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Exzenterschneckenpumpe
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Die Erfindung betrifft eine Exzenterschneckenpumpe mit einem schraubenförmig
gewendelten Rotor, der sich planetenartig in einer im Querschnitt langgestreckten
Elohlwendel eines Stators abwälzt, wobei die räumlichen Wälzkurven an Rotor und
Stator in einzelne Pumpenstufen aufgelöst sind, in welchen jeweils am Rotor drehbar
zwei axial entgegengesetzt zueinander angeordnete Zwischenglieder gelagert sind.
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Exzenterschneckenpumpen dieser Art sind bekannt durch die DE-OS 27
12 120. Dabei sind die Zwischenglieder als Wälzringe ausgebildet, deren Innen- und
Außenteile durch elastisch federnde Mittel radial gegeneinander abgestützt sind.
Nach einer Ausführung werden hierzu zwei im Querschnitt U-förmige Federringe mit
ihren Schenkelenden gegeneinandergestellt. Bei der elastischen Verformung vergrößert
sich jedoch die Gesamtbreite.Die Änderung der Breite eines Wälzringes oder Wäizringpaares
ist maßgeblich bestimmt durch einerscts die Elastizität, vor allem aber durch die
Wärmedehnung des gewählten Werkstoffes. Bei einstückigen Wälzringen oder sich über
die ganze Wälzringbreite erstreckenden Wälzringteilen empfiehlt sich daher die Verwendung
eines Werkstoffes mit großer Formbeständigkeit, insbesondere geringem Wärmedehnungsfaktor.
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Bei durch einzelne Stufen gebildetenExzenterschneckenpumpen ist die
Abdichtung in den Radialebenen zwischen be-
nachbarten Pumpenstufen
von maßgeblicher Bedeutung für den erzielbaren Förderdruck und die Pumpenleistung.
Für diese Abdichtung ist es wesentlich, daß die z. B. als Wälzringe oder Kolbenplatten
ausgebildeten Zwischenglieder gegenüber den axial benachbarten Teilen möglichst
geringes Spiel haben. Dies hat sich. jedoch mit den bekannten Konstruktionen nicht
erreichen lassen, da die zusammenwirkenden Teile starker Verschleißbeanspruchung
unterworfen sind, und die Spaltweite zwischen den zusammenwirkenden Teilen benachbarter
Pumpenstufen während des Betriebes erheblichen Anderungen unterworfen ist.
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Die Erfindung geht aus von der eingangs genannten Gattung einer Exzenterschneckenpumpe
und verfolgt die Aufgabe, diese Pumpe so weiterzubilden, daß an den Stirnseiten
der Zwischenglieder auftretender Verschleiß weitgehend vermieden und die Abdichtung
zwischen benachbarten Pumpenstufen möglichst konstant gehalten wird, so daß auch
nach längerer Betriebsdauer noch größere Förderdrücke erzielt werden.
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Zur Lösung dieser Aufgabe werden erfindungsgemäß die beiden Zwischenglieder
axial zueinander einstellbar vorgesehen, weisen auf ihren einander zugewandten Stirnseiten
abdichtend ineinandergreifende, in Umfangsrichtung abwechselnde Vorsprünge und Nuten
auf und werden in Richtung ihrer Achse federnd auseinandergedrückt.
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Auf diese Weise wird zunächst ein gleichmäßiger Anlagedruck der beiden
Zwischenglieder einer jeden Pumpenstufe auf die stirnseitig anschließenden Teile
der benachbarten Pumpenstufen ausgeübt und dadurch in den Trennflächen eine vom
Ahnutzungszustand praktisch unabhä;ge Abdichtwirkung erreicht. Man muß dann nur
dafür sorgen, daß durch die Relativ-Bewegbarkeit der beiden Zwiscenglidcr einer
Pumpenstufe in Umfangsrichtung nur begrenzte Strömungskanäle gebildet werden, die
keinen Druckausgleich zwischen weiter voneinander entfernten Umfangstellen der Zwischen-
glieder
schaffen könnten, oder daß solche Kanäle nach außen abgeschlossen sind. Auch wenn
durch die axiale Einstellbarkeit durch vergrößertes Umfangsspiel unmittelbare Verbindungen
zwischen Iagen- und Außenseite der Zwischenglieder geschaffen werden, ergibt sich
jedoch in Umfangsrichtung zwischen benXchbarten. Vorsprüngen der beiden Zwischenglieder
X,enigstens eine Abdichtung. Durch die von Stufe zu Stufe sich ändernden Druckverhältnisse
ergeben sich kleine Momentunter$hiede, die ein Anliegen an einer der beiden Seitenflächen
eines Vorsprunges sicherstellen.
