EP0362133A1 - Verdrängermaschine für inkompressible Medien - Google Patents
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- EP0362133A1 EP0362133A1 EP89810698A EP89810698A EP0362133A1 EP 0362133 A1 EP0362133 A1 EP 0362133A1 EP 89810698 A EP89810698 A EP 89810698A EP 89810698 A EP89810698 A EP 89810698A EP 0362133 A1 EP0362133 A1 EP 0362133A1
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Definitions
- the invention relates to a displacement machine for incompressible media with a conveying space arranged in a fixed housing, designed in the manner of a circular slot, and with a displacer body, which is also circular and is assigned to the conveying space and is held on a disk-shaped rotor which can be driven eccentrically relative to the housing.
- each of its points executes a circular movement delimited by the peripheral walls of the delivery chamber, and its curvature relative to that of the delivery chamber is dimensioned such that it touches the inner and outer peripheral walls of the delivery chamber on at least one sealing line that progresses continuously during operation and thus the delivery room divided into inner and outer work spaces through which the medium is conveyed from an inlet to an outlet, the inlet and outlet being preferably radially in the conveyor are separated from each other by the extending web, which is why the displacer is interrupted in the region of the web, and a cross-disk clutch is provided for guiding the rotor relative to the housing, and a wobble rod is connected to a driving crank drive for the circular drive of the displacer.
- Displacement machines for liquids with a circular displacement body have been known from DE-C-177 654 since 1905.
- the annular piston protruding into the delivery chamber is arranged in a swinging manner, for which purpose it is guided on the web that separates the inlet from the outlet. It is driven by a crank on which it is supported by means of a hub.
- This machine should be characterized by an uninterrupted and even conveying.
- a displacement machine but not with a circular displacement body but with a heart-shaped displacement body, is known from WO 86/05241.
- 4 displacement vanes are simultaneously set in a cyclical relative movement to their associated chambers by means of a crank mechanism.
- a radially adjustable member generates a driving force with a radial and tangential component, which acts on the carrier of the displacement wing, so that they always remain in sealing contact with their chambers.
- the adjustable link can be resilient, wedge-like or otherwise non-positive, but not positive.
- the carrier having the displacer wings is always tilt-free in a certain position due to the mutual contact points of the wings arranged in a ring.
- Similar displacement machines with a wobble drive are known, for example from DE-C-2 603 462 and US-A-3 560 119.
- similar displacement machines with a cross disc clutch are also known, for example from EP 10930 B1, US-A-4,437,820 and DE-A-27 35 664. All of these devices are so-called displacement machines for compressible media. They consist, on the one hand, of a conveying space which is delimited by spiral-like circumferential walls which extend perpendicularly from a side wall and which leads from an inlet lying outside the spiral to an outlet lying inside the spiral. Secondly, they point you in the displacement space protruding, also spiral-like displacement body. This is mounted in relation to the conveying space to perform a circular, rotation-free movement.
- the wobble drive is in each case the means for converting the rotating movement of the drive machine into the translatory movement of the displacer.
- the drive solution in DE-C-2 603 462 provides an eccentric body which is seated in a rotationally fixed manner with a counterweight and on which a drive disk is mounted by means of a ball bearing.
- This is equipped with four evenly distributed ball joint pans, in each of which sits the ball end of a wobble rod.
- the balls only have line contact in their associated pan.
- the drive-side pin of the wobble rod is rotatably and pivotably mounted in an eccentric position by means of a self-aligning ball bearing.
- the second and third spherical sections are each with profile rings, for example Provide teeth, which in correspondingly profiled counterparts in the displacer or. intervene in the fixed housing part and are pivotally mounted therein.
- the wobble shaft is axially secured via a lock washer located in the fixed housing part.
- the cross-disk clutch forms the rotation-inhibiting means for the displacer. Its radial displacement is limited by the contact of the spiral ribs with the walls of the delivery chambers. The limit theoretically corresponds to a circle, in this case the translation circle.
- the displacer which is non-rotatable with respect to the delivery chamber, must now be guided by means of the cross disc coupling in such a way that the parallel guidance permits a larger diameter than the diameter of the translation circle.
- the reason for this is that the radial displacement of the displacer should be limited by the combination of rib / chamber wall and not by the leading cross-plate coupling. Using this rule, the dimensions for the cross plate coupling can be easily determined.
- cross-type couplings of this type are unsuitable for the transmission of high torques and for high speeds because of the bending stress and the losses due to friction.
- the strips consist of right-angled blocks that engage in appropriately configured grooves.
- the concerns about the use of the cross disc clutch are understandable insofar as the lateral play in the grooves for the purpose of proper guidance is minimal have to be. However, this inevitably leads to friction surfaces that wear out. In addition, if dirt enters the guide, its parts can jam against each other, which impairs the functionality of the coupling.
- the invention is therefore based on the object of designing a rotary piston positive displacement pump with very low pulsations in such a way that it remains free of play even with increasing material removal as a result of wear.
- the object is achieved by - that the inner and outer working space at the inlet and outlet communicate with each other in the area of the web, that the displacer body and the delivery space have an at least approximately circular shape in the major part of their circumference, - that the displacer seals over at least 360 °, - Which is why the inlet and outlet ends of the displacer and the delivery chamber have radii of curvature that are significantly smaller than those of their predominant circumference in an angular range of at most 30 °.
- the advantage of the invention is that the new configuration creates a self-priming, low-pulsation, self-adjusting and almost maintenance-free pump during operation.
- the wobble rod is seated at its crank-side end with a ball section in an articulated socket of the crank, if it is mounted at its other end with a ball section in a hemispherical socket of the fixed housing part, and if it is between its two ends has a spherical section which is rotatably and tumble mounted in a hemispherical socket in the displacer, spring medium ensure that the spherical sections fit snugly in the socket.
- This type of drive contains very small friction paths and therefore friction losses.
- the cross-plate coupling has a freely movable intermediate ring, which carries on its flat sides two convex strips at 90 ° to each other, which engage in correspondingly concave grooves of the parts to be coupled, the intermediate ring together with the strips being a one-piece, Prestressed workpiece made of spring steel.
- this very inexpensive element also generates the contact pressure for the displacement body against the bottom of the delivery chamber.
- FIGS. 1 and 2 In the greatly simplified pump illustration according to FIGS. 1 and 2, only the parts essential for understanding the invention are shown. In the various figures, the same parts are provided with the same, possibly indexed, reference numerals.
- the pump according to FIGS. 1 and 2 essentially consists of two housing halves 1, 2, which are connected to one another in a suitable manner, and the displacer lying therein, together with the drive and guide.
- An annular delivery chamber 4 is incorporated into the left housing half 1. It has parallel circumferential walls that run at a constant distance from one another and that encompass an angular range of approximately 360 °, even if this cannot be seen in FIG. 2. It is subdivided by means of a web 5 which extends over the entire chamber depth.
- the inlet 6 and the outlet 7 for the working medium to be conveyed are arranged on both sides of the web in the rear wall of the housing half 1.
- the displacement body 8 engages in the delivery chamber 4 between the peripheral walls.
- This displacement body which accordingly represents the ring piston, is a rib which is held perpendicularly on the rotor disk 8.
- the displacer 8 is on that Point, which is opposite the web 5, slotted, ie interrupted in its entire depth.
- the rotor 3 performs an orbital movement together with the displacer body 8, hereinafter simply referred to as the displacer.
- the ring piston constantly touches both the inner and the outer peripheral wall of the delivery chamber. This results in crescent-shaped work spaces 27, 28 enclosing the working medium on both sides of the displacer body, which are displaced from the inlet 6 in the direction of the outlet 7 during the drive of the rotor through the delivery chamber. Due to its change in position, working fluid is sucked into the chamber 4 via the inlet 6 and conveyed out of the machine via the outlet 7.
- a drive by means of a wobble rod 12 is provided for orbital circulation of the displacer.
