WO2024078678A1 - Verbesserte drehschieberpumpe - Google Patents

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WO2024078678A1
WO2024078678A1 PCT/EP2022/078009 EP2022078009W WO2024078678A1 WO 2024078678 A1 WO2024078678 A1 WO 2024078678A1 EP 2022078009 W EP2022078009 W EP 2022078009W WO 2024078678 A1 WO2024078678 A1 WO 2024078678A1
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WO
WIPO (PCT)
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lubricant
chamber
rotary vane
vane pump
channel
Prior art date
Application number
PCT/EP2022/078009
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Stephan Carl
Sebastian Schwenzer
Ronald Sachs
Original Assignee
Busch Produktions Gmbh
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Busch Produktions Gmbh filed Critical Busch Produktions Gmbh
Priority to PCT/EP2022/078009 priority Critical patent/WO2024078678A1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C18/00—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids
    • F04C18/30—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C18/34—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C18/344—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member
    • F04C18/3441—Rotary-piston pumps specially adapted for elastic fluids having the characteristics covered by two or more of groups F04C18/02, F04C18/08, F04C18/22, F04C18/24, F04C18/48, or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members having the movement defined in group F04C18/08 or F04C18/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member the inner and outer member being in contact along one line or continuous surface substantially parallel to the axis of rotation
    • 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
    • F04C25/00—Adaptations of pumps for special use of pumps for elastic fluids
    • F04C25/02—Adaptations of pumps for special use of pumps for elastic fluids for producing high vacuum
    • 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
    • F04C29/00—Component parts, details or accessories of pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C18/00 - F04C28/00
    • F04C29/02—Lubrication; Lubricant separation
    • F04C29/028—Means for improving or restricting lubricant flow

Definitions

  • the invention relates to a rotary vane pump for conveying a fluid to be conveyed.
  • Rotary vane pumps have a housing with a cavity in which a rotatable rotor is arranged eccentrically.
  • slot-like recesses (often referred to as vane slots) are formed in the rotor, in which wall elements (so-called vanes) are arranged so that they can move, in particular be displaced.
  • the wall elements/vanes are pressed against an inner wall of the housing cavity (rotor receiving space) due to centrifugal force during rotation of the rotor.
  • One or more conveying spaces are thus formed by means of the wall elements, with the volume of the conveying space/spaces varying cyclically during rotation of the rotor.
  • a lubricant is used to lubricate the parts that move mechanically against each other. This lubricant is stored in a lubricant chamber of the rotary vane pump. Another task of the lubricant is to provide additional sealing between the inner wall of the housing interior and the wall elements, between the wall elements and the rotor, and between other components of the rotary vane pump.
  • Rotary vane pumps as such are well known in the art and are used in a variety of applications.
  • a typical application for such rotary vane pumps is the generation of a vacuum, for example in scientific applications (in the latter case usually as a link in a chain of different pump types (the rotary vane pumps are typically used to generate a so-called forevacuum or rough vacuum).
  • the rotary vane pumps have proven themselves and are widely used, they still have certain disadvantages.
  • rotary vane pumps are switched off (the shutdown can be planned - for example, by user intervention, or it can also occur unplanned, for example, as a result of a malfunction).
  • Typical designs of rotary vane pumps tend to cause lubricant to be sucked into the rotor receiving space or into the pumping chambers. The sucked-in lubricant volume can then cause problems when the rotary vane pump is restarted, in particular causing increased operating noise, requiring increased drive torque, and/or causing increased mechanical resistance. The latter can lead in particular to increased mechanical wear and, under unfavorable conditions, even to damage to the rotary vane pump.
  • WO 2013/139570 A2 proposes a vacuum rotary vane pump in which a valve device is arranged between the discharge channel of the delivery chamber and the lubricant chamber of the rotary vane pump in order to prevent fluid from flowing back from the lubricant chamber into the delivery chamber.
  • the use of a compensation channel is proposed which is connected to the discharge channel and the lubricant chamber and is integrated into the valve device. This is intended to ensure rapid pressure equalization in the The pumping chamber can be pressurized so that the pumping chamber is quickly brought to atmospheric pressure in order to prevent the pumping chamber from filling up with lubricant via the lubricant supply.
  • a different design for such a compensation channel between the pumping chamber and the lubricant is proposed in WO 2007/006666 A1.
  • EP 3 470 678 A1 proposes to provide a compensation channel between the delivery chamber and the lubricant chamber of a rotary vane pump, wherein an opening of the compensation channel is arranged in the region of an overflow partition wall of the lubricant chamber.
  • the object of the present invention is therefore to propose a rotary vane pump for conveying a fluid to be conveyed, which has an improved operating behavior.
  • a rotary vane pump for conveying a fluid to be conveyed with the features of claim 1 solves this problem.
  • a rotary vane pump for conveying a fluid to be conveyed which has a housing with a rotor receiving space, a lubricant chamber, a rotor arranged eccentrically in the rotor receiving space, an intake channel for feeding the fluid to be conveyed into the conveying space and an exhaust channel for expelling the fluid to be conveyed from the conveying space in the direction of the lubricant chamber.
  • the rotor is arranged eccentrically in the rotor receiving space m in such a way that at least one conveying space is created, the volume of which varies cyclically when the rotor rotates.
  • a valve device is provided between the exhaust channel and the lubricant chamber in order to prevent fluid, in particular lubricant and/or fluid to be conveyed, from flowing back from the lubricant chamber into the conveying space.
  • the rotary vane pump is designed and set up in such a way that the exhaust channel opens into the lubricant chamber.
  • the rotary vane pump has at least one Ventilation channel, which is fluidically connected to the delivery chamber at one end of the delivery chamber and fluidically connected to a space outside the delivery chamber at one ventilation end.
  • the rotary vane pump also has at least one compensation channel, which is fluidically connected to the delivery chamber at one end of the delivery chamber and fluidically connected to the lubricant chamber at one compensation end.
  • the rotary vane pump is designed and set up in such a way that the compensation end of the compensation channel opens into the lubricant chamber below the lubricant level when the rotary vane pump is in an operating state.
  • the compensation end of the compensation channel opens into the lubricant chamber above the lubricant level.
  • the ventilation channel can be designed in particular with regard to the placement and/or dimensioning of its conveying chamber end, with regard to the placement and/or dimensioning of its ventilation end and/or with regard to its other geometry (in particular cross-sectional shape, cross-sectional size, fluid throttling devices, position, channel routing and the like) in such a way that it can (largely) optimally carry out the ventilation function associated with it.
  • this has no, or at most minor, adverse effects on the other functionalities.
  • the ventilation channel can also apply analogously to the other channels, in particular to the discharge channel and/or the compensation channel.
  • the discharge channel usually requires a particularly effective pumping performance with regard to the fluid to be conveyed (in particular when discharging the fluid to be conveyed from the conveying chamber). In this case, a sufficiently large cross-sectional area must be selected for good conveying performance.
  • an excessively large discharge channel can be disadvantageous in that the achievable vacuum quality can be reduced, for example.
  • the ventilation end of the ventilation channel can in principle be in fluidic contact with essentially any area. In particular, these can be areas which are largely under atmospheric pressure. In this case, fluidic communication with the environment can take place (i.e.
  • valve device any type of design can be considered for the valve device.
  • passive valves, check valves, disk valves, seat valves and/or the like should be considered.
  • a combination of cost-effective construction, the best possible sealing effect, a long service life and a high maximum possible switching frequency should be considered.
  • the compensation end of the compensation channel and/or the ventilation end of the ventilation channel and/or the discharge end of the discharge channel in an area of the lubricant chamber that is essentially adjacent to the rotor receiving space or the conveying space.
  • the relevant ends can be formed in a wall that separates the lubricant chamber from the rotor receiving space or the conveying space. This makes it possible to create a largely straight and/or relatively short compensation channel, ventilation channel or discharge channel. This can in particular promote a simple structure, but can also be functionally advantageous.
  • the rotary vane pump it is possible for the rotary vane pump to have the delivery chamber end of the ventilation channel and/or the delivery chamber end of the compensation channel open directly into the delivery chamber of the rotary vane pump.
  • separate openings to the delivery chamber are provided for the separate channels (ventilation channel, compensation channel and/or discharge channel), i.e. in still other words, openings are provided that do not coincide or channels are provided that are not merged and, with a common channel section, have a common delivery chamber opening/a common delivery chamber end to the delivery chamber.
  • the same also applies to the delivery chamber end of the discharge channel adjacent to the delivery chamber.
  • the separate design makes it possible to optimize the respective delivery chamber ends, in particular their placement, cross-sectional shape and cross-sectional size, for the respective purpose.
  • initial tests have shown that it is advantageous if the respective delivery chamber ends are placed at different locations, particularly along a circumferential direction of the rotor receiving chamber/the delivery chambers, in particular at slightly offset locations.
  • placing the delivery chamber end of the ventilation channel near the dead center can achieve particularly effective noise reduction in conjunction with high effectiveness of the rotary vane pump, while the delivery chamber end of the compensation channel is preferably placed somewhat further away from the dead center.
  • Initial tests have shown that the delivery chamber end of the ventilation channel (possibly additionally or alternatively also the delivery chamber end of the compensation channel) in particular should be in the last third, preferably in the last quarter of the angular range of the respective delivery chamber that results when one side of the delivery chamber in question coincides with the dead center.
  • different placement of the different conveying chamber ends (or some of them) in the axial direction can also be possible. used, in particular to enable a separation of the different conveying chamber ends despite (essentially) identical or only slightly different placements along the circumferential direction of the rotor receiving chamber.
  • At least some of the conveying chamber ends are arranged at (essentially) the same height in the circumferential direction and/or in the axial direction.
  • at least some of the channels it should be noted that it is of course also possible for at least some of the channels to be designed in such a way that the relevant channels are brought together at a distance from the conveying chamber/the rotor receiving chamber, so that a common conveying chamber end/a common conveying chamber opening is created.
  • the latter design can in particular lead to a simplified construction, smaller installation space requirements and/or improved functionality of the rotary vane pump in question.
  • the compensation channel in the rotary vane pump is arranged in such a way that, in an operating state of the rotary vane pump, it opens into the lubricant chamber completely below the lubricant level in the lubricant chamber and preferably, in a resting state of the rotary vane pump, it opens into the lubricant chamber at least partially, preferably at least essentially completely above the lubricant level.
  • Such a design can in particular enable a high level of tightness of the compensation channel in an operating state of the rotary vane pump, combined with good ventilation effectiveness of the delivery chamber/the rotor receiving chamber after the rotary vane pump is switched off.
  • the amount of fluid flowing into the delivery chamber/the rotor receiving chamber can be as small as possible in order to maintain the effectiveness of the rotary vane pump and possibly even increase it. If - as preferably suggested - in a resting state (especially shortly after switching off or shutting down the rotary vane pump) the compensation end of the compensation channel opens into the lubricant chamber above the lubricant level, a particularly rapid ventilation of the The discharge chamber/rotor receiving chamber can be made more compact and/or the amount of lubricant flowing into the discharge chamber/rotor receiving chamber can be minimized. These are usually properties that are desired in rotary vane pumps.
  • the ventilation end of the ventilation channel opens into the lubricant chamber.
  • the ventilation end of the ventilation channel can preferably open into the lubricant chamber above the lubricant level, in particular the lubricant level in the operating state of the rotary vane pump.
  • the ventilation end of the ventilation channel can preferably open into an area of the lubricant chamber that is (at least substantially) filled with gas or (at least substantially) filled with a gaseous fluid. This can effectively prevent unwanted contamination of the environment (outside space) by lubricant.
  • the loss of lubricant from the rotary vane pump can also be reduced, which is also an advantage.
  • any lubricant entrained by the ventilation channel from the lubricant chamber into the delivery chamber/into the rotor receiving chamber is generally unproblematic and, in particular, is generally negligible compared to the amount of lubricant introduced via the compensation channel (although the amount of lubricant introduced into the delivery chamber/the rotor receiving chamber via the compensation channel is itself comparatively small thanks to the proposed design of the rotary vane pump).
  • the rotary vane pump in such a way that the discharge channel is arranged in such a way that in an operating state of the rotary vane pump it opens into the lubricant chamber at least partially, preferably at least substantially completely, below the lubricant level of the lubricant chamber.
  • the lubricant chamber has a lubricant bath adjacent to the discharge channel and a lubricant storage area, wherein the lubricant bath and the lubricant storage area are preferably separated from one another by a partition wall, preferably by an overflow partition wall.
  • the storage volume of lubricant (which can be fed to the relevant areas of the rotary vane pump, for example, via feed pumps and the like to lubricate the various components) can be selected to be particularly large, so that the rotary vane pump can be operated for a long time without having to refill lubricant. This can in particular extend maintenance intervals and/or reduce the likelihood of damage due to lubricant losses.
