Anwendungsgebiet der Erfindung

Die Erfindung bezieht sich auf eine Exzenterschneckenpumpe mit einem schraubenförmig gewendelten Rotor, der sich pla¬ netenartig in einer im Querschnitt langgestreckten Hohl¬ wendel eines Stators abwälzt.

Stand der Technik

Bei Exzenterschneckenpumpen der genannten Art hat die Hohl¬ wendel des Stators stets einen Gang mehr als die Rotorwen¬ del. Meist wird ein eingängiger Rotor mit einem zweigän- gigen Stator kombiniert, wobei der Rotor einen kreisförmi¬ gen Querschnitt hat und der Querschnitt der Hohlwendel des Stators langgestreckt und an beiden Enden durch dem Rotor¬ querschnitt angepaßte Halbkreise begrenzt ist, die durch zwei Gerade begrenzt sind. Die Länge dieser Geraden ent- spricht dem vierfachen Wert der Exzentrizität e, mit der einerseits der Rotor um die Pumpenachse und andererseits jeder zylindrische Exzenterteil des Rotors um die Rotor¬ achse umläuft. Bei kontinuierlicher Gestaltung der zusam¬ menwirkenden Wälzkurven an Rotor und Stator bewegt sich in jeder Radialebene der Pumpe ein Exzenter zwischen den bei¬ den Enden des ortsfesten langrunden Hohlwendel-Querschnit¬ ten des Stators hin- und hergehend. Dadurch werden aufein¬ anderfolgend Hohlräume mit der Länge einer Rotorsteigung

1 auf einer Schraubenbahn von einem Ende der Pumpe zum ande¬ ren gefördert.

Da sich bei kontinuierlich gekrümmten Kurven die Abdichtun 5 zwischen axial aufeinanderfolgenden Hohlräumen nur entlang von Umfangslinien erstreckt und der Abrollvorgang mit an Schleifbewegungen/der Innenfläche der Hohlwendel verbunden ist, wird im Betrieb durch Verschleiß die Abdichtung und damit der erzielbare Förderdruck vermindert, so daß von 0 Zeit zu Zeit Stator und/oder Rotor ausgetauscht werden müssen.

Durch die DE-Offenlegungsschrift 2 530 552 ist es bekannt, die räumlichen Wälzkurven an Rotor und Stator in einzelne 5 Pumpenstufen aufzulösen, die stirnseitig durch radial zur Pumpenachse verlaufende Trennebenen begrenzt sind und von welchen jede einen Exzenter aufweist, der zu den Exzentern der benachbarten Pumpenstufen um einen Rotor-Teilungswinkel verdreht angeordnet ist und wenigstens ein in der Stator- 0 höhlung einer Pumpenstufe zwischen Trennebenen geführtes Zwischenglied trägt, das dort beispielsweise die Form eines zylindrischen Wälzringes hat, der auf der zylindri¬ schen Außenfläche des Exzenters drehbar gelagert ist und sich in der langrunden Statorhöhlung einer Pumpenstufe ab- 5 wälzt. Dieser mit einheitlichen Abmessungen versehene Wälz¬ ring kann auch aus verschleißfestem und teurem Material in großen Mengen preiswert hergestellt werden und läßt sich daher bei Verschleißanfall nach Bedarf auswechseln. Ebenso lassen sich durch die Stufenbildung Stator und Rotor durch CLUTCΪI einzelne jeweils gegen/einen Statorteilungswinkel t _s bzw. einen doppelt so großen Rotorteilungswinkel t ge¬ geneinander verdrehte und verspannte Stator- und Rotorschei ben zusammensetzen. Die Herstellung wird dadurch ebenso wie die Lagerhaltung vereinfacht und verbilligt.

Nach der DE-Offenlegungsschrift 2 905 917 sind anstelle von Wälzringen Zwischenglieder in Form von Kolbenplatten vorgesehen, die sich in der langgestreckten 'Statorhöhlung

in stets gleicher Richtung verschieben und dadurch die herkömmliche schleifende Wälzbewegung in eine Drehbewe¬ gung auf dem Exzenter und eine Schiebebewegung in der Sta¬ torhöhlung auflösen.^. ^'

Zudem sind zahlreiche andere, meist als Wälzringe ausge¬ bildete Zwischenglieder bekannt geworden. Probleme ergeben sich bei solchen Exzenterschnecken-Stufenpumpen dadurch, daß sich die Zwischenglieder in jeder Betriebsrichtung mit der Außenschulter am Stator und mit einer Innenschulter am Rotor abstützen. Die an diesen Schulterflächen auftre¬ tenden Reibungskräfte und der dadurch örtlich hervorgeru¬ fene Verschleiß sind maßgeblich mit bedingt durch die un¬ terschiedliche Wärmedehnung von Rotor und Stator.

