestaltung der Fluidfördereinrichtung, bei welcher das Vorpumpenritzel und das Haupt pumpenritzel koaxial zueinander angeordnet sind, sodass also ihre Drehachsen ineinander fallen beziehungsweise identisch sind. Das Vorpumpenhohlrad und das Hauptpumpenhohlrad hingegen sollen achsversetzt zueinander angeordnet sein, sodass die Vorpumpenhohlraddrehachse und die Hauptpumpenhohlraddrehachse parallel beabstandet voneinander vorliegen. Hierdurch wird eine besonders vorteilhafte Fluidführung zwischen der Vorpumpe und der Hauptpumpe ermöglicht.
Alternativ kann es selbstverständlich auch vorgesehen sein, dass das Vorpumpenritzel und das Hauptpumpenritzel koaxial zueinander angeordnet sind und ebenso das Vorpumpenhohlrad und das Hauptpumpenhohlrad. In diesem Fall fallen also die Vorpumpenritzeldrehachse und die Hauptpumpenritzeldrehachse zusammen. Dies gilt auch für die Vorpumpenhohlraddrehachse und die Hauptpumpenhohlraddrehachse. In jedem Fall kann es vorgesehen sein, dass das Vor pumpenritzel und das Hauptpumpenritzel identische Abmessungen in radialer Richtung aufwei- sen. Besonders bevorzugt sind das Vorpumpenritzel und das Hauptpumpenritzel baugleich be- ziehungsweise identisch ausgestaltet. Das Vorpumpenhohlrad und das Hauptpumpenhohlrad weisen zusätzlich oder alternativ identische Abmessungen in radialer Richtung auf. Besonders bevorzugt sind sie baugleich beziehungsweise identisch ausgebildet. Unter den Abmessungen der Ritzel sind die Abmessungen ihres Außenumfangs und unter den Abmessungen der Hohlrä der die Abmessungen ihres Innenumfangs zu verstehen. In anderen Worten entsprechen die Ab messungen der Ritzel und der Hohlräder dem jeweiligen Kopfkreisdurchmesser der entsprechen den Verzahnung, also der Außenverzahnungen der Ritzel und der Innenverzahnungen der Hohl räder.
Besonders bevorzugt ist es vorgesehen, dass Zähne des Vorpumpenritzels und des Hauptpum penritzels und/oder Zähne des Vorpumpenhohlrads und des Hauptpumpenhohlrads in Umfangs richtung versetzt zueinander angeordnet sind, beispielsweise um einen halben Zahnabstand. Hierdurch können Pulsationen in der Fluidfördereinrichtung vermieden werden.
Eine weitere Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass die Vorpumpe eine höhere Grenz drehzahl aufweist als die Hauptpumpe, und/oder dass die Vorpumpe ein größeres Pumpenvolu men aufweist als die Hauptpumpe. Aufgrund der zumindest teilweise oder vollständig fehlenden Kompensation der Vorpumpe ist diese für höhere Grenzdrehzahlen geeignet als die kompensierte Hauptpumpe. Eine derartige Ausgestaltung der Fluidfördereinrichtung stellt sicher, dass die Hauptpumpe stets optimal von der Vorpumpe mit Fluid versorgt ist. Zusätzlich oder alternativ weist die Vorpumpe das größere Pumpenvolumen im Vergleich mit der Hauptpumpe auf. Das Pumpenvolumen kann auch als geometrisches Fördervolumen bezeichnet werden. Dieses wiede rum beschreibt ein Fördervolumen der jeweiligen Pumpe während einer Umdrehung der jeweili gen Eingangswelle, also der Vorpumpeneingangswelle für die Vorpumpe und der Hauptpum peneingangswelle für die Hauptpumpe. Das geometrische Fördervolumen vernachlässigt Tole ranzen, Spiel und Verformungen, welche während eines Betriebs der jeweiligen Pumpe auftreten können. Das größere Pumpenvolumen der Vorpumpe ermöglicht eine dauerhaft zuverlässige Beaufschlagung der Hauptpumpe mit dem Fluid.
Im Rahmen einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass die Vorpumpe und die Hauptpumpe in einem gemeinsamen Maschinengehäuse angeordnet sind. Dies hat den Vor- teil einer einfachen kostengünstigen Herstellung der Fluidfordereinrichtung. Beispielsweise ist das Maschinengehäuse derart ausgestaltet, dass das Vorpumpenritzel und das Vorpumpenhohl rad in axialer Richtung gesehen von der einen Seite und das Hauptpumpenritzel und das Haupt pumpenhohlrad von der anderen Seite in das Maschinengehäuse bei einer Montage der FluidfÖr- dereinrichtung eingebracht werden. In dem Maschinengehäuse ist insoweit eine Trennwand an geordnet, welche die Vorpumpe und die Hauptpumpe zumindest bereichsweise strömungstech nisch voneinander trennt. In jedem Fall sind die Vorpumpe und die Hauptpumpe bevorzugt in axialer Richtung benachbart, insbesondere beabstandet zueinander, also in axialer Richtung ge sehen überlappungsfrei, in dem Maschinengehäuse angeordnet.