- a crank mechanism 13, not shown, is equipped on the crank side with a joint socket 14 in which the wobble rod 12 is rotatably seated with a first ball section 15. It is understood that the invention is not limited to this drive variant.
- the only decisive factor is a construction in which the wobble rod does not perform a rotary movement, but a wobble movement, the movement axis 30 being located on a conical jacket.
- the wobble rod 12 has a second ball section 16. Coaxially with the main axis 31 of the crank mechanism 13, this second ball section is rotatably mounted in the left fixed housing part 1 and is capable of tumbling.
- the wobble rod 12 is provided with a third ball section 17, the ball radius of which advantageously corresponds to that of the second ball section.
- This third ball section is rotatably supported in the hub of rotor 3 and is capable of tumbling.
- bearing points are therefore designed as hemispherical joint sockets 18, 19. Hemispherical because, on the one hand, this reduces the required individual parts to a minimum, and on the other hand, assembly is very easy.
- FIG. 3 A first solution to this is shown in FIG. 3.
- the second ball section 16 ' is provided with a central bore and loosely attached to the wobble rod 12', so that it is displaceable on the wobble rod.
- the opposing surfaces of the ball sections 16 'and 17' are flattened and each form a stop for a compression spring 20 '. In the assembled state, this spring 20 'pushes the ball sections apart.
- the socket 18 ' is provided in the left housing half 1 with a recess 21.
- the solution shown in Figure 4 is based on a sliding block 22, which is axially displaceable in the left housing part 1.
- the joint socket 18 is incorporated in the sliding block.
- the ball section 16 lies in this. So that the ball section is always defi has a spherical support, the base of the pan is also provided with a recess 21 here, so that the head end of the spherical section has no ground contact in any case.
- the axial force is applied here via the helical spring 20, which acts on the sliding block 22 from the housing part 1.
- the angle of the movement axis 30 located on a conical surface also changes. This also applies to the distance between the ball sections 16 and. 17 and 15.
- the eccentricity e (Fig. 4) on the displacer must be maintained.
- the plane of the second spherical section is decisive for the translation circle and is therefore the reference plane. Therefore, the first ball section 15 must also be designed to be displaceable. Namely, it must be displaceable on the one hand in the longitudinal direction of the wobble rod, as is indicated in FIG. 4; secondly, it must also be displaceable in the direction perpendicular to the plane of the drawing because of the possible change in angle mentioned.
- This first ball section 15 is therefore preferably also embedded in a bearing bushing equipped with a joint socket 14.
- This joint socket 14, which is shown only schematically in FIGS. 3 and 4, is in turn provided with a sliding surface 26 which can be displaced on all sides on a corresponding counter surface of the crank mechanism 13.
- the sliding surface 26 and counter surface are in a plane parallel to the axis of the 31 crank mechanism.
- FIG.5 An example of the drive of the wobble rod 12, 12 'is shown in Fig.5.
- the drive shaft 33 is provided with a collar 34 at its end facing the machine. This is recessed on the end face such that a driver offset 35 is formed below the main axis 31. This has the above-mentioned counter surface running parallel to the main axis for interaction with the sliding surface 26. This is the actual crank mechanism 13.
- the bearing bush 32 with the embedded joint socket 14 for receiving the ball section 15 is dimensioned somewhat narrower in its axial extension than the driver offset. This allows the bush to be displaced in the axial direction via the sliding surface 26, as shown by arrows. The bushing can also be displaced perpendicular to the axial direction in the indicated arrow directions over the same sliding surface. Changes in the angle of the movement axis 30 can hereby be compensated for.
- the size of the eccentricity E between the main axis 31 and the end point of the movement axis 30 is a function of the displacement eccentricity e and the translation ratio between the three bearing points of the wobble rod 12, 12 '.
- a cross-plate coupling is provided for torsion-free guidance of the displacer. It consists essentially of an intermediate ring 9, which is provided on its plan sides with strips 10, 10 '.
- the strips 10 facing the runner 3 can be displaced in relation to the displacer on a common vertical axis. They engage in appropriately configured, vertically running grooves 11 in the rotor 3.
- the strips 10 ' which must be arranged perpendicular to the strips 10 - in the present case, therefore, horizontally and therefore not in the longitudinal section according to Fig.1 represents - are facing the fixed right housing half 2 and can be moved in relation to this on a common horizontal axis. They slide in appropriately configured, horizontally machined grooves 11 'in the front of the housing half 2'.
- FIG. 6 The principle can be seen in FIG. 6, in which the hubs of the components to be coupled are shown as simple rings.
- the reference number 2 for the fixed housing part and the reference numbers 3 and 8 for the orbiting rotor together with the annular displacement body 8 are based on the pump shown in FIG. 1.
- FIG. 7 shows a run-in clutch, where the groove wall extends over the entire available surface wearing.
- the left half of Fig. 7 shows the clutch before retracting. Due to manufacturing inaccuracies or because of deliberately different radius selection of "ball and pan", the bar is not fully inserted. Nevertheless, it is already worn over a not inconsiderable section at the upper edge of the groove. It can also be seen that jamming is not possible due to irregular material removal. Finally, the coupling is absolutely free of play, regardless of the mutual position of the bar and groove.
- the bottom of the groove 25 is set back in such a way that contact with the bottom of the groove is avoided even when the strip is completely in the groove.
- the recessed groove base in any case avoids that in the event of deformation of the intermediate ring together with the strips, the load-bearing zone is located in the head of the strips, ie in the groove base. In this case, there could be a lateral play between the wall and the strips at the groove edges, as tests have shown.
- the prevailing forces are, on the one hand, the contact pressure F s , which acts vertically according to FIG. 7, ie in the axial direction of the coupling. This force usually corresponds to a spring force; it is reasonably constant due to the minimal spring travel.
- a horizontal force F t acts on the vertical strips 10, which is variable in size and direction. Both are dependent on the position and size of the frictional forces between the annular displacement body 8 and the walls of the delivery chamber 4.
- the normal force acting on the supporting wall 24 of the grooves is the result of the two forces F s and F t . It can thus be seen that the load along the load-bearing zone is not uniform. If F t is greater than F s , the load in the upper segment of the groove is greater than in the lower. On the other hand, it can happen that when the force relationships are reversed, the mean vector of the reaction force slowly turns downwards. It is now important to avoid the force vector migrating into the bottom of the groove. The recessed groove bottom provides a remedy.
- the intermediate ring and the strips are in one piece. It can be a deep-drawn workpiece, which has a very favorable effect on the manufacturing costs.
- the one-piece workpiece consists of corrosion-resistant spring steel. As shown in Fig. 8, the intermediate ring is to be preloaded in such a way that there is no play in the grooves in all operating states. In addition, the element also exerts the axial force on the displacer 3 that is necessary for the sealing effect between the end faces of the displacer 8 and the delivery chamber 4 is maintained.
- each work area must be separated from one another by at least one sealing line. Furthermore, each work area must currently have two sealing lines that are directly adjacent to the inlet and outlet if a seal over a full 360 ° is to be guaranteed.
- the curves of the displacer body and the conveying space must form a common tangent at their respective points of contact, the tangents at the inner and outer points of contact having to run parallel to one another as a result of the same direction of movement.
- the distance between the inner and outer tangents corresponds to a first dimension of the piston cross section.
- the other dimension is given by the depth of the displacement ribs projecting into the delivery chamber; it is constant over the entire course of the production area. This means that for an absolutely uniform, ie pulsation-free conveyance, the tangent distance would have to be constant over the entire 360 °.
- gap L This situation is outlined in FIG.
- the hatched displacement body 8 is in its upper position, i.e. its ends touch the outer peripheral walls of the delivery chamber; the outer, crescent-shaped delivery chamber 28 is therefore closed with two sealing lines. It is not shown that the lower part of the body lies against the inner wall of the delivery chamber. Compared to the illustration in FIG. 2, in which the inner working space 27 is closed, the displacer body is thus rotated further by 180 °.