Zweck der Erfindung

Es ist Aufgabe der Erfindung, Exzenterschneckenpumpen der eingangs genannten Art auf möglichst einfache Weise so zu gestalten, daß Reibung und Verschleiß im Bereich der Zwi¬ schenglieder vermindert werden. Insbesondere strebt die Erfindung an, eine Steigerung der Anlagekräfte gegenein¬ ander bewegbarer Teile durch die unterschiedliche Wärme¬ dehnung an Rotor und Stator zu verhindern. Ein weiterer Zweck der Erfindung besteht darin, die Reibungs- und Ver¬ schleißminderung bei wenigstens gleicher oder aber verbes¬ serter Abdichtung in den einzelnen Pumpenstufen zu erzielen.

Diskussion der Erfindung

Zur Lösung der vorgenannten Aufgabe dient erfindungsgemäß eine Exzenterschneckenpumpe mit einem schraubenförmig ge¬ wendelten Rotor, der sich planetenartig in einer im Quer¬ schnitt langgestreckten Hohlwendel eines Stators abwälzt, wobei die räumlichen Wälzkurven an Rotor und Stator in einzelne Pumpenstufen aufgelöst sind, die stirnseitig durch radial zur Pumpenachse verlaufende Trennebenen begrenzt sind und von welchen jede einen Exzenter aufweist, der zu

1 den Exzentern der benachbarten Pumpenstufen um einen R.otor Teilungswinkel verdreht angeordnet ist und wenigstens ein in der Statorhöhlung einer Pumpenstufe zwischen Trennebe¬ nen geführtes Zwischenglied trägt, welche Exzenterschnek-

5 kenpumpe dadurch gekennzeichnet ist, daß zwischen Rotor und Stator in den einzelnen Pumpenstufen Dehnungs-Freiräu- me angeordnet sind, deren Tiefe mindestens der unterschied¬ lichen Wärmedehnung von Rotor und Stator entspricht.

10 Durch die erfindungsgemäßen Dehnungs-Freiräume wird sicher¬ gestellt, daß unterschiedliche Dehnungen von Rotor und Stator nicht über die Zwischenglieder beispielsweise vo Rotor auf den Stator übertragen werden. Dies ist besonders wichtig für solche Exzenterschneckenpumpen, deren Rotor

15 durch eine verhältnismäßig lange Gelenkwelle angetrieben wird. Gemeinsamer Bezugspunkt für die Dehnungen beider Teile ist dabei die Lagerung einer der Gelenkwelle vor¬ geschalteten. Antriebswelle. Der Abstand von dieser La¬ gerung bis zum freien Ende des Rotors beträgt bei den

20 gängigen Pumpen ca. 0,60 bis 2,50m. Auch wenn man die Werkstoffe von Stator und Rotor sorgfältig aufeinander abstimmt, läßt sich nicht vermeiden, daß der Rotorteil einer Pumpenstufe, d.h. der Exzenter, gegenüber dem zuge¬ hörigen Statorteil je nach Betriebsdauer und Beanspruchung

25 unterschiedlich weit verschoben wird. Es sind zwar meist nur Schiebewege in der Größenordnung von 0,15 bis 0,30 mm, aber durch Addition von Bearbeitungstoleranzen können sich größere Abweichungen ergeben. Durch die jetzt vorgeschla¬ genen Dehnungs-Freiräume wird jedoch die feste axiale Ein- bindung der Zwischenglieder zwischen Rotor und Stator auf¬ gehoben und ein Bewegungsspiel .geschaffen, das zwar die Abdichtung praktisch nicht beeinflußt, aber eine weitgehend zwangfreie Ausrichtung und Führung der Zwischenglieder er¬ reicht. Dabei ist es von untergeordneter Bedeutung, wo

^" 35 diese Zwischenglieder ihre axiale Ausrichtung erfahren.

Dies erfolgt zwar meist am Stator, kann aber auch umgekehrt am Rotor erfolgen, oder man kann gegenüber Rotor und Stator Freiraumteile vorsehen und dadurch eine begrenzte schwimmen de Führung der Zwischenglieder erreichen.

Die Dehnungsverschiebungen zwischen Rotor und Stator sind in den einzelnen Pumpenstufen unterschiedlich groß und durch den jeweiligen Abstand von der axialen Abstützung dieser Teile bestimmt. Zweckmäßigerweise wird jedoch die Tiefe der Dehnungs-Freiräume in allen Pumpenstufen gleich ausgebildet und der größten örtlichen Dehnungsverschiebung von Rotor und Stator angepaßt, wie sie in aller Regel am freien Rotorende auftritt.

Vorzugsweise werden die Dehnungs-Freiräume durch jeweils wenigstens eine stirnseitig in Exzenter und/oder Zwischen¬ glied und/oder Stator eingeformte Ausnehmung gebildet.

Dabei kann die im Exzenter angebrachte Ausnehmung als Rand- nut ausgebildet und um den Rotorteilungswinkel t _r zur Längsmittelebene des Exzenters versetzt angeordnet sein. Sie hat insbesondere die Form einer sichelförmigen Ansen- kung, deren Innenbegrenzung der Innenfläche des unmittel¬ bar benachbarten Zwischengliedes angepaßt ist, damit sich dieses Zwischenglied in die Ausnehmung hinein verschieben kann.