Eine weitere bevorzugte Ausgestaltung der Erfindung sieht vor, dass eine Saugkammer der als Innenzahnradpumpe ausgestalteten Vorpumpe sich über einen größeren Winkelbereich erstreckt als eine Saugkammer der Hauptpumpe, und/oder dass eine Druckkammer der Vorpumpe sich über mindestens denselben Winkelbereich erstreckt wie eine Druckkammer der Hauptpumpe. Die Saugkammer und die Druckkammer liegen im Querschnitt gesehen in radialer Richtung zwi schen dem Ritzel und dem Hohlrad der jeweiligen Pumpe vor. In anderen Worten sind die Saug kammer und die Druckkammer jeweils in radialer Richtung nach innen von dem Ritzel und in radialer Richtung nach außen von dem Hohlrad begrenzt. Das Ritzel und das Hohlrad der jewei ligen Pumpe sind derart ausgestaltet, dass sie in der Saugkammer befindliches Fluid in Richtung der Druckkammer fordern.
Beispielsweise wird der Saugkammer das Fluid in axialer Richtung und/oder in radialer Rich tung zugeführt. Zur Zuführung des Fluids in axialer Richtung ist beispielsweise wenigstens ein Einlasskanal in dem Maschinengehäuse ausgebildet. Zur Zuführung in radialer Richtung weist das jeweilige Hohlrad wenigstens eine zumindest zeitweise in die Saugkammer einmündende Ausnehmung auf. Der Druckkammer kann das Fluid in axialer Richtung und/oder in radialer Richtung entnommen werden. Zur Entnahme in axialer Richtung ist ein Auslasskanal in dem Maschinengehäuse ausgebildet. Zur Entnahme in radialer Richtung verfügt das Hohlrad über die Ausnehmung, die zumindest zeitweise mit der Druckkammer in Strömungsverbindung steht. Über die Ausnehmung ist insoweit zumindest zeitweise eine Strömungsverbindung zwischen der Druckkammer und dem Auslasskanal beziehungsweise einem Auslass der Fluidfördereinrich tung hergestellt.
Im Querschnitt gesehen erstreckt sich die Saugkammer der Vorpumpe über den größeren Win kelbereich als die Saugkammer der Hauptpumpe. Dies wird insbesondere durch eine unter- schiedliche Ausgestaltung des Füllstücks erzielt, welches für die Vorpumpe in Umfangsrichtung kleiner ist als für die Hauptpumpe. Durch die größere Erstreckung der Saugkammer der Vor pumpe wird eine hohe Drehzahl der Vorpumpe möglich, weil aufgrund der größeren Strecke, welche für eine Füllung der Saugkammer mit Fluid zur Verfügung steht, die Kavitationsneigung der Vorpumpe sinkt. Durch die größeren Abmessungen der Saugkammer wird die zur Füllung der Saugkammer notwendige Strömungsgeschwindigkeit des Fluids reduziert. Besonders bevor zugt ist der Winkelbereich, über welchen sich die Saugkammer der Vorpumpe erstreckt, um mindestens 25 %, mindestens 50 %, mindestens 75 % oder mindestens 100 % größer als der Winkelbereich, über welchen sich die Saugkammer der Hauptpumpe erstreckt.
Zusätzlich oder alternativ ist die Druckkammer der Vorpumpe im Querschnitt gesehen mindes tens so groß wie die Druckkammer der Hauptpumpe, erstreckt sich also über mindestens densel ben Winkelbereich. Selbstverständlich kann es auch hier vorgesehen sein, dass die Druckkam mer der Vorpumpe sich über einen größeren Winkelbereich erstreckt als die Druckkammer der Hauptpumpe. Vorzugsweise ist der Winkelbereich, über welchen sich die Druckkammer der Vorpumpe erstreckt, um mindestens 10 %, mindestens 20 % oder mindestens 25 % größer als der Winkelbereich, über welchen sich die Druckkammer der Hauptpumpe erstreckt. Diese er möglicht die vorstehend beschriebene hohe Drehzahl der Vorpumpe.