- the dashed and dotted displacer body is located on the left stop, ie its right end has its minimum distance s from the web 5. When choosing this minimum distance s, care must be taken to ensure that the displacer should not abut web 5, even when material is removed due to continued operation.
- R VI denotes the inner radius of the displacer 8. With this radius the body is formed on its predominant circumference.
- B is the width of the delivery space, which is composed of the diameter of the translation circle, ie twice the eccentricity e and the thickness of the displacement body.
- R UI is the inside radius of the delivery chamber.
- R VIe and R UIe are the corresponding inner radii at the inlet (6) and outlet (7) ends of the elements. These radii of curvature are smaller, as is still to be done.
- the maximum dimension of the stated distance is determined, i.e. the width of the gap L from the sum of the thickness C of the web 5 + twice the minimum dimension s + twice the eccentricity e.
- the curve must not have any straight sections since the medium would be squeezed out in such a section.
- the curve must not have any turning points, ie all centers of the sections of curvature to be strung together must lie within the resulting curve. Otherwise they would Do not move contact lines continuously, but they would skip sections.
- R denotes a symbolic radius, which stands both for the displacement body and for the peripheral walls of the delivery chamber. It is the radius that is predominant in each case.
- R e denotes the radius of curvature at the ends of the corresponding elements, which prevails over the wrap angle ⁇ .
- T The distance between the tangents, the course of which on the occasion of a revolution of the displacement body is decisive for the pulsation of the medium being conveyed, is designated by T.
- the gap L should have a width of 1 / 2R.
- the width of the gap L is also important for another reason. Space with a sufficiently large cross-section must be created for the arrangement of the inlet 6 and the outlet 7. Let us look at FIG. 9 again here. In the left half of the figure it can be seen that both the inner and the outer peripheral wall of the delivery space are interrupted in the same plane with the hatched displacement body. This interruption forms the radial inlet 6 or outlet 7, depending on the direction of rotation of the displacer 8. This arrangement therefore does not impair the desired sealing over the full 360 °, but shows that there is only a limited space available for the inlet and outlet. According to the left half of the figure, the inflow of the medium can thus take place radially from above and from below. Even if the displacer has its minimum distance s in this case, there is no problem filling or filling the inner and outer working spaces 27, 28. to empty.
- the inlet and outlet are each located in the fixed housing part. However, it can also happen that one of the two openings 6 or 7 is located in the displacer itself.
- an appropriately designed recess must be provided on the face of the rotor in the inlet or outlet area. This too must have a width which is greater than the thickness of the displacement body, so that the outer and the inner working chamber communicate with one another.
- the recess is arranged below the displacer rib, ie the rib has no contact with the end face of the rotor at this point.
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Abstract
Description
- Die Erfindung betrifft eine Verdrängermaschine für inkompressible Medien mit einem in einem feststehenden Gehäuse angeordneten, nach Art eines kreisförmig verlaufenden Schlitzes ausgebildeten Förderraum und mit einem dem Förderraum zugeordneten, ebenfalls kreisförmig ausgebildeten Verdrängerkörper, der auf einem gegenüber dem Gehäuse exzentrisch antreibbaren scheibenförmigen Läufer derart gehalten ist, dass während des Betriebes jeder seiner Punkte eine von den Umfangswänden der Förderkammer begrenzte Kreisbewegung ausführt, und dessen Krümmung gegenüber derjenigen des Förderraumes so bemessen ist, dass er die inneren und äusseren Umfangswände des Förderraumes an mindestens einer beim Betrieb kontinuierlich fortschreitenden Dichtungslinie berührt und somit den Förderrraum in innere und äussere Arbeitsräume unterteilt, durch die das Medium von einem Einlass zu einem Auslass gefördert wird, wobei Einlass und Auslass durch einen vorzugsweise radial im Förderraum verlaufenden Steg voneinander getrennt sind, weshalb der Verdrängerkörper im Bereich des Steges unterbrochen ist, und wobei zur Führung des Läufers gegenüber dem Gehäuse eine Kreuz scheibenkupplung vorgesehen ist, und zum kreisförmigen Antrieb des Verdrängerkörpers ein Taumelstab mit einem antreibenden Kurbeltrieb verbunden ist.
- Verdrängungsmaschinen für Flüssigkeiten mit kreisförmig verlaufendem Verdrängungskörper sind bereits seit 1905 bekannt aus der DE-C-177 654. Der dortige in den Förderraum hineinragende Ringkolben ist allerdings schwingend angeordnet, wozu er an jenem Steg geführt ist, der den Einlass vom Auslass trennt. Angetrieben wird er von einer Kurbel, auf welcher er mittels einer Nabe gelagert ist. Diese Maschine soll sich durch eine ununterbrochene und gleichmässige Förderung auszeichnen.
- Eine weitere Verdrängungsmaschine, allerdings nicht mit kreisförmigem, sondern mit herzförmig verlaufendem Verdrängerkörper ist bekannt aus der WO 86/05241. Ueber einen Kurbeltrieb werden bei der dortigen Pumpe 4 Verdrängerflügel gleichzeitig in zyklische Relativbewegung zu ihren zugehörigen Kammern versetzt. Ein radial anpassbares Glied erzeugt dabei eine Antriebskraft mit radialer und tangentialer Komponente, die auf den Träger der Verdrängungsflügel wirkt, so dass diese stets in dichtender Berührung mit ihren Kammern bleiben. Dabei kann das verstellbare Glied federnd, keilartig oder sonstwie kraftschlüssig, jedoch nicht formschlüssig wirken. Der die Verdrängerflügel aufweisende Träger ist in einer bestimmten Lage stets kippfrei geführt infolge der gegenseitigen Anlagestellen der in einem Kranz angeordneten Flügel.
- Aehnliche Verdrängermaschinen mit einem Taumelantrieb sind bekannt, beispielsweise aus den DE-C-2 603 462 und US-A-3 560 119. Desweiteren sind ähnliche Verdrängermaschinen mit einer Kreuzscheibenkupplung ebenfalls bekannt, beispielsweise aus den EP 10930 B1, US-A-4,437,820 und DE-A-27 35 664. Es handelt sich bei allen diesen Einrichtungen um sogenannte Verdrängungsmaschinen für kompressible Medien. Sie bestehen zum einen aus einem durch spiralartige, sich von einer Seitenwand senkrecht erstreckenden Umfangswände begrenzten Förderraum, der von einem ausserhalb der Spirale liegenden Einlass zu einem innerhalb der Spirale liegenden Auslass führt. Zum andern weisen sie einen in den Förderraum ragenden, ebenfalls spiralartigen Verdrängungskörper auf. Dieser ist in Bezug auf den Förderraum zur Ausführung einer kreisenden verdrehungsfreien Bewegung gelagert. Sein Zentrum ist gegenüber dem Zentrum der Umfangswände exzentrisch so versetzt, dass der Verdrängungskörper stets sowohl die aussenliegende als auch die innenliegende Umfangswand des Förderraumes an je mindestens einer fortschreitenden Dichtlinie berührt. Während des Betriebes der Maschine werden deshalb entlang des Förderraumes zwischen dem Verdränger und den beiden Umfangswänden des Förderraumes mehrere sichelförmige Arbeitsräume eingeschlossen, die sich vom Einlass durch den Förderraum hindurch zum Auslass hin bewegen. Hierbei kann sich je nach Umschlingungswinkel der Spirale das Volumen des geförderten Arbeitsmittels zunehmend verringern bei einer entsprechenden Erhöhung des Arbeitsmitteldruckes.
- Der Taumelantrieb ist bei diesen bekannten Maschinen jeweils das Mittel zur Umsetzung der rotierenden Bewegung der Antriebsmaschine in die translatorische Bewegung des Verdrängers.