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Je größer die Anzahl der Vorsprünge und Nuten, umso größer ist die
Anzahl der Abdichtstellen und umso kleiner der Umfangswinkel einer Spielraum-Sektion,
die u.U. eine Undichtigkeit verursachen könnte. Da solche Spielräume auf der Innenseite
durch die Exzenter-Außenfläche abgeschlossen sind, geht es nur um einen Strömungskurzschluß
zwischen benachbarten Stellen auf der Außenseite der Zwischenglieder. Bei Wälzringen
beispielsweise hat dies nur für kurze Augenblicke Bedeutung. Praktisch liegen diese
Zeiten unter 0,1 Sek. bei Ufnungsquerschnitten unter 0,1 mm2, so daß Flüssigkeiten
auch bei sehr großen Drücken kaum reagieren können.
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Die erforderlichen Federkräfte können, sofern die Zwischenglieder
aus elastischem Werkstoff bestehen, durch geeignete Formgebung, z. B. durch Anformen
von Federlappen o.dgl. aufgebracht werden. Als zweckmäßig hat es sich jedoch erwiesen,
zwischen beiden Zwischengliedern gesonderte Federelemente einzufgn, die sich beispielsweise
als Druckfedern, insbesondere achsensymmetrisch verteilt, in !{höhlungen der Vorsprünge
anbringen lassen.
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Vorzugsweise werden die Vorsprünge und Nuten durch parallel: zur Achse
der Zwischenglieder verlaufende Seitenflächen begrenzt. Bei geringem Umfangsspiel
wird dann auf beiden Seiten eines jeden Vorsprungs abgedichtet. Zur leichteren Einführung
bei der Montage empfiehlt es sich
dabei, die kopfseitigen Kanten
der VorsprüngeX insbesondere auch die diese Kanten umschließenden Ecken der Nuten
abzurunden.
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Bei als Wälzringe ausgebildeten Zwischengliedern können Vorsprünge
und Nuten eine ringförmige Stirnverzahnung bilden und wenigstens einige Zahngruppen
unter gleicher Umfangsteilung vorgesehen sein. So kann es sich empfehlen, jede Einheit
von Vorsprung und Nut mit gleicher Umfangsteilung auszuführen, wobei insbesondere
die Seitenflächen der Vorsprünge und Ausnehmungen sämtlich radial zur Ringachse
verlaufen.
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Nach einem anderen Erfindungsvorschlag werden die Vorsprünge und Nuten
durch mehrere, unter vorgegebenem Schar-Teilungswinkel in die Stirnfläche eines
jeden Wälzringes eingeformte parallele Scharen paralleler Nuten gebildet.
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Auf diese Weise wird die Herstellung erheblich erleichtert, da die
Nuten z. B. durch auf der gleichen Welle mit Zwischenabständen nebeneinander sitzende
Scheibenfräser erzeugt werden können. Dabei ergibt sich zwar ein Problem dadurch,
daß im Grenzbercich der Nutscharen ineinandergreifende Nutrsprünge gebildet werden
sollten, aber dies läßt sich in der Regel dadurch bewerkstelligen, daß man unterschiedlich
breite Fräser in einem Fräsersatz kombiniert.
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Als zweckmäßig hat es sich hierbei erwiesen, die Randnuten benachbarter,
vorzugsweise um 600 zueinander geneigter Nutscharen derart auszubilden und einander
zuzuordnen, daß unter dem Schar-Teilungswinkel zwischen benachbarten Nutscharen
abwechselnd eine X- oder V-förmige Nut und ein in diese passender eilfärmiger Vorsprung
gebildet werden. Auch dabei Läßt sich also auf dein Umfangskreis der Spielraum weitgehend
auf einzelne enge Spalte begrenzen.