Eine weitere Ausgestaltung der Erfindung sieht vor, dass die Saugkammer und die Druckkam mer der Vorpumpe über ein Überströmventil strömungstechnisch unmittelbar aneinander ange schlossen sind. Das Überströmventil ist derart ausgestaltet, dass es bei Überschreiten einer be stimmten Druckdifferenz zwischen der Druckkammer und der Saugkammer eine Strömungsver bindung zwischen der Druckkammer und der Saugkammer herstellt und anderenfalls unterbricht. Das Überströmventil dient insoweit als Druckbegrenzungsventil, welches bei Erreichen oder Überschreiten einer bestimmten Druckdifferenz zwischen der Druckkammer und der Saugkam mer öffnet, sodass der in der Druckkammer vorliegende Druck in Richtung der Saugkammer abgebaut werden kann. Das Überströmventil schließt, sobald die Druckdifferenz zwischen der Druckkammer und der Saugkammer die bestimmte Druckdifferenz wieder unterschreitet. Das Überströmventil kann in dem Maschinengehäuse integriert oder außerhalb des Maschinengehäu ses angeordnet sein. Das Überströmventil verhindert das Überschreiten eines Maximaldrucks und/oder das Auftreten von Kavitation in der Vorpumpe, sodass stets eine zuverlässige Versor gung der Hauptpumpe mit dem Fluid sichergestellt ist. Im Rahmen einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, dass der Winkelbereich, über den sich die Saugkammer der als Innenzahnradpumpe ausgestalteten Vorpumpe in Um fangsrichtung erstreckt, mindestens 180°, mindestens 190°, mindestens 200°, mindestens 210°, mindestens 220° oder mindestens 225° beträgt. Mit einer derartigen Erstreckung der Saugkam mer in Umfangsrichtung wird auch bei hohen Drehzahlen der Vorpumpe eine zuverlässige Fül lung der Saugkammer erzielt.
Eine Weiterbildung der Erfindung sieht vor, dass in der als Innenzahnradpumpe ausgestalteten Vorpumpe ein Vorpumpenfüllstück zwischen dem Vorpumpenritzel und dem Vorpumpenhohl rad und in der Hauptpumpe ein Hauptpumpenfüllstück zwischen dem Hauptpumpenritzel und dem Hauptpumpenhohlrad angeordnet ist, wobei das Vorpumpenfüllstück in Umfangsrichtung bezüglich einer Drehachse des Vorpumpenritzels eine geringere Winkelerstreckung als das Hauptpumpenfüllstück in Umfangsrichtung bezüglich einer Drehachse des Hauptpumpenritzels. Das jeweilige Füllstück dient, wie bereits erläutert, einer strömungstechnischen Separierung der Druckkammer von der Saugkammer. Das Füllstück liegt hierzu in radialer Richtung bezie hungsweise im Querschnitt gesehen einerseits an dem jeweiligen Ritzel und andererseits an dem jeweiligen Hohlrad dichtend an. Um eine möglichst große Erstreckung der Saugkammer in Um fangsrichtung für die Vorpumpe zu erzielen, ist das Vorpumpenfüllstück mit einer kleineren Winkelerstreckung in Umfangsrichtung ausgestaltet als das Hauptpumpenfüllstück. Unter der Winkelerstreckung des jeweiligen Füllstücks ist der Winkel bezüglich der jeweiligen Ritzeldreh achse zu verstehen. Die beschriebene Ausgestaltung der Füllstücke stellt eine zuverlässige Fül lung der Saugkammer der Vorpumpe bei hohen Drehzahlen sicher.
Eine bevorzugte weitere Ausgestaltung der Erfindung sieht vor, dass das Vorpumpenfüllstück, das Vorpumpenritzel und das Vorpumpenhohlrad derart angeordnet und/oder ausgebildet sind, dass eine Dichtwirkung zwischen dem Vorpumpenfüllstück und dem Vorpumpenritzel und/oder eine Dichtwirkung zwischen dem Vorpumpenfüllstück und dem Vorpumpenhohlrad auf einer der Druckkammer zugewandten Seite des Vorpumpenfüllstücks größer ist als auf einer der Saugkammer zugewandten Seite des Vorpumpenfüllstücks. Das Vorpumpenfüllstück liegt im Querschnitt gesehen einerseits an dem Vorpumpenritzel und andererseits an dem Vorpumpen hohlrad dichtend an. In Umfangsrichtung gesehen ist nun die Dichtwirkung zwischen dem Vor pumpenfüllstück und dem Vorpumpenritzel auf der der Druckkammer zugewandten Seite größer als auf der der Saugkammer zugewandten Seite. Insbesondere nimmt die Dichtwirkung in Um- fangsrichtung ausgehend von der Druckkammer in Richtung der Saugkammer ab, insbesondere stetig.
Zusätzlich oder alternativ gilt dies für die Dichtwirkung zwischen dem Vorpumpenfüllstück und dem Vorpumpenhohlrad. Die Dichtwirkung ist umso größer, je größer ein Anpressdruck des Vorpumpenfüllstücks an das Vorpumpenritzel beziehungsweise das Vorpumpenhohlrad ist. Dies bedeutet schlussendlich, dass der Anpressdruck des Vorpumpenfüllstücks an das Vorpumpenrit zel beziehungsweise das Vorpumpenhohlrad auf der der Druckkammer zugewandten Seite des Vorpumpenfüllstücks größer ist als auf der der Saugkammer zugewandten Seite beziehungswei- se dass der Anpressdruck ausgehend von der der Druckkammer zugewandten Seite in Richtung der der Saugkammer zugewandten Seite abnimmt, vorzugsweise stetig. Dies ermöglicht wiede- rum eine besonders große Ausgestaltung der Saugkammer der Vorpumpe mit den bereits be- schriebenen Vorteilen.
