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EP1279834B1 - Drehschieberpumpe - Google Patents

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Publication number
EP1279834B1
EP1279834B1 EP02090283A EP02090283A EP1279834B1 EP 1279834 B1 EP1279834 B1 EP 1279834B1 EP 02090283 A EP02090283 A EP 02090283A EP 02090283 A EP02090283 A EP 02090283A EP 1279834 B1 EP1279834 B1 EP 1279834B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pump
rotary
area
vane pump
drive shaft
Prior art date
Legal status (The legal status 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 status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP02090283A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1279834A3 (de
EP1279834A2 (de
Inventor
Hermann Lidlgruber
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
LIDLGRUBER, HERMANN
Original Assignee
Individual
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
Priority claimed from DE20112695U external-priority patent/DE20112695U1/de
Priority claimed from DE2001137415 external-priority patent/DE10137415A1/de
Application filed by Individual filed Critical Individual
Publication of EP1279834A2 publication Critical patent/EP1279834A2/de
Publication of EP1279834A3 publication Critical patent/EP1279834A3/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1279834B1 publication Critical patent/EP1279834B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/30—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 or having the characteristics covered by one of these groups together with some other type of movement between co-operating members
    • F04C2/34—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 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 groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members
    • F04C2/344—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 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 groups F04C2/08 or F04C2/22 and relative reciprocation between the co-operating members with vanes reciprocating with respect to the inner member
    • F04C2/3441—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 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 groups F04C2/08 or F04C2/22 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
    • F04C2/3442—Rotary-piston machines or pumps having the characteristics covered by two or more groups F04C2/02, F04C2/08, F04C2/22, F04C2/24 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 groups F04C2/08 or F04C2/22 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 the surfaces of the inner and outer member, forming the working space, being surfaces of revolution
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/08—Rotary pistons
    • F01C21/0809—Construction of vanes or vane holders
    • F01C21/0818—Vane tracking; control therefor
    • F01C21/0827—Vane tracking; control therefor by mechanical means
    • F01C21/0836—Vane tracking; control therefor by mechanical means comprising guiding means, e.g. cams, rollers
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/08—Rotary pistons
    • F01C21/0809—Construction of vanes or vane holders
    • F01C21/0818—Vane tracking; control therefor
    • F01C21/0854—Vane tracking; control therefor by fluid means
    • F01C21/0863—Vane tracking; control therefor by fluid means the fluid being the working fluid
    • 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
    • F04C2230/00—Manufacture
    • F04C2230/60—Assembly methods
    • F04C2230/603—Centering; Aligning

Definitions

  • the invention relates to a rotary vane pump with the features mentioned in the preamble of claim 1.
  • Circulation pumps including so-called rotary vane pumps or rotary vane pumps, are known.
  • Rotary vane pumps have a rotor which has substantially radially movable sealing slide.
  • the seals are usually stored individually and are guided independently of each other in the rotor.
  • the sealing slides are supported either by centrifugal forces or by springs, whereby they are pressed against a peripheral wall of a pump housing.
  • inner curves or control rings so that the sealing slides are forcibly guided on the outer circumference of the at least one control ring on the inner wall of the pump housing.
  • the control ring can be arranged within a rotary vane pump rotor.
  • the pressure and volume flow is effected by the chamber volume which forms between the sealing slides being used in the delivery area between inlet and outlet for increasing the pressure.
  • a rotary vane pump which has a rotor arranged eccentrically in the cylinder, whose pivot vanes are received in axially parallel recesses of the rotor and applied under the action of centrifugal force and optionally by springs against the cylinder wall.
  • the rotor has a number of channels when the pivot vanes are fully pivoted between the rotor and the fully pivoted pivot vanes.
  • US 3,361,076 also teaches a pump having a housing, a rotor and a stator assembly.
  • the rotor has substantially radially displaceable wings to the axis of rotation.
  • the rotary vane pump according to the invention with the features mentioned in claim 1 offers the advantage that on the one hand to realize a higher force input to the drive shaft on both sides of the rotary vane rotor force input by a Zentrierwellenteil takes place by the Zentrierwellenteil as Component of a second cover is connected via fasteners to the rotary valve rotor, which on both sides in extension of the drive shaft, a second diameter reinforced drive shaft is formed, and that on the other hand, to avoid a unilateral force input with force peaks a between the drive shaft and a Drehschieberrotor- Inner wall formed space is connected via at least one connecting channel with the pump space between each two rotary valves. This makes it possible in a simple manner, while maintaining the small size to realize a higher force input to the drive shaft.
  • the rotary vane pump according to the invention has the advantage that the space formed between the drive shaft and the rotary vane rotor inner wall is connected via at least one connecting channel with the pump space between two rotary valves, so that acting on the drive shaft force peaks balanced and unilaterally acting on the drive shaft forces on the entire circumference of the drive shaft are distributed.
  • the centering shaft part has a centering bolt, which corresponds in the assembled state with a centering hole.
  • the centering shaft part has at least one through hole for receiving a fastening element.
  • the rotary valve rotor has threaded holes corresponding to the through holes.