Nach einem Erfindungsvorschlag kann das Zwischenglied als in Antriebs-Drehrichtung mit dem Exzenter wenigstens kup- pelbater, aber längseinstellbar an diesem geführter Schlei߬ ring ausgebildet sind. Die in Antriebsrichtung feste Ver¬ bindung zwischen Exzenter und Schleißring führt zwar wieder zu schleifendem Abwälzen, hat aber den Vorteil, daß der Schleißring exakt am Exzenter geführt ist und sich nicht durch das Lagerspiel verkanten oder auf andere Weise un¬ kontrolliert einstellen kann. Die _. Verbindung kann im Prin¬ zip durch jedes geeignete Kupplungsmittel bewirkt werden, das die Längseinstellung nicht behindert, etwa einen Längs¬ keil.

Es ist nicht notwendig, daß in solchen Fällen die Randnut parallel zur Stirnfläche des Exzenters verläuft bzw. sich in einer Radialebene erstreckt. Sie kann vielmehr auch

durch eine zur Rotorachse geneigte Schrägfläche wie eine Kegelfläche begrenzt werden, die mit axialem Dehnungs-Ab- stand von einer komplementär geformten Schrägfläche des Zwischengliedes angeordnet ist.

Der den Dehnungs-Freiraum bildenden Ausnehmung des einen Teils Cz.B. des Schleißringes) kann ein in sie eingreifen¬ der Vorsprung des anderen Teiles (z.B. des Exzenters) zu¬ geordnet sein. Dieses Eingriffselement kann ein besonderer Bauteil oder eine Ausformung des Exzenters sein. Sofern der Schleißring ständig völlig undrehbar auf dem Exzenter gehalten ist,, muß seine Innenfläche nicht zentrisch zur zylindrischen Außenfläche liegen. Die Zwischenfläche zwi¬ schen Exzenter und Schleißring kann vielmehr grundsätzlich unter Berücksichtigung weitergehender Gesichtspunkte nach Belieben gestaltet werden.

Nach einem weiteren Erfindungsvorschlag kann die Ausnehmung eine Tiefe haben, die größer ist als die auszugleichende Wärmedehnung, z.B.mit dem ständig in sie eingreifenden Vor¬ sprung eine Mitnahmekupplung bilden. Dehnungs-Freiraum und Kupplung werden dann durch die gleichen Mittel gebildet. Dies läßt sich am einfachsten dadurch bewerkstelligen, daß der Exzenter mit seiner ganzen Querschnittsfläche als Vor¬ sprung in die entsprechend geformte Ausnehmung des Schlei߬ ringes einer benachbarten Pumpenstufe hineinragt.

Nach einem anderen Erfindungsvorschlag ist der Schleißring über wenigstens begrenzte Winkel dreheinstellbar auf sei¬ nem Exzenter gelagert, und die beide Teile verbindenden Kupplungsmittel weisen ein bei Laständerung wirksames Be¬ wegungsspiel auf. Dieses Bewegungsspiel wird dann unmittel¬ bar aufgehoben, sobald sich an der Außenfläche ein Schleif¬ widerstand einstellt. Je nach Ausbildung der Kupplungsmit¬ tel lassen sich dadurch Exzenter und Schleißring fest in¬ einander verspannen, während sich diese Verspannung bei Entlastung zwischenzeitig wieder löst.

Bei einem Ausführungsbeispiel dieser Art, wo auf einer

Vielkeilwelle gesonderte Exzenter sitzen, ist die Vielkeil¬ welle als Kupplungsmittel in der Grenzfläche zwischen dem Schleißring und dem im Querschnitt sichelförmig ausgeblide- ten Exzenter angeordnet. Der Zahneingriff in Verbindung mit der Querschnittsänderung des Schleißringes und der Sichelform des Exzenters ermöglicht bei Belastung ein augen¬ blickliches Verspannen und ein zwischenzeitiges Entspannen nach Minderung der Belastung.

Nach einem anderen Erfindungsvorschlag können die Kupplungs- ittel ein reibungsschlüssig zwischen Exzenter und Schlei߬ ring eingreifendes Kupplungselement aufweisen, das evtl. nachgeben kann, wenn der Schleifwiderstand einen bestimm- ten Wert übersteigt.

Ein solches Kup lungselement kann durch eine Feder belastet und seitlich der Längsmittelebene im Exzenter nach radial außen bewegbar geführt sein. Durch die seitliche Anord- nung ergeben sich dann je nach Drehrichtung unterschiedli¬ che Kupplungsmomente, etwa in Antriebsrichtung stärker als in Rückdrehrichtung.

Es können auch die Kupplungsmittel wenigstens ein Fort- schaltelement zur intermittierenden Änderung der relativen Drehstellung des Schleißringes auf dem Exzenter aufweisen. dadurch ändert sich ständig die Eingriffsstellung, was zu einer Vergleichmäßigung des Eingriffs am ganzen Umfang führt ^" und das "Ausleiern" bzw. Ausformen örtlich bgrenzter Eingriffsstellen verhindert. Als besonders zweckmäßig hat sich hierbei eine zwischen Exzenter und Schleißring ange¬ ordnete Freilaufkupplung erwiesen.