  • partition wall Another advantageous property of the partition wall is usually based on the fact that it largely precisely defines the height of the lubricant level in the lubricant bath, especially when the rotary vane pump is in operation (an excess of lubricant runs over the partition wall into the lubricant storage area, whereby it should be noted that lubricant is usually fed in via the discharge channel).
  • This allows the lubricant level to be adjusted relative to the compensation end of the compensation channel, the ventilation end of the ventilation channel and/or the discharge end of the discharge channel (primarily the compensation end of the compensation channel) both in the operating state and in the rest state.
  • level of the rotary vane pump can be defined particularly simply and precisely.
  • the lubricant level in the lubricant bath is generally higher than the lubricant level in the lubricant storage area, particularly when the rotary vane pump is in operation, but often also when the rotary vane pump is switched off.
  • the partition prefferably has at least one drain opening and/or at least one recess in the area of the upper edge of the partition.
  • the number and size of the recesses in the area of the upper edge of the partition and/or the drain openings should be selected such that the amount of lubricant draining through these recesses/drain openings is compensated for by additional lubricant under all realistically expected operating conditions in an operating state of the rotary vane pump.
  • a safety margin must be taken into account.
  • the drain openings can in particular be designed as through holes in the partition.
  • the proposed design can in particular promote a particularly rapid drop in the lubricant level in the area of the lubricant bath when the rotary vane pump changes from an operating state to a rest state. This in turn can reduce the amount of lubricant entering the rotor receiving space/the delivery space when the rotary vane pump is switched off.
  • At least one volume reduction device in particular a bead device, is provided in the lubricant chamber, in particular in the lubricant bath, particularly preferably in an upper filling level area of the lubricant chamber and/or the lubricant bath.
  • This makes it possible, for example, to reduce the cross-section of the lubricant bath in its upper filling level area (especially in the area of the upper edge of the partition wall).
  • An upper filling level area can be understood in particular as the area between the lubricant level when the rotary vane pump is switched on and the lubricant level when the rotary vane pump is switched off.
  • the bead device can be arranged on the partition wall in particular in the area of the upper edge of the partition wall. Additionally or alternatively, it is also possible for the partition wall to be curved so that the cross-section of the lubricant bath tapers towards the top.
  • valve device is designed as a valve tongue device at least in some areas.
  • a valve device or a valve tongue device can also have several valve tongue areas. This makes it possible to achieve a comparatively simple and cost-effective construction of the valve device.
  • a particularly high sealing effect of the valve device can generally be achieved.
  • the rotary vane pump can also have exactly one rotor receiving chamber, one rotor, one delivery chamber, one intake channel, one discharge channel, one valve device, one compensation channel and/or one ventilation channel.
  • a rotary vane pump with a rotor and a rotor receiving chamber can have, for example, three delivery chambers, two intake channels, four discharge channels, a valve device (in particular a valve device with several valve areas, such as in particular valve tongue areas), a ventilation channel and two compensation channels.
  • a valve device in particular a valve device with several valve areas, such as in particular valve tongue areas
  • a ventilation channel and two compensation channels are also conceivable.
  • At least one ventilation channel and/or at least one compensation channel has at least one fluid flow limiting device, in particular at least one throttle device.
  • This can further increase the functionality of the channel in question.
  • the fluid flow limiting device is also designed to be variable and/or interchangeable (in each case in particular with regard to the achievable fluid flow), it is also possible to adapt the rotary vane pump particularly easily for different areas of use/applications. For example, by using a different throttle device, the rotary vane pump can be adapted for use with a different lubricant (for example different viscosity) without excessively complex adaptation work being required.
  • rotary vane pump is when at least one valve device is designed as a completely sealing valve device, in particular such that at least one valve tongue area of the valve device is designed essentially without recesses. This can generally further increase the effectiveness of the rotary vane pump. In particular, pumping losses and/or reduced pressure quality/vacuum quality can generally be avoided.
  • functionalities such as ventilation during operation to reduce noise and/or ventilation of the rotor receiving space/the delivery spaces of the rotary vane pump when the rotary vane pump is switched off are implemented by devices (compensation channel/ventilation channel) specially designed and provided for this purpose, whereby these are optimized for the functionality to be achieved in each case.
  • the proposed design can therefore also be understood to mean that the valve device is or can be optimized for its intended use, namely in such a way that it allows fluid to flow through in (essentially) only one direction.
  • a further embodiment of the rotary vane pump results when the dimensions of the rotary vane pump, in particular the volume of the lubricant chamber, particularly preferably the volume of the lubricant bath, are selected such that a reduction in the lubricant level during the transition from the operating state to the idle state of the rotary vane pump is achieved by an initial lubricant transfer from the lubricant chamber and/or the lubricant bath via the compensation channel into the delivery chamber/rotor receiving chamber, wherein the maximum lubricant transfer (in particular in terms of volume) into the delivery chamber is dimensioned such that restarting the rotary vane pump is not significantly disadvantageous, in particular essentially not disadvantageous, by the lubricant in the delivery chamber.
  • the maximum lubricant transfer (in particular in terms of volume) into the delivery chamber should be dimensioned such that a release of lubricant in the area of the intake channel or into the intake channel is reduced, in particular minimized or at least essentially prevented.
  • the volume of lubricant transferred should in particular be so small that when the rotary vane pump is restarted, no undesirably high drive torque is required and/or no increased wear occurs and/or no damage to the mechanical components (in particular wall elements/vanes or the like) occurs (at least under realistically expected operating conditions).
  • the rotary vane pump is designed and set up in such a way that the relative arrangement of the lubricant level in the lubricant chamber and/or in the lubricant bath on the one hand and the discharge channel and/or the compensation end of the compensation channel on the other hand is (exclusively) determined by a (height/level) variation of the lubricant level.
  • Such a variation of the lubricant level can be achieved in particular by suitable dimensioning of the lubricant chamber/lubricant bath. This makes the desired functionality particularly easy to implement technically. In particular, no moving mechanical components are to be provided for this purpose, for example.
  • the at least one delivery chamber is at least partially delimited by wall elements that can be moved and/or pivoted relative to the rotor.
  • the wall elements (often referred to as slides) can be moved relative to the rotor by slidably mounting the wall elements in correspondingly designed receiving slots (often referred to as slide slots) in the rotor.
  • receiving slots often referred to as slide slots
  • mechanical wear can be reduced by a relative movement between the rotor and the wall element/wall elements with the aid of the lubricant.
  • This design typically results in a number of 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10 or more delivery chambers (in particular per rotor receiving area), whereby what has been said is not necessarily limited to this design.
  • the ventilation channel of the rotary vane pump in particular the fluid flow limiting device of the ventilation channel, is dimensioned in such a way that, in an operating state of the rotary vane pump, a reduction in noise is achieved without significantly affecting the delivery capacity of the rotary vane pump.
  • This is also generally a particularly desirable operating behavior of the rotary vane pump. Thanks to the proposed design of the rotary vane pump proposed here, this can be achieved particularly effectively.
  • the desired operating behavior of the rotary vane pump can be technically realized with comparatively simple means.
  • the equalization channel in the rotary vane pump in particular the fluid flow limiting device of the equalization channel, is dimensioned in such a way that sufficient ventilation of the delivery chamber is achieved when the rotary vane pump is shut down without significantly impairing the operating state due to lubricant flowing back through the equalization channel and/or fluid to be delivered.
  • This is also an operating behavior that is particularly desirable for rotary vane pumps.
  • Fig. 1 is a schematic cross-sectional view of a rotary vane pump with a laterally arranged lubricant chamber
  • Fig. 2 is an enlarged detail of Fig. 1 in the area of the exhaust channel, ventilation channel and compensation channel;
  • Fig. 3 a side plan view of the area with the valve tongue device of the rotary vane pump shown in Fig. 1;
  • FIG. 4 a side view of an overflow partition in the lubricant chamber of the rotary vane pump shown in Fig. 1.
  • Fig. 1 shows a rotary vane pump 1 in a schematic cross-sectional view.
  • Such rotary vane pumps 1 are known in the prior art in terms of their basic structure and are used for a wide variety of applications.
  • the rotary vane pump 1 has a housing 2 in which a cavity - the rotor receiving space 3 - is formed.
  • a rotor 4 is arranged eccentrically offset and can be set in a rotational movement along an axis of rotation 5.
  • the rotor 4 has three slide slots 6, in each of which a wall element 7 (often also referred to as a slide, vane or slide vane) is arranged so as to be displaceable relative to the rotor 4 that the wall elements 7 rotate together with the rotor 4.
  • the wall elements 7 are pressed against an inner wall 8 of the rotor receiving space 3 by the rotation of the rotor 4 about the axis of rotation 5 due to the centrifugal force.
  • the mechanical friction between the front ends 9 of the wall elements 7 and the inner wall 8 of the rotor receiving space 3 is reduced, thus significantly reducing the wear of the rotary vane pump 1.
  • the lubricant film between the front ends 9 of the wall elements 7 and the inner wall 8 of the rotor receiving space 3 has a sealing function so that no fluid to be pumped can flow past here.
  • the wall elements 7 divide the rotor receiving space 3 (which remains taking into account the rotor 4) into three conveying spaces 11, namely conveying spaces 11 a, 11 b and 11 c. Due to the current position of the rotor 4 and the dead center 15, the conveying space 11 c can also be seen as divided into two sub-conveying spaces 11 c, 11 c' separated from each other by the dead center. Due to the eccentric arrangement of the rotor 4 in the rotor receiving space 3, the volume of the conveying spaces 11 varies cyclically during the course of a rotation of the rotor 4 of the rotary vane pump 1, so that a fluid can be conveyed.
  • the fluid to be pumped is sucked through a suction opening 12 into one of the - in this case three - pumping chambers 11 (currently pumping chamber 11 a and possibly also pumping chamber 11 c').
  • the pumping chamber 11 in question is at - as already mentioned - limited by two adjacent wall elements 7. Due to the initial expansion of the relevant delivery chamber 11, fluid to be delivered is sucked into the relevant delivery chamber 11 (delivery chamber 11a). After the relevant delivery chamber 11 is separated from the suction opening 12 by the rotation of the rotor 4 from a certain angular position, its volume is reduced again due to the shape of the rotor receiving chamber 3 and the rotor 4 arranged eccentrically therein, so that the fluid located therein is compressed (delivery chamber 11b).
  • a fluidic connection to the discharge channel 13 is created and the fluid to be delivered is discharged from the delivery chamber 11 via the discharge channel 13 into the lubricant chamber 14 (delivery chamber 11c).
  • the fluid is discharged into the lubricant chamber 14 via the valve tongue device 21, which opens when the pressure in the delivery chamber 11 is slightly higher than the pressure in the lubricant chamber 14 (typically approximately atmospheric pressure).
  • the cycle described then starts again from the beginning.
  • the so-called dead center 15 should be mentioned here, which separates the area of the rotor receiving chamber 3 adjacent to the discharge channel 13 from the area of the rotor receiving chamber 3 adjacent to the intake opening 12.
  • the lubricant chamber 14 is connected via a flange area 16 to the area of the housing 2 of the rotary vane pump 1 in which the rotor receiving space 3 with the rotor 4 is formed.
  • the lubricant chamber 14 has two different areas. These are the lubricant bath 17 arranged adjacent to the discharge channel 13 and the lubricant storage area 18 which is designed separately from this.
  • the lubricant bath 17 and the lubricant storage area 18 are separated from one another by a partition wall, which is designed as an overflow partition wall 19.
  • valve tongue device 21 The discharge end 20 pointing towards the lubricant bath 17 is connected to the lubricant bath 17 via a valve device, which is designed here as a valve tongue device 21.
  • the valve tongue device 21 is connected to the housing 2 of the rotary vane pump 1 by means of screws 22, for example.
  • the valve tongue device 21 in the present case has four elastic valve tongue regions 23 (see also view according to Fig. 3), which cover the respective discharge ends 20 of the four discharge channels 4, which in the present case are also arranged next to one another in the axial direction of the axis of rotation 5 of the rotor 4. Thanks to the elastic valve tongue regions 23, the fluid to be pumped by the rotary vane pump 1 can only flow from the rotor receiving space 3 in the direction of the lubricant chamber 14 - but not in the opposite direction.
  • the rotary vane pump 1 is designed such that the discharge ends 20 of the discharge channels 13 open into the lubricant bath 17 below the lubricant level 24 in the operating state of the rotary vane pump 1.
  • This has the advantage that the lubricant 10 located in the lubricant bath 17 exerts a certain fluid pressure on the elastic valve tongue areas 23, and thus the discharge ends 20 of the discharge channels 13 are securely (fluid-tight) closed by the valve tongue areas 23.
  • the ambient pressure in the lubricant chamber 14 exerts pressure on the lubricant 10 in the lubricant bath 17.
  • the lubricant 10 causes a certain sealing of any gaps and cracks that may be present, so that the tightness of the valve tongue device 21 is also particularly high.