  • the Zentrierwellenteil is thus connected to the rotary valve rotor via the at least one fastening element which engages over the through hole of the Zentrierwellenteils in the at least one threaded bore of the rotary valve rotor.
  • the centering shaft part engages with its centering pin in the centering hole of a pump rotor axis part of the drive shaft.
  • the centering shaft part has a reinforced drive shaft with the second diameter, which is larger than a first diameter of a non-amplified drive shaft according to the prior art.
  • the connecting channels between the space formed by the drive shaft and a rotary valve rotor inner wall and a pump space are arranged substantially radially to the axis of rotation of the rotary slide rotor.
  • the connecting channels according to the method according to the invention cause a partial flow to be branched off from a main flow and this partial flow makes it possible to operate the rotary slide in the direction of a running surface of a cylinder of the pump.
  • the rotary valves are controllable by the centrifugal forces and a pressure difference between the space inside the rotary valve rotor and the pump chamber.
  • FIG. 1 shows a rotary vane pump 10 in an upper illustration and a lower illustration.
  • the upper illustration shows the rotary vane pump 10 in an older version with a first cover element 8A according to the prior art and the lower illustration shows the new solution with a new second cover element 8B.
  • the housing of the rotary vane pump 10 has hitherto been designed so that a cylinder 1 was closed on both sides with the first cover 8A.
  • the solution according to the invention consists, on the one hand, in the rotary vane pump 10 on both sides with the second cover element 8B and a centering shaft part 13 according to the invention, which is part of the second Cover element is to close.
  • Figure 1 shows the previous (top) and the inventive solution (bottom view).
  • a rotary valve rotor 3 is arranged, which is rotatable about an eccentric axis of rotation 20 in both directions.
  • the rotary valve rotor 3 has a pump rotor shaft part 15, which merges into a drive shaft 7.
  • the drive shaft 7 previously had a first diameter d1.
  • Figure 1 also shows that the rotary valve rotor 3 via its pump rotor shaft part 15 on the one hand in the first previous cover 8A and on the other hand (lower illustration) via a centering hole 16 centered on a centering pin 14 is arranged.
  • the centering hole 16 and the centering pin 14 correspond to each other and are preferably connected to each other in a fitting connection.
  • the centering pin 14 belongs to the centering shaft part 13, which forms in extension of the drive shaft 7 an extended, reinforced drive shaft 7 'with a second diameter d2.
  • the power transmission of the rotary valve rotor 3 is effected by the Zentrierwellenteil 13 characterized in that in the centering shaft 13 through holes 23 for fastening elements 24, preferably threaded screws are. In the rotary valve rotor 3 corresponding threaded holes 6 are arranged. By screw the rotary valve rotor 3 is connected to the centering shaft 13. Thus, a power flow over this connection can be realized.
  • the centering shaft part 13 thus forms the reinforced drive shaft 7 '.
  • the drive shaft 7 ' which, as already mentioned above, on the Zentrierwellenteil 13 and the second cover 8 B is carried out on both sides of the rotary valve rotor 3, the larger second diameter d2.
  • This second diameter d2 is for example 18 mm.
  • the drive shaft 7 ' can also be performed in the second diameter d2 with 20 mm or 25 mm and more.
  • the first diameter d1 is for example only 12 mm.
  • a simple reinforcement by increasing the diameter d1 of the drive shaft 7 without centering shaft part 13 is no longer sufficiently stable enough. The solution according to the invention is therefore used especially for higher pressures.
  • the centering shaft part 13 is covered with respect to the cylinder 1 with the second cover member 8B and forms a guide 25 for the amplified drive shaft 7 '.
  • the figures also show the arrangement of connecting channels 5 in the rotary valve rotor 3 on the other.
  • a pressure distribution in the housing of the rotary vane pump 10 can be effected.
  • the forces acting on the drive shaft 7 and 7 ' are uniformed and force peaks are compensated. It does not come to a unilateral force entry into the drive shaft 7 or 7 '. Fatigue fractures and one-sided high wear are avoided.
  • connecting channels 5 have a further significance, which is apparent in particular from FIG. 2 and which will be discussed later.
  • Figure 1 shows first between the drive shaft 7 and rotary valve rotor inner wall 21, a first space 4A and a second space 4B.
  • a first control ring 9A and a second control ring 9B may be disposed in the first and second spaces 4A and 4B, respectively.
  • the first control ring 9A and the second control ring 9B is a forced control of rotary valves 18, which are not shown in Figure 1.
  • FIG. 1 furthermore shows the pump space 19 between a rotary valve rotor outer wall 17 and a running surface 2 of the cylinder 1.
  • the pump space 19 and the first space 4A and a second space 4B are connected to each other via the connection channels 5. Therefore, a pressure equalization takes place here via the connecting channels 5.
  • Figure 2 shows a section A-A through the rotary vane pump 10.
  • the same reference numerals denote the same parts as in Figure 1.
  • FIG. 2 shows an inlet 11 and an outlet 12 on both sides, since the rotary vane pump 10 can be operated selectively in both directions about the axis of rotation 20.