Im Rahmen einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung kann vorgesehen sein, dass vor einer Inbetriebnahme das Vorpumpenritzel bezüglich des Vorpumpenfüllstücks mit Übermaß und/oder das Vorpumpenhohlrad bezüglich des Vorpumpenfüllstücks mit Untermaß ausgebildet ist, so- dass bei einem Einlaufen ein EinlaufVerschleiß auftritt, durch welchen eine spielfreie Passung erzielt wird. In anderen Worten werden das Vorpumpenritzel beziehungsweise das Vorpumpen hohlrad bezüglich des Vorpumpenfüllstücks mit Presspassung ausgeführt oder umgekehrt das Vorpumpenfüllstück bezüglich des Vorpumpenritzels und/oder des Vorpumpenhohlrads. Bei der Inbetriebnahme der Fluidfördereinrichtung tritt der EinlaufVerschleiß auf, durch welchen das Vorpumpenritzel, das Vorpumpenhohlrad und/oder das Vorpumpenfüllstück derart abgetragen werden, dass nachfolgend die spielfreie Passung vorliegt, welche eine besonders hohe Dichtwir kung realisiert. Besonders bevorzugt besteht hierzu das Vorpumpenfüllstück aus einem weiche ren Material als das Vorpumpenritzel und das Vorpumpenhohlrad, sodass im Wesentlichen ein Abtragen des Vorpumpenfüllstücks bei dem Einlaufen erfolgt. Aufgrund der spielfreien Passung, die nach dem Einlaufen vorliegt, wird eine besonders gute Abdichtung zwischen der Druck kammer und der Saugkammer der Vorpumpe erzielt, was wiederum zu hohen erreichbaren Drü cken führt.
Eine weitere Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass die Kreiselpumpe ein Laufrad auf weist, wobei ein Durchmesser des Laufrads höchstens 125 % eines Außendurchmessers des Hauptpumpenhohlrads aufweist. Das Laufrad ist zur Förderung des Fluids vorgesehen und aus gebildet. An seiner in radialer Richtung größten Stelle weist es den Durchmesser auf. Dieser soll höchstens 125 % des Außendurchmessers des Hauptpump enhohlrads betragen. Der Außen durchmesser beschreibt den äußeren Durchmesser des Hauptpumpenrads an seiner in radialer Richtung größten Stelle. Vorzugsweise ist es vorgesehen, dass der Durchmesser des Laufrads dem Außendurchmesser des Hauptpumpenhohlrads entspricht, als genauso groß ist. Es kann je- doch auch vorgesehen sein, dass der Durchmesser des Laufrads höchstens 90 %, höchstens 80 % oder höchstens 75 % des Außendurchmessers des Hauptpumpenhohlrads beträgt oder generell kleiner ist. Auf diese Art und Weise wird eine kompakte Ausgestaltung der Fluidfördereinrich tung erzielt.
Schließlich kann im Rahmen einer weiteren Ausgestaltung der Erfindung vorgesehen sein, dass das Laufrad der Kreiselpumpe koaxial zu dem Hautpumpenritzel angeordnet ist. Das Laufrad der Kreiselpumpe ist über die Vorpumpeneingangswelle antreibbar, insbesondere ist es starr und/oder permanent mit ihr verbunden, beispielsweise ist es einstückig mit der Vorpumpenein gangswelle ausgebildet. Gemäß den vorstehenden Ausführungen können die Vorpumpenein gangswelle, zu welcher das Laufrad der Kreiselpumpe koaxial vorliegt und die Hauptpumpen- eingangswelle, zu welcher das Hauptpumpenritzel koaxial vorliegt, einstückig und/oder materi aleinheitlich ausgestaltet sein. In diesem Lall sitzen das Laufrad der Kreiselpumpe und das Hauptpumpenritzel vorzugsweise auf derselben Welle, nämlich der Antriebswelle der LluidfÖr- dereinrichtung. Dies ermöglicht eine besonders vorteilhafte Kopplung von Vorpumpe und Hauptpumpe. Besonders bevorzugt ist es vorgesehen, dass der Durchmesser des Laufrads der Kreiselpumpe und/oder eine Anzahl an Schaufeln des Laufrads, ein mittels der Kreiselpumpe erreichbarer Druck und/oder ein mittels der Kreiselpumpe erzielbarer Lluiddurchsatz derart gewählt sind, dass ein kavitationssfreier Betrieb der Hauptpumpe sichergestellt ist. Hierzu ist vorzugsweise das Laufrad der Kreiselpumpe entsprechend ausgestaltet. Die Erfindung wird nachfolgend anhand der in der Zeichnung dargestellten Ausführungsbeispie le näher erläutert, ohne dass eine Beschränkung der Erfindung erfolgt. Dabei zeigt:
Ligur 1 eine schematische Längsschnittdarstellung durch eine Lluidfördereinrichtung mit einer
Vorpumpe und einer Hauptpumpe,
Figur 2 eine schematische Querschnittsdarstellung durch die Fluidfördereinrichtung, Figur 3 eine schematische Querschnittsdarstellung durch die Fluidfordereinrichtung im Be- reich der Vorpumpe, sowie
Figur 4 eine schematische Längsschnittdarstellung durch die Fluidfordereinrichtung in einer weiteren Ausführungsform.