Es versteht sich, daß in erster Linie ein schleifender Eingriff zwischen Stirnflächen der am Rotor fest angebrach¬ ten Exzenter und des Stators verhindert werden muß. Dies ist dann gewährleistet, wenn die radiale Abmessung eines drehbar auf dem Exzenter gelagerten Zwischengliedes größer

ist als der maximale radiale Überstand eines Exzenters übe einen benachbarten Exzenter. Anstatt nun im Exzenter etwa sichelförmige Freiräume vorzusehen, kann in wenigstens eine Stirnfläche der Zwischenglieder als Dehnungs-Freiraum eine innere Ringnut eingeformt sein, deren radiale Abmessu wenigstens gleich ist dem maximalen radialen Oberstand eines Exzenters über einen benachbarten Exzenter. Dies ist geometrisch die einfachste und übersichtlichste Ausführung _*

Um dabei hinreichende Abdichtung und Führung am Stator zu ermöglichen, sollten die Ringnuten jeweils umgeben sein von einer in der Trennebene ausgerichteten Anlagefläche, deren radiale Abmessung am ganzen Umfang größer ist als der größte radiale Oberstand eines Exzenters über einen benachbarten Exzenter. Auf diese Weise werden zwar die Außenabmessungen der Zwischenglieder und damit auch der Pumpendurchmesser vergrößert, gleichzeitig steigen aber bei sonst unveränderten Betriebswerten Fördermenge und Förderdruck.

Nach einem weiteren Erfindungsvorschlag können die Deh¬ nungs-Freiräume auch im Bereich der Trennebenen am Stator angebracht sein.

Es können auch die Dehnungs-Freiräume durch axiale Ver¬ stellbarkeit der Zwischenglieder bzw. Exzenter gebildet sein.

Ausgehend von einer Exzenterschneckenpumpe-Stufenpu pe mit in jeder Pumpenstufe am Rotor axial entgegengesetzt zu ein¬ ander angeordneten drehbaren Zwischengliedern nach der deutschen Offenlegungsschrift 2 712 120 sind erfindungsge¬ mäß die beiden Zwischenglieder axial zueinander einstell¬ bar vorgesehen ^« ,, weisen auf ihren einander zugewandten Stirnseiten abdichtend ineinandergreifende, in Umfangs- richtung abwechselnde Vorsprünge und Nuten auf,- und lassen sich in Richtung ihrer Achse auseinanderdrücken.

Auf diese Weise wird an den Stirnseiten der Zwischenglieder auftretender Verschleiß weitgehend vermieden. Die Abdich¬ tung zwischen benachbarten Pumpenstufen wird soweit kon¬ stant gehalten, daß sich auch nach längerer Betriebsdauer noch größere Förderdrücke erzielen lassen.

Auf diese Weise wird zunächst ein gleichmäßiger Anlagedruck der beiden Zwischenglieder einer jeden Pumpenstufe auf die stirnseitig anschließenden Teile der benachbarten Pumpen- stufen ausgeübt und dadurch in den Trennebenen eine vom Abnutzungszustand praktisch unabhängige Abdichtwirkung er¬ reicht. Man muß dann nur dafür sorgen, daß durch die Re- lativ-Bewegbarkeit der beiden Zwischenglieder einer Pumpen¬ stufe in Umfangsrichtung nur begrenzte Strömungskanäle ge- bildet werden, die keinen Druckausgleich zwischen weiter voneinander entfernten Umfangstellen der Zwischenglieder schaffen können, oder daß^olche Kanäle nach außen abge^ schlössen sind. Auch wenn durch die axiale Einstellbarkeit und vergrößertes U fangsspiel unmittelbare Verbindungen zwischen Innen- und Außenseite der Zwischenglieder geschaf¬ fen werden, ergibt sich jedoch in Umfangsrichtung zwischen benachbarten Vorsprüngen der beiden Zwischenglieder wenig¬ stens eine Abdichtung. Durch die von Stufe zu Stufe sich ändernden Druckverhältnisse ergeben sich kleine Mo entun- terschiede, die ein Anliegen an einer der beiden Seiten¬ flächen eines -Vorsprunges sicherstellen.

Je größer die Anzahl der Vorsprünge und Nuten, um so größer ist die Anzahl der Abdichtstellen und um so kleiner der Umfangswinkel einer Spielraum-Sektion, die u.U. eine Un¬ dichtigkeit verursachen könnte. Da solche Spielräume auf der Innenseite durch die Exzenter-Außenfläche abgeschlos¬ sen sind, geht es nur um einen Strömungskurzschluß zwischen benachbarten Stellen auf der Außenseite der Zwischenglie¬ der. Bei Wälzringen bei-spielsweise hat dies nur für kurze Augenblicke Bedeutung. Praktisch liegen diese Zeiten unter 0,1 Sek. bei Öffnungsquerschnitten unter 0,1 mm ² , so daß Flüssigkeiten auch bei sehr großen Drücken kaum reagieren können.