  • a ventilation channel 26, which is in this case completely separate from the discharge channel 13, and (in this case) two compensation channels 29, which are also completely separate from the discharge channel 13 and the ventilation channel 26, are provided.
  • the ventilation channel 26 has a ventilation end 27, which opens into the lubricant chamber 14 (or the lubricant bath 17) above the lubricant level 24 in the operating state of the rotary vane pump 1.
  • the delivery chamber end 28 of the ventilation channel 26 is arranged at a suitable location in the rotor receiving chamber 3, preferably immediately adjacent to the dead center 15. Thanks to the ventilation channel 26, a small amount of air or a small amount of fluid (in particular gaseous fluid) present in the lubricant chamber 14 can flow into the compression area of the rotor receiving space 3. This leads to a reduction in noise development, in particular at rotational speeds of the rotor 4 that are in a limit range. Since the ventilation opening 26 can be designed in an optimized manner for the purposes of noise reduction, a partially significant noise reduction can be achieved with comparatively little construction effort, without other advantageous properties of the rotary vane pump 1 (which are partially explained in more detail below) being significantly adversely affected.
  • the ventilation channel 26 it is possible for the ventilation channel 26 to be provided with a suitably dimensioned throttle 32.
  • the throttle 32 it is also possible to make the throttle 32 interchangeable, so that the rotary vane pump 1 can be quickly adapted to different operating environments and for different purposes (even retrospectively).
  • two compensation channels 29 are provided, which are arranged at the same height but axially offset from one another (with respect to the rotation axis 5 of the rotor 4) (see also view in Fig. 3).
  • a different number of compensation channels 29 is also possible (which also applies to the ventilation channels 26).
  • the compensating ends 30 of the compensating channels 29 are arranged so that they are just below the lubricant level 24 of the lubricant bath 17 when the rotary vane pump 1 is in operation. As a result, a certain sealing effect is achieved by the lubricant 10 in the lubricant bath 17, so that only a small (net) fluid throughput (if any) occurs through the outlet channels 29 during operation of the rotary vane pump 1. This applies both to a flow of fluid to be pumped from the rotor receiving space 3 in the direction of the lubricant chamber 14, and to a flow of fluid (in particular lubricant 10) from the lubricant chamber 14 or from the lubricant bath 17 in the direction of the rotor receiving space 3.
  • the compensating ends 30 of the outlet channels 29 are that, although they are completely below the lubricant level 24 when the rotary vane pump 1 is in operation, they are only just below the lubricant level 24 when the rotary vane pump 1 is in operation. This is relevant because after the rotary vane pump 1 is switched off (whether intentionally or unintentionally), the compensating channels 29 should be exposed as quickly as possible. The lubricant level in the lubricant bath 17 should therefore drop as quickly as possible to a lubricant level 34 when the rotary vane pump 1 is switched off (indicated by a dashed line in Fig. 1 to 3). This will be discussed in more detail below.
  • the rotation of the rotor 4 causes a fluid to be pumped that is enriched with the lubricant 10 (the fluid to be pumped is sucked in via the suction opening 12) to be pumped from the pumping chamber 11 adjacent to the discharge channel 13 (in this case, pumping chamber 11c) into the discharge channel 13 by means of the cyclically increasing and decreasing pumping chambers 11. Due to the pressure that arises, the elastic valve tongue regions 23 of the valve tongue device 31 are pushed away from the wall of the flange region 16, so that the lubricant-fluid mixture reaches the lubricant bath 17 or the oil chamber 14.
  • the lubricant level 24 is kept in an upper range in the operating state of the rotary vane pump 1.
  • the upper lubricant level 24 is essentially defined by the upper edge 35 of the overflow partition 19.
  • the function of the optionally provided recesses 36 in the area of the upper edge 35 of the overflow partition 19, or the also optionally provided drain openings 37 in the overflow partition 19, will be discussed below.
  • recesses 36 and drain openings 37 - if present - are to be dimensioned in terms of number and size in such a way that in all realistically expected operating states of the rotary vane pump 1, the lubricant level 24 in the operating state of the rotary vane pump 1 remains in the area of the upper edge 35 of the overflow partition 19, whereby an increase in the lubricant level 24 above the upper edge 35 of the overflow partition wall 19 by overflow 38 of the lubricant 10 (indicated in Figs. 1 and 2 by an arrow 38), wherein the overflow 38 causes the lubricant 10 to flow from the lubricant bath 17 into the lubricant storage area 18 of the lubricant chamber 14.
  • Lubrication of the rotary vane pump 1, in particular in the area of the rotor 4 or the rotor receiving space 3, can be achieved by lubricant pumps (not shown here), which, for example, release lubricant 10 in the area of the suction opening 12 of the rotary vane pump.
  • lubricant pumps and such lubrication of the rotary vane pump 1 are known as such in the prior art.
  • the compensating ends 30 of the compensating channels 29 are now exposed, so that air or essentially gaseous fluid is now sucked from the lubricant chamber 14 into the rotor receiving space 3.
  • This allows a particularly rapid pressure equalization of the rotor receiving space 3. Since the rotor receiving space 3 can thus be brought to ambient pressure (typically atmospheric pressure) particularly quickly, it can be ensured that only small amounts of lubricant enter the rotor receiving space 3. This advantageously prevents the rotor receiving space 3 from filling up with lubricant.
  • a rapid reduction of the lubricant level from the operating level 24 to the shut-off level 34 can be achieved by optional recesses 36 in the area of the upper edge 35 of the overflow partition 19 and/or through drain openings 37 in the overflow partition 19.
  • the number and size of the recesses 36 and/or drain openings 37 can be selected such that the amount of lubricant draining through these recesses/openings is balanced out under all realistically expected operating conditions in an operating state of the rotary vane pump 1 (usually plus a safety margin).
  • the recesses 36 and/or the drain openings 37 can be designed to be reversibly closable, for example by providing an internal thread (particularly in the case of the drain openings 37) or by the possibility of an attachable drain edge (particularly in the case of recesses 36 in the area of the upper edge 35).
  • a bead 39 which is also optional, is attached in the area of the upper edge 35 of the overflow partition wall 19. This tapers the cross-section (horizontal cross-section in the view of Fig. 1 and Fig. 2), so that a reduced volume of lubricant 10 is sufficient to lower the lubricant level in the operating state 24 to the lubricant level in the switched-off state 34 of the rotary vane pump 1 (compared to the situation without bead 39).
  • the bead 39 also increases the effectiveness of the recesses 36 and/or the drain openings 37 (if present).

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Abstract

Drehschieberpumpe (1) zur Förderung eines Fluids, mit einem Gehäuse (2), mit einem Rotoraufnahmeraum (3) und einer Schmiermittelkammer (14). In einem Rotoraufnahmeraum (3) ist ein exzentrisch angeordneter Rotor (4) vorgesehen, derart, dass sich zumindest ein Förderraum (11) ergibt, dessen Volumen bei einer Rotation des Rotors (4) zyklisch variiert. Weiter weist die Drehschieberpumpe (1) einen Ansaugkanal (12) zum Zuführen des zu fördernden Fluids in den Förderraum (11) und einen Ausstosskanal (13) zum Ausstössen des zu fördernden Fluids aus dem Förderraum (11) in Richtung der Schmiermittelkammer (14) auf, wobei zwischen dem Ausstosskanal (13) und der Schmiermittelkammer (14) eine Ventilvorrichtung (21) vorgesehen ist, um ein Zurückströmen von Fluid aus der Schmiermittelkammer (14) in den Förderraum (11) zu verhindern. Weiterhin ist der Ausstosskanal (13) so angeordnet, dass er in die Schmiermittelkammer (14) mündet. Weiterhin weist die Drehschieberpumpe (1) zumindest einen Belüftungskanal (26) auf, welcher mit einem Förderraumende (28) fluidisch mit dem Förderraum (11) und mit einem Belüftungsende (27) fluidisch mit einem Raum ausserhalb des Förderraums (11) in Verbindung steht, sowie zumindest einen Ausgleichskanal (29) auf, welcher mit einem Förderraumende (31) fluidisch mit dem Förderraum (11) und mit einem Ausgleichsende (30) fluidisch mit der Schmiermittelkammer (14) in Verbindung steht. Dabei mündet das Ausgleichsende (30) in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe (1) unterhalb des Schmiermittelstands (24) in die Schmiermittelkammer (14), und in einem Ruhezustand der Drehschieberpumpe (1) oberhalb des Schmiermittelstands (34) in die Schmiermittelkammer (14).

Description

Verbesserte Drehschieberpumpe
Die Erfindung betrifft eine Drehschieberpumpe zur Förderung eines zu fördernden Fluids.
Drehschieberpumpen weisen ein Gehäuse mit einem Hohlraum auf, in dem ein drehbarer Rotor exzentrisch angeordnet ist. Typischerweise sind im Rotor schlitzartige Ausnehmungen (oftmals als Schieberschlitze bezeichnet) ausgebildet, in denen Wandelemente (sogenannte Schieber) beweglich, insbesondere verschiebbar, angeordnet sind. Bei einer grossen Anzahl von Bauformen werden die Wandelemente/Schieber während einer Drehung des Rotors aufgrund der Fliehkraft gegen eine Innenwand des Gehäusehohlraums (Rotoraufnahmeraum) gedrückt. Mittels der Wandelemente bilden sich somit ein oder mehrere Förderräume, wobei das Volumen des Förderraums/der Förderräume während einer Drehung des Rotors zyklisch variiert. Durch geeignet angeordnete Ansaug- und Ausstosskanäle kann somit ein von der Drehschieberpumpe zu förderndes Fluid von einem Ansaugkanal hin zu einem Ausstosskanal gefördert werden.
Zur Schmierung der sich mechanisch gegeneinander bewegenden Teile wird ein Schmiermittel verwendet, welches in einer Schmiermittelkammer der Drehschieberpumpe bevorratet wird. Eine weitere Aufgabe des Schmiermittels besteht darin, für eine zusätzliche Abdichtung zwischen der Innenwand des Gehäuseinnenraums und den Wandelementen, zwischen den Wandelementen und dem Rotor, sowie zwischen weiteren Bauteilen der Drehschieberpumpe zu sorgen.
Drehschieberpumpen als solche sind im Stand der Technik wohlbekannt und werden bei einer Vielzahl von Anwendungsgebieten eingesetzt. Ein typisches Anwendungsgebiet für derartige Drehschieberpumpen besteht in der Erzeugung eines UnterdrucksA/akuums, beispielsweise bei wissenschaftlichen Anwendungen (in letzterem Fall meist als ein Glied in einer Kette von unterschiedlichen Pumpentypen (wobei die Drehschieberpumpen typischerweise zur Erzeugung eines sogenannten Vorvakuums oder Grobvakuums verwendet werden). Obgleich sich Drehschieberpumpen durchaus bewährt haben und breite Anwendung finden, weisen diese jedoch nach wie vor gewisse Nachteile auf.
Ein oft bemängelter Nachteil von Drehschieberpumpen ist deren fortdauernde Geräuschentwicklung. Es ist leicht nachzuvollziehen, dass eine Verringerung des entstehenden Betriebsgeräuschs von vielen Anwendern begrüsst werden würde.
Ein weiteres Problem besteht beim Abschalten von Drehschieberpumpen (wobei das Abschalten geplant erfolgen kann - zum Beispiel durch einen Benutzereingriff, oder aber auch beispielsweise infolge einer Störung ungeplant auftreten kann). Hier neigen typische Bauformen von Drehschieberpumpen dazu, dass Schmiermittel in den Rotoraufnahmeraum bzw. in die Förderräume angesaugt wird. Das angesaugte Schmiermittelvolumen kann dann bei einem Wiederanfahren der Drehschieberpumpe Probleme verursachen, insbesondere ein erhöhtes Betriebsgeräusch verursachen, ein erhöhtes Antriebsdrehmoment erfordern, und/oder einen erhöhten mechanischen Widerstand verursachen. Letzteres kann insbesondere zu einem erhöhten mechanischen Verschleiss, unter ungünstigen Bedingungen sogar zu einer Beschädigung der Drehschieberpumpe führen. Es ist leicht einsichtig, dass aufgrund der beschriebenen, aber auch aufgrund sonstiger, vorliegend nicht näher beschriebener Probleme, nach wie vor ein Bedarf an Verbesserungen beim Bau von Drehschieberpumpen besteht. Dementsprechend ist es nicht verwunderlich, dass im Stand der Technik bereits eine Vielzahl von möglichen Verbesserungen vorgeschlagen wurde.