Die Figur 1 zeigt eine schematische Längsschnittdarstellung durch eine Fluidfördereinrichtung 1, die eine Vorpumpe 2 und eine strömungstechnisch an die Vorpumpe 2 angeschlossene Haupt pumpe 3 aufweist. Die Fluidfördereinrichtung 1 verfügt über einen Fluideinlass 4 und einen Flu- idauslass 5 und ist derart ausgestaltet, dass sie Fluid von dem Fluideinlass 4 in Richtung des Flu- idauslasses 5 fördert. Die Vorpumpe 2 ist unmittelbar an den Fluideinlass 4, jedoch lediglich mittelbar über die Hauptpumpe 3 an dem Fluidauslass 5 strömungstechnisch angeschlossen. Umgekehrt ist die Hauptpumpe 3 lediglich mittelbar über die Vorpumpe 2 an den Fluideinlass 4, jedoch unmittelbar an den Fluidauslass 5 strömungstechnisch angeschlossen. Das bedeutet, dass das an dem Fluideinlass 4 bereitgestellte Fluid von der Vorpumpe 2 in Richtung der Hauptpum pe 3 gefördert und von der Hauptpumpe 3 weiter in Richtung des Fluidauslasses 5 gefördert wird, an welchem es nachfolgend bereitsteht.
Die Vorpumpe 2 und die Hauptpumpe 3 sind in einem gemeinsamen Maschinengehäuse 6 bezie hungsweise Pumpengehäuse angeordnet, an welchem sowohl der Fluideinlass 4 als auch der Flu idauslass 5 ausgebildet sind. In dem Maschinengehäuse 6 ist eine Antriebswelle 7 drehbar gela gert, mittels welcher eine Vorpumpeneingangswelle 8 und eine Hauptpumpeneingangswelle 9 antreibbar sind. In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel sind die Vorpumpeneingangswel le 8 und die Hauptpump eneingangswelle 9 einstückig und/oder materialeinheitlich ausgeführt. Die Antriebswelle 7 ist bevorzugt über eine Formschlussverbindung, beispielsweise eine Zahn verbindung, mit der Vorpumpeneingangswelle 8 und der Hauptpumpeneingangswelle 9 drehfest gekoppelt. Die Vorpumpe 2 weist ein Vorpumpenritzel 10 und ein Vorpumpenhohlrad 11 auf und ist als Innenzahnradpumpe ausgestaltet. Das Vorpumpenritzel 10 verfügt insoweit über eine Außenverzahnung 12, die bereichsweise mit einer Innenverzahnung 13 des Vorpumpenhohlrads 11 zum Fördern des Fluids kämmt. In dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel ist das Vor pumpenritzel 10 über eine Verzahnung mit der Vorpumpeneingangswelle 8 drehfest, jedoch in axialer Richtung verlagerbar verbunden. Es kann jedoch auch vorgesehen sein, dass das Vor pumpenritzel 10 einstückig und/oder materialeinheitlich mit der Vorpumpeneingangswelle 8 ausgebildet ist. Alternativ kann die Vorpumpe 2 als Außenzahnradpumpe oder als Kreiselpumpe vorliegen. Die Hauptpumpe 3 weist ein Hauptpumpenritzel 14 und ein Hauptpumpenhohlrad 15 auf. Das Hauptpumpenritzel 14 verfügt über eine Außenverzahnung 16, die in Umfangsrichtung gesehen lediglich bereichsweise mit einer Innenverzahnung 17 des Hauptpumpenhohlrads 15 kämmt. In der Vorpumpe 2 liegt eine Saugkammer 18 in radialer Richtung zwischen dem Vorpumpenritzel 10 und dem Vorpumpenhohlrad 11 vor. Dies gilt ebenso für eine Druckkammer 19. Die Saug- kammer 18 ist unmittelbar strömungstechnisch an den Fluideinlass 4 angeschlossen, wobei die Vorpumpe 2 derart ausgestaltet ist, dass das Fluid in axialer Richtung gesehen beidseitig in die Saugkammer 18 einströmen kann. Entsprechend liegt eine Strömungsverbindung von dem Flui- deinlass 4 zu beiden Seiten der Saugkammer 18 vor. Die Druckkammer 19 ist über einen in dem Maschinengehäuse 6 ausgebildeten Strömungskanal 20 strömungstechnisch an die Hauptpumpe 3 angeschlossen, nämlich an eine Saugkammer 21 der Hauptpumpe, welche in radialer Richtung zwischen dem Hauptpumpenritzel 14 und dem Hauptpumpenhohlrad 15 vorliegt.