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Anstatt als Wälzringe können die Zwischenglieder auch als
Kolbenplatten
ausgebildet sein, die in der Ilöhlung des Stators verschiebbar geführt sind. ]:iir
dicscn Fall empfiehlt es sich, die Vorsprünge und Nuten ausschiic'ßiich auer zur
Längs- bzw. Schieberichtung der Kolbenp.'t'tten verlaufen zu lassen,'da Druckdifferenzen
dort nur in eberichtung auftreten können. Dabei sollten zudem die als Rippen ausgebildeten
Vorsprünge und Nuten ausschließlich über die Länge der seitlichen Führungsflächen
der Kolbenplatten verteilt auf deren ganzer Breite durchgeführt sein.
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Da die Enden der Kolbenplatten jeweils als Ganzes mit einem Endraum
der Statorhöhlung zusammenwirken, können in diesem Bereich durch die Zwischellglieder
gebildete Freiräume nur den'jeweiligen Pumpenraum geringfügig vergrößern, ohne die
Abdichtung im Führungsbereich zu verändern.
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Die Zwischenglieder lassen sich unabhänig on der Ausbildung am Rotor
axial ausrichten, der gegenüber dem Stator axial ausgerichtet ist. Wenigstens in
den einzelnen Stufen, insbesondere in den Ubergangsflächen, ändert sich jedoch die
Relativanordnung während des Betriebes. Durch die erfindungsgemäße Anordnung kann
hier im Bereich der Wälzringe ein. nahezu vollständiger Ausgleich geschaffen werden.
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Sofern die Exzenter selbst die Statorteile der benachbarten Pumpenstufen
nicht überdecken, läßt sich im Prinzip die gesamte Abdichtung auf die Wälzringe
verlagern und der Verschiiß in engen Grenzen halten. Dies erfordert jedoch große
Radialabmessungen und große Pumpenquerschnitte ,was wiederum eine Vergrößerung der
Lassen kräfte und Vibrationen zur Folge hat. In aller Regel wird daher die Höhe
der Wälzringe so klein gehalten, daß der Exzenter, an wenigstens einer Seite über
die Statorhöhlung. der benachbarten Pumpenstufe hinweggreift .;lenn dabei zur Exzenter
nicht exakt zum Statortcil seiner Pumpenstufe ausgerichtet ist und höchstens deren
Breite hat, so
ist er in diesem Bereich erheblichem Verschleiß
unterworfen. Diese Erscheinung tritt nahezu in jeder Pumpenstufe auf, wenn sich
Rotor und Stator bei Erwärmung unterschiedlich ausdehnen.
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Die Erfindung verfolgt daher weiter die Aufgabe, auch bei Exzenterschneckenpumpen
der vorgeschilderten Bauart unmittelbaren Verschleiß zwischen Rotor und Stator zu
verhindern, und dies geschieht erfindungsgemäß dadurch, daß die Exzenter bzw. Exzenterscheiben
auf beiden Seiten je eine flache Randnut aufweisen, die sich wenigstens über den
Flächenteil erstreckt, in welchem der umlaufende Exzenter die benachbarte Statorstufe
überdeckt.
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Hier wird somit jede unmittelbare Berührung zwischen Rotor und Stator
dadurch vermieden, daß man in den Bereichen, in weichen aufgrund irgendwelcher Verlagerungen,
WSrmedehnungen u.dgl. der llmlaufbenich eines Exzenters in den Bereich einer benachbarten
Pumpenstufe hineingelangen könnte, eine Ausnehmung vorsieht. Diese kann die Form
einer bestimmten, bei jeder Konstruktion vorgegebenen Randnut haben deren Tiefe
durch die Größe der maximal möglichen Verlagerung bestimmt ist. Diese tatsächlich
auftretende Verlagerung kann von Stufe zu Stufe verschieden sein, aber die Nuttiefe
sollte aus Gründen der einfacheren Fertigung und Vorratshaltung konstant gehalten
werden. Dies ist auch ohne weiteres möglich, da die Nut allseitig abgeschlossen
ist.