Der für die Abdichtung in den Trennebenen erforderliche

Anlagedruck stellt sich im Betrieb meist von selbst durch Aufbau eines kleinen Überdruckes zwischen den beiden Zwi¬ schengliedern ein. Zweckmäßigerweise werden jedoch zwischen beiden Zwischengliedern gesonderte Federelemente eingefügt, die sich beispielsweise als Druckfedern, insbesondere ach¬ sensymmetrisch verteilt, in Höhlungen der Vorsprünge an¬ bringen lassen.

Für die Verwendung von als Kolbenplatten ausgebildeten Zwi¬ schenglieder empfiehlt es sich, die Vorsprünge und Nuten ausschließlich quer zur Längs- bzw. Schieberichtung der Kolbenplatten verlaufen zu lassen, da Druckdifferenzen dort nur in Schieberichtung auftreten können. Dabei sollten zudem die als Rippen ausgebildeten Vorsprünge und Nuten ausschließlich über die Länge der seitlichen Führungsflä¬ chen der Kolbenplatten verteilt auf deren ganzer Breite durchgeführt sein.

Figurenaufstellung

In der Zeichnung zeigen

Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine erfindungs¬ gemäße Exzenterschneckenpumpe mit Wälz¬ ringen, nach der Linie I/I 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. 5 einen Teil einer Abwicklung zweier inein¬ andergreifender Wälzringe der Ausführung nach den Fig. 3 und 4,

Fig. 6 eine Abwandlung der Darstellung aus Fig.5,

Fig. 7 eine Abwicklung zweieT Wälzringe mit

trapezförmigen Vorsprüngen und Nuten in einer Anlage-Endstellung, Fig. 8 dieselbe Ausführung mit axialem Ein- stell-Spiel, Fig. 9 eine der Fig. 3 entsprechende Ansicht eines Wälzringes mit parallelen Nut¬ scharen, 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 Längs¬ schnitt durch eine erfindungsgemäße Ex¬ zenterschneckenpumpe mit als Kolbenplat- ten 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, Fig. 15 eine Ansicht zweier mit Axialspiel in¬ einandergreifender Kolbenplatten, Fig. 16 einen Querschnitt nach der Linie XVI/XVI in Fig. 17 einer derzeit als beste Aus¬ führung. angesehenen Exzenterschnecken- pumpe mit zentrischen Ringnuten in Wälz¬ ringen, Fig. 17 einen Teilschnitt nach der Linie XVII/XVII in Fig. 16, Fig. 18 eine teilweise geschnittene Ansicht eines mit Wälzringen versehenen Rotors von der Linie XVIII/XVIII in Fig. 19her gesehen Fig. 19 einen Teilschnitt nach der Linie XIX/XIX in Fig. 18, die Fig. 20 bis 23 als Teil-Längsschnitt-Abwandlungen, des Rotors aus Fig.19,

Fig. 24 die Stirnansicht einer Rotorstufe, deren Schleißring durch einen Längskeil un-

drehbar auf der zugehörigen Exzenter¬ scheibe festgelegt ist, Fig. 25 im Querschnitt die Anordnung der als

Vielkeilwelle ausgebildeten Rotorwelle in der Trennlinie zwischen Exzenter und Schleißring,

Fig. ^" 26 eine zwischen Exzenter und Schleißring angebrachte Freilaufkupplung und Fig. 27 eine im Exzenter angebrachte federbe¬ lastete Reibungskupplung zur Verbindung mit dem äußeren Schleißring.

Beschreibung bevorzugter Ausführungsformen

Bei der in den Fig. 1 und 2 dargestellten Exzenterschnecken pumpe ist der Stator mit 1 bezeichnet, der Rotor mit 2. Der Stator besteht im Prinzip aus 14 identischen Stator¬ scheiben 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 Gehäuseteile sein können. Je nach Drehrichtung des Rotors 2 führen die Anschlußrohre die Saug- oder Druckströmung. Nach der Zeichnung dient das An¬ schlußrohr 8 als saugseitiges Gelenkwellengehäuse, das Anschlußrohr 9 als Druckrohr.

Die endseitigen Stato.rscheiben sind in den Flanschen 4,5 durch Zentrieransätze 10 ausgerichtet und durch in die Flan¬ sche eingelassene Ringdichtungen 11 abgedichtet. Jede Sta¬ torscheibe 3 weist dicht an ihrer zylindrischen Außenflä¬ che 31 eine Ringnut 32 mit in dieser angebrachtem Dich¬ tungsring 33 zur Abdichtung gegenüber der benachbarten Statorscheibe auf.

Wie vor allem Fig. 2 erkennen läßt, weist jede Statorschei- be 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 Exzenterachse 13 zusammenfällt, von der Pumpenachse 12 einen Abstand 2e haben, ergibt sich bei einer lichten Weite w eine Länge 1 der Höhlung 34 zu l=w+4e. Dabei ist e die für den Rotor und dessen Exzenter maßgebliche Exzentrizität, auf die später noch einge¬ gangen wird.