  • the cylinder 1 in which offset by 90 ° to the drive shaft 7, the inlet 11 and the outlet 12 are arranged. Also visible is the centering pin 14 in the centering hole 16 of the drive shaft 7.
  • the second control ring 9B can be seen.
  • the control ring 9A is located behind the control ring 9B and is not visible in FIG.
  • the second control ring 9B runs on the eccentric rotation axis 20 on the drive shaft 7 in the space 4B.
  • the space 4B is connected to the pumping space 19 and the inlet area 11 and the outlet area 12 via the connection channels 5.
  • the rotary valve 18 are movably guided in hubs 22 in the rotary valve rotor 3.
  • the pump space 19 is formed between the rotary valve rotor outer wall 17 and the running surface 2 of the cylinder 1.
  • connection channels 5 alone allow the actuation of the rotary valves 18.
  • the rotary valves 18 are pressed outward in the direction of the first and second chambers 4A and 4B in addition to the centrifugal forces acting.
  • the partial flow TS will flow into the interior of the rotary valve rotor 3 in the first and second spaces 4A and 4B.
  • a partial flow TS will flow from the first and second chambers 4A and 4B into the region between rotary valve rotor outer wall 17 and cylinder 1 as a function of a pressure difference.
  • the volume flow of the partial flow TS is also dependent on a diameter of the connecting channels. 5
  • the rotary vane pump can be used for the following branches of industry. It is used in the chemical industry for alkalis, gases and viscous liquids. In the food industry, for example, it can be used as a honey, mustard, jam and syrup pump. In addition, there is a field of application in the field of medical technology as a metering pump and in the fire department as a spray pump. For disaster relief, the rotary vane pump can be used for pumping off used oil at sea or for pumping out floods during floods. Further uses arise in agriculture and environmental technology for irrigating fields or as a pressure booster for a photovoltaic system. These areas of application are only examples and can be extended as desired for other areas.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)
  • Details And Applications Of Rotary Liquid Pumps (AREA)

Description

  • Die Erfindung betrifft eine Drehschieberpumpe mit den im Oberbegriff des Anspruchs 1 genannten Merkmalen.
  • Umlaufpumpen, darunter so genannte Drehschieberpumpen oder auch Drehflügelzellenpumpen, sind bekannt.
  • Drehschieberpumpen besitzen einen Rotor, der im Wesentlichen radial bewegbare Dichtschieber aufweist. Die Dichtschieber werden in der Regel einzeln gelagert und sind voneinander unabhängig im Rotor geführt. Die Dichtschieber werden entweder durch Fliehkräfte oder durch Federn unterstützt, wodurch sie an einer Umfangswand eines Pumpengehäuses gedrückt werden. Bekannt ist zudem, so genannte Innenkurven oder Steuerringe vorzusehen, so dass die Dichtschieber am äußeren Umfang des mindestens eines Steuerrings an der Innenwand des Pumpengehäuses zwangsgeführt werden. Dabei kann der Steuerring innerhalb eines Drehschieberpumpenrotors angeordnet sein. Der Druck- und Volumenstrom wird dadurch bewirkt, dass das sich zwischen den Dichtschiebern bildende Kammervolumen im Förderbereich zwischen Einlass und Auslass zur Druckerhöhung verwendet wird.
  • Aus dem Gebrauchsmuster 85 011 40 U1 ist beispielsweise eine Drehflügelpumpe bekannt, die einen exzentrisch im Zylinder angeordneten Rotor aufweist, dessen Schwenkflügel in achsparallele Ausnehmungen des Rotors aufgenommen und unter Wirkung der Fliehkraft und gegebenenfalls von Federn gegen die Zylinderwand angelegt sind. Der Rotor weist zudem bei voll eingeschwenkten Schwenkflügeln zwischen Rotor und den voll eingeschwenkten Schwenkflügeln eine Anzahl von Kanälen auf.
  • Aus dem Stand der Technik geht weiterhin aus der Offenlegungsschrift DE 40 12 789 A1 eine Umlaufpumpe der genannten Art hervor. Die Pumpe besitzt einen Läufer mit radial verschiebbaren gekoppelten Dichtschiebern, die in einer Nabe verschiebbar geführt sind. Dabei dichten der Nabenkörper und die Dichtflächen der Dichtschieber im Dichtteil zwischen Auslass und Einlass und im Förderbereich nur die Dichtschieber ab. Durch geeignete Gestaltung von Radien und Kurven sowie der Dichtschieber kann eine schonende Pumpweise erzielt werden.
  • Schließlich lehrt die US 3, 361,076 ebenfalls eine Pumpe mit einem Gehäuse, einem Rotor und einer Stator-Anordnung. Der Rotor weist im Wesentlichen radial zur Drehachse verschiebbare Flügel auf. Auf einer Seite erfolgt ein Krafteintrag durch einen flanschartigen Abgang eines Rotorschaftes in den Rotor, wobei der flanschartige Abgang des Rotors mit einem Rotorhauptteil, mit in ihm angeordneten drehschieberartigen Elementen, über Befestigungselemente verbunden ist.