WO 2013/139570 A2 schlägt beispielsweise eine Vakuum- Drehschieberpumpe vor, bei der zwischen dem Ausstosskanal des Förderraums und der Schmiermittelkammer der Drehschieberpumpe eine Ventilvorrichtung angeordnet ist, um ein Zurückströmen von Fluid aus der Schmiermittelkammer in den Förderraum zu vermeiden. Dabei wird die Verwendung eines Ausgleichskanals vorschlagen, der mit dem Ausstosskanal und der Schmiermittelkammer verbunden ist und in die Ventilvorrichtung integriert ist. Hierdurch soll bei einem Abschalten der Drehschieberpumpe ein schneller Druckausgleich im Förderraum erfolgen, sodass der Förderraum schnell auf Atmosphärendruck gebracht wird, um dadurch zu vermeiden, dass der Förderraum über die Schmiermittelversorgung mit Schmiermittel volläuft. Eine anders gestaltete Bauweise für einen derartigen Ausgleichskanal zwischen Förderraum und Schmiermittel wird in WO 2007/006666 A1 vorgeschlagen.
EP 3 470 678 A1 schlägt vor, bei einer Drehschieberpumpe einen Ausgleichskanal zwischen Förderraum und Schmiermittelkammer der Drehschieberpumpe vorzusehen, wobei eine Öffnung des Ausgleichskanals im Bereich einer Überlauftrennwand der Schmiermittelkammer angeordnet ist.
Obgleich diese Vorschläge durchaus gewisse Vorteile aufweisen, besteht dennoch Bedarf an weiteren Verbesserungen.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht somit darin, eine Drehschieberpumpe zur Förderung eines zu fördernden Fluids vorzuschlagen, welche ein verbessertes Betriebsverhalten aufweist.
Eine Drehschieberpumpe zur Förderung eines zu fördernden Fluids mit den Merkmalen von Anspruch 1 löst diese Aufgabe.
Es wird eine Drehschieberpumpe zur Förderung eines zu fördernden Fluids vorgeschlagen, welche ein Gehäuse mit einem Rotoraufnahmeraum, eine Schmiermittelkammer, einen exzentrisch im Rotoraufnahmeraum angeordneten Rotor, einen Ansaugkanal zum Zuführen des zu fördernden Fluids in den Förderraum hinein und einen Ausstosskanal zum Ausstössen des zu fördernden Fluids aus dem Förderraum in Richtung der Schmiermittelkammer, aufweist. Der Rotor ist derart exzentrisch im Rotoraufnahmeraum m angeordnet, dass sich zumindest ein Förderraum ergibt, dessen Volumen bei einer Rotation des Rotors zyklisch variiert. Zwischen dem Ausstosskanal und der Schmiermittelkammer ist eine Ventilvorrichtung vorgesehen, um ein Zurückströmen von Fluid, insbesondere von Schmiermittel und/oder zu förderndem Fluid aus der Schmiermittelkammer in den Förderraum zu verhindern. Die Drehschieberpumpe ist derart ausgebildet und eingerichtet, dass der Ausstosskanal in die Schmiermittelkammer mündet. Die Drehschieberpumpe weist zumindest einen Belüftungskanal auf, welcher mit einem Förderraumende fluidisch mit dem Förderraum und mit einem Belüftungsende fluidisch mit einem Raum ausserhalb des Förderraums in Verbindung steht. Weiter weist die Drehschieberpumpe zumindest einen Ausgleichskanal auf, welcher mit einem Förderraumende fluidisch mit dem Förderraum und mit einem Ausgleichsende fluidisch mit der Schmiermittelkammer in Verbindung steht. Die Drehschieberpumpe ist dabei derart ausgebildet und eingerichtet, dass das Ausgleichsende des Ausgleichskanals in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe unterhalb des Schmiermittelstands in die Schmiermittelkammer mündet. In einem Ruhezustand (bzw. einem abgeschalteten Zustand) der Drehschieberpumpe mündet das Ausgleichsende des Ausgleichskanals oberhalb des Schmiermittelstands in die Schmiermittelkammer.
Auf den ersten Blick erscheint die Ausbildung der Drehschieberpumpe mit separatem Ausstosskanal, Belüftungskanal und Ausgleichskanal unnötig aufwendig. Der - in der Tat gegebene - erhöhte Fertigungsaufwand wird jedoch in aller Regel durch die damit einhergehenden Vorteile zum Teil deutlich überkompensiert. Dies rührt daher, dass durch die getrennte Ausbildung der unterschiedlichen Kanäle (Ausstosskanal, Belüftungskanal, Ausgleichskanal) eine Optimierung des betreffenden Kanals auf die jeweils zu realisierende Funktionalität möglich wird, ohne dass dies in der Regel nennenswerte nachteilige Effekte auf die anderen Funktionalitäten der Drehschieberpumpe hat, insbesondere auf die Funktionalitäten der übrigen Kanäle hat.
Um ein Beispiel zu nennen: der Belüfungskanal kann insbesondere hinsichtlich der Platzierung und/oder der Dimensionierung seines Förderraumendes, hinsichtlich der Platzierung und/oder der Dimensionierung seines Belüftungsendes und/oder hinsichtlich seiner sonstigen Geometrie (insbesondere Querschnittsform, Querschnittsgrösse, Fluiddrosselvorrichtungen, Lage, Kanalführung und dergleichen) so ausgebildet werden, dass er die mit ihm verknüpfte Belüftungsfunktion (weitgehend) optimal durchführen kann. Üblicherweise hat dies aufgrund seiner zumindest teilweise separaten Ausbildung keine, oder allenfalls geringfügige, nachteilige Wirkungen auf die übrigen Funktionalitäten. Bei der Belüftungsfunktion ist insbesondere sicherzustellen, dass einerseits eine möglichst gute Geräuschminderung realisiert wird, andererseits aber auch das Pumpverhalten der Drehschieberpumpe nicht über Gebühr nachteilig beeinflusst wird (insbesondere hinsichtlich des erreichbaren Unterdrucks, der Wirkungsgradverluste durch einströmendes Fluid und dergleichen). In diesem Zusammenhang ist der Vollständigkeit halber darauf hinzuweisen, dass gegebenenfalls ein Kompromiss bezüglich optimaler Geräuschminderung und möglichst geringem Verlust an Pumpeneffektivität gefunden werden muss. Dieser Kompromiss betrifft jedoch weitgehend lediglich die Belüftungsfunktionalität als solche / den Belüftungskanal als solchen, nicht jedoch die sonstigen verbliebenen Kanäle und deren Funktionalitäten.
Das vorab in Bezug auf den Belüftungskanal Gesagte kann in analoger Weise auch für die sonstigen Kanäle, insbesondere für den Ausstosskanal und/oder für den Ausgleichskanal gelten. Insbesondere kommt es bei dem Ausstosskanal üblicherweise auf eine besonders effektive Pumpleistung bezüglich des zu fördernden Fluids (insbesondere beim Ausstössen des zu fördernden Fluids aus dem Förderraum heraus) an. Hier ist für eine gute Förderleistung eine ausreichend grosse Querschnittsfläche zu wählen. Ein übertrieben gross dimensionierter Ausstosskanal kann jedoch beispielsweise dahingehend nachteilig sein, dass die erzielbare Vakuumgüte vermindert sein kann.
Insbesondere in Bezug auf den Ausgleichskanal dreht es sich in der Regel zuvörderst um eine möglichst gute Dichtwirkung in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe, verbunden mit einem möglichst raschen Belüften des Förderraums / des Rotoraufnahmeraums bei bzw. nach einem Abschalten der Drehschieberpumpe und/oder um ein ausreichend kleines Schmiermittelvolumen, welches beim/nach dem Abschalten der Drehschieberpumpe in den Förderraum / in den Rotoraufnahmeraum einströmt. Das Belüftungsende des Belüftungskanals kann grundsätzlich mit im Wesentlichen beliebigen Bereichen fluidisch in Kontakt stehen. Insbesondere kann es sich hierbei um Bereiche handeln, welche weitgehend unter Atmosphärendruck stehen. Hierbei kann eine fluidische Kommunikation mit der Umgebung erfolgen (also nach aussen hin), aber auch mit bestimmten (inneren) Bereichen der Drehschieberpumpe, insbesondere mit solchen (inneren) Bereichen der Drehschieberpumpe, welche sich im Wesentlichen auf Umgebungsdruck/Atmosphärendruck befinden (insbesondere in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe). Hierbei kann es sich zum Beispiel um einen (im Wesentlichen) mit einem Gas bzw. um einen (im Wesentlichen) mit einem gasförmigen Fluid gefüllten Bereich der Schmiermittelkammer (oder gegebenenfalls auch des Schmiermittelbads und/oder der Schm ierm ittelvorratskam mer) handeln.
Der Vollständigkeit halber wird darauf hingewiesen, dass eine zu grosse Menge an in den Förderraum/den Rotoraufnahmeraum einströmendem Schmiermittel dazu führen kann, dass ein (zu) hohes Drehmoment beim Wiederanfahren der Drehschieberpumpe vonnöten sein kann. Zusätzlich oder alternativ können auch Beschädigungen, zumindest jedoch ein erhöhter Verschleiss der Drehschieberpumpe, auftreten, was naturgemäss unerwünscht ist. Eine zu grosse Menge an in den Rotoraufnahmeraum einströmendem Schmiermittel kann weiterhin dazu führen, dass Schmiermittel in den Ansaugkanal der Drehschieberpumpe austreten kann, und somit gegebenenfalls Vakuumbereiche bzw. Vakuumapparaturen verölt werden können.
Grundsätzlich kann bei der Ventileinrichtung an jede Art von Ausgestaltung gedacht werden. Insbesondere ist an passive Ventile, Rückschlagventile, Tellerventile, Sitzventile und/oder dergleichen zu denken. Bei der Ausbildung der Ventilverrichtung ist insbesondere an eine Kombination aus kostengünstigem Aufbau, möglichst hoher Dichtwirkung, hoher Standzeit und hoher maximal möglicher Schaltfrequenz zu denken.
Insbesondere ist es möglich, das Ausgleichsende des Ausgleichskanals und/oder das Belüftungsende des Belüftungskanals und/oder das Ausstossende des Ausstosskanals in einem Bereich der Schmiermittelkammer anzuordnen, der im Wesentlichen benachbart zum Rotoraufnahmeraum bzw. zum Förderraum liegt. Insbesondere können die betreffenden Enden in einer Wand ausgebildet werden, die die Schmiermittelkammer vom Rotoraufnahmeraum bzw. vom Förderraum trennt. Hierdurch kann ein weitgehend geradliniger und/oder relativ kurzer Ausgleichskanal, Belüftungskanal bzw. Ausstosskanal realisiert werden. Dies kann insbesondere einen einfachen Aufbau fördern, aber auch funktional vorteilhaft sein. Möglich ist es insbesondere, dass bei der Drehschieberpumpe das Förderraumende des Belüftungskanals und/oder das Förderraumende des Ausgleichskanals unmittelbar in den Förderraum der Drehschieberpumpe münden. Mit anderen Worten sind für die separaten Kanäle (Belüftungskanal, Ausgleichskanal und/oder Ausstosskanal) separate Öffnungen (voneinander getrennte Öffnungen) zum Förderraum hin vorgesehen, also mit noch anderen Worten sind Öffnungen vorgesehen, die nicht zusammenfallen bzw. sind Kanäle vorgesehen, die nicht zusammengeführt werden, und mit einem gemeinsamen Kanalabschnitt eine gemeinsame Förderraumöffnung/ein gemeinsames Förderraumende zum Förderraum hin aufweisen. Das gleiche gilt im Übrigen auch für das benachbart zum Förderraum befindliche Förderraumende des Ausstosskanals. Durch die getrennte Ausbildung ist es möglich, die jeweiligen Förderraumenden, insbesondere deren Platzierung, Querschnittsform und Querschnittsgrösse, für den jeweiligen Zweck zu optimieren. So hat es sich beispielsweise in ersten Versuchen als vorteilhaft erwiesen, wenn die jeweiligen Förderraumenden insbesondere längs einer Umfangsrichtung des Rotoraufnahmeraums / der Förderräume an unterschiedlichen, also insbesondere an leicht zueinander versetzten Orten platziert werden. So kann beispielsweise eine Platzierung des Förderraumendes des Belüftungskanals in der Nähe des Totpunkts eine besonders effektive Geräuschminderung in Verbindung mit einer hohen Effektivität der Drehschieberpumpe realisieren, während beispielsweise das Förderraumende des Ausgleichskanals bevorzugt etwas weiter vom Totpunkt entfernt platziert wird. Erste Versuche haben ergeben, dass insbesondere das Förderraumende des Belüftungskanals (gegebenenfalls zusätzlich oder alternativ auch das Förderraumende des Ausgleichskanals) im letzten Drittel, vorzugsweise im letzten Viertel des Winkelbereichs des jeweiligen Förderraums liegen sollte, der sich ergibt, wenn eine Seite des betreffenden Förderraums mit dem Totpunkt zusammentrifft. Wenn also beispielsweise in einem Rotoraufnahmebereich drei Förderräume vorhanden sind und das Förderraumende des betreffenden Kanals innerhalb des letzten Drittels liegen soll, so sollte das Förderraumende in einem Winkelbereich von 360° ■ 1/3 ■ 1/3 = 40° vor dem Totpunkt angeordnet werden. Bei vier Förderräumen ergäbe sich dementsprechend ein Winkelbereich von 360° ■ 1/4 ■ 1/3 = 30° vor dem Totpunkt. Zusätzlich oder alternativ kann auch eine unterschiedliche Platzierung der unterschiedlichen Förderraumenden (oder von einigen hiervon) in axialer Richtung verwendet werden, insbesondere um eine Trennung der unterschiedlichen Förderraumenden trotz (im Wesentlichen) gleicher oder nur geringfügig voneinander unterschiedlicher Platzierungen längs der Umfangsrichtung des Rotoraufnahmeraums zu ermöglichen. Weiter zusätzlich oder alternativ ist auch denkbar, dass zumindest manche der Förderraumenden in Umfangsrichtung und/oder in axialer Richtung gesehen auf (im Wesentlichen) gleicher Höhe angeordnet werden. Der Vollständigkeit halber wird darauf hingewiesen, dass es selbstverständlich auch möglich ist, dass zumindest manche der Kanäle so ausgeführt werden, dass die betreffenden Kanäle beabstandet zum Förder- raum/zum Rotoraufnahmeraum zusammengeführt werden, sodass sich gewissermassen ein gemeinsames Förderraumende/eine gemeinsame Förderraumöffnung ergibt. Letztere Ausbildungsform kann insbesondere zu einer vereinfachten Bauausführung, kleineren Bauraumerfordernissen und/oder zu einer verbesserten Funktionalität der betreffenden Drehschieberpumpe führen.