Fig. 2 läßt ferner erkennen, daß benachbarte Stator¬ scheiben jeweils um einen Teilungswinkel ts gegenein¬ ander verdreht sind. Um diese Drehlage zu sichern, sind in jeder Statorscheibe unter dem gleichen Teilungswinkel ts zueinander versetzt diametral gegenüberliegend 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 erstrek- kenden Paßstift 14 besetzt. Paßbohrungen 37 und Paß- stifte 14 dienen einmal zur gegenseitigen Zentrierung jeder Statorscheibe an den Nachbarscheiben und zum anderen zur Sicherung des exakten Teilungswinkels ts.

Die Statorscheiben 3 haben die Breite b und liegen in den Trennebenen 18 aneinander. Bei einem Teilungswinkel ts von 30° 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.

Die Statorplatten bestehen zweckmäßigerweise aus hartem, formbeständigem Werkstoff, beispielsweise Stahl oder Sinterwerkstoff. Sie können jedoch an der Höhlungswan¬ dung auch eine Auskleidung aus anderem Werkstoff auf- weisen, beispielsweise aus gummiartig nachgiebigem Werk¬ stoff oder aus besonders abriebfestem Werkstoff, etwa Hartmetallpulver mit keramischer oder Sinterbindung.

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_. Hauptbestandteil des Rotors 2 ist die als Vielkeilwelle ausgebildete Exzenterwelle 20, die einzelne unter der Teilungswinkeleinheit ir=30° zueinander versetzte Keil¬ rippen 21 aufweist und in jeder Pumpenstufe eine Exzenter- scheibe 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 übermittelnden Gelenkwelle 28 verbunden ist. Der Antrieb des Rotors kann auch auf andere bekannte Weise erfolgen.

Die wiederum identisch und mit der gleichen Breite b der Statorscheiben bzw. einzelnen Pumpenstufen ausgestatteten Exzenterscheiben 22 haben eine äußere zylindrische

Exzenterfläche 22T 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 Teilungs¬ winkels ts der Statorscheiben 3 beträgt. Die Winkelein¬ stellung kann jedenfalls zuverlässig durch das Vielkeil- profil erfolgen.

Auf jeder Exzenterfläche 221 sitzen drehbaT als Zwischen¬ glieder zwei- identische, jedoch entgegengesetzt zueinander angeordnete Wälzringe 40, die wiederum neben ihrer zylindrischen Innenfläche eine der Weite w angepaßte zylindrische Außenfläche 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 abwechselnden identischen segmentförmigen Vorsprüngen 44 und Nuten 45 angebracht. Es greift also jeweils ein Vorsprung 44 in eine praktisch identische Nut 45 des zugehörigen Wälz¬ ringes.

Zudem sind auf der Verzahnungsseite in sechs symmetrisch zur Ringachse angebrachten Vorsprünge zylindrische Aus¬ nehmungen 46 für die Aufnahme von Schraubendruckfedern

47 angebracht, welche die beiden Wälzringe auseinander- drücken und mit ihren Stirnflächen 42 jeweils an den zugehörigen Flächen in den Trennebenen 18 zwischen Nach¬ barstufen zur Anlage bringen. Diese Anlagekraft bleibt praktisch unverändert, wenn sich an den Stirnflächen 42 Verschleiß einstellt oder sich Änderungen der Stufenbreite b an Rotor und Stator durch unterschiedliche Wärmedehnung ergeben. Die Stirnflächen werden zudem ständig etwas besser eingeschliffen und ergeben dadurch eine zuverlässige Ab¬ dichtung zwischen den benachbarten Pumpenstufen.

Die in der Stirnansicht gemäß Fig. 3 trapez- bzw. keil¬ förmigen Vorsprünge oder Zähne haben in der Abwicklung 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 Kopffläche 49 des Vorsprungs 44 und der

Nut 45 gebildete Freiraum 51 ist nach innen durch die Exzenterfläche 221 abgeschlossen. Er erstreckt sich über einen U fangswinkel von nur 10°, kann also keinen Druck¬ ausgleich zwischen in Umfangsrichtung benachbarten Stellen von Rotor und Stator herbeiführen.

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 wird nur die Breite der Seitenflächen 48 etwas verkürzt, die Abdich¬ tung selbst bleibt hingegen weitgehend erhalten.

Nach Fig. 7 haben die Vorsprünge 44a und die Nuten 45a trapezförmigen Querschnitt. Dort kann daher die Abdich- tung entsprechend den Fig. 5 und 6 an zwei Seitenflächen nur in der gezeichneten Endstellung erfolgen. Wenn jedoch die beiden Wälzringe 40 durch die Federn axial etwas aus¬ einandergedrückt 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 Seitenflächen 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. 15°. Nur in diesem Bereich könnte also ein begrenzter Druckausgleich erfolgen. Die Trapezform sollte daher nur mit sehr flachem Neigungswinkel gewählt werden, um die Abdichtung an beiden Seitenflächen 48a bei der Verstellung beizubehalten, die sich erfahrungsgemäß über weniger als 1 mm erstreckt.