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Die beiden Randnuten werden zweckmäßigerweise symmetrisch zur LEngsmittelobene
des Exzenters und um den Rotor-Teitungswinkel zu dieser versetzt angeordnet. Sie
haben vorzugsweise die Form sichelförmiger Ansenkungen.
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Die Zeichnung gibt die Erfindung beispielsweise wieder.
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Es zeigen
Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine erfindungsgemäße
Exzenterschneckenpumpe mit Wälzringen, nach der Linie 1/1 in Fig.2-die unteren Flansche
längs Ia - geschnitten, Fig. 2 einen Schnitt durch diese Pumpe nach der Linie II/II
in Fig. 1, Fig. 3 eine Ansicht eines dort eingesetzten Wälzringes, Fig. 4 einen
Schnitt durch diesen Wälzring nach der Linie IV/IV in Fig.3, Fig. S einen Teil einer
Abwinklung zweier incinandergreifender Wälzringe der Ausführung nach den Fig.3 und
4, Fig. 6 eine Abwandlung der Darstellullg aus Fig. 5, Fig. 7 eine Abwicklung zweier
Wälzringe mit trapezförmigen Vorsprüngen und Nuten in einer Anlage-Endstellung,
Fig. 8 dieselbe Ausführung mit axialem Einstell-Spiel, Fig. 9 eine der Fig.3 entsprechende
Ansicht eines Wälzringes mit pilrallelen .lutscharen, Fig. 10 eine Stirnansicht
einer Exzenterscheibe und Fig. 11 einen Mittenschnitt dieser Scheibe von links in
Fig. 10 gesehen, Fig.12 einen der Fig.1 entsprechenden Längsschnitt durch eine erfindungsgemäße
Exzenterschneckenpumpe mit als Kolbenplatten ausgebildeten Zwischengliedern, Fig.13
einen Schnitt durch diese Pumpe nach der Linie X/X in Fig.12, Fig.14 eine Stirnansicht
einer Kolbenplatte von der Innenseite her gesehen und Fig. 15 eine Ansicht zweier
mit Axia1pie1 ineinandergreifender Kolbenplatten.
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Bei der in den Fig. 1 und 2 dargestellten Exzenterschneckenpumpe ist
der Stator mit 1 bezeichnet, der Rotor mit 2.
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Der Stator besteht im Prinzip aus 14 identischen Statorscheiben 3,
die zwischen Flanschen 4 und 5 durch Zuganker 6 mittels Muttern 7 verspannt sind.
Die beiden Flansche sind einstückig an Anschlußrohre 8,9 angeformt, die auch Bestandteile
bestimmter cusetcile sein können. Je nach Drehrichtung des Rotors 2 führen die Anschlußrohre
die Saug- oder Druckströmung. Nach der Zeichnung dient das Anschlußrohr 8 als saugseitiges
Gelenkwellengehäuse, das Anschlußrohr 9 als Druckrohr.
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Die endseitigen Statorscheiben sind in den Flanschen 4,5 durch Zentrieransätze
10 ausgerichtet und durch in die Flansche eingelassene Ringdichtungen 11 abgedichtet.
Jede Statorscheibe 3 weist dicht an ihrer zylindrishen Außenfläche 31 eine Ringnut
32 mit in dieser angebrachtem 'Dichtungsring 33 zur Abdichtung gegenüber der benachbarten
Statorscheibe auf.
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Wie vor allem Fig. 2 erkennen läßt, weist jede Statorscheibe eine
zur Pumpenachse 12 zentrische langrunde Höhlung 34 auf, die durch zwei halbzylindrische
Endflächen 35 und zwei ebene Seitenflächen 36 begrenzt wird. Da die Achsen der beiden
Endflächen 35 von welchen in Fig. 2 die obere Achse mit der Exzenterachsc 13 zusammenfällt,
von der Pumpenachse 12 einen Abstand 2e haben, ergibt sich-bei einer lichten Weite
w eine Länge 1 der Höhlung 34 zu low + 4e. Dabei ist e die für den Rotor und dessen
Exzenter maßgebliche Exzentrizität, auf die gitter noch eingegangen wird.
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Fig. 2 läßt ferner erkennen, daß benachbarte Statorscheiben jeweils
um einen Teilungswinkel ts gegeneinander verdreht sind. m diese Drehlage ell sichern,
sind in jeder Statorscheibe unter dcm glciLhcn Teilungswinkel ts zueinander versetzt
diametral gegnüberliegend jeweils zwei zylindrische Paßbohrungen 37 angebracht.