Die Hauptpumpe 3 ist derart ausgestaltet, dass der Strömungskanal 20 in axialer Richtung gese- hen beidseitig an die Saugkammer 21 strömungstechnisch angeschlossen ist, sodass also Fluid aus dem Strömungskanal 20 in axialer Richtung gesehen beidseitig in die Saugkammer 21 der Hauptpumpe 3 einströmen kann. Zusätzlich sind in dem Hauptpumpenhohlrad 15 Ausnehmun gen 22 ausgebildet, über welche eine zusätzliche Strömungsverbindung zwischen dem Strö- mungskanal 20 und der Saugkammer 21 vorliegt. Die Hauptpumpe 3 verfügt weiterhin über eine Druckkammer 23, die in radialer Richtung zwischen dem Hauptpumpenritzel und dem Haupt pumpenhohlrad 15 vorliegt. Die Druckkammer 23 steht über die Ausnehmungen 22 in Strö mungsverbindung mit dem Fluidauslass 5, vorzugsweise ausschließlich. Das bedeutet, dass in der Druckkammer 23 vorliegendes Fluid ausschließlich über wenigstens eine der Ausnehmungen 22 aus der Druckkammer 23 in Richtung des Fluidauslasses 5 austreten kann.
Die Hauptpumpe 3 ist in dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel zumindest axial kompen siert, weist also eine axiale Kompensation 24 auf. Hierzu ist in axialer Richtung gesehen beidsei tig des Hauptpumpenritzels 14 und des Hauptpumpenhohlrads 15 jeweils eine Axialscheibe 25 angeordnet, welche während eines Betriebs der Hauptpumpe 3 in Richtung des Hauptpumpenrit zels 14 und des Hauptpumpenhohlrads 15 gedrängt werden und an Stirnseiten des Hauptpum penritzels 14 und des Hauptpumpenhohlrads 15 dichtend anliegen. Hierzu werden die Axial scheiben 25 mit Druck aus der Druckkammer 23 der Hauptpumpe 3 beaufschlagt. Beispielsweise ist zu diesem Zweck ein Durchbruch 26 in den Axialscheiben 25 ausgebildet, über welchen die Druckkammer 23 in Strömungsverbindung mit einem Druckfeld 27 steht, welches auf der der Druckkammer 23 abgewandten Seite der Axialscheibe vorliegt.
Die Figur 2 zeigt eine schematische Querschnittsdarstellung der Fluidfördereinrichtung 1, wobei das Vorpumpenritzel 10, das Vorpumpenhohlrad 11, das Hauptpumpenritzel 14 und das Haupt pumpenhohlrad 15 dargestellt sind. Das Vorpumpenritzel 10 ist um eine Vorpumpenritzeldreh achse 28 drehbar gelagert, das Vorpumpenhohlrad 11 um eine Vorpumpenhohlraddrehachse 29, das Hauptpumpenritzel 14 um eine Hauptpumpenritzeldrehachse 30 und das Hauptpumpenhohl rad 15 um eine Hauptpumpenhohlraddrehachse 31. Es ist erkennbar, dass die Vorpumpenritzel drehachse 28 und die Hauptpumpenritzeldrehachse 30 identisch sind, sodass also das Vorpum penritzel 10 und das Hauptpumpenritzel 14 koaxial zueinander angeordnet sind. Die Vorpum penhohlraddrehachse 29 ist parallel beabstandet zu der Vorpumpenritzeldrehachse 28 angeordnet und die Hauptpumpenhohlraddrehachse 31 parallel beabstandet zu der Hauptpumpenritzeldreh achse 30.