Wenn der Rotor in Umdrehung versetzt wird, so wälzt er sich in der Schneckenwendel des Stators in solcher Weise ab, daß sich jedes Paar Wälzringe 40 auf der Exzenter¬ fläche 221 der zugehörigen Exzenterscheibe 22 dreht. Gleitbewegungen an der Wandung der Schneckenwendel bzw. 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 15 rotiert.

In der in Fig. 2 gezeigten Endstellung fällt die Exzenter¬ achse 13 zusammen mit einer der Achsen (13) der End¬ flächen 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. Zwischen den beiden gegenüberliegenden Räumen herrschen jedoch keine wesentlichen Druckunterschiede, da zwei

Förderwege an beiden außenliegenden Enden-der Schnecken¬ wendel bzw. an den Endflächen entlangführen. Daher kann auch eine entsprechend Fig. 8 geringfügig verminderte

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U fangsabdichtung keine wesentliche Leistungsminderung zur Folge haben.

Auf jedem Fäderweg der Schneckenwendel werden jedoch blasenartige und weitgehend abgeschlossene Hohlräume schraubenförmig vom rechts in Fig. 1 liegenden Eingangs¬ ende zum Ausgangsende gefördert. Dabei übernimmt meist nur eine einzige Pumpenstufe die Abdichtung zwischen be¬ nachbarten 'Blasen'. ¹ Diese Abdichtung wird einmal durch die in Fig. 2 erkennbare Anlage der Wälzringe an einer Endfläche 35, zum anderen an der abdichtenden Führung der beiden Wälzringe in den Trennflächen 18 an Stator¬ scheiben, Wälzringen und Exzenterscheiben der benachbarten Pumpenstufen bewirkt.

Fig. 9 zeigt einen Wälzring 140, in dessen Stirnfläche Scharen von Nuten 141 bis 143 mittels eines auf einer Welle angebrachten Satzes Scheibenfräser 64 eingearbeitet sind. Alle Scheibenfräser und Nuten haben gleichen Zwischen- abstand Z, was gleich breite Vorsprünge 144 ergibt. Da¬ gegen haben der links oben in Fig. 9 gezeigte Scheiben¬ fräser 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- Teilungswinkel 2tn=120° durchgehend gefräst, so daß sich ein effektiver Schar-Teilungswinkel tn=60° ergibt. Je¬ weils zwei Nuten 143 kreuzen sich und bilden eine X-Nut 147, während um 180° gegenüberliegend keilförmige Vor¬ sprünge 145 gebildet sind, die, wie mit Strichpunktlinien 146 angedeutet, sich passend in eine entsprechende X-Nut 147 des zugehörigen Wälzringes einfügen. Dabei bleiben zwar kleine im Querschnitt dreieckförmige Nuten stehen, aber diese sind wiederum nur nach außen hin geöffnet und können wegen ihres geringen Zwischenabstandes keinen merklichen Druckausgleich schaffen. In sechs Vorsprüngen 1.44 sind auch hier zylindrische Ausnehmungen 46 für ent¬ sprechende Schraubendruckfedern angebracht.

Fig. 2 läßt erkennen, daß der maximale Abstand der Umriss¬ linien zweier benachbarter und um den Teilungswinkel ts gegeneinander verdrehter Höhlungen 34 des Stators größer ist als die radiale Abmessung eines Wälzringes 40 bzw.140. Um das verbleibende Übermaß greift jede Exzenterscheibe 22 im Bereich einer Trennebene 18 über den Rand der Höhlung 34 der benachbarten Statorscheibe hinaus. Da die seitliche 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, wie sie vornehmlich durch unterschiedliche Wärmedehnung ver¬ ursacht wird.

Um dem entgegenzuwirken, ist gemäß den Fig. 10 und 11 auf beiden Seiten der Exzenterscheiben 22 jeweils eine sichel¬ förmige einen Dehnungs-Freiraum bildende Randnut 65 ange¬ formt, die sich wenigstens auf den Oberdeckungsbereich er¬ streckt.- Beide Randnuten sind um den Rotor-Teilungswinkel tr=60° zur axialen Mittelebene 66 der Exzenterscheibe ver¬ setzt angeordnet.

Die relative Längsverlagerung und damit die notwendige Nuttiefe nt kann sich von Stufe zu Stufe ändern und ist u.a. abhängig vom Ort der axialen Ausrichtung der Ex¬ zenterwelle 20 im Stator, insbesondere der verfügbaren Ausgangslänge für die Dehnung und dem vom Abstützpunkt aus auftretenden Einstellspiel. Dieser Wert muß also für jede Pumpenkonstruktion neu ermittelt werden, kann aber einheitlich auf die größte in allen Pumpenstufen auftre¬ tende Verlagerung abgestellt werden, da die Randnuten all¬ seitig abgeschlossen sind und keinen unerwünschten Druck¬ ausgleich innerhalb der Pumpe herbeiführen können.