Jede dieser Paßbohrungen ist mit einer solchen der rechts und links anschließenden
Statorscheibe in Deckung und von einem
sich jeweils durch zwei
Statorscheiben hindurch erstrekkenden Paßstift 14 besetzt. Paßbohrungen/und Paßstifte
14 dienen einmal zur gegenseitigen Zentrierung jeder Statorscheibe an den Nachbarscheibenind
zum anderen zur Sicherung Jes exakten Teilungswinkels ts.
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Die Statorscheiben 3 haben die Breite b und liegen in den Trennebenen
18 aneinander. Bei einen Teilungswinkel ts von 300 erfordert eine ganze Steigung
ss der von den einzelnen Höhlungen 34 gebildeten Stufenwendel die Breite von zwölf
Statorplatten. Zur zusätzlichen Abdichtung sind zwei weitere Statorplatten vorgesehen.
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Die Statorplatten bestehen zwckmäßigerweise aus hartem, formbeständigem
Werkstoff, beispiclsweise Slhl oder Sinterwerkstoff. Sie können jedoch an der llishlullgslEan
dung auch eine Auskleidung aus anderem Werkstoff aufweisen, beispielsweise aus gummiartig
nachgiebigem erkstoff oder aus besonders abriebfestem Werkstoff, etwa Hartmetallpulver
mit keramischer oder Sinterbindung.
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Hauptbestandteil des Rotors 2 ist die als Vielkeilwelle ausge-bildete
Exzenterwelle 20, die einzelne unter der Teilungswinkeleinheit ir=300 zueinander
versetzte Keile 21 aufweist und in jeder Pumpenstufe eze Exzenterscheibe 22 trägt.
Diese Exzenterscheiben 22 sind zwischen zwei Endscheiben 23 mittels einer Druckscheibe
24 durch eine Mutter 25 gegen den Wellenkopf 26 verspannt, der durch eine Gelenkkupplung
27 mit einer das Antriebsmoment für den Rotor UbermittelnJen Gelenkwelle 28 ver-hunden
ist.
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Der Antrieb des Rotors kann auch auf andere bekannte Weise erfolgen.
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Die wiederum identisch und mit der gleichen Breite b der Statorscheiben
bzw. einzelnen Pumpenstufen ausgestatteten Exzenterscheiben 22 haben eine äußere
zylindrische Exzenterfläche 221 und innen das gleiche Mehrkantprofil wie die Exzenterwelle
20. Sie sind jedoch, und zwar in
entgegengesetztem Sinne wie die
Statorscheiben, um einen Teilungswinkel tr gegeneinander verdreht, der mit 60° das
Doppelte der Teilungswinkeleinheit ir und des Teilungswinkels ts der Statorscheiben
3 beträgt. Die bínkeleinstellung kann jedenfalls zuverlässig durch das Vielkeilprofil
erfolgen.
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Auf jeder Exzenterfläche 221 sitzen drehbar zwei identische, jedoch
entgegengesetzt zueinander angeordnete Wälzringe 40, die wiederum neben ihrer zylindrischen
Innenfläche eine zylindriszhe Außer-fldche 41 und eine jeweils nach außen gerichtete
und in einer Trennebene 18 liegende ebene Stirnfläche 42 aufweisen. Auf den einander
zugewandten Seiten.ist jedoch über die ganze Dicke der Wälzringe eine Stirnverzahnung
43 aus einander abwechsel.nden identischen segmentförmigen Vorsprüngen 44 und Nuten
45 angebracht. Es greift also jeweils ein Vorsprung 44 in eine praktisch identische
Nut 45 des zugehörigen Wälzrings.