  • Für die Drehschieberpumpen gilt, dass die Kräfte, die die Drehschieber auf den Drehschieberrotor und damit auf die Antriebswelle übertragen, dadurch begrenzt sind, dass die mögliche Kraftaufnahme der Antriebswelle nicht überschritten wird. Insbesondere zur Realisierung kleiner Baugrößen von Drehschieberpumpen mit hohen Leistungen und Fördervolumen, die durch Anordnung der Schieber mit möglichst großer wirksamer Schieberfläche im Förderbereich der Drehschieberpumpe und hohen Drehzahlen erreicht werden, sind die Kräfte, die die Antriebswelle aufnehmen kann, schnell erreicht. Nachteilig bei den bekannten Lösungen ist es, dass die wirksamen Schieberflächen zum einen nicht weiter erhöht werden können und dadurch kleinere Drehzahlen zu Gunsten einer schonenden Förderung eines Fördermediums nicht eingestellt werden können, um bestimmte Drücke und Fördervolumina zu erreichen. Besonders bei Ausführungen von Drehschieberpumpen mit exzentrisch angeordneter Antriebswelle sind die Kräfte, die auf den Drehschieberrotor und damit auf die Drehschieberpumpe wirken, ungünstig verteilt. Wünschenswert sind geringe Drehzahlen mit gleichzeitig hohen Förderleistungen und Förderdrücken, wodurch eine energiesparende Förderung der Drehschieberpumpe gewährleistet wäre. Diese Merkmale, gepaart mit einer besonders platzsparenden Bauweise, können die aus dem Stand der Technik bekannten Umlaufpumpen nicht offenbaren.
  • Es ist deshalb die Aufgabe der vorliegenden Erfindung, eine Drehschieberpumpe anzubieten, die es mit ihren erfindungsgemäße Merkmalen gestattet, bei schonender Pumpweise und minimaler Baugröße sehr hohe Förderdrücke und Fördervolumina zu realisieren.
  • Die erfindungsgemäße Drehschieberpumpe mit den im Anspruch 1 genannten Merkmalen bietet demgegenüber den Vorteil, dass einerseits zur Realisierung eines höheren Krafteintrages auf die Antriebswelle auf beiden Seiten des Drehschieberrotors ein Krafteintrag durch ein Zentrierwellenteil erfolgt, indem das Zentrierwellenteil als Bestandteil eines zweiten Abdeckelementes über Befestigungselemente mit dem Drehschieberrotor verbunden ist, wodurch beidseitig in Verlängerung der Antriebswelle eine, in einem zweiten Durchmesser verstärkte Antriebswelle, ausgebildet ist, und dass andererseits, um einen einseitigen Krafteintrag mit Kraftspitzen zu vermeiden ein zwischen der Antriebswelle und einer Drehschieberrotor-Innenwand gebildeter Raum über mindestens einen Verbindungskanal mit dem Pumpraum zwischen jeweils zwei Drehschiebern verbunden ist. Dadurch ist es in einfacher Weise möglich, unter Beibehaltung der geringen Baugröße einen höheren Krafteintrag auf die Antriebswelle zu realisieren.
  • Die erfindungsgemäße Drehschieberpumpe bietet den Vorteil, dass der zwischen der Antriebswelle und der Drehschieberrotor-Innenwand gebildeter Raum über mindestens einen Verbindungskanal mit dem Pumpraum zwischen jeweils zwei Drehschiebern verbunden ist, so dass auf die Antriebswelle wirkende Kraftspitzen ausgeglichen und einseitig auf die Antriebswelle wirkende Kräfte auf den gesamten Umfang der Antriebswelle verteilt werden.
  • Besonders wirksam ist, dass der Krafteintrag des Drehschieberrotors auf beiden Seiten über ein Zentrierwellenteil als Bestandteil des zweiten Abdeckelementes über Befestigungselemente mit dem Drehschieberrotor erfolgt, wodurch beidseitig eine verstärkte Antriebswelle ausgebildet ist. Dazu weist das Zentrierwellenteil einen Zentrierbolzen auf, welcher im montierten Zustand mit einem Zentrierloch korrespondiert. Das Zentrierwellenteil weist zur Aufnahme eines Befestigungselementes mindestens eine Durchgangsbohrung auf. Der Drehschieberrotor weist Gewindebohrlöcher auf, die mit den Durchgangsbohrungen korrespondieren. Das Zentrierwellenteil ist somit mit dem Drehschieberrotor über das mindestens eine Befestigungselement, welches über die Durchgangsbohrung des Zentrierwellenteils in das mindestens eine Gewindebohrloch des Drehschieberrotors eingreift, verbunden.
  • In der erfindungsgemäßen Ausgestaltung greift das Zentrierwellenteil mit seinem Zentrierbolzen in das Zentrierloch eines Pumpenrotorachsenteiles der Antriebswelle ein.
    Dadurch weist das Zentrierwellenteil eine verstärkte Antriebswelle mit dem zweiten Durchmesser auf, welcher größer als ein erster Durchmesser einer nicht verstärkten Antriebswelle nach dem Stand der Technik ist.