Weiterhin wird vorgeschlagen, dass bei der Drehschieberpumpe der Ausgleichskanal so angeordnet ist, dass er in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe vollständig unterhalb des Schmiermittelstands der Schmiermittelkammer in die Schmiermittelkammer mündet und vorzugsweise in einem Ruhezustand der Drehschieberpumpe zumindest teilweise, bevorzugt zumindest im Wesentlichen vollständig oberhalb des Schmiermittelstands in die Schmiermittelkammer mündet. Eine derartige Bauausführung kann insbesondere eine hohe Dichtigkeit des Ausgleichskanals in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe ermöglichen, verbunden mit einer guten Belüftungseffektivität des Förderraums/des Rotoraufnahmeraums nach einem Abschalten der Drehschieberpumpe. Weiterhin kann die Menge von in die Förderkammer/den Rotoraufnahmeraum einströmendem Fluid (insbesondere Schmiermittel, aber auch externes Fluid und/oder zu förderndes Fluid; ebenso ein Gemisch aus unterschiedlichen Fluiden, wie beispielsweise ein Gemisch aus Schmiermittel und zu förderndem Fluid) möglichst gering ausfallen, um so die Effektivität der Drehschieberpumpe aufrechtzuerhalten, gegebenenfalls sogar zu erhöhen. Wenn - wie bevorzugt vorgeschlagen - in einem Ruhezustand (insbesondere kurz nach einem Abschalten bzw. einem Herunterfahren der Drehschieberpumpe) das Ausgleichsende des Ausgleichskanals oberhalb des Schmiermittelstands in die Schmiermittelkammer mündet kann eine besonders schnelle Belüftung des Förderraums/des Rotoraufnahmeraums realisiert werden und/oder kann die Menge an in den Förderraum/den Rotoraufnahmeraum einströmendem Schmiermittel minimiert werden. Dies sind üblicherweise Eigenschaften, die bei Drehschieberpumpen erwünscht sind.
Weiterhin wird vorgeschlagen, die Drehschieberpumpe so auszubilden, dass das Belüftungsende des Belüftungskanals in die Schmiermittelkammer mündet. Das Belüftungsende des Belüftungskanals kann vorzugsweise oberhalb des Schmiermittelstands, insbesondere des Schmiermittelstands im Betriebszustand der Drehschieberpumpe, in die Schmiermittelkammer münden. Mit anderen Worten kann das Belüftungsende des Belüftungskanals vorzugsweise in einen (zumindest im Wesentlichen) gasgefüllten bzw. in einen (zumindest im Wesentlichen) mit einem gasförmigen Fluid gefüllten Bereich der Schmiermittelkammer münden. Hierdurch kann eine unerwünschte Verunreinigung der Umgebung (Aussenraum) durch Schmiermittel effektiv verhindert werden. Auch kann der Schmiermittelverlust der Drehschieberpumpe verringert werden, was ebenfalls von Vorteil ist. In diesem Zusammenhang ist darauf hinzuweisen, dass gegebenenfalls von dem Belüftungskanal aus der Schmiermittelkammer in den Förderraum / in den Rotoraufnahmeraum hinein mitgerissenes Schmiermittel (beispielsweise in Form eines Schmiermittelnebels) in aller Regel unproblematisch ist, und insbesondere in aller Regel gegenüber der Menge von Schmiermittel, welches über den Ausgleichskanal eingetragen wird, vernachlässigbar ist (obgleich die Menge an durch den Ausgleichskanal in den Förderraum/den Rotoraufnahmeraum eingetragenem Schmiermittel dank der vorgeschlagenen Ausbildungsweise der Drehschieberpumpe ihrerseits vergleichsweise gering ist).
Weiterhin wird vorgeschlagen die Drehschieberpumpe derart auszubilden, dass der Ausstosskanal so angeordnet ist, dass er in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe zumindest teilweise, bevorzugt zumindest im Wesentlichen vollständig unterhalb des Schmiermittelstands der Schmiermittelkammer in die Schmiermittelkammer mündet. Dies betrifft insbesondere einen Betriebszustand der Drehschieberpumpe; es kann jedoch auch für einen Ruhezustand der Drehschieberpumpe zutreffend sein. Hierdurch ist es in aller Regel möglich, dass die Dichtigkeit der Ventilvorrichtung besonders gross ausfallen kann, so dass die Effektivität der Drehschieberpumpe erhöht werden kann und/oder dass vergleichsweise einfach aufgebaute und/oder kostengünstig zu fertigende Ventilvorrichtungen Verwendung finden können.
Weiterhin wird vorgeschlagen, dass bei der Drehschieberpumpe die Schmiermittelkammer ein zum Ausstosskanal benachbartes Schmiermittelbad sowie einen Schmiermittelvorratsbereich aufweist, wobei das Schmiermittelbad und der Schmiermittelvorratsbereich vorzugsweise mittels einer Trennwand, bevorzugt mittels einer Überlauftrennwand voneinander getrennt sind. Dank dieser vergleichsweise einfachen Weiterbildung ist es insbesondere möglich, dass bei einem Abschalten der Drehschieberpumpe der Schmiermittelstand im Schmiermittelbad besonders schnell absinken kann, und somit insbesondere das Ausgleichsende des Ausgleichskanals besonders schnell teilwei- se/weitgehend vollständig oberhalb des Schmiermittelstands (durch Absenkung des Schmiermittelstands) zu liegen kommen kann. Hierdurch kann insbesondere der Schmiermitteleintrag über den Ausgleichskanal in die Förderkammer/den Rotoraufnahmeraum stark verringert werden. Durch das Vorsehen eines vom Schmiermittelbad abgetrennten Schmiermittelvorratsbereichs kann das Vorratsvolumen an Schmiermittel (welches beispielsweise über Förderpumpen und dergleichen zur Schmierung der diversen Komponenten an die betreffenden Bereiche der Drehschieberpumpe gefördert werden kann) besonders gross gewählt werden, sodass insbesondere ein langer Betrieb der Drehschieberpumpe erfolgen kann, ohne dass Schmiermittel nachgefüllt werden muss. Hierdurch können insbesondere Wartungsintervalle verlängert werden und/oder die Wahrscheinlichkeit von Beschädigungen infolge von Schmiermittelverlusten reduziert werden. Eine weitere vorteilhafte Eigenschaft der Trennwand liegt üblicherweise darin begründet, dass sie die Höhe des Schmiermittelstands im Schmiermittelbad weitgehend genau definiert, insbesondere in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe (ein Überschuss an Schmiermittel läuft über die Trennwand hinweg in den Schmiermittelvorratsbereich ab, wobei darauf hingewiesen wird, dass üblicherweise über den Ausstosskanal Schmiermittel nachgefördert wird). Hierdurch kann der Schmiermittelstand relativ zum Ausgleichsende des Ausgleichskanals, zum Belüftungsende des Belüftungskanals und/oder zum Ausstossende des Ausstosskanals (zuvörderst zum Ausgleichsende des Ausgleichskanals) sowohl im Betriebszustand, als auch im Ruhezu- stand der Drehschieberpumpe besonders einfach und genau definiert werden. Der Vollständigkeit halber wird darauf hingewiesen, dass in aller Regel der Schmiermittelstand des Schmiermittelbads höher als der Schmiermittelstand des Schmiermittelvorratsbereichs ist, insbesondere in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe, oftmals aber auch zusätzlich in einem abgeschalteten Zustand der Drehschieberpumpe.
Möglich ist es, dass die Trennwand zumindest eine Ablauföffnung und/oder zumindest eine Ausnehmung im Bereich der Oberkante der Trennwand aufweist. Die Anzahl und die Grösse der Ausnehmungen im Bereich der Oberkante der Trennwand und/oder der Ablauföffnungen sollte dabei so gewählt werden, dass die durch diese Ausnehmungen/Ablauföffnungen ablaufende Menge an Schmiermittel bei sämtlichen realistischerweise zu erwartenden Betriebsbedingungen in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe durch nachgefördertes Schmiermittel ausgeglichen wird. In der Regel ist dabei ein Sicherheitszuschlag zu berücksichtigen. Die Ablauföffnungen können insbesondere als Durchgangsbohrungen in der Trennwand ausgebildet werden. Durch die vorgeschlagene Ausbildung kann insbesondere ein besonders schnelles Absinken des Schmiermittelstands im Bereich des Schmiermittelbads gefördert werden, wenn die Drehschieberpumpe von einem Betriebszustand in einen Ruhezustand übergeht. Hierdurch wiederum kann der Eintrag an Schmiermittel in den Rotoraufnahmeraum/den Förderraum beim Abschalten der Drehschieberpumpe verringert werden.
Weiterhin wird vorgeschlagen, dass in der Schmiermittelkammer, insbesondere im Schmiermittelbad, besonders bevorzugt in einem oberen Füllstandsbereich der Schmiermittelkammer und/oder des Schmiermittelbads zumindest eine Volumenverminderungseinrichtung, insbesondere eine Wulsteinrichtung vorgesehen ist. Hierdurch kann beispielsweise der Querschnitt des Schmiermittelbads in seinem oberen Füllstandsbereich (speziell im Bereich der Oberkante der Trennwand) verkleinert werden. Unter einem oberen Füllstandsbereich kann insbesondere der Bereich zwischen dem Schmiermittelstand im eingeschalteten Zustand der Drehschieberpumpe und dem Schmiermittelstand im ausgeschalteten Zustand der Drehschieberpumpe verstanden werden. Dadurch ist es möglich, dass bei einem Übergang der Drehschieberpumpe von einem Betriebszustand in einen Ruhezustand das Absinken des Schmiermittelstands nochmals beschleunigt werden kann. Dementsprechend kann der Eintrag an Schmiermittel in den Rotoraufnahmeraum/die Förderkammer nochmals verringert werden. Die Wulstvorrichtung kann insbesondere im Bereich der Oberkante der Trennwand an der Trennwand angeordnet sein. Zusätzlich oder alternativ ist es auch möglich, dass die Trennwand gebogen ausgeführt wird, sodass sich nach oben hin ein sich verjüngender Querschnitt des Schmiermittelbads ergibt.
Weiterhin wird vorgeschlagen, die Drehschieberpumpe derart auszubilden, dass die Ventilvorrichtung zumindest bereichsweise als Ventilzungenvorrichtung ausgebildet ist. Insbesondere können bei einer Ventilvorrichtung bzw. bei einer Ventilzungenvorrichtung auch mehrere Ventilzungenbereiche vorgesehen werden. Hierdurch kann ein vergleichsweise einfacher und kostengünstiger Aufbau der Ventilvorrichtung realisiert werden. Insbesondere in Verbindung mit einem zumindest teilweisen Eintauchen der Ventilvorrichtung in die Schmiermittelkammer / in das Schmiermittelbad kann dennoch in aller Regel eine besonders hohe Dichtwirkung der Ventilvorrichtung realisiert werden.