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Zudem sind auf der Verzahnungsseite in sechs symmetrisch zur Ringachse
angebrachten Vorsprüngen zylindrische Ausnehmungen 46 für die Aufnahme von Schraubendruckfedern
47 angebracht, welche die beiden Wälringe auseinanderdrücken und mit ihren Stirnflächen
42 jeweils an den zugehörigen Flächen in den Trennebenen 18 zwischen Nachbarstufen
zur Anlage bringen. Diese Anlagekraft bleibt praktisch unverändert, wenn sich an
den Stirnflächen '42 Verschleiß einstellt ode rs ich Änderungen der Stufen-Breite
b an Rotor und Stator durch unterschiedliche Wärmedehnung ergeben. Die Stirnfläcbn
werden zudem ständig etwas besser eingeschliffen und ergeben dadurch eine zuverlässige
Abdichtung zwischen den benachbarten Pumpenstufen.
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Die in der Stirnans icht gemäß Fig. 3 trapez- bzw. keilförmigen Vorsprünge
oder Zähne haben in der Abwickltlng nach Fig. 5 rechteckförmigen Querschnitt. Bei
entsprechend klein bemessenem Umfangspiel wird an beiden Seitenflächen
'48
abgedichtet. Der beim Nachstellen durch die Druckfeder 47 zwischen der Kqffläche
49 des Vorsprungs 44 und der Nut 45 gebildete Spielraum 51 ist nach innen durch
die Exzenterfläche 221 abgeschlossen. Er erstreckt sich über einen Umfangswinkel
von nur 10°, kann also, keinen Druckausgleich zwischen in Umfangsrichtung benachbarten
Stellen von Rotor und Stator herbeiführen.
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In Fig. 6 sind die kopfseitigen Kanten der Vorsprünge 44 mit Abrundungen
52 versehen. Auch die Grundecken 53 der Nuten 45 können abgerundet sein. Dadurch
ird nur die Breite der Seitenflächen 48 etwas verkürzt, die Abdichtung selbst bleibt
hingegen weitgehend erhalten.
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Nach Fig. 7 haben die Vorsprünge 44a und die Nuten 45a trapezförmigen
Querschnitt. Dort kann daher die Abdichtung entsprechend den Fig. 5 und 6 an zwei
Seitenflächen nur in der gezeichneten Entstellung erfolgen.
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Wenn jedoch die beiden WäBringe 40 durch die Federn axial etwas auseinandergedrückt
werden, dann könnte entlang der ganzen Kontur von Vorsprüngen und Nuten ein zickzackförmiger
Kanal sich über den ganzen Umfang erstrecken. In der Praxis ist jedoch je nach Druckverlauf
einer der beiden Wälzringe einem stärkeren Mitnahmemoment als der andere unterworfen.
Daher kommt stets eine von zwei Seiten flächen 48a an der entsprechenden Seitenfläche
des zugehörigen Vorsprungs des anderen Wälzringes zur Anlage, und es bilden sich
lediglich Z-förmige Freiräume über einen Winkel von ca. 1.S°. Nur in diesem Bereich
könnte also ein begrenzter Druckausglrich erfolgen. Die Trapez form sollte daher
nur mit sehr flachem Neigungswinkel gewählt werden, um die Abdichtung an beiden
Scitenfl.ichen 4Sa bei der Verstellung beizubehalten, die sich erfahrungsgemäß über
weniger als 1 mm erstreckt.
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Wenn, der Rotor in Umdrehung versetzt wird, sc wälzt er sich in der'
Schneckenwendel des Stators in solcher Weise ab, daß sich jedes Paar Wälzringe 40
auf der Exzenterfläche 221 der zugehörigen Exzenterscheibe 22 dreht.
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Gleitbewegungen an der Wandung der Schneckenwendel bzw.
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der einzelnen Statorhöhlungen 34 werden auf diese Weise vermieden.
Die Wellenachse 15 der Exzenterwelle läuft auf der Kreisbahn 16 um die Pumpenachse
12, während die Exzenterachse 13 einer jeden Pumpenstufe wieder um die Wellenachse
54 rotiert.
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In der in Fig. 2 gezeigten Endstellung fällt die Exzenterachseusammen
mit einer der Ac'lsen (13i der E:ndflächen 35, und es ist der obere hubraum ganz
entleert, der untere ganz gefüllt. Bei allen Zwischenstellungen liegen die Wälzringe.dagegen
tangential im Bereich der ebenen Seitenflächen 36 an der Wandung der Höhlung 34
an. Im Prinzip geht es dabei um eine Liniendichtung.