Bei der hier dargestellten Ausgestaltung der Fluidfördereinrichtung 1 sind die Hauptpumpen hohlraddrehachse 31 und die Vorpumpenhohlraddrehachse 29 auf gegenüberliegenden Seiten der Vorpumpenritzeldrehachse 28 angeordnet. In anderen Worten liegen die Vorpumpenritzeldreh achse 28, die Vorpumpenhohlraddrehachse 29, die Hauptpumpenritzeldrehachse 30 und die Hauptpumpenhohlraddrehachse 31 auf einer gedachten Geraden, wobei die Vorpumpenhohlrad drehachse 29 und die Hauptpumpenhohlraddrehachse 31 auf gegenüberliegenden Seiten der Vorpumpenritzeldrehachse 28 angeordnet sind und besonders bevorzugt denselben Abstand a zu dieser aufweisen. Es kann - wie hier dargestellt - vorgesehen sein, dass Zähne des Vorpumpen ritzels 10 und Zähne des Hauptpumpenritzels 14 in Umfangsrichtung versetzt zueinander ange ordnet sind, also in axialer Richtung gesehen nicht in Überdeckung miteinander liegen bezie hungsweise nicht miteinander fluchten. Hierdurch kann das Auftreten von Pulsationen effektiv vermieden werden. Beispielsweise ist ein Versatz von einem halben Zahnabstand vorgesehen, sodass jeder Zahn des Vorpumpenritzels 10 jeweils mittig zwischen zwei Zähnen des Haupt pumpenritzels 14 beziehungsweise umgekehrt liegt. Es kann jedoch auch ein beliebiger anderer Versatz in Umfangsrichtung gewählt werden.
Die Figur 3 zeigt eine schematische Querschnittsdarstellung der Fluidfördereinrichtung 1 im Bereich der Vorpumpe 2. Zu erkennen sind die Vorpumpeneingangswelle 8, das Vorpumpenrit zel 10 und das Vorpumpenhohlrad 11, die in dem Maschinengehäuse 6 angeordnet sind. Zwi schen dem Vorpumpenritzel 10 und dem Vorpumpenhohlrad 11 ist zur strömungstechnischen Trennung der Saugkammer 18 von der Druckkammer 19 ein Vorpumpenfüllstück 32 angeordnet, welches hier in zwei unterschiedlichen Stellungen gezeigt ist. Es ist erkennbar, dass das Vor pumpenfüllstück 32 eine vergleichsweise geringe Erstreckung beziehungsweise Winkelerstre- ckung in Umfangsrichtung aufweist. Entsprechend ist der Winkelbereich a, über den sich die Saugkammer 18 in Umfangsrichtung erstreckt, für beide Anordnungen des Vorpumpenfüllstücks 32 sehr groß und beträgt mindestens 150°, vorzugsweise mindestens 180° oder mehr als 180°. Hierdurch wird ein besonders rasches Befüllen der Saugkammer 18 mit Fluid sichergestellt.
Aus den beschriebenen Figuren wird deutlich, dass die Vorpumpe 2 unkompensiert ausgestaltet ist, und in dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel weder über eine axiale Kompensation noch über eine radiale Kompensation verfügt. Die Hauptpumpe hingegen ist kompensiert ausge- staltet und verfügt in dem hier dargestellten Ausführungsbeispiel wenigstens über die axiale Kompensation 24. Zusätzlich oder alternativ kann die Hauptpumpe 3 mit einer radialen Kom pensation ausgebildet sein. Die beschriebene Ausgestaltung der Fluidfordereinrichtung 1 ermög licht eine besonders hohe Drehzahl, insbesondere der Vorpumpe 2. Hierdurch wird eine zuver lässige Versorgung der Hauptpumpe 3 mit Fluid sichergestellt, sodass insgesamt die FluidfÖrder- einrichtung 1 einen hohen Förderdruck beziehungsweise ein großes Druckverhältnis zwischen dem Druck an dem Fluidauslass 5 und dem Druck an dem Fluideinlass 4 realisiert.
Die Figur 4 zeigt eine schematische Fängsschnittdarstellung der Fluidfördereinrichtung 1 in ei ner weiteren Ausführungsform. Diese entspricht in wesentlichen Teilen der bisher beschriebenen Fluidfordereinrichtung 1, sodass auf die entsprechenden Ausführungen hingewiesen und nach folgend lediglich auf die Unterschiede eingegangen wird. Diese liegen darin, dass die Vorpumpe 2 nicht als Innenzahnradpumpe, sondern als Kreiselpumpe ausgestaltet ist. Die als Kreiselpumpe ausgestaltete Vorpumpe 2 weist ein Faufrad 33 auf, welches in dem hier dargestellten Ausfüh rungsbeispiel als Radialpumpenlauffad vorliegt. Entsprechend ist die Kreiselpumpe als Radial pumpe ausgestaltet. Das Faufrad 33 weist einen Durchmesser Di auf, welcher in dem hier darge stellten Ausführungsbeispiel einem Außendurchmesser D2 des Hauptpumpenhohlrads 15 ent spricht. In jedem Fall entspricht jedoch der Durchmesser Di des Faufrads 33 höchstens 125 % des Außendurchmessers D2 des Hauptpumpenhohlrads 15. Es ist erkennbar, dass das Faufrad 33 der Vorpumpe 2 wiederum koaxial zu dem Hauptpumpenritzel 14 angeordnet ist. Hierdurch wird eine besonders kompakte Ausgestaltung der Fluidfordereinrichtung 1 erzielt.