Möglich - und oftmals bevorzugt - ist es bei der Ausbildung der Drehschieberpumpe, wenn eine Mehrzahl von Ansaugkanälen, Ausstosskanälen und/oder Ventilvorrichtungen und/oder Ventilzungenvorrichtungen und/oder Belüftungskanälen und/oder Ausgleichskanälen und/oder Förderräumen und/oder Rotoren und/oder Rotoraufnahmeräumen vorgesehen wird. Hierdurch kann die Funktionalität der Drehschieberpumpe in aller Regel deutlich erhöht werden. Insbesondere ist es möglich, die Pumpleistung, die erzielbaren Drücke, die Geräuschentwicklung und/oder die Belüftung nach einem Abschal- ten/Herunterfahren der Drehschieberpumpe zu verbessern. Es wird aber darauf hingewiesen, dass die Drehschieberpumpe auch jeweils genau einen Rotoraufnahmeraum, einen Rotor, einen Förderraum, einen Ansaugkanal, einen Ausstosskanal, eine Ventilvorrichtung, einen Ausgleichskanal und/oder einen Belüftungskanal aufweisen kann. Es ist jedoch ebenso denkbar, dass eines, eine Mehrzahl oder alle der genannten Elemente jeweils auch mehrfach vorkommen können (insbesondere zweifach, dreifach, vierfach, fünffach oder sechsfach). In diesem Zusammenhang wird insbesondere auch auf die Möglichkeit von „ge- mischten Kombinationen“ hingewiesen, also beispielsweise derart, dass eine Drehschieberpumpe mit einem Rotor und einem Rotoraufnahmeraum beispielsweise drei Förderräume, zwei Ansaugkanäle, vier Ausstosskanäle, eine Ventilvorrichtung (insbesondere eine Ventilvorrichtung mit mehreren Ventilbereichen, wie insbesondere Ventilzungenbereichen), einen Belüftungskanal und zwei Ausgleichskanäle aufweisen kann. Selbstverständlich sind auch andere Kombinationen denkbar.
Vorgeschlagen wird darüber hinaus, dass bei der Drehschieberpumpe zumindest ein Belüftungskanal und/oder zumindest ein Ausgleichskanal zumindest eine Fluiddurchsatzbegrenzungsvorrichtung, insbesondere zumindest eine Drosselvorrichtung, aufweist. Hierdurch kann die Funktionalität des betreffenden Kanals nochmals erhöht werden. Wenn die Fluiddurchsatzbegrenzungsvorrichtung darüber hinaus veränderlich und/oder austauschbar (jeweils insbesondere hinsichtlich des realisierbaren Fluiddurchsatzes) ausgestaltet ist, ist es auch möglich, die Drehschieberpumpe besonders einfach für unterschiedliche Einsatzgebiete / Einsatzfälle anzupassen. Beispielsweise kann durch Verwendung einer unterschiedlichen Drosselvorrichtung die Drehschieberpumpe zur Verwendung mit einem unterschiedlichen Schmiermittel (beispielsweise unterschiedliche Viskosität) angepasst werden, ohne dass übermässig aufwendige Anpassungsarbeiten erforderlich werden würden.
Eine weitere denkbare Ausbildungsweise der Drehschieberpumpe ergibt sich, wenn bei der Drehschieberpumpe zumindest eine Ventilvorrichtung als vollständig abdichtende Ventilvorrichtung ausgebildet ist, insbesondere derart, dass zumindest ein Ventilzungenbereich der Ventilvorrichtung im Wesentlichen ausnehmungsfrei ausgebildet ist. Hierdurch kann die Effektivität der Drehschieberpumpe in aller Regel weiter gesteigert werden. Insbesondere können Pumpverluste und/oder eine verminderte Druckgüte/Vakuumgüte in aller Regel vermieden werden. Es wird darauf hingewiesen, dass Funktionalitäten wie eine Belüftung im Betrieb zur Geräuschminderung und/oder eine Belüftung des Ro- toraufnahmeraums/der Förderräume der Drehschieberpumpe bei einem Abschalten der Drehschieberpumpe durch speziell für diesen Zweck vorgesehene und ausgebildete Einrichtungen (Ausgleichskanal/Belüftungskanal) realisiert werden, wobei diese auf die jeweils zu erzielende Funktionalität optimiert wer- den können. In einem gewissen Sinne kann man die vorgeschlagene Ausbildungsform daher auch dahingehend auffassen, dass die Ventilvorrichtung auf ihren Einsatzzweck hin optimiert ist bzw. werden kann, nämlich dahingehend, dass diese ein Durchströmen von Fluid in (im Wesentlichen) lediglich eine Richtung ermöglicht.
Eine weitere Ausbildungsform der Drehschieberpumpe ergibt sich, wenn die Dimensionierung der Drehschieberpumpe, insbesondere das Volumen der Schmiermittelkammer, besonders bevorzugt das Volumen des Schmiermittelbads, derart gewählt ist, dass ein Absenken des Schmiermittelstands beim Übergang vom Betriebszustand in den Ruhezustand der Drehschieberpumpe durch einen anfänglichen Schmiermitteltransfer aus der Schmiermittelkammer und/oder dem Schmiermittelbad über den Ausgleichskanal in den Förderraum / Rotoraufnahmeraum realisiert wird, wobei der maximale Schmiermitteltransfer (insbesondere hinsichtlich des Volumens) in den Förderraum derart dimensioniert ist, dass eine Wiederinbetriebnahme der Drehschieberpumpe durch das im Förderraum befindliche Schmiermittel nicht nennenswert nachteilig, insbesondere im Wesentlichen nicht nachteilig, beeinträchtigt wird. Zusätzlich oder alternativ sollte der maximale Schmiermitteltransfer (insbesondere hinsichtlich des Volumens) in den Förderraum derart dimensioniert sein, dass eine Freisetzung von Schmiermittel im Bereich des Ansaugkanals, bzw. in den Ansaugkanal hinein verringert, insbesondere minimiert oder zumindest im Wesentlichen verhindert wird. Hierdurch kann die für Drehschieberpumpen erwünschte Funktionalität bei einem Abschalten/Herunterfahren der Drehschieberpumpe (Verbringen der Drehschieberpumpe von einem Betriebszustand in einen Ruhezustand) mit vergleichsweise einfachen und kostengünstig zu realisierenden Mitteln erzielt werden. Das Volumen an transferiertem Schmiermittel sollte insbesondere so gering sein, dass bei der Wiederinbetriebnahme der Drehschieberpumpe kein unerwünscht hohes Antriebs-Drehmoment erforderlich ist und/oder kein erhöhter Verschleiss auftritt und/oder keine Beschädigung der mechanischen Komponenten (insbesondere von Wandelementen / Schiebern oder dergleichen) auftritt (zumindest unter realistischerweise zu erwartenden Betriebsbedingungen). Insbesondere wird vorgeschlagen, dass die Drehschieberpumpe derart ausgebildet und eingerichtet ist, dass sich die relative Anordnung von Schmiermittelstand in der Schmiermittelkammer und/oder im Schmiermittelbad einerseits und Ausstosskanal und/oder Ausgleichsende des Ausgleichskanals andererseits (ausschliesslich) durch eine (Höhen-/Niveau-) Variation des Schmiermittelstands ergibt. Eine derartige Variation des Schmiermittelstands kann sich insbesondere durch eine geeignete Dimensionierung der Schmiermit- telkammer/des Schmiermittelbads realisieren lassen. Hierdurch wird die gewünschte Funktionalität besonders einfach technisch umsetzbar. Insbesondere sind zu diesem Zweck beispielsweise keine beweglichen mechanischen Komponenten vorzusehen.
Insbesondere wird vorgeschlagen, dass bei der Drehschieberpumpe der zumindest eine Förderraum zumindest teilweise durch relativ gegenüber dem Rotor verschiebbare und/oder verschenkbare Wandelemente begrenzt wird. Insbesondere eine Verschiebbarkeit von Wandelementen (oft als Schieber bezeichnet) gegenüber dem Rotor kann dadurch realisiert werden, dass die Wandelemente verschiebbar in korrespondierend ausgebildeten Aufnahmeschlitzen (oft als Schieberschlitze bezeichnet) im Rotor gelagert sind. Dabei wird darauf hingewiesen, dass sich ein mechanischer Verschleiss durch eine Relativbewegung zwischen Rotor und Wandelement/Wandelementen mithilfe des Schmiermittels verringern lässt. Typischerweise ergibt sich bei dieser Ausbildungsform eine Anzahl von 2, 3, 4, 5, 6, 7, 8, 9, 10 oder mehr Förderräumen (insbesondere pro Rotoraufnahmebereich), wobei das Gesagte nicht notwendigerweise auf diese Ausbildungsform begrenzt ist.
Weiterhin wird vorgeschlagen dass bei der Drehschieberpumpe der Belüftungskanal, insbesondere die Fluiddurchsatzbegrenzungsvorrichtung des Belüftungskanals, derart dimensioniert ist, dass in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe eine Geräuschminderung ohne signifikante Beeinträchtigung der Förderleistung der Drehschieberpumpe realisiert wird. Auch hierbei handelt es sich um ein in aller Regel besonders erwünschtes Betriebsverhalten der Drehschieberpumpe. Dank der vorgeschlagenen Ausbildungsweise der vorliegend vorgeschlagenen Drehschieberpumpe kann dieses besonders er- wünschte Betriebsverhalten der Drehschieberpumpe mit vergleichsweise einfachen Mitteln technisch realisiert werden.
Weiterhin wird vorgeschlagen, dass bei der Drehschieberpumpe der Ausgleichskanal, insbesondere die Fluiddurchsatzbegrenzungsvorrichtung des Ausgleichskanals, derart dimensioniert ist, dass eine ausreichende Belüftung des Förderraums beim Herunterfahren der Drehschieberpumpe ohne signifikante Beeinträchtigung des Betriebszustands durch durch den Ausgleichskanal rückströmendes Schmiermittel und/oder zu förderndes Fluid realisiert wird. Auch hierbei handelt es sich um ein bei Drehschieberpumpen besonders erwünschtes Betriebsverhalten. Erneut kann dank der Ausbildungsweise der vorliegend vorgeschlagenen Drehschieberpumpe dieses erwünschte Betriebsverhalten der Drehschieberpumpe mit vergleichsweise einfachen Mitteln gut realisiert werden.
Weitere Vorteile, Eigenschaften und Aufgaben der Erfindung ergeben sich aus der folgenden detaillierten Beschreibung der Erfindung in Kombination mit den dazugehörigen Zeichnungen. Die Zeichnungen zeigen:
Fig. 1 eine schematische Querschnittsansicht einer Drehschieberpumpe mit seitlich angeordneter Schmiermittelkammer;
Fig. 2 eine Ausschnittsvergrösserung von Fig. 1 im Bereich von Ausstosskanal, Belüftungskanal und Ausgleichskanal;
Fig. 3: eine seitliche Draufsicht auf den Bereich mit der Ventilzungenvorrichtung der in Fig. 1 gezeigten Drehschieberpumpe;
Figur 4: eine seitliche Draufsicht auf eine Überlauftrennwand in der Schmiermittelkammer der in Fig. 1 gezeigten Drehschieberpumpe. In Fig. 1 ist in einer schematischen Querschnittsansicht eine Drehschieberpumpe 1 dargestellt. Derartige Drehschieberpumpen 1 sind von ihrem Grundaufbau her im Stand der Technik bekannt und werden für vielfältige Anwendungszwecke eingesetzt.
Die Drehschieberpumpe 1 weist ein Gehäuse 2 auf, in dem ein Hohlraum - der Rotoraufnahmeraum 3 - ausgebildet ist. Im Rotoraufnahmeraum 3 ist exzentrisch versetzt ein Rotor 4 angeordnet, der längs einer Drehachse 5 in eine Rotationsbewegung versetzt werden kann. Im dargestellten Ausführungsbeispiel weist der Rotor 4 drei Schieberschlitze 6 auf, in denen jeweils ein Wandelement 7 (oftmals auch als Schieber, Flügel oder Schieberflügel bezeichnet) gegenüber dem Rotor 4 derart verschiebbar angeordnet ist, dass sich die Wandelemente 7 gemeinsam mit dem Rotor 4 drehen. Die Wandelemente 7 werden durch die Rotation des Rotors 4 um die Drehachse 5 aufgrund der Fliehkraft gegen eine Innenwand 8 des Rotoraufnahmeraums 3 gedrückt. Mithilfe eines Schmiermittels 10 wird die mechanische Reibung zwischen den Stirnenden 9 der Wandelemente 7 und der Innenwand 8 des Rotoraufnahmeraums 3 verringert, und so der Verschleiss der Drehschieberpumpe 1 deutlich herabgesetzt. Gleichzeitig bewirkt der Schmiermittelfilm zwischen den Stirnenden 9 der Wandelemente 7 und der Innenwand 8 des Rotoraufnahmeraums 3 eine abdichtende Funktion, sodass hier kein zu förderndes Fluid vorbeiströmen kann.