- Die Antriebslösung bei der DE-C-2 603 462 sieht einen drehfest mit einem Gegengewicht auf der Antriebswelle sitzenden Exzenterkörper vor, auf dem mittels eines Kugellagers eine Antriebsscheibe gelagert ist. Diese ist mit vier gleichmässig über den Umfang verteilten Kugelgelenkpfannen bestückt, in denen jeweils das Kugelende eines Taumelstabes einsitzt. Die Kugeln haben dabei lediglich Linienkontakt in ihrer zugehörigen Pfanne. Bei einer Drehbewegung der Antriebswelle wird der Rotorkörper durch die Taumelstäbe zur Ausführung einer kreisenden, jedoch nicht drehenden Bewegung angeregt. Neben der Antriebsfunktion haben bei dieser Lösung die Taumelstäbe somit auch die Verdrehsicherung zu gewährleisten.
- Bei der Ausführung nach US-A-3 560 119 ist der antriebsseitige Zapfen des Taumelstabes mittels eines Pendelkugellagers drehbar und schwenkbar in einer exzentrischen Position gelagert. Zur Verhinderung der Eigendrehung des Verdrängers sind die zweiten und dritten Kugelabschnitte jeweils mit Profilkränzen, z.B. Verzahnungen versehen, welche in entsprechend profilierte Gegenstücke im Verdränger resp. im feststehenden Gehäuseteil eingreifen und darin schwenkbar gelagert sind. Die axiale Sicherung der Taumelwelle erfolgt über eine im feststehenden Gehäuseteil einliegende Sicherungsscheibe.
- Für die Uebertragung der relativen Drehbewegung wird somit bei den bekannten Maschinen jeweils ein hochbelastetes und damit kostspieliges Kugellager verwendet. Darüberhinaus sind keine Massnahmen vorgesehen, welche bei Materialabrieb an der oder den Taumelstäben einen spielfreien Betrieb der Maschine garantieren.
- Die Kreuzscheibenkupplung bildet bei all diesen bekannten Maschinen jeweils das rotationshemmende Mittel für den Verdränger. Dessen radiale Versetzung wird begrenzt durch die Berührung der spiralförmigen Rippen mit den Wandungen der Förderkammern. Die Begrenzung entspricht theoretisch einem Kreis, in diesem Fall dem Translationskreis. Der gegenüber der Förderkammer drehfreie Verdränger muss nun mittels der Kreuzscheibenkupplung so geführt werden, dass die Parallelführung einen grösseren Durchmesser zulässt als es dem Durchmesser des Trans lationskreises entspricht. Der Grund hierfür ist, dass die Radialverschiebung des Verdrängers durch die Kombination Rippe/Kammerwand begrenzt werden soll und nicht durch die führende Kreuzscheibenkupplung. Anhand dieser Regel sind die Abmessungen für die Kreuzscheibenkupplung einfach festzulegen.
- Es herrscht allgemein die Meinung, dass derartige Kreuzscheibenkupplungen für die Uebertragung von grossen Drehmomenten und für grosse Drehzahlen ungeeignet sind wegen der auftretenden Biegewechselbeanspruchung und der Verluste durch Reibung.
- Bei allen bekannten Kreuzscheibenkupplungen bestehen die Leisten aus rechtwinkligen Blöcken, die in entsprechend konfigurierte Nuten eingreifen. Die Bedenken gegen eine Anwendung der Kreuzscheibenkupplung sind insoweit verständlich, als das seitliche Spiel in den Nuten zwecks ordentlicher Führung minimal sein muss. Dies führt aber zwangsläufig zu Reibflächen, die sich abnützen. Darüberhinaus können bei Eindringen von Schmutz in die Führung deren Teile gegeneinander klemmen, was die Funktionsfähigkeit der Kupplung beeinträchtigt.
- Der Erfindung liegt deshalb die Aufgabe zugrunde, eine Rotationskolben-Verdrängerpumpe mit sehr niedrigen Pulsationen so zu gestalten, dass sie auch mit zunehmendem Materialabtrag infolge Verschleiss spielfrei bleibt.
- Erfindungsgemäss wird die Aufgabe dadurch gelöst,
- dass im Bereich des Steges der innere und äussere Arbeitsraum am Einlass und am Auslass miteinander kommunizieren,
- dass der Verdrängerkörper und der Förderraum im überwiegenden Teil ihres Umfangs eine zumindest annähernde Kreisform aufweisen,
- dass der Verdrängerkörper über mindestens 360° dichtet,
- wozu die einlass- und auslasseitigen Enden des Verdrängerkörpers und des Förderraumes in einem winkelbereich von höchstens 30° wesentlich kleinere Krümmungsradien aufweisen als jene ihres überwiegenden Umfangs. - Der Vorteil der Erfindung ist darin zu erblicken, dass mit der neuen Konfiguration eine selbstansaugende, pulsationsarme, sich im Betrieb selbsteinstellende und nahezu wartungsfreie Pumpe geschaffen ist.
- Es ist besonders günstig, wenn der Taumelstab an seinem kurbelseitigen Ende mit einem Kugelabschnitt in einer allseits verschiebbaren Gelenkpfanne der Kurbel einsitzt, wenn er an seinem andern Ende mit einem Kugelabschnitt in einer halbkugeligen Gelenkpfanne des feststehenden Gehäuseteils gelagert ist, und wenn er zwischen seinen beiden Enden einen Kugelabschnitt aufweist, welcher drehbar und taumelfähig in einer halbkugeligen Gelenkpfanne im Verdränger gelagert ist, wobei Feder mittel für eine satte Anlage der Kugelabschnitte in den Gelenkpfannen sorgen. Diese Antriebsart beinhaltet sehr kleine Reibwege und somit Reibverluste.
- Ferner ist es zweckmässig, wenn die Kreuzscheibenkupplung einen frei beweglichen Zwischenring aufweist, der auf seinen Planseiten je zwei unter 90° zueinanderstehende konvex gewölbte Leisten trägt, die in entsprechend konkav geformte Nuten der zu kuppelnden Teile eingreifen, wobei der Zwischenring mitsamt den Leisten ein einteiliges, vorgespanntes Werkstück aus Federstahl ist. Dieses sehr kostengünstige Element erzeugt neben der Führung zudem die Anpresskraft für den Verdrängerkörper gegen den Boden der Förderkammer.
- In der Zeichnung sind mehrere Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand eienr Flüssigkeitspumpe schematisch dargestellt. Es zeigen:
- Fig.1 einen Längsschnitt durch die Pumpe mit umlaufenden Ringkolben
- Fig.2 einen Querschnitt durch die Pumpe gemäss Linie A-A in Fig 1
- Fig.3 eine erste Einbauvariante eines Taumelstabes im Längsschnitt
- Fig.4 eine zweite Einbauvariante des Taumelstabes im Längsschnitt
- Fig.5 eine perspektivische Ansicht des Taumelstabantriebes
- Fig.6 eine perspektivische Ansicht einer zu montierenden Kreuzscheibenkupplung
- Fig.7 die Geometrie der reibenden Teile einer Kreuzscheibenkupplung
- Fig 8 eine unbelastete Kupplung mit vorgespanntem Zwischenring
- Fig.9 die Verdrängergeometrie im Ein- und Auslassbereich
- Fig.10 eine Skizze zur Ermittlung der Kurvengeometrie
- Fig.11 eine Verbindungsmöglichkeit von innerem und äusserem Arbeitsraum
- Fig.12 einen Schnitt gemäss Linie x-x in Fig.10
- In der stark vereinfachten Pumpendarstellung gemäss Fig.1 und 2 sind nur die für das Verständnis der Erfindung wesentlichen Teile dargestellt. In den verschiedenen Fig. sind die gleichen Teile jeweils mit denselben, ggfs. indizierten Bezugszeichen versehen.
- Zwecks Erläuterung der Funktionsweise der Pumpe , welche selbst nicht Gegenstand der Erfindung ist, wird auf die bereits genannte WO 86/05241 verwiesen. Nachstehend wird nur der für das Verständnis notwendige Maschinenaufbau und Prozessablauf kurz beschrieben.