Die in den Fig. 12 und 13 gezeigte Exzenterschneckenpumpe unterscheidet sich von der vorbeschriebenen hinsichtlich des Stators 1 lediglich dadurch, daß die Statorscheiben 3a mit einem Rechteck angenäherten Statorhöhlungen 34a

- 1 9 - versehen sind, in welchen jeweils längsverschiebbar zwei Kolbenplatten 55 gemäß der Darstellung in den Fig. 14 und 15 geführt sind. Diese wohl mehr dem Stator zuzu¬ rechnenden Kolbenplatten sitzen anstelle der Wälzringe drehbar auf den Exzenterflächen 221 der Exzenterscheiben 22. Der eigentliche Rotor ist daher identisch mit der Aus¬ führung in Fig. 1.

Die beiden Kolbenplatten 55 sind wiederum identisch aus- gebildet und um 180° 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 40 Freiräume 60 aus, die jedoch in den seitlichen Führungs¬ flächen 56 und damit an den entsprechenden Seitenflächen 36a der Statorhöhlung 34a jeweils in der Mitte einer Pum- penstufe enden und dadurch abgeschlossen sind. Der im Be¬ reich der Winkelnut 58 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 bewirkt, daß dieser Stufenraum nicht bis auf Null verkleinert werden kann. In allen Vorsprüngen 59 und in dem der Winkelnut 58 entgegen¬ gesetzten bzw. gegenüberliegenden verdickten Plattenteil sind wieder zylindrische Ausnehmungen 46 mit Druckfedern 47 vorgesehen.

Die Plattenenden 62 haben die gleiche TeilZylinderform der Höhlungs-Endflächen 35a. Ihr Radius ist um ca. 601 größer als bei einer zentrisch zur Exzenterachse 13 lie¬ genden Zylinderfläche. Die Mindestlänge la der Höhlung 34a ergibt sich aus

la = 1k + h = lk + 4e.

OMPI

CM CM t ) ts) — > cπ o cπ O cn o Cn — '

CM CM ts) ts) -α

Cn O cπ O cπ O cπ -

ausgebildet, während die Freiräume wiederum als sichel¬ förmige Randnuten 651 ausgebildet und beidseitig an den Exzenterscheiben 222 angebracht sind. Auch auf diese Weise wird verhindert, daß die Stirnseiten der Wälzringe 340 an den benachbarten Exzenterscheiben entlanggezogen werden. Die Verkleinerung der radialen Abmessung der Randnut 651 die dem radialen Oberstand rü benachbarter Exzenter gegeneinander entspricht, ist bedingt durch eine Vergrößerung der Stufenzahl je Rotorumlauf ent- sprechend einem verkleinerten Rotorteilungswinkel tr. Bei gleicher Stufenbreite b wird dadurch die Pumpe ent¬ sprechend länger.

Wenn man den Teilungs inke1 tr nach Fig. 18 so gestaltet, daß er einer Rotorteilung 8,5 entspricht, dann erhält man dieselbe öffnungsweite wie bei einer Siebzehnerteilung, eine Rotorteilung 9,5 ergibt die gleiche öffnungsweite wie eine Neunzehnerteilung, und eine 6,5er Teilung die¬ selbe wie eine Dreizehnerteilung und damit noch eine - wesentliche Verbesserung der Abdichtung als bei der Wahl einer Neunerteilung.

Der Statorteilungswinkel ist jeweils halb so grdß und entspricht daher immer der doppelten oder 13 und wird lediglich durch den Abstand der beiden Bohrungen 37 (Fig.2) bestimmt. Selbst bei der Exzenter- welle würde eine Teilung 6,5 für die Keilrippen jeden¬ falls dann keine Probleme ergeben, wenn stets mit einer Teilungswinkeleinheit ir von der halben Größe des Rotor- Teilungswinkels tr gearbeitet wird. Die Teilung der Keil¬ rippen 21 an der Exzenterwelle 22 entspricht dann jeweils exakt der Statorteilung.

Nach Fig. 20 sind den unverändert übernommenen Wälzringen 340 Exzenterscheiben 223 zugeordnet, die mit einer ein¬ seitigen sichelförmigen Randnut 652 versehen sind, deren Nuttiefe nt* vielfach größer ist als die zum Dehnungs¬ ausgleich benötigte Nuttiefe 2nt. Dabei können die Ex-

CM CM ts) ts) — ι cn CD cπ o π CD cn ^* "*

CM CM IS) t ) —. cπ CD cπ O n o cn — *

Dehnungs-Freiräume können im Prinzip auch in den Abstütz¬ bereichen des Stators, etwa der Statorplatten 3 seitlich der Trennebenen zu benachbarten -Statorhöhlungen 34, vorge¬ sehen sein. In einigen Fällen wird ein begrenzter Aus- gleich selbst dadurch geschaffen, daß man Ausnehmungen im Umfang eines Wälzringes oder Schleißringes vorsieht, etwa dergestalt, daß man von einem seitlichen Ringbund aus, der die Abdichtung besorgt, achsparallele Nuten zur gegenüberliegenden Stirnfläche des Zwischengliedes führt. Dies hat den weiteren Vorteil, daß bei der Förderung körnigen Gutes die zum Durchsetzen dieses Gutes notwendige Zerkleinerung verbessert wird.

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