  • In bevorzugter Ausführung der Erfindung sind die Verbindungskanäle zwischen dem von der Antriebswelle und einer Drehschieberrotor-Innenwand gebildeten Raum und einem Pumpraum im Wesentlichen radial zu der Drehachse des Drehschieberrotors angeordnet. Zwischen diesem Raum und dem Pumpraum bewirken die Verbindungskanäle nach dem erfindungsgemäßen Verfahren, dass aus einem Hauptförderstrom ein Teilstrom abgezweigt wird und dieser Teilstrom die Betätigung der Drehschieber in Richtung einer Lauffläche eines Zylinders der Pumpe ermöglicht. Die Drehschieber sind durch die wirkenden Fliehkräfte und einer Druckdifferenz zwischen dem Raum im Innern des Drehschieberrotors und dem Pumpraum steuerbar.
  • Durch diese bevorzugte Lösung kann in Ausgestaltung der Erfindung alternativ auf angeordnete Steuerringe zur Zwangssteuerung der Drehschieber verzichtet werden.
  • Weitere bevorzugte Ausgestaltungen der Erfindung ergeben sich aus den übrigen, in den Unteransprüchen genannten Merkmalen.
  • Die Erfindung wird nachfolgend in einem Ausführungsbeispiel anhand der zugehörigen Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
    • Figur 1
    einen Schnitt in einer Draufsicht auf eine Drehschieberpumpe in bisheriger und neuer Ausführung und
    Figur 2
    einen Schnitt A-A in einer Seitenansicht.
  • In Figur 1 ist eine Drehschieberpumpe 10 in einer oberen Darstellung und einer unteren Darstellung gezeigt. Die obere Darstellung zeigt die Drehschieberpumpe 10 in einer älteren Version mit einem ersten Abdeckelement 8A nach dem Stand der Technik und die untere Darstellung die neue Lösung mit einem neuen zweiten Abdeckelement 8B.
  • Das Gehäuse der Drehschieberpumpe 10 wurde bisher so ausgeführt, dass ein Zylinder 1 auf beiden Seiten mit dem ersten Abdeckelement 8A verschlossen war. Entsprechend Figur 1, besteht die erfindungsgemäße Lösung einerseits darin, die Drehschieberpumpe 10 auf beiden Seiten mit dem zweiten Abdeckelement 8B und einem erfindungsgemäßen Zentrierwellenteil 13, welches Bestandteil des zweites Abdeckelementes ist, zu verschließen. Zur Verdeutlichung zeigt Figur 1 die bisherige (obere Darstellung) und die erfindungsgemäße Lösung (untere Darstellung).
  • In der Drehschieberpumpe 10 ist ein Drehschieberrotor 3 angeordnet, der um eine exzentrische Drehachse 20 in beide Richtungen drehbar ist. Der Drehschieberrotor 3 besitzt ein Pumpenrotorachsenteil 15, welches in eine Antriebswelle 7 übergeht. Die Antriebswelle 7 besaß bisher einen ersten Durchmesser d1. Figur 1 zeigt ferner, dass der Drehschieberrotor 3 über sein Pumpenrotorachsenteil 15 zum einen in dem ersten bisherigen Abdeckelement 8A und zum anderen (untere Darstellung) über ein Zentrierloch 16 an einem Zentrierbolzen 14 zentriert angeordnet ist. Das Zentrierloch 16 und der Zentrierbolzen 14 korrespondieren miteinander und sind vorzugsweise in einer Passverbindung miteinander verbunden.
    Der Zentrierbolzen 14 gehört zu dem Zentrierwellenteil 13, welches in Verlängerung der Antriebswelle 7 eine verlängerte, verstärkte Antriebswelle 7' mit einem zweiten Durchmesser d2 ausbildet. Die Kraftübertragung des Drehschieberrotors 3 erfolgt durch das Zentrierwellenteil 13 dadurch, dass sich im Zentrierwellenteil 13 Durchgangsbohrungen 23 für Befestigungselemente 24, vorzugsweise Gewindeschrauben, befinden. Im Drehschieberrotor 3 sind korrespondierend Gewindebohrlöcher 6 angeordnet. Durch Schraubverbindungen ist der Drehschieberrotor 3 mit dem Zentrierwellenteil 13 verbunden. Somit ist ein Kraftfluss über diese Verbindung realisierbar. Das Zentrierwellenteil 13 bildet somit die verstärkte Antriebswelle 7' aus.
  • Wie aus Figur 1 weiter hervorgeht, besitzt die Antriebswelle 7', die, wie bereits oben erwähnt, über das Zentrierwellenteil 13 und das zweite Abdeckelement 8B auf beiden Seiten des Drehschieberrotors 3 ausgeführt ist, den größeren zweiten Durchmesser d2. Dieser zweite Durchmesser d2 beträgt beispielsweise 18 mm. Die Antriebswelle 7' kann aber auch in dem zweiten Durchmesser d2 mit 20 mm oder 25 mm und mehr ausgeführt werden. Der erste Durchmesser d1 beträgt beispielsweise nur 12 mm. Bei einem ersten Durchmesser d1 und hohen Drücken, beispielsweise 20 bar, ist eine einfache Verstärkung über Erhöhung des Durchmessers d1 der Antriebswelle 7 ohne Zentrierwellenteil 13 nicht mehr ausreichend stabil genug. Die erfindungsgemäße Lösung kommt also besonders für höhere Drücke zum Einsatz.