- Im wesentlichen besteht die Pumpe nach den Fig. 1 und 2 aus zwei Gehäusehälften 1, 2, welche auf geeignete Weise miteinander verbunden sind, und dem darin einliegenden Verdränger mitsamt Antrieb und Führung. In die linke Gehäusehälfte 1 ist eine kreisringförmige Förderkammer 4 eingearbeitet. Sie weist parallele, im gleichbleibendem Abstand zueinander verlaufende Umfangswände auf, die einen Winkelbereich von ca. 360° umfassen, auch wenn dies in Fig. 2 nicht ersichtlich ist .Sie ist mittels eines Steges 5, der sich über die ganze Kammertiefe erstreckt, unterteilt. Beidseitig des Steges sind in der Rückwand der Gehäusehälfte 1 der Einlass 6 und der Auslass 7 für das zu fördernde Arbeitsmittel angeordnet. Zwischen den Umfangswänden greift der Verdrängerkörper 8 in den Förderraum 4 ein. Seine Krümmung ist so bemessen, dass er die innere und die äussere Umfangswand des Förderraumes an mindestens einer beim Betrieb kontinuierlich fortschreitenden Dichtungslinie berührt. Es handelt sich bei diesem Verdrängerkörper, der demnach den Ringkolben darstellt, um eine Rippe, die senkrecht auf der Läuferscheibe 8 gehalten ist. Der Verdrängerkörper 8 ist an jener Stelle, die dem Steg 5 gegenüberliegt, geschlitzt, d.h. in seiner ganzen Tiefe unterbrochen.
- Während des Betriebes führt der Läufer 3 zusammen mit dem Verdrängerkörper 8, im folgenden einfach Verdränger genannt, eine orbitale Bewegung aus. Anlässlich dieser kreisenden Bewegung berührt der Ringkolben ständig sowohl die innere als auch die äussere Umfangswand der Förderkammer. Dadurch ergeben sich auf beiden Seiten des Verdrängerkörpers sichelförmige, das Arbeitsmedium einschliessende Arbeitsräume 27, 28, die während des Antriebs des Läufers durch die Förderkammer vom Einlass 6 in Richtung auf den Auslass 7 verschoben werden. Durch seine Lageänderung wird demzufolge zum einen über den Einlass 6 Arbeitsmittel in die Kammer 4 hineingesaugt und zum andern über den Auslass 7 aus der Maschine hinausgefördert.
- Zum orbitalen Umlauf des Verdrängers ist gemäss Fig.1 ein Antrieb mittels Taumelstab 12 vorgesehen. Ein nicht näher dargestellter Kurbeltrieb 13 ist kurbelseitig mit einer Gelenkpfanne 14 bestückt, in welcher der Taumelstab 12 mit einem ersten Kugelabschnitt 15 drehbar einsitzt. Es versteht sich, dass die Erfindung nicht auf diese Antriebsvariante beschränkt ist. Massgeblich ist lediglich eine Konstruktion, bei welcher der Taumelstab nicht eine Drehbewegung, sondern eine Taumelbewegung vollführt, wobei sich die Bewegungsachse 30 auf einem Kegelmantel befindet.
- Am entgegengesetzten Ende weist der Taumelstab 12 einen zweiten Kugelabschnitt 16 auf. Koaxial mit der Hauptachse 31 des Kurbeltriebes 13 ist dieser zweite Kugelabschnitt im linken feststehenden Gehäuseteil 1 drehbar und taumelfähig gelagert.
- In der Ebene des Läufers 3 ist der Taumelstab 12 mit einem dritten Kugelabschnitt 17 versehen, dessen Kugelradius mit Vorteil jenem des zweiten Kugelabschnitts entspricht. Dieser dritte Kugelabschnitt ist in der Nabe des Läufers 3 drehbar und taumelfähig gelagert.
- Wären die Lagerstellen für die beiden Kugelabschnitte 16 und 17 nunmehr zylindrische Lagerbuchsen, so werden die beispielsweise fliehkraftbedingten, rein radialen Kräfte nur auf einer halbkreisförmigen Linie abgestützt werden. Axialgerichtete Kräfte könnten überhaupt nicht übertragen werden.
- Diese Lagerstellen werden deshalb als halbkugelförmige Gelenkpfannen 18, 19 ausgebildet. Halbkugelig deshalb, weil dadurch zum einen die benötigten Einzelteile auf ein Minimum reduziert sind, und weil zum andern die Montage sehr einfach wird.
- Dies gilt allerdings nur, wenn die tragende Fläche in der Kugelpfanne innerhalb einer und derselben Kugelhemisphäre liegt. Diese Bedingung führt dazu, dass die Gelenkpfannen 18, 19 für die Aufnahmen der zweiten und dritten Kugelabschnitte spiegelbildlich zueinander angeordnet sind, d.h. die tragenden Kugelflächen sind voneinander abgekehrt.
- Die axiale Kraft, die notwendig ist, damit die Kugelabschnitte unter allen Betriebszuständen satt in ihren jeweiligen Pfannen einliegen, wird durch Federmittel aufgebracht.
- Eine erste Lösungsmöglichkeit hierfür zeigt Fig.3. Der zweite Kugelabschnitt 16′ ist mit einer zentralen Bohrung versehen und lose auf den Taumelstab 12′ aufgesteckt, so dass er auf dem Taumelstab verschiebbar ist. Die gegeneinandergerichteten Flächen der Kugelabschnitte 16′ und 17′ sind abgeflacht und bilden jeweils einen Anschlag für eine Druckfeder 20′. Im montierten Zustand drückt diese Feder 20′ die Kugelabschnitte auseinander. Zur Aufnahme des Taumelstabs 12′ anlässlich einer Verschiebung des Kugelabschnitts 16′ ist die Gelenkpfanne 18′ in der linken Gehäusehälfte 1 mit einer Ausnehmung 21 versehen.
- Die in Fig.4 gezeigte Lösung geht aus von einem Gleitstein 22, welcher axial verschiebbar im linken Gehäuseteil 1 einsitzt. In der dem Läufer 3 zugekehrten Stirnfläche ist im Gleitstein die Gelenkpfanne 18 eingearbeitet. In dieser liegt der Kugelabschnitt 16 ein. Damit der Kugelabschnitt eine jederzeit defi nierte sphärische Auflage hat, ist auch hier der Pfannengrund mit einer Ausnehmung 21 versehen, so dass das Kopfende des Kugelabschnitts in keinem Fall Grundberührung hat. Die Axialkraft wird hier über die Schraubenfeder 20 aufgebracht, die vom Gehaüseteil 1 auf den Gleitstein 22 einwirkt.
- Unter Hinweis auf die Anordnung nach Fig.1 wird festgehalten, dass die Federkraft nicht so gross sein darf, dass der Verdrängerkörper 8 von seiner Dichtfläche an der Seitenwand des Gehäuses 1 abheben könnte. Die Gegenkraft, die diese Dichtwirkung aufrechterhält, wird über die Kreuzscheibenkupplung 9, 10 auf den Läufer 3 des Verdrängerss übertragen.
- Immerhin muss die Federkraft so gross sein, dass die zusätzliche axiale Kraft in Zusammenwirkung mit der erwähnten radialen Kraft eine Abstützung der Kugelabschnitte in einer sphärischen Fläche verursacht. Diese sphärische Kontaktzone muss in jedem Fall erhalten bleiben, unabhängig von einem etwaigem Materialabtrag an einem der beteiligten Maschinenteile.
- Nachstehende Beispiele zeigen, welche möglichen Fehler anhand der Erfindung kompensiert werden können:
- Anlässlich der Taumelbewegung kann Material an der Kugel abgetragen werden. Dadurch kann sich die Kugel in die Pfanne "hineinfressen". Die Durchmesser von Kugel und Pfanne werden hierbei kleiner. Durch die konstante sphärische Kugelauflage bleibt die Verbindung achsgleich und spielfrei, obschon sich neben der Verkleinerung der Durchmesser auch der Abstand zwischen den Kugelzentren der Kugelabschnitte 16 und 17 vergrössert hat. Diese Ueberlegung gilt im übrigen auch, wenn sich nur die Kugeln oder nur die Pfannen abreiben.