Die Wandelemente 7 teilen den (unter Berücksichtigung des Rotors 4 verbliebenen) Rotoraufnahmeraum 3 in vorliegend drei Förderräume 11 auf, und zwar Förderräume 11 a, 11 b und 11 c. Aufgrund der aktuellen Lage des Rotors 4 und des Totpunkts 15 kann man darüber hinaus den Förderraum 11 c in zwei durch den Totpunkt voneinander getrennte Unter-Förderräume 11 c, 11 c‘ unterteilt auffassen. Aufgrund der exzentrischen Anordnung des Rotors 4 im Rotoraufnahmeraum 3 variiert das Volumen der Förderräume 11 im Laufe einer Rotation des Rotors 4 der Drehschieberpumpe 1 zyklisch, sodass ein Fluid gefördert werden kann.
Das zu fördernde Fluid wird über eine Ansaugöffnung 12 in einen der - vorliegend drei - Förderräume 11 eingesogen (aktuell Förderraum 11 a und gegebenenfalls auch Förderraum 11 c‘). Der betreffende Förderraum 11 ist da- bei - wie bereits erwähnt - durch zwei benachbarte Wandelemente 7 begrenzt. Aufgrund der anfänglichen Expansion des betreffenden Förderraums 11 wird zu förderndes Fluid in den betreffenden Förderraum 11 eingesogen (Förderraum 11a). Nachdem der betreffende Förderraum 11 durch die Rotation des Rotors 4 ab einer bestimmten Winkelposition von der Ansaugöffnung 12 abgetrennt wird, wird dessen Volumen aufgrund der Formgebung des Rotoraufnahmeraums 3 und des darin exzentrisch angeordneten Rotors 4 wieder verkleinert, sodass das darin befindliche Fluid komprimiert wird (Förderraum 11 b). Ab einer gewissen Winkelposition des Rotors 4 bzw. des betreffenden Förderraums 11 entsteht eine fluidische Verbindung zum Ausstosskanal 13 und das zu fördernde Fluid wird aus dem Förderraum 11 über den Ausstosskanal 13 in die Schmiermittelkammer 14 ausgestossen (Förderraum 11 c). Das Ausstössen des Fluids in die Schmiermittelkammer 14 hinein erfolgt über die Ventilzungenvorrichtung 21 , die öffnet, wenn der Druck im Förderraum 11 geringfügig höher als der Druck in der Schmiermittelkammer 14 ist (typischerweise annähernd Atmosphärendruck). Anschliessend beginnt der beschriebene Zyklus von vorne. Zu erwähnen ist dabei der sogenannte Totpunkt 15, der den benachbart zum Ausstosskanal 13 liegenden Bereich des Rotoraufnahmeraums 3 vom benachbart zur Ansaugöffnung 12 befindlichen Bereich des Rotoraufnahmeraums 3 trennt.
Die Schmiermittelkammer 14 ist über einen Flanschbereich 16 mit dem Bereich des Gehäuses 2 der Drehschieberpumpe 1 verbunden, in dem der Rotoraufnahmeraum 3 mit dem Rotor 4 ausgebildet ist. Die Schmiermittelkammer 14 weist im vorliegenden Ausführungsbeispiel zwei unterschiedliche Bereiche auf. Hierbei handelt es sich um das benachbart zum Ausstosskanal 13 angeordnete Schmiermittelbad 17 und den hiervon separat ausgeführten Schmiermittelvorratsbereich 18. Schmiermittelbad 17 und Schmiermittelvorratsbereich 18 sind vorliegend durch eine Trennwand, welche vorliegend als Überlauftrennwand 19 ausgebildet ist, voneinander separiert.
Das zum Schmiermittelbad 17 hin weisende Ausstossende 20 ist über eine Ventilvorrichtung, welche vorliegend als Ventilzungenvorrichtung 21 ausgeführt ist, mit dem Schmiermittelbad 17 verbunden. Die Ventilzungenvorrichtung 21 ist beispielsweise mittels Schrauben 22 mit dem Gehäuse 2 der Drehschieberpumpe 1 verbunden. In vorliegend dargestellten Ausführungsbei- spiel weist die Ventilzungenvorrichtung 21 vorliegend vier elastische Ventilzungenbereiche 23 auf (siehe auch Ansicht gemäss Fig. 3), die die jeweiligen Ausstossenden 20 der vorliegend ebenfalls vier in axialer Richtung der Drehachse 5 des Rotors 4 nebeneinander angeordneten Ausstosskanäle 4 abdeckt. Dank der elastischen Ventilzungenbereiche 23 kann das von der Drehschieberpumpe 1 zu fördernde Fluid lediglich vom Rotoraufnahmeraum 3 in Richtung der Schmiermittelkammer 14 strömen - nicht jedoch in der umgekehrten Richtung.
Vorliegend ist die Drehschieberpumpe 1 derart ausgebildet, dass die Austossenden 20 der Ausstosskanäle 13 in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 unterhalb des Schmiermittelniveaus 24 im Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 in das Schmiermittelbad 17 münden. Dies hat den Vorteil, dass das im Schmiermittelbad 17 befindliche Schmiermittel 10 einen gewissen Fluiddruck auf die elastischen Ventilzungenbereiche 23 ausübt, und so die Austossenden 20 der Ausstosskanäle 13 sicher (fluiddicht) von den Ventilzungenbereichen 23 verschlossen werden. Dabei übt natürlich der Umgebungsdruck in der Schmiermittelkammer 14 einen Druck auf das Schmiermittel 10 im Schmiermittelbad 17 aus. Darüber hinaus bewirkt das Schmiermittel 10 eine gewisse Abdichtung gegebenenfalls vorhandener Spalten und Ritzen, sodass auch dadurch die Dichtigkeit der Ventilzungenvorrichtung 21 besonders hoch ausfällt.
Wie man insbesondere der vergrösserten Ansicht in Fig. 2 entnehmen kann, sind beim vorliegend dargestellten Ausführungsbeispiel einer Drehschieberpumpe 1 neben den Ausstosskanälen 13 auch ein vorliegend vollständig separat vom Ausstosskanal 13 ausgebildeter Belüftungskanal 26, sowie (vorliegend) zwei - ebenfalls vollständig separat von Ausstosskanal 13 und vom Belüftungskanal 26 - ausgebildete Ausgleichskanäle 29 vorgesehen.
Der Belüftungskanal 26 weist ein Belüftungsende 27 auf, welches oberhalb des Schmiermittelniveaus 24 im Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 in die Schmiermittelkammer 14 (bzw. das Schmiermittelbad 17) mündet. Das Förderraumende 28 des Belüftungskanals 26 ist an geeigneter Stelle im Rotoraufnahmeraum 3 angeordnet, vorzugsweise unmittelbar benachbart zum Totpunkt 15. Dank des Belüftungskanals 26 kann eine geringe Menge Luft bzw. eine geringe Menge von in der Schmiermittelkammer 14 vorhandenem Fluid (insbesondere gasförmiges Fluid) in den Kompressionsbereich des Rotoraufnahmeraums 3 einströmen. Dies führt zu einer Reduzierung der Geräuschentwicklung, insbesondere bei Rotationsgeschwindigkeiten des Rotors 4, die in einem Grenzbereich liegen. Da die Belüftungsöffnung 26 für die Zwecke der Geräuschminderung optimiert ausgebildet werden kann, kann somit mit vergleichsweise geringem Bauaufwand eine zum Teil signifikante Geräuschminderung realisiert werden, ohne dass andere vorteilhafte Eigenschaften der Drehschieberpumpe 1 (die im Folgenden noch teilweise näher erläutert werden) in signifikantem Masse nachteilig beeinflusst werden.
Insbesondere ist es möglich, dass der Belüftungskanal 26 mit einer geeignet dimensionierten Drossel 32 versehen wird. Darüber hinaus ist es auch möglich, die Drossel 32 austauschbar auszuführen, sodass eine schnelle Anpassung der Drehschieberpumpe 1 an unterschiedliche Einsatzumgebungen und für unterschiedliche Einsatzzwecke (auch nachträglich) möglich ist.
Weiterhin sind im vorliegend dargestellten Ausführungsbeispiel zwei Ausgleichskanäle 29 vorgesehen, welche zwar auf der gleichen Höhe, jedoch axial (bezüglich der Drehachse 5 des Rotors 4) zueinander versetzt angeordnet sind (siehe auch Ansicht in Fig. 3). Selbstverständlich ist auch eine hiervon abweichende Anzahl von Ausgleichskanälen 29 möglich (was im Übrigen auch für die Belüftungskanäle 26 gilt).
Die Ausgleichsenden 30 der Ausgleichskanäle 29 sind so angeordnet, dass diese knapp unterhalb des Schmiermittelniveaus 24 des Schmiermittelbads 17 im Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 liegen. Dadurch wird durch das Schmiermittel 10 im Schmiermittelbad 17 eine gewisse Dichtwirkung realisiert, sodass durch die Auslasskanäle 29 während des Betriebs der Drehschieberpumpe 1 ein nur geringfügiger (Netto-) Fluiddurchsatz (falls überhaupt) auftritt. Dies betrifft sowohl eine Durchströmung mit zu förderndem Fluid aus dem Rotoraufnahmeraum 3 in Richtung der Schmiermittelkammer 14, als auch ein eine Durchströmung von Fluid (insbesondere Schmiermittel 10) aus der Schmiermittelkammer 14 bzw. aus dem Schmiermittelbad 17 in Richtung des Rotoraufnahmeraums 3. Beachtenswert bei der Anordnung der Ausgleichsenden 30 der Auslasskanäle 29 ist insbesondere, dass diese zwar vollständig unterhalb des Schmiermittelniveaus 24 im Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 , jedoch nur knapp unterhalb des Schmiermittelniveaus 24 im Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 liegen. Dies ist von Relevanz, da nach einem Abschalten der Drehschieberpumpe 1 (egal ob gewollt oder ungewollt) die Ausgleichskanäle 29 möglichst rasch freilegen sollten. Der Schmiermittelstand im Schmiermittelbad 17 sollte also möglichst rasch auf ein Schmiermittelniveau 34 im ausgeschalteten Zustand der Drehschieberpumpe 1 absinken (in Fig. 1 bis 3 jeweils durch eine gestrichelte Linie angedeutet). Hierauf wird im Folgenden noch näher eingegangen.
In einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 wird durch die Rotation des Rotors 4 ein mit dem Schmiermittel 10 angereichertes zu förderndes Fluid (Ansaugen des zu fördernden Fluids über die Ansaugöffnung 12) mittels der sich zyklisch vergrössernden und verkleinernden Förderräume 11 aus dem jeweils benachbart zum Ausstosskanal 13 liegenden Förderraum 11 (vorliegend Förderraum 11c) in den Ausstosskanal 13 gefördert. Aufgrund des entstehenden Drucks werden die elastischen Ventilzungenbereiche 23 der Ventilzungenvorrichtung 31 von der Wand des Flanschbereichs 16 weggedrückt, sodass des Schmiermittel-Fluid-Gemisch in das Schmiermittelbad 17 bzw. in die Ölkammer 14 gelangt. Durch diesen kontinuierlichen Strom an Schmiermittel- Fluid-Gemisch (und damit auch an Schmiermittel 10) wird das Schmiermittelniveau 24 im Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 in einem oberen Bereich gehalten. Das obere Schmiermittelniveau 24 wird dabei im Wesentlichen durch die Oberkante 35 der Überlauftrennwand 19 definiert. Auf die Funktion der optional vorsehbaren Ausnehmungen 36 im Bereich der Oberkante 35 der Überlauftrennwand 19, bzw. der ebenfalls optional vorsehbaren Ablauföffnungen 37 in der Überlauftrennwand 19 wird im Folgenden noch eingegangen werden. In jedem Fall sind - soweit vorhanden - Ausnehmungen 36 und Ablauföffnungen 37 hinsichtlich Anzahl und Grösse derart zu dimensionieren, dass bei allen realistischerweise zu erwartenden Betriebszuständen der Drehschieberpumpe 1 das Schmiermittelniveau 24 im Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 im Bereich der Oberkante 35 der Überlauftrennwand 19 verbleibt, wobei ein Ansteigen des Schmiermittelniveaus 24 über die Oberkante 35 der Überlauftrenn- wand 19 durch Überlaufen 38 des Schmiermittels 10 (in Figs. 1 und 2 durch einen Pfeil 38 angedeutet) erfolgt, wobei durch das Überlaufen 38 das Schmiermittel 10 aus dem Schmiermittelbad 17 in den Schmiermittelvorratsbereich 18 der Schmiermittelkammer 14 strömt.
Eine Schmierung der Drehschieberpumpe 1 , insbesondere im Bereich des Rotors 4 bzw. des Rotoraufnahmeraums 3 kann durch vorliegend nicht dargestellte Schmiermittelpumpen realisiert werden, die beispielsweise Schmiermittel 10 im Bereich der Ansaugöffnung 12 der Drehschieberpumpe freisetzen. Derartige Schmiermittelpumpen sowie eine derartige Schmierung der Drehschieberpumpe 1 sind als solche im Stand der Technik bekannt.