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Zwischen den beiden gegenüberliegenden Räumen herrschen jedoch keine
wesentlichen Druckunterschiede, da zwei Förderwege an beiden außenliegenden Enden
der Schneckenwendel bzw, an den Endflächen entlangführen. Daher kann auch eine entsprechend
Fig. 8 geringfügig verminderte Umfangsabdichtung keine wesentliche Leistungsminderung
zur Folge haben.
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Auf jedem Förderweg der'Schneckenwendel werden jedoch blasenartige
und weitgehend abgeschlossene Hohlräume schraubenförmig vom rechts in Fig. 1 liegenden
Eingangsende zum Ausgangsende gefördert. Dabei übernimmt meist nur eine einzige
Pumpenstufe die Abdichtung zwischen benachbarten Blasen. Diese Abdichtung wird einmal
durch die in Fig. 2 erkennbare Anlage der älzringe an einer Endfläche 35, zum anderen
an der abdichtenden Führung der beiden Wälzringe in den Trennflächen 18 an Statorscheiben,
Wälzringen und Exzenterscheiben der benachbarten Pumpenstufen bewirkt.
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Fig. 9 zeiR,tte,inen Wälzring 140, in dessen Stirnflächc Scharen von
/141 bis 143 mittels eines auf einer Wolle angebrachten Satzes Scheibenfräser 64
eingearbeitet sind.
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Alle Scheibenfräser und Nuten haben gleichen Zwischen-
abstand
Z, was gleich breite Vorsprünge 144 ergibt. Dagegen haben der links oben in Fig.
9 gezeigte Scheibenfräser und die entsprechende Nut 143 nur die halbe Breite der
beiden anderen Scheibenfräser bzw. Nuten 141,142. Es sind drei Nutenscharen unter
einem doppelten Schar-Teilungswinel 2tn=1200 durchgehend gefräst, so daß sich ein
effektiver Schar-Teilungswinkel tn=60° ergibt. Jeweils zwei Nuten. 143 kreuzen sich
und bilden eine X-Nut 147, während um 1800'gegenüberliegend keilförmige Vorsprünge
145 gebildet sind, die, wie mit Strichpunktlinien 146 angedeutet, sich passend in
eine entsprechende X-Nut 147 des zugehörigen Wälzringes einfügen. Dabei bleiben
zwar keine im Querschnitt dreieckförmige Nuten stehen, aber diese sind walerum nur
nach außen hin geöffnet und können wegen ihres geringen Zwischenabstandes keinen
merklichen Druckausgleich schaffen. In sechs Vorsprüngen 144 sich auch hier zylindrische
Ausnehmungen 46 für entsprechende Schraubendruckfedern angebracht.
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Fig. 2 läßt erkennen, daß der maximale Abstand der Umrisslinien zweier
benachbarter, und um den Teiiiingswinkel ts gegeneinander verdrehter Höhlungen 34
des Stators größer ist als die radiale Abmessung eines Wälzringes 40 bzw.
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140. Um das verbleibende Ubermaß greift de Exzenterscheibe 22 im Bereich
einer Trennfläche 18 über den Rand der Höhlung 34 der benachbarten Statorscheibe
hinaus. Da die seitlichen Endflächen von Stator- und Rotorscheiben praktisch nie
in einer Ebene liegen, tritt dort erhöhter Verschleiß mit einer Abnutzungstiefe
auf, die gleich ist der effektiv in der jeweiligen Trennebene auftretenden Verschiebung,
wic sic vornohmlich durch unters.:llieelliche Wärmedehnung verursacht wird.
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Um dem entgegenzuwirken, ist auf beiden Seiten der Exzenterscheiben
22 jeweils eine sichelförmige Randnut 65 angeformt, die sich wenigstens auf den
Uberdeckungsbereich erstreckt. Beide Randnuten sind um den Rotor-Teilungswinkel
tr=60° zur achsialen Mitteibene 66 der Ex-
zenterscheibe versetzt
angeordnet.