- Anlässlich der orbitalen Bewegung können sich auch die Stirnseiten des Verdrängungskörper 8 am feststehenden Gehäuse 1 abreiben. Nach Fig.1 würde demnach der Abstand zwischen den Kugelabschnitten 16 und 17 geringer. Auch dieses Verhalten verkraften die Lösungsprinzipien nach den Fig.3 und 4 mühelos. - Es versteht sich, dass bei einer Veränderung des Abstandes zwischen den zweiten und dritten Kugelabschnitten der sich auf einem Kegelmantel befindende Winkel der Bewegungsachse 30 ebenfalls ändert. Dies gilt auch für den Abstand zwischen den Kugelabschnitten 16 resp. 17 und 15. In jedem Fall ist die Exzentrizät e (Fig.4) am Verdränger beizubehalten. Andererseits ist die Ebene des zweiten Kugelabschnittes massgebend für den Translationskreis und ist somit Bezugsebene. Deshalb muss auch der erste Kugelabschnitt 15 verschiebbar ausgebildet werden. Und zwar muss er zum einen in Längsrichtung des Taumelstabes verschiebbar sein, wie das in Fig.4 angedeutet ist; zum andern muss er auch in der Richtung senkrecht zur Zeichenebene verschiebbar sein wegen der angesprochenen möglichen Winkelveränderung. Vorzugsweise wird deshalb dieser erste Kugelabschnitt 15 ebenfalls in eine mit einer Gelenkpfanne 14 ausgerüsteten Lagerbüchse eingebettet. Diese in den Fig 3 und 4 nur schematisch dargestellte Gelenkpfanne 14 ist ihrerseits mit einer Gleitfläche 26 versehen, welche auf einer entsprechenden Gegenfläche des Kurbeltriebes 13 allseitig verschiebbar ist. Gleitfläche 26 und Gegenfläche befinden sich dabei in einer Ebene parallel zur Achse des 31 Kurbeltriebes.
- Der Vorteil eines derartig ausgebildeten Taumelantriebes kann anhand folgender Ueberlegung festgehalten werden: Die grösste im Betrieb vorherrschende radiale Kraft wirkt auf die Lagerkombination 17/19. Diese Kraft wird aufgenommen von den beiden Lagerkombinationen 15/14 und 16/18. Ueber die Wahl der Hebelarme zwischen den jeweiligen Kugelabschnitten hat man nun ein Mittel in der Hand, die Lagerbelastung in der Kombination 15/14 möglichst niedrig zu halten. Dadurch kann dieses Lager in seinen Dimensionen, d.h. insbesondere in seinem Kugeldurchmesser klein bemessen werden mit der Folge, dass es eine geringe Reibleistung aufweist. Andererseits sind die Gelenkpfannen für die zweiten und dritten Kugelabschnitte keine separaten Einzelteile, sondern sie sind in ohnehin vorhandenen Bauteilen integriert, einerseits im Verdränger, andererseits im feststehenden Gehäuseteil oder im Gleitstein. Die Lösung ist schon aus diesem Grunde sehr kostengünstig. Da es sich bei diesen Gelenkpfannen überdies nur um Halbschalen ohne Hinterschnitt handelt, sind auch die für die Herstellung benötigten Spritz- oder Presswerkzeuge nicht aufwendig.
- Ein Beispiel für den Antrieb des Taumelstabes 12, 12′ ist in Fig.5 gezeigt. Die Antriebswelle 33 ist an ihrem der Maschine zugekehrten Ende mit einem Bund 34 versehen. Dieser ist stirnseitig so ausgespart, dass unterhalb der Hauptachse 31 ein Mitnehmerversatz 35 geformt ist. Dieser weist die parallel zur Hauptachse verlaufende, obengenannte Gegenfläche für das Zusammenwirken mit der Gleitfläche 26 auf. Dies ist der eigentliche Kurbeltrieb 13.
- Die Lagerbuchse 32 mit der eingebetteten Gelenkpfanne 14 für die Aufnahme des Kugelabschnitts 15 ist in ihrer axialen Erstreckung etwas schmäler bemessen als der Mitnehmerversatz. Dies erlaubt einen Verschiebung der Buchse über die Gleitfläche 26 in Achsrichtung, wie dies durch Pfeile dargestellt ist. Ueber die gleiche Gleitfläche ist die Buchse auch senkrecht zur Achsrichtung in den angedeuteten Pfeilrichtungen verschiebbar. Hierdurch können Aenderungen im Winkel der Bewegungsachse 30 kompensiert werden. Die Grösse der Exzentrizität E zwischen Hauptachse 31 und Endpunkt der Bewegungsachse 30 ist eine Funktion der Verdrängerexzentrizität e und des Uebersetzungsverhältnisses zwischen den drei Lagerstellen des Taumelstabes 12,12′.
- Zur verdrehungsfreien Führung des Verdrängers ist eine Kreuzscheibenkupplung vorgesehen. Sie besteht im wesentlichen aus einem Zwischenring 9, welcher an seinen Planseiten mit Leisten 10, 10′ versehen ist. Im gezeigten Beispiel lassen sich die dem Läufer 3 zugekehrten Leisten 10 in Relation zum Verdränger auf einer gemeinsamen Vertikalachse verschieben. Sie greifen dabei in entsprechend konfigurierte, vertikal verlaufende Nuten 11 im Läufer 3 ein. Die Leisten 10′, welche senkrecht zu den Leisten 10 angeordnet sein müssen - im vorliegenden Fall also horizontal und deshalb in dem Längsschnitt nach Fig.1 nicht darge stellt - sind der feststehenden rechten Gehäusehälfte 2 zugekehrt und in Relation zu dieser auf einer gemeinsamen Horizontalachse verschiebbar. Dabei gleiten sie in entsprechend konfigurierten, horizontal in der Stirnseite der Gehäusehälfte 2 eingearbeiteten Nuten 11′.
- Das Prinzip ist in Fig.6 erkennbar, in welcher die Naben der zu kuppelnden Bauteile als einfache Ringe dargestellt sind. Dabei stehen in Anlehnung an die in den Fig.1 gezeigte Pumpe die Bezugszahl 2 für den feststehenden Gehäuseteil und die Bezugszahlen 3 und 8 für den kreisenden Läufer mitsamt ringförmigem Verdrängerkörper 8.
- Die eigentliche Geometrie der aufeinander gleitenden Teile ist in Fig.7 gezeigt. Die konvexe Reibfläche 23 der Leiste muss selbstverständlich übereinstimmen mit der konkaven Wölbung der Nutwandung 24. Gewählt wurde für beide eine Kreisform mit dem Radius R. Die rechte Hälfte der Fig.7 zeigt eine eingelaufene Kupplung, wo die Nutwandung über die ganze zur Verfügung stehende Fläche trägt. Die linke Hälfte der Fig.7 zeigt die Kupplung vor dem Einfahren. Wegen Fertigungsungenauigkeiten oder aber wegen bewusster unterschiedlicher Radiuswahl von "Kugel und Pfanne" liegt die Leiste nicht voll ein. Dennoch wird sie bereits über einen nicht unbeträchtlichen Abschnitt am oberen Rand der Nut getragen. Es ist auch zu erkennen, dass ein Klemmen infolge unregelmässigen Materialabtrages nicht möglich ist. Schliesslich ist die Kupplung absolut spielfrei, unabhängig von der gegenseitigen Lage von Leiste und Nut.
- Der Nutengrund 25 ist derart zurückversetzt, dass auch bei vollständigem Einliegen der Leiste in der Nut eine Berührung zum Nutengrund vermieden wird. Der ausgesparte Nutengrund vermeidet auf jeden Fall, dass bei Deformationen des Zwischenringes mitsamt Leisten die tragende Zone sich im Kopf der Leisten, d.h. im Nutengrund befindet. In diesem Fall könnte nämlich an den Nutenrändern ein seitliches Spiel zwischen Wand und Leisten entstehen, wie Versuche gezeigt haben.