  • Das Zentrierwellenteil 13 ist gegenüber dem Zylinder 1 mit dem zweiten Abdeckelement 8B abgedeckt und bildet eine Führung 25 für die verstärkte Antriebswelle 7'.
  • Die Figuren zeigen zudem die Anordnung von Verbindungskanälen 5 im Drehschieberrotor 3 andererseits. Durch die Verbindungskanäle 5 ist eine Druckverteilung im Gehäuse der Drehschieberpumpe 10 bewirkbar. Die Kräfte, die auf die Antriebswelle 7 beziehungsweise 7' wirken, werden vergleichmäßigt und Kraftspitzen werden ausgeglichen. Es kommt nicht zu einem einseitigen Krafteintrag in die Antriebswelle 7 beziehungsweise 7'. Ermüdungsbrüche und einseitiger hoher Verschleiß werden dadurch vermieden.
  • Ferner kommt den Verbindungskanälen 5 eine weitere Bedeutung zu, die insbesondere aus Figur 2 hervorgeht und auf die später eingegangen wird.
  • Figur 1 zeigt zunächst zwischen Antriebswelle 7 und Drehschieberrotor-Innenwand 21 einen ersten Raum 4A und einen zweiten Raum 4B. In dem ersten beziehungsweise zweiten Raum 4A beziehungsweise 4B kann alternativ ein erster Steuerring 9A und ein zweiter Steuerring 9B angeordnet sein. Durch den ersten Steuerring 9A und den zweiten Steuerring 9B erfolgt eine Zwangssteuerung von Drehschiebern 18, die in Figur 1 nicht dargestellt sind.
  • Figur 1 zeigt weiterhin den Pumpraum 19 zwischen einer Drehschieberrotor-Außenwand 17 und einer Lauffläche 2 des Zylinders 1.
  • Der Pumpraum 19 und der erste Raum 4A und ein zweiter Raum 4B sind über die Verbindungskanäle 5 miteinander verbunden. Deshalb findet hier über die Verbindungskanäle 5 ein Druckausgleich statt.
  • Figur 2 zeigt einen Schnitt A-A durch die Drehschieberpumpe 10. Gleiche Bezugszeichen bezeichnen gleiche Teile wie in Figur 1.
  • Figur 2 zeigt einen Einlass 11 und einen Auslass 12 auf beiden Seiten, da die Drehschieberpumpe 10 wahlweise in beide Richtungen um die Drehachse 20 betreibbar ist.
  • Ersichtlich ist weiterhin der Zylinder 1, in dem um 90° zur Antriebswelle 7 versetzt der Einlass 11 und der Auslass 12 angeordnet sind. Ferner ersichtlich ist der Zentrierbolzen 14 im Zentrierloch 16 der Antriebswelle 7. Auf der Antriebswelle 7 ist der zweite Steuerring 9B ersichtlich. Der Steuerring 9A liegt hinter dem Steuerring 9B und ist in Figur 2 nicht sichtbar. Der zweite Steuerring 9B läuft auf der exzentrischen Drehachse 20 auf der Antriebswelle 7 im Raum 4B. Der Raum 4B ist über die Verbindungskanäle 5 mit dem Pumpraum 19 und dem Einlassbereich 11 und dem Auslassbereich 12 verbunden. Die Drehschieber 18 sind in Naben 22 im Drehschieberrotor 3 beweglich geführt.
  • Zwischen zwei Drehschiebern 18 bildet sich der Pumpraum 19 zwischen der Drehschieberrotor-Außenwand 17 und der Lauffläche 2 des Zylinder 1 aus.
  • Ersichtlich sind weiterhin die Gewindebohrlöcher 6 im Drehschieberrotor 3 an dem - wie Figur 1 zeigt - mittels der Befestigungselemente 24 der Zentrierwellenteil 13 über seine Durchgangsbohrungen 23 befestigt wird und der Kraftfluss auf die verstärkte Antriebswelle 7' umgeleitet wird.
  • Die Wirkungsweise der Drehschieberpumpe 10 ist entsprechend der Figur 2 erläutert Folgende. Bei Einsatz der ersten und zweiten Steuerringe 9A beziehungsweise 9B werden die Drehschieber 18 aus dem Drehschieberrotor 3 mechanisch herausgedrückt, so dass der Pumpraum 19 entsteht. Im oberen Bereich werden die Drehschieber 18 durch die exzentrische Drehachse 20 an der Lauffläche 2 des Zylinders 1 in den Drehschieberrotor 3 hineingedrückt. Bei Anordnung der Verbindungskanäle 5 findet zudem ein Druckausgleich zwischen den ersten und zweiten Räumen 4A und 4B statt. Zudem wird ein Teilstrom TS eines Hauptstromes HS in die ersten und zweiten Räumen 4A und 4B hineingedrückt.