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Die relative Längsverlagerung und damit die notwendige Nuttiefe nt
kann sich von Stufe zu Stufe ändern und ist u'.a. abhängig vom Ort der achsialen
ausrichtung der E;xzenterwelle 20 im Stator, insbesondere der verfügbaren Ausgangs
länge für die Dehnung und dem vom Abstützpunkt aus auftretenden Einstelspiel. Dieser
Wert muß also flip jede Pumpenkonstruktion neu ermittelt werden, kann aber einheitlich
auf die größte in allen Pumpenstufen auftretende Verlagerung abgestellt werden,
da die Randnuten allseitig abgeschlossen sind und keinen unerwünschten Druckausgleich
innerhalb der Pumpe herbeiführen können.
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Die in den Fig. 12 und 13 gezeigte Exzenterschneckenpumpe unterscheidet
sich von der vorbeschriebenen hinsichtlich des Stators 1 lediglich dadurch, daß
die Statorscheiken 3:1 mi t o i nein Rechteck angenäherten Statorhöhlungen 34a versehen
sind, in welchen jeweils längsverschiebbar zwei Kolbenplatten 55 gemäß der Darstellung
in den Fig. 15 und 16 geführt sind. Diese wohl mehr dem Stator zuzurechnenden Kolbenplatten
sitzen anstelle der Wälzringe drehbar auf den Exzenterflächen 221 der Exzenterscheiben
22. I)er eigentliche Rotor ist daher identisch mit der Ausführung in Fig. 1.
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Die beiden Kolbenplatten 55 sind wiederum identisch ausgebildet und
um 1800 zueinander verdreht ineinandergefügt. Sie weisen senkrecht zu den seitlichen
Führungsflächen 56 verlaufend zwei Rechtecknuten 57 und eine Winkelnut 58 auf, die
sich bis zu einem Plattenende erstreckt. Zwischen den Rechtecknuten 57 und den entsprechenden,
im Querschnitt ebenfalls rechteckförmigen Vorsprüngen 59 bilden sich beim Querverstellen
zwischen den ineinandergreifenden Wälzringen 4.0 Freiräume 60 aus, die .jedoch in
den seitlichen Führungsflächen 56 und damit an den entsprechenden Seiten flächen
36a der Statorhöhlung 34a jeweils in der Mitte einer Pumpenstufe enden und da-
durch
abgeschlossen sind. Der im Bereich der Winkelnut 5S auftretende Freiraum 61 ist
jedoch außerhalb der Führungsflächen 56 bis zum Plattenende 62 hin geöffnet. Dieser
Freiraum 61 vergrößert jedoch nur den jeweiligen Stufenraum geringfügig und berkt,
daß dieser Stufenraum nicht bis auf Null verkleinert werden kann. In allen Vorsprüngen
59 und in dem der Winkelnut 5S entgegengesetzten bzw. gegenüberliegenden verdickten
Plattenteil sind wieder zylindlische Ausnehmungen 46 mit Druckfedern 47 vorgesehen.
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Die Plattenenden 62 haben die gleiche Teilzylinderform der Höhlungs-Endflächen
35a. Ihr Radius ist um ca. 60 t größer als bei einer zentrisch zur Exzenterachse
13 liegenden Zylinderfläche. Die Mindestlänge 1a der Ilöhlung 34a ergibt sich aus
la = 1k + h = 1k + 4e Der Ilub h = 4c cntspricht dabei auch der Verstellbewegung
der Wälzringe in der Statorhöhlung nach Fig. 1. Rei gleicher Weite w wird daher
auch die gleiche Menge verdrängt.
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Durch die Auflösung der Abwälzbewegung in eine reine lineare Schiebebewegung
und eine Drehbewegung wird aber der Verschleiß weiter vermindert, und die Abdichtung
zwischen gegenüberliegenden Seiten der Zwischenglieder wird verbessert, was größere
Drücke ermöglicht. Zudem läßt sich mit gleichen Exzenterabmessungen eine wesentlich
größere Fördermenge verdrängen.
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Anstatt die Kolbenplatten, wic in Fig. 13 gezeigt, rormschlüssig bis
zu einem Ende der Statorhöhlung 34a zu bewegen, kann man dort einen geringfügigen
Abstand lassen, an Stator- oder Kolbenplatten Dämpfungsmittel anbringen oder beispielsweise
die Kolbenplatten selbst aus elastisch nachgiebigem Werkstoff herstellen.
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