- Bei den vorherrschenden Kräften handelt es sich zum einen um den Anpressdruck Fs, der gemäss Fig.7 vertikal wirkt, d.h in Achsrichtung der Kupplung. Diese Kraft entspricht in der Regel einer Federkraft; sie ist infolge der minimalen Federwege einigermassen konstant. Zum andern wirkt eine Horizontalkraft Ft auf die vertikal verlaufenden Leisten 10, die in Grösse und Richtung variabel ist. Beides ist abhängig von der Lage und Grösse der Reibkräfte zwischen dem ringförmigen Verdrängerkörper 8 und den Wandungen der Förderkammer 4.
- Die auf die tragende Wandung 24 der Nuten wirkende Normalkraft ist die Resultierende aus den beiden Kräften Fs und Ft. Es ist somit erkennbar, dass die Belastung entlang der tragenden Zone nicht gleichmässig ist. Wenn Ft grösser ist als Fs, so ist die Belastung im oberen Segmentabschnitt der Nut grösser als im unteren. Andererseits kann es vorkommen, dass bei Umkehr der Kraftverhältnisse der mittlere Vektor der Reaktionskraft sich langsam nach abwärts richtet. Hier gilt es nun zu vermeiden, dass der Kraftvektor in den Nutengrund hineinwandert. Abhilfe schafft der zurückversetzte Nutengrund.
- Aus Fig.7 ist im übrigen erkennbar, dass der Zwischenring und die Leisten einteilig sind. Es kann sich um ein tiefgezogenes Werkstück handeln, was sich auf die Fertigungskosten sehr günstig auswirkt.
- Das einteilige Werkstück besteht aus korrosionsfestem Federstahl. Wie in Fig.8 dargestellt, ist der Zwischenring so vorzuspannen, dass bei allen Betriebszuständen ein spielfreies Anliegen in den Nuten gewährleistet ist, Daneben übt das Element auch noch jene Axialkraft auf den Verdränger 3 auf, die notwendig ist, damit die Dichtwirkung zwischen den Stirnseiten des Verdrängerkörpers 8 und der Förderkammer 4 aufrechterhalten bleibt.
- Nachdem nun mit dem Taumelantrieb und der Kreuzscheibenfiihrung alle Bedingungen erfüllt sind, damit der Verdrängerkörper während des Betriebes trotz möglichem axialen und radialen Materialabtrag jederzeit dicht ist, kann zur Wahl der Kurvengeometrie für Verdrängerkörper und Förderraum geschritten werden. Die gewünschte Pulsationsarmut wird unter anderm dadurch erzielt, dass zumindest auslasseitig die innere und die äussere Arbeitskammer miteinander kommunizieren. Von Vorteil ist es auch, wenn die Arbeitsräume einlasseitig strömungsmässig miteinander verbunden sind, wie später noch auszuführen ist. Dabei muss in jedem Arbeitsraum der Einlass vom Auslass durch mindestens eine Dichtlinie voneinander getrennt sein. Desweiteren muss jeder Arbeitsraum momentan zwei Dichtlinien aufweisen, die unmittelbar am Einlass und am Auslass anliegen, wenn eine Abdichtung über volle 360° gewährleistet sein soll. Ferner müssen die Kurven von Verdrängerkörper und Förderraum an ihren jeweiligen Berührungsstellen eine gemeinsame Tangente bilden, wobei infolge der gleichen Bewegungsrichtung die Tangenten an der inneren und an der äusseren Berührungsstelle parallel zueinander verlaufen müssen. Der Abstand zwischen innerer und äusserer Tangente entspricht einer ersten Dimension des Kolbenquerschnittes. Die andere Dimension ist durch die Tiefe der in den Förderraum hineinragenden Verdrängerrippen gegeben; sie ist über dem ganzen Verlauf des Förderraums konstant. Hieraus ergibt sich, dass für eine absolut gleichförmige, d.h. pulsationsfreie Förderung der Tangentenabstand über die ganzen 360° konstant sein müsste. Diese Bedingung lässt sich jedoch nicht erfüllen, da zwischen Einlass 6 und Auslass 7 zum einen der Steg 5 vorhanden sein muss und deswegen der Verdränger in diesem Bereich unterbrochen sein muss. Zum andern gilt es auch den durch die Translationsbewegung des Verdrängers bewirkten Freiraum der Enden des Verdrängerkörpers zu berücksichtigen. Diese Enden dürfen zudem anlässlich ihrer Kreisbewegung mit ihren Stirnseiten nicht den Steg berühren.
- Damit sind alle Bedingungen gegeben, um das Höchstmass des Abstandes zwischen den Enden des Verdrängerkörpers, im folgenden Lücke L genannt, zu bestimmen. In Fig.9 ist dieser Sachverhalt skizziert.
- Darin steht der schraffierte Verdrängerkörper 8 in seiner oberen Position, d.h. seine Enden berühren die äusseren Umfangswände des Förderraums; der äussere, sichelförmige Förderraum 28 ist demnach mit zwei Dichtlinien verschlossen. Nicht gezeigt ist, dass der Körper mit seinem unteren Teil an der Innenwand des Förderraumes anliegt. Gegenüber der Darstellung in Fig. 2, bei welcher der innere Arbeitsraum 27 geschlossen ist, ist der Verdrängerkörper also um 180° weitergedreht.
- Der strichlierte und punktierte Verdrängerkörper befindet sich am linken Anschlag, d.h. sein rechtes Ende weist seinen Mindestabstand s zum Steg 5 auf. Bei der Wahl dieses Mindestabstandes s ist darauf zu achten, dass auch bei Materialabtrag infolge fortgesetzten Betriebes der Verdrängerkörper in keinem Fall am Steg 5 anstossen soll. Mit RVI ist der Innenradius des Verdrängerkörpers 8 bezeichnet. Mit diesem Radius ist der Körper an seinem überwiegenden Umfang ausgebildet. B ist die Breite des Förderraumes, die sich aus dem Durchmesser des Translationskreises, d.h. zweimal der Exzentrizität e und der Dicke des Verdrängerkörpers zusammensetzt. RUI ist der Innenradius des Förderraumes. RVIe und RUIe sind die entsprechenden innerern Radien am einlassseitigen (6) und am auslasseitigen (7) Ende der Elemente. Diese Krümmungsradien sind kleiner bemessen, wie noch auszuführen ist.
- Wie nun ohne weiteres zu erkennen ist, bestimmt sich das Höchstmass des genannten Abstandes, d.h. die Weite der Lücke L aus der Summe der Dicke C des Steges 5 + zweimal das Mindestmass s + zweimal die Exzentrizität e.
- Nachdem solchermassen die sogenannte Lücke dimensioniert ist, müssen zur Bestimmung der eigentlichen Verdrängergeometrie noch folgende Bedingungen erfüllt sein:
Die Kurve darf keine geraden Teilstücke aufweisen, da in einem solchen Abschnitt das Medium herausgequetscht würde. Die Kurve darf zudem keine Wendepunkte aufweisen, d.h. alle Zentren der aneinanderzureihenden Krümmungsteilstücke müssen innerhalb der resultierenden Kurve liegen. Andernfalls würden sich die Berührungslinien nicht kontinuierlich verschieben, sondern sie würden Teilabschnitte überspringen. - Aus alldem ergibt sich als Idealform für den Verdrängerkörper sowie für den Förderraum die Kreisform. Unter Berücksichtigung der erforderlichen Lückenweite werden deshalb der Verdrängerkörper und der zugehörige Abschnitt des Förderraumes im überwiegenden Teil ihres Umfangs mit reiner Kreisform ausgebildet. Um das Kriterium der Dichtung über 360° zu erfüllen, werden für die einlass- und auslasseitigen Enden des Verdrängerkörpers und des Förderraumes in einem Winkelbereich α von höchstens 30° wesentlich kleinere Krümmungsradien gewählt als es jene des sogenannten überwiegenden Umfangs sind. Letzterer erstreckt sich somit mindestens über 360° - 2x30° = 300° in reiner Kreisform. Welche Auswirkungen dies auf die Variation der Fördermenge hat, zeigt das anhand der Fig.10 erläuterte Zahlenbeispiel: Diese Skizze ist selbsterläuternd. R bezeichnet einen symbolischen Radius, der sowohl für den Verdrängerkörper als auch für die Umfangswände des Förderraumes steht. Es ist jener Radius, der jeweils am überwiegenden Umfang vorherrscht. Re bezeichnet den Krümmungsradius an den Enden der entsprechenden Elemente, der über den Umschlingungswinkel α vorherrscht. Der Abstand der Tangenten, dessen Verlauf anlässlich eines Umlaufs des Verdrängerkörpers massgebend für die Pulsation des gefördrten Mediums ist, ist mit T bezeichnet.