Bei einem Anhalten der Drehschieberpumpe 1 (beispielsweise durch einen beabsichtigten Abschaltvorgang, aber auch durch einen ungewollten Ausfall) wird einerseits über den Belüftungskanal 26 Luft bzw. Fluid (insbesondere überwiegend gasförmiges Fluid) aus der Schmiermittelkammer 14 in den Rotoraufnahmeraum 3 angesaugt. Zusätzlich strömt über den Ausgleichskanal 29 anfänglich Schmiermittel 10 aus dem Schmiermittelbad 17 in den Rotoraufnahmeraum 3 ein. Da aufgrund des Anhaltens der Drehschieberpumpe 1 kein „Nachschub“ an Schmiermittel 10 in das Schmiermittelbad 17 hinein erfolgt (über die Ausstosskanäle 13), sinkt der anfängliche Schmiermittelstand 24 im Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 schnell auf den abgesenkten Schmiermittelstand 34 im abgeschalteten Zustand der Schmiermittelpumpe 1 ab. Dementsprechend liegen nunmehr die Ausgleichsenden 30 der Ausgleichskanäle 29 frei, sodass nunmehr Luft bzw. im Wesentlichen gasförmiges Fluid aus der Schmiermittelkammer 14 in den Rotoraufnahmeraum 3 angesaugt wird. Hierdurch kann ein besonders schneller Druckausgleich des Rotoraufnahmeraums 3 erfolgen. Da der Rotoraufnahmeraum 3 somit besonders schnell auf Umgebungsdruck (typischerweise Atmosphärendruck) gebracht werden kann, kann sichergestellt werden, dass lediglich geringe Mengen an Schmiermittel in den Rotoraufnahmeraum 3 gelangen. Ein Volllaufen des Rotoraufnahmeraums 3 mit Schmiermittel kann hierdurch auf vorteilhafte Weise vermieden werden.
Ein schnelles Absenken des Schmiermittelstands vom Betriebszustandsniveau 24 auf das abgeschaltete Niveau 34 kann durch optionale Aus- nehmungen 36 im Bereich der Oberkante 35 der Überlauftrennwand 19 und/oder durch Ablauföffnungen 37 in der Überlauftrennwand 19 beschleunigt werden. Die Anzahl und Grösse der Ausnehmungen 36 und/oder Ablauföffnungen 37 können dabei so gewählt, werden dass die durch diese Ausnehmun- gen/Öffnungen ablaufende Menge an Schmiermittel bei sämtlichen realistischerweise zu erwartenden Betriebsbedingungen in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe 1 ausgeglichen werden (in der Regel zuzüglich eines Sicherheitszuschlags). Um eine Anpassbarkeit der Drehschieberpumpe 1 auf unterschiedliche Einsatzfälle und/oder Betriebsbedingungen zu ermöglichen, können die Ausnehmungen 36 und/oder die Ablauföffnungen 37 reversibel verschliessbar ausgebildet sein, beispielsweise durch Vorsehen eines Innengewindes (insbesondere bei den Ablauföffnungen 37) oder durch die Möglichkeit einer aufsteckbaren Ablaufkante (insbesondere im Falle von Ausnehmungen 36 im Bereich der Oberkante 35).
Weiterhin ist im dargestellten Ausführungsbeispiel im Bereich der Oberkante 35 der Überlauftrennwand 19 ein ebenfalls optionaler Wulst 39 angebracht. Dieser verjüngt den Querschnitt (horizontal liegender Querschnitt in der Ansicht von Fig. 1 und Fig. 2), sodass ein vermindertes Volumen an Schmiermittel 10 ausreichend ist, um den Schmiermittelstand im Betriebszustand 24 auf den Schmiermittelstand im ausgeschalteten Zustand 34 der Drehschieberpumpe 1 abzusenken (gegenüber der Situation ohne Wulst 39). Der Wulst 39 erhöht darüber hinaus die Effektivität der Ausnehmungen 36 und/oder der Ablauföffnungen 37 (sofern vorhanden).
Im Übrigen ist es möglich, dass auch nur einzelne Elemente (oder auch eine gewisse Teilmenge der beschriebenen Merkmale) des detailliert beschriebenen Ausführungsbeispiels der vorliegend beschriebenen Drehschieberpumpe 1 herausgegriffen und mit der generischen Beschreibung der vorliegend vorgeschlagenen Drehschieberpumpe kombiniert werden.

Claims

Patentansprüche
1. Drehschieberpumpe (1) zur Förderung eines zu fördernden Fluids, aufweisend ein Gehäuse (2) mit einem Rotoraufnahmeraum (3) und einer Schmiermittelkammer (14), einen exzentrisch im Rotoraufnahmeraum (3) angeordneten Rotor (4), derart, dass sich zumindest ein Förderraum (11 ) ergibt, dessen Volumen bei einer Rotation des Rotors (4) zyklisch variiert, einen Ansaugkanal (12) zum Zuführen des zu fördernden Fluids in den zumindest einen Förderraum (11 ) und einen Ausstosskanal (13) zum Ausstössen des zu fördernden Fluids aus dem zumindest einen Förderraum (11 ) in Richtung der Schmiermittelkammer (14), wobei zwischen dem Ausstosskanal (13) und der Schmiermittelkammer (14) eine Ventilvorrichtung (21 ) vorgesehen ist, um ein Zurückströmen von Fluid, insbesondere von Schmiermittel und/oder von zu förderndem Fluid aus der Schmiermittelkammer (14) in den zumindest einen Förderraum (11 ) zu verhindern, wobei die Drehschieberpumpe (1 ) derart ausgebildet und eingerichtet ist, dass der Ausstosskanal (13) so angeordnet ist, dass er in die Schmiermittelkammer (14) mündet, gekennzeichnet durch: zumindest einen Belüftungskanal (26), welcher mit einem Förderraumende (28) fluidisch mit dem zumindest einen Förderraum (11 ) und mit einem Belüftungsende (27) fluidisch mit einem Raum ausserhalb des zumindest einen Förderraums (11 ) in Verbindung steht, sowie zumindest einen Ausgleichskanal (29), welcher mit einem Förderraumende (31 ) fluidisch mit dem zumindest einen Förderraum (11 ) und mit einem Ausgleichsende (30) fluidisch mit der Schmiermittelkammer (14) in Verbindung steht, wobei die Drehschieberpumpe (1) derart ausgebildet und eingerichtet ist, dass das Ausgleichsende (30) in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe (1 ) unterhalb des Schmiermittelstands (24) in die Schmiermittelkammer (14), und in einem Ruhezustand der Drehschieberpumpe (1 ) oberhalb des Schmiermittelstands (34) in die Schmiermittelkammer (14) mündet.
2. Drehschieberpumpe (1) nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass das Förderraumende (28) des Belüftungskanals (26) und/oder das Förderraumende (30) des Ausgleichskanals (29) unmittelbar in den Förderraum (11 ) der Drehschieberpumpe (1 ) münden.
3. Drehschieberpumpe (1 ) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausgleichskanal (29) so angeordnet ist, dass er in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe vollständig unterhalb des Schmiermittelstands (24) der Schmiermittelkammer (14) in die Schmiermittelkammer (14) mündet und vorzugsweise in einem Ruhezustand der Drehschieberpumpe (1 ) zumindest teilweise, bevorzugt zumindest im Wesentlichen vollständig, oberhalb des Schmiermittelstands (34) in die Schmiermittelkammer (14) mündet.
4. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass das Belüftungsende (27) des Belüftungskanals (26) in die Schmiermittelkammer (14) mündet.
5. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der Ausstosskanal (13) so angeordnet ist, dass er in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe (1 ) zumindest teilweise, bevorzugt zumindest im Wesentlichen vollständig unterhalb des Schmiermittelstands (24) der Schmiermittelkammer (14) in die Schmiermittelkammer (14) mündet.
6. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Schmiermittelkammer (14) ein zum Ausstosskanal (13) benachbartes Schmiermittelbad (17), sowie einen Schmiermittelvorratsbereich (18) aufweist, wobei das Schmiermittelbad (17) und der Schmiermittelvorratsbereich (18) vorzugsweise mittels einer Trennwand, bevorzugt mittels einer Überlauftrennwand (19), voneinander getrennt sind.
7. Drehschieberpumpe (1 ) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Trennwand (19) zumindest eine Ablauföffnung (37) und/oder zumindest eine Ausnehmung (36) im Bereich der Oberkante (35) der Trennwand (19) aufweist.
8. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere nach Anspruch 6 oder 7, dadurch gekennzeichnet, dass dass in der Schmiermittelkammer (14), insbesondere im Schmiermittelbad (17), besonders bevorzugt in einem oberen Füllstandsbereich der Schmiermittelkammer (14) und/oder des Schmiermittelbads (17) zumindest eine Volumenverminderungseinrichtung, insbesondere eine Wulsteinrichtung (39) vorgesehen ist.
9. Drehschieberpumpe (1) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Ventilvorrichtung (21 ) zumindest bereichsweise als Ventilzungenvorrichtung (23) ausgebildet ist.
10. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, gekennzeichnet durch eine Mehrzahl von Ansaugkanälen (12) und/oder Ausstosskanälen (13) und/oder Ventilvorrichtungen (21 ) und/oder Ventilzungenvorrichtungen (23) und/oder Belüftungskanälen (26) und/oder Ausgleichskanälen (26) und/oder Förderraumen (11 ) und/oder Rotoren (4) und/oder Rotoraufnahmeräumen (3).
11 . Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest ein Belüftungskanal (26) und/oder zumindest ein Ausgleichskanal (26) zumindest eine Fluiddurchsatzbegrenzungsvorrichtung, insbesondere zumindest eine Drosselvorrichtung (32, 33), aufweist.
12. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere nach einem der Ansprüche 9 bis 11 , dadurch gekennzeichnet, dass zumindest eine Ventilvorrichtung (21 ) als vollständig abdichtende Ventilvorrichtung ausgebildet ist, insbesondere derart, dass zumindest eine Ventilzungenvorrichtung (23) im Wesentlichen ausnehmungsfrei ausgebildet ist.
13. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere nach einem der Ansprüche 6 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Dimensionierung der Drehschieberpumpe (1 ), insbesondere das Volumen der Schmiermittelkammer (14), besonders bevorzugt das Volu- men des Schmiermittelbads (17), derart gewählt ist, dass ein Absenken des Schmiermittelstands (24) beim Übergang vom Betriebszustand in den Ruhezustand der Drehschieberpumpe (1 ) durch einen anfänglichen Schmiermitteltransfer aus der Schmiermittelkammer (14) und/oder dem Schmiermittelbad (17) über den Ausgleichskanal (29) in den Förderraum (11 ) realisiert wird, wobei der maximale Schmiermitteltransfer in den Förderraum (11 ) derart dimensioniert ist, dass eine Wiederinbetriebnahme der Drehschieberpumpe (1 ) durch das im Förderraum (11 ) befindliche Schmiermittel nicht beeinträchtigt wird.
14. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere nach einem der Ansprüche 6 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschieberpumpe (1 ) derart ausgebildet und eingerichtet ist, dass die relative Anordnung von Schmiermittelstand (24, 34) in der Schmiermittelkammer (14) und/oder im Schmiermittelbad (17) einerseits und Ausstosskanal (13) und/oder Ausgleichsende (30) des Ausgleichskanals (29) andererseits durch eine Variation des Schmiermittelstands (24, 34) ergibt.
15. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass der zumindest eine Förderraum (11 ) zumindest teilweise durch relativ gegenüber dem Rotor (4) verschiebbare und/oder verschwenkbare Wandelemente (7) begrenzt wird.
16. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere nach einem der Ansprüche 11 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass der Belüftungskanal (26), insbesondere die Fluiddurchsatzbegrenzungsvorrichtung (32) des Belüftungskanals (26), derart dimensioniert ist, dass in einem Betriebszustand der Drehschieberpumpe (1 ) eine Geräuschminderung ohne signifikante Beeinträchtigung der Förderleistung der Drehschieberpumpe (1 ) realisiert wird.
17. Drehschieberpumpe (1 ) nach einem der vorangehenden Ansprüche, insbesondere nach einem der Ansprüche 11 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass das der Ausgleichskanal (29), insbesondere die Fluiddurchsatzbegrenzungsvorrichtung (33) des Ausgleichskanals (29), derart dimensioniert ist, dass eine ausreichende Belüftung des Förderraums (11 ) bei einem Herunterfahren der Drehschieberpumpe (1 ) ohne signifikante Beeinträchtigung des Betriebszustands durch durch den Ausgleichskanal (29) rückströmendes Schmiermittel und/oder zu förderndes Fluid realisiert wird.
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