  • Durch diese Wirkungsweise findet zum einen eine Entlastung der Antriebswelle 7 statt und zum anderen ist damit die Möglichkeit gegeben, die Drehschieber 18 in Richtung der Lauffläche 2 des Zylinders 1 zu betätigen. Die Wirkungsweise ist ohne den ersten und zweiten Steuerring 9A und 9B realisierbar, wenn Verbindungskanäle 5 angeordnet sind.
  • Wird alternativ auf den ersten und zweiten Steuerring 9A und 9B verzichtet, ermöglichen die Verbindungskanäle 5 allein die Betätigung der Drehschieber 18.
  • Durch den im Pumpraum 19 sich aufbauenden Druck werden die Drehschieber 18 aus Richtung des ersten und zweiten Raumes 4A beziehungsweise 4B zusätzlich zu den wirkenden Fliehkräften nach außen gedrückt. Der Teilstrom TS wird in das Innere des Drehschieberrotors 3 in den ersten und zweiten Raum 4A und 4b fließen. Im Bereich von niedrigeren Drücken, beispielsweise im Einlassbereich 11, wird in Abhängigkeit einer Druckdifferenz eine Teilstrom TS aus dem ersten und zweiten Raum 4A und 4B in den Bereich zwischen Drehschieberrotor-Außenwand 17 und Zylinder 1 fließen.
  • Der Volumenstrom des Teilstroms TS ist zudem abhängig von einem Durchmesser der Verbindungskanäle 5.
  • Durch die erfindungsgemäße Lösung des zweites Abdeckelementes 8B mit dem Zentrierwellenteil 13 und den Verbindungskanälen 5 sind zum einen höhere Kräfte auf die Antriebswelle 7 und den Drehschieberrotor 3 realisierbar. Zum anderen kann, wie oben erwähnt, auf die Steuerringe 9A und 9B verzichtet werden.
  • Die Drehschieberpumpe ist für folgende Industriezweige einsetzbar. Sie dient in der chemischen Industrie für Laugen, Gase und viskose Flüssigkeiten. In der Lebensmittelindustrie ist sie beispielsweise als Honig-, Senf-, Marmelade-, und Siruppumpe einsetzbar. Zudem ergibt sich im Bereich der Medizintechnik ein Einsatzfeld als Dosierpumpe und bei der Feuerwehr als Spritzpumpe. Für den Katastropheneinsatz ist die Drehschieberpumpe zum Abpumpen von Altölen auf dem Meer oder zum Abpumpen von Hochwasser bei Überschwemmungen einsetzbar. Weitere Einsatzmöglichkeiten ergeben sich in der Landwirtschaft und der Umwelttechnologie zum Bewässern von Feldern beziehungsweise als Druckerhöhungsanlage für eine Photovoltaikanlage. Diese Einsatzgebiete sind nur beispielhaft und sind für andere Bereiche beliebig erweiterbar.
    • BEZUGSZEICHENLISTE
    • 1
    Zylinder
    2
    Lauffläche
    3
    Drehschieberrotor
    4
    Raum (für Steuerringe)
    4A
    erster Raum
    4B
    zweiter Raum
    5
    Verbindungskanäle (Durchflusslöcher)
    6
    Gewindebohrlöcher
    7
    Antriebswelle
    7'
    verstärkte Antriebswelle
    8
    Abdeckelement
    8A
    erstes Abdeckelement
    8B
    zweites Abdeckelement
    9
    Steuerring
    9A
    erster Steuerring
    9B
    zweiter Steuerring
    10
    Drehschieberpumpe
    11
    Einlass
    12
    Auslass
    13
    Zentrierwellenteil
    14
    Zentrierbolzen
    15
    Pumpenrotorachsenteil
    16
    Zentrierloch
    17
    Drehschieberrotor-Außenwand
    18
    Drehschieber (Lamellenschieber)
    19
    Pumpraum
    20
    Drehachse
    21
    Drehschieberrotor-Innenwand
    22
    Nabe
    23
    Durchgangsbohrung
    24
    Befestigungselemente
    25
    Führung
    d1
    erster Durchmesser
    d2
    zweiter Durchmesser
    HS
    Hauptstrom
    TS
    Teilstrom

Claims (21)

  1. Drehschieberpumpe (10), die ein Gehäuse aus einem Zylinder (1) und Abdeckelementen (8A) mit einem in dem Gehäuse beidseitig über eine in einem ersten Durchmesser (d1) ausgeführte Antriebswelle (7) gelagerten Drehschieberrotor (3) aufweist, in dem steuerbare, im Wesentlichen radial zu einer Drehachse (20) verschiebbare Drehschieber (18) angeordnet sind, die zwischen einem Einlass (11) und einem Auslass (12) und einer Drehschieberrotor-Außenwand (17) und dem Gehäuse einen Pumpraum (19) ausbilden, dadurch gekennzeichnet, dass einerseits zur Realisierung eines höheren Krafteintrages auf die Antriebswelle (7) auf beiden Seiten des Drehschieberrotors (3) ein Krafteintrag durch ein Zentrierwellenteil (13) erfolgt, indem das Zentrierwellenteil (13) als Bestandteil eines zweiten Abdeckelementes (8B) über Befestigungselemente (24) mit dem Drehschieberrotor (3) verbunden ist, wodurch beidseitig in Verlängerung der Antriebswelle (7) eine, in einem zweiten Durchmesser (d2) verstärkte Antriebswelle (7'), ausgebildet ist, und dass andererseits, um einen einseitigen Krafteintrag mit Kraftspitzen zu vermeiden ein zwischen der Antriebswelle (7) und einer Drehschieberrotor-Innenwand (21) gebildeter Raum (4) über mindestens einen Verbindungskanal (5) mit dem Pumpraum (19) zwischen jeweils zwei Drehschiebern (18) verbunden ist.