Claims

ANSPRÜCHE
1. Fluidfördereinrichtung (1) mit einer Vorpumpe (2) und einer strömungstechnisch an die Vorpumpe (2) angeschlossenen Hauptpumpe (3), wobei die Vorpumpe (2) über eine Vorpum peneingangswelle (8) und die Hauptpumpe (3) über eine Hauptpumpeneingangswelle (9) an- treibbar ist und die Vorpumpeneingangswelle (8) und die Hauptpumpeneingangswelle (9) mit einer gemeinsamen Antriebswelle (7) der Fluidfördereinrichtung (1) mechanisch gekoppelt sind, dadurch gekennzeichnet, dass die Vorpumpe (2) als unkompensierte Zahnradpumpe oder als Kreiselpumpe und die Hauptpumpe (3) als kompensierte Innenzahnradpumpe ausgestaltet ist.
2. Fluidfördereinrichtung nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die als Innenzahn radpumpe ausgestaltete Vorpumpe (2) ein Vorpumpenritzel (10) und ein Vorpumpenhohlrad (11) und die Hauptpumpe (3) ein Hauptpumpenritzel (14) und ein Hauptpumpenhohlrad (15) aufweist, wobei das Vorpumpenritzel (10) und das Hauptpumpenritzel (14) koaxial und das Vor- pumpenhohlrad (11) und das Hauptpumpenhohlrad (15) achsversetzt zueinander angeordnet sind.
3. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Vorpumpe (2) eine höhere Grenzdrehzahl aufweist als die Hauptpumpe (3), und/oder dass die Vorpumpe (2) ein größeres Pumpenvolumen aufweist als die Hauptpumpe (3). 4. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Vorpumpe (2) und die Hauptpumpe (3) in einem gemeinsamen Maschinengehäuse (6) angeordnet sind.
5. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass eine Saugkammer (18) der als Innenzahnradpumpe ausgestalteten Vorpumpe (2) sich über einen größeren Winkelbereich (a) erstreckt als eine Saugkammer (21) der Hauptpumpe (3), und/oder dass eine Druckkammer (19) der Vorpumpe (2) sich über mindestens denselben Win kelbereich erstreckt wie eine Druckkammer (23) der Hauptpumpe (3).
6. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Saugkammer (18) und die Druckkammer (19) der Vorpumpe (2) über ein Über strömventil strömungstechnisch unmittelbar aneinander angeschlossen sind.
7. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Winkelbereich (a), über den sich die Saugkammer (18) der als Innenzahnradpumpe ausgestalteten Vorpumpe (2) in Umfangsrichtung erstreckt, mindestens 180°, mindestens 190°, mindestens 200°, mindestens 210°, mindestens 220° oder mindestens 225° beträgt.
8. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass in der als Innenzahnradpumpe ausgestalteten Vorpumpe (2) ein Vorpumpenfüllstück
(32) zwischen dem Vorpumpenritzel (10) und dem Vorpumpenhohlrad (11) und in der Haupt pumpe (3) ein Hauptpumpenfüllstück zwischen dem Hauptpumpenfüllstück (14) und dem Hauptpumpenhohlrad (15) angeordnet ist, wobei das Vorpumpenfüllstück (32) in Umfangsrich tung bezüglich einer Drehachse (28) des Vorpumpenritzels (10) eine geringere Winkelerstre- ckung aufweist als das Hauptpumpenfüllstück in Umfangsrichtung bezüglich einer Drehachse (30) des Hauptpumpenritzels (14).
9. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Vorpumpenfüllstück (32), das Vorpumpenritzel (10) und das Vorpumpenhohlrad (11) derart angeordnet und/oder ausgebildet sind, dass eine Dichtwirkung zwischen dem Vor pumpenfüllstück (32) und dem Vorpumpenritzel (10) und/oder eine Dichtwirkung zwischen dem Vorpumpenfüllstück (32) und dem Vorpumpenhohlrad (11) auf einer der Druckkammer (18) zugewandten Seite des Vorpumpenfüllstücks (32) größer ist als auf einer der Saugkammer (18) zugewandten Seite des Vorpumpenfüllstücks (32).
10. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass vor einer Inbetriebnahme das Vorpumpenritzel (10) bezüglich des Vorpumpenfüll- stücks (32) mit Übermaß und/oder das Vorpumpenhohlrad (11) bezüglich des Vorpumpenfüll- stücks (32) mit Untermaß ausgebildet ist, sodass bei einem Einlaufen ein Einlaufverschleiß auf- tritt, durch welchen eine spielfreie Passung erzielt wird.
11. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Kreiselpumpe ein Laufrad (33) aufweist, wobei ein Durchmesser (Di) des Laufrads
(33) höchstens 125 % eines Außendurchmessers (D2) des Hauptpumpenhohlrads (15) aufweist.
12. Fluidfördereinrichtung nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Laufrad (33) der Kreiselpumpe koaxial zu dem Hauptpumpenritzel (14) angeordnet ist.
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