- Zur Illustration wird nunmehr angenommen, dass die Lücke L eine Weite von 1/2R aufweisen soll. Der Krümmungsradius Re, der ja wesentlich kleiner sein soll als R, wird mit 1/4R angenommen. Hieraus ergibt sich:
sin α = 1/4*R : 3/4*R = 1/3
α = 19,47° Der durch die Abweichung von der reinen Kreisform verursachte Unterschied δT im Tangentenabstand ist dann
δT = R - 3/4*R*cosα - 1/4*R = 0,043 Dies führt zu einer Variation der Fördermenge in [%] δM = 100 * δT/2*R = 2,14% - Aus alldem ergibt sich, dass die Pulsation ausserordentlich gering ist beim gewählten Beispiel und dass sie mit grösser werdendem Winkel α ebenfalls ansteigt.
- Die Weite der Lücke L ist auch noch aus einem anderen Grund von Bedeutung. Es muss Raum mit genügend grossem Querschnitt geschaffen werden für die Anordnung des Einlasses 6 und des Auslasses 7. Es sei hier nochmals Fig.9 betrachtet. In der linken Figurenhälfte ist erkennbar, dass sowohl die innere als auch die äussere Umfangswand des Förderraumes unterbrochen ist in der gleichen Ebene mit dem schraffierten Verdrängerkörper. Dieser Unterbruch bildet den radialen Einlass 6 oder Auslass 7, je nach Drehrichtung des Verdrängerkörpers 8. Diese Anordnung beeinträchtigt demnach nicht die gewünschte Abdichtung über die vollen 360°, zeigt jedoch auf, dass für Einlass und Auslass nur ein beschränkter Raum zur Verfügung steht. Gemäss linker Figurenhälfte kann somit die Zuströmung des Mediums radial von oben und von unten erfolgen. Auch wenn der Verdrängerkörper in diesem Fall seinen Mindestabstand s innehat, besteht kein Problem, den inneren und den äusseren Arbeitsraum 27, 28 zu füllen bezw. zu entleeren.
- Anders präsentiert sich der Fall in der rechten Figurenhälfte, in der es keinen unteren Einlasskanal gibt. In der Stellung des punktierten Verdrängerkörpers ist nun erkennbar, dass eine Kommunikation zwischen den beiden Arbeitsräumen 27 und 28 nur über den Abstand s erfolgen kann. Dies ist selbstverständlich viel zu wenig, um eine stossfreie Füllung des inneren Arbeitsraumes 27 zu gewährleisten. Abhilfe wird hier gemäss den Fig. 11 und 12 durch das Ausparen des Förderraumbodens im Bereich von Einlass resp. Auslass geschaffen. Diese Ausparung 29, die etwas breiter bemessen ist als die Dicke des Verdrängerkörpers 8, ist in der Kanalmitte angeordnet. Sie ermöglicht es, dass in der dargestellten Endposition des Körpers das Arbeitsmittel ohne weiteres vom äusseren Arbeitsraum 28 unter dem Körper hindurch in den inneren Arbeitsraum 27 gelangen kann. Die Breite der Ausparung 29 ist dabei so gewählt, dass in den Verdrängerpositionen, wie sie in den Fig.2 und 9 (schraffiert) gezeigt sind, eine leichte Ueberdeckung besteht.
- Bei der beschriebenen Konfiguration ist davon ausgegangen worden, dass sich Einlass und Auslass jeweils im feststehenden Gehäuseteil befinden. Es kann jedoch auch der Fall auftreten, dass sich eine der beiden Oeffnungen 6 oder 7 im Verdränger selbst befinden. In diesem Fall muss an der Stirnseite des Läufers im Ein- oder Auslassbereich eine entsprechend ausgebildete Ausparung vorgesehen sein. Auch diese muss eine Breite aufweisen, die grösser ist als die Dicke des Verdrängerkörpers, damit die äussere und die innere Arbeitskammer miteinander komunizieren. Die Ausparung ist in diesem Fall unterhalb der Verdrängerrippe angeordnet, d.h. die Rippe hat an dieser Stelle keinen Kontakt zur Stirnfläche des Läufers. Bei dieser Lösung besteht die Möglichkeit, das Arbeitsmittel über den Einlass im feststehenden Gehäuseteil anzusaugen und über den Auslass im Verdränger in das Maschineninnere auszustossen. Dort kann es beispielsweise die beteiligten Antriebs- und Führungselemente schmieren und/oder kühlen. In diesem Fall erübrigt sich zudem die ansonsten erforderliche Stopfbüchsendichtung zwischen Antriebswelle und Gehäuse.
-
- 1,2 Gehäusehälfte
- 3 Läufer
- 4 Förderkammer
- 5 Steg
- 6 Einlass
- 7 Auslass
- 8 Verdrängerkörper
- 9 Zwischenring
- 10,10′ Leiste
- 11,11′ Nut
- 12,12′ Taumelstab
- 13 Kurbeltrieb
- 14 Gelenkpfanne
- 15 erster Kugelabschnitt
- 16,16′ zweiter Kugelabschnitt
- 17,17′ dritter Kugelabschnitt
- 18,18′ Gelenkpfanne in 1
- 19 Gelenkpfanne in 3
- 20 Federmittel
- 21 Ausnehmung
- 22 Gleitstein
- 23 Reibfläche von 10,10′
- 24 tragende Wandung von 11,11′
- 25 Nutengrund
- 26 Gleitfläche
- 27 innerer Arbeitsraum
- 28 äusserer Arbeitsraum
- 29 Ausparung
- 30 Bewegungsachse von 12,12′
- 31 Hauptachse von 13
- 32 Lagerbuchse
- 33 Antriebswelle
- 34 Bund
- 35 Mitnehmerversatz
- α Winkelbereich für Re
- B Breite der Förderkammer 4
- C Dicke von 5
- e Exzentrizität von 3 und 8
- E Exzentrizität von 15
- Ft Axialkraft auf 10,10′
- Fs Horizontalkraft auf 10
- L Lücke
- r Radius von 23,24
- R Radius des überwiegenden Umfangs
- Re Radius im Winkelbereich α
- RUI Radius der inneren Förderraum-Umfangswand
- RUIe Radius der inneren Förderraum-Umf angswand im α
- RVI Radius der inneren Verdränger-Umfangswand
- RVIe Radius der inneren Verdränger-Umfangswand im α
- s Mindestabstand zwischen 5 und 8
- T Abstand der Tangenten
- δT Unterschied im Tangentenabstand
Claims (10)
dadurch gekennzeichnet,
- dass im Bereich des Steges (5) der innere und äussere Arbeitsraum (27,28) am Einlass (6) und am Auslass (7) miteinander kommunizieren,
- dass der Verdrängerkörper (8) und der Förderraum (4) im überwiegenden Teil ihres Umfangs eine zumindest annähernde Kreisform aufweisen,
- dass der Verdrängerkörper (8) über mindestens 360° dichtet,
- wozu die einlass- und auslasseitigen Enden des Verdrängerkörpers und des Förderraumes in einem Winkelbereich (α) von höchstens 30° wesentlich kleinere Krümmungsradien aufweisen als jene ihres überwiegenden Umfangs.
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