  2. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Zentrierwellenteil (13) einen Zentrierbolzen (14) aufweist, welcher im montierten Zustand mit einem Zentrierloch (16) korrespondiert.
  3. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Zentrierwellenteil (13) mindestens eine Durchgangsbohrung (23) aufweist.
  4. Drehschieberpumpe (10) nach 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Drehschieberrotor (3) Gewindebohrlöcher (6) aufweist.
  5. Drehschieberpumpe (10) nach 1, 3 und 4, dadurch gekennzeichnet, dass mindestens ein Befestigungselement (24) über die Durchgangsbohrung (23) des Zentrierwellenteiles (13) in das mindestens eine Gewindebohrloch (6) des Drehschieberrotors (3) eingreift.
  6. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass das Zentrierwellenteil (13) mit seinem Zentrierbolzen (14) in das Zentrierloch (16) eines Pumpenrotorachsenteiles (15) der Antriebswelle (7) eingreift.
  7. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass das Zentrierwellenteil (13) eine verstärkte Antriebswelle (7') mit einem zweiten Durchmesser (d2) aufweist, welcher größer ist als der erste Durchmesser (d1).
  8. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Deckel (8B) eine Führung (25) aufweist.
  9. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 7 und 8, dadurch gekennzeichnet, dass der zweite Deckel (8B) und das Zentrierwellenteil (13) den Zylinder (1) unter Umschließung der Antriebswelle (7') mittels der Führung (25) verschließt.
  10. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der mindestens eine Verbindungskanal (5) ein Durchflussloch ist.
  11. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 1 und 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Verbindungskanal (5) im Wesentlichen radial zu der Drehachse (20) des Drehschieberrotors (3) angeordnet ist.
  12. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Antriebswelle (7) und der Drehschieberrotor-Innenwand (21) ein erster Raum (4A) und ein zweiter Raum (4B) angeordnet sind.
  13. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 1 und 10 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschieber (18) durch die auf die Drehschieber (18) wirkende Fliehkraft und eine Druckdifferenz zwischen dem Raum (4A) und/oder dem Raum (4B) und dem Pumpraum (19) steuerbar sind.
  14. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass zwischen der Antriebswelle (7) und der Drehschieberrotor-Innenwand (21) der erste Raum (4A) mit einem ersten Steuerring (9A) und/oder der zweite Raum (4B) mit einem zweiten Steuerring (9B) angeordnet ist.
  15. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 10 und 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschieber (18) durch die auf die Drehschieber (18) wirkenden ersten und/oder zweiten Steuerringe (9A) und/oder (9B) steuerbar sind.
  16. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 13 und/oder 14, dadurch gekennzeichnet, dass die Drehschieber (18) im Pumpraum (19) an einer Lauffläche (2) anliegen.
  17. Drehschieberpumpe (10) nach Anspruch 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass aus einem Hauptförderstrom (HS) ein Teilstrom (TS) abgezweigt wird und dieser Teilstrom (TS) die Betätigung der Drehschieber (18) in Richtung der Lauffläche (2) eines Zylinders (1) der Pumpe bewirkt.
  18. Drehschieberpumpe nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass der Teilstrom (TS) von einem Pumpraum (19) über mindestens einen Verbindungskanal (5) zu einem Raum (4) im Innern eines Drehschieberrotors (3) zu den Drehschiebern (18) geführt wird.
  19. Drehschieberpumpe nach Anspruch 17 und 18, dadurch gekennzeichnet, dass über den mindestens einen Verbindungskanal (5) ein Druckausgleich zwischen dem mindestens einen Raum (4) und dem Pumpraum (19) durchgeführt wird.
  20. Drehschieberpumpe nach Anspruch 17 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass ein bestimmter Volumenstrom als Teilstrom (TS) in Abhängigkeit einer Druckdifferenz zwischen dem mindestens einen Raum (4) und dem Pumpraum (19) abgezweigt wird.
  21. Drehschieberpumpe nach Anspruch 17 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass ein bestimmter Volumenstrom als Teilstrom (TS) in Abhängigkeit eines Durchmessers des mindestens einen Verbindungselementes (5) abgezweigt wird.
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