EP2119869A2 - Hydromaschine - Google Patents

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Publication number
EP2119869A2
EP2119869A2 EP20090006163 EP09006163A EP2119869A2 EP 2119869 A2 EP2119869 A2 EP 2119869A2 EP 20090006163 EP20090006163 EP 20090006163 EP 09006163 A EP09006163 A EP 09006163A EP 2119869 A2 EP2119869 A2 EP 2119869A2
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
pressure
housing
hydraulic machine
rotor
support
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.)
Withdrawn
Application number
EP20090006163
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Brian Kane
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.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP2119869A2 publication Critical patent/EP2119869A2/de
Withdrawn legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03C—POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINES DRIVEN BY LIQUIDS
    • F03C2/00—Rotary-piston engines
    • F03C2/08—Rotary-piston engines of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co- operating members similar to that of toothed gearing
    • 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
    • F01C3/00—Rotary-piston machines or engines with non-parallel axes of movement of co-operating members
    • F01C3/06—Rotary-piston machines or engines with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged otherwise than at an angle of 90 degrees
    • F01C3/08—Rotary-piston machines or engines with non-parallel axes of movement of co-operating members the axes being arranged otherwise than at an angle of 90 degrees of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • 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
    • F04C2230/601—Adjustment

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic machine according to the preamble of patent claim 1.
  • the axial adjustability of the output rotor serves to vary the gap width between the teeth of the spur gear, so as to determine with a variable short-circuit gap between the working spaces, the flow rate of the delivery unit.
  • the disadvantage here is that rests unevenly by the application of force to the output pin, the rotor on a plain bearing bush and thus locally high bearing forces occur, resulting in poor efficiency and damage to the delivery unit.
  • the invention has for its object to provide a hydraulic machine, which has a long life and high efficiency.
  • a hydraulic machine has a drive rotor and an output rotor whose axes are employed relative to one another. About a spur toothing these mesh together, with adjacent teeth of the spur gear each a working space is limited, the rotation of the rotors with a low pressure area or connection and a high pressure area or connection is connectable. At least one of the work spaces facing away from the back support surface of a rotor is subjected to a support pressure corresponding to a pressure in the work spaces.
  • This solution has the advantage that the support pressure counteracts the pressure in the working spaces and the rotor can thus be hydrostatically relieved, whereby one-sided support and bearing forces of the rotor are reduced, for example, to a warehouse. This results in a lower bearing friction of the rotor and a lower surface pressure between the rotor and the housing and thus a higher efficiency and a longer service life of the hydraulic machine.
  • the drive rotor may have a drive pin provided in a drive bearing and the output rotor may have a driven pin provided in an output bearing, wherein an end face of the output pin and the back support surfaces of the rotors facing away from the work spaces are subjected to the support pressure.
  • the output pin is acted upon by the support pressure from a low-pressure region and the support surfaces of the rotors in each case with the support pressure from a high-pressure region of the hydraulic machine.
  • the hydraulic machine can advantageously be constructed very simply, wherein the rotors are enclosed by a housing with a housing cover.
  • the drive pin of the drive rotor is mounted in a housing and the output pin of the output rotor in a radially stepped back and dipping into the housing cylinder portion of the housing cover.
  • the support pressure can be particularly easily applied to the support surfaces of the rotors when the housing cover a first and the housing have a second pressure pocket, which act on the opposing support surfaces of the rotors each with support pressure from the high pressure region of the hydraulic machine.
  • the rotor can simply be subjected to support pressure if they run concentrically around the respective rotor axis along the support surfaces of the rotors and are arranged essentially in the region of the higher and highest pressure load generated by the working spaces.
  • the pressure pockets are each bounded by an inner and an outer support web of the housing and of the housing cover, which concentrically extend around the respective rotor axis.
  • the support surfaces of the rotors can be supported on the support webs.
  • the hydraulic machine has a rear support space in order to pressurize the output pin of the Abtriebrotors in the direction of the rotor axis with support pressure.
  • This is frontally bounded on the one hand by a recess in the housing cover and on the other hand by a rear end face of the output pin and can be connected to the low-pressure region of the hydraulic machine.
  • the support space will be connected, for example via a first low-pressure channel in the housing cover and an adjoining second low-pressure channel in the housing with the low-pressure region of the hydraulic machine.
  • the first pressure pocket can be connected via a first high-pressure channel in the housing and the second pressure pocket via a second high-pressure channel in the housing cover and an adjoining third high-pressure channel in the housing with the high-pressure region of the hydraulic machine.
  • the low and high pressure channels can be easily introduced as holes or as grooves in the housing cover and in the housing.
  • a material for the rotors reinforced plastic can be used, which is characterized by low friction values.
  • a hydraulic machine which is designed as a delivery unit.
  • the hydraulic machine according to the invention is not limited to such delivery units, but can for example also be used as a hydraulic motor.
  • FIG. 1 is a longitudinal section through a delivery unit 1, for example, a spur gear pump, shown according to a first embodiment.
  • This has a drive rotor 2 and driven by the drive rotor 2 output rotor 4, wherein the two rotors 2, 4 interacting in each case via a spur gear toothing 6.
  • the rotors 2, 4 are encompassed by a housing 8 with a housing cover 10.
  • An input and an output axis 12, 14 of the rotors 2, 4 are set to each other.
  • Adjacent teeth 16, 18 of the face gear 6 each define a working space 19 which receives fluid from an inlet channel 20 and a low pressure area 20 and increases pressure after a rotation of the rotors 2, 4 to an output channel 22 and high-pressure region 22 outputs.
  • the working space 19 has the largest volume on the input channel 20, which decreases in the rotation of the rotors 2, 4 to the output channel 22 and then increased again to the input channel 20.
  • the work spaces 19 connected to the input channel 20 form the so-called suction side and the work spaces 19 connected to the outlet channel 22, the so-called pressure side of the delivery unit 1.
  • the housing cover 10 has a radially recessed cylinder portion 23 which dips into the housing 8. An annular surface 24 of the housing cover 10 formed by the grading bears against a likewise annular housing end face 25 of the housing 8 without play. With fasteners 26, such as screws, the housing cover 10 is sealingly connected to the housing 8.
  • the drive rotor 2 further has a drive pin 28 which is mounted radially in a through hole 29 of the housing 8 and led out with a pin end portion 30 of the housing. At the pin end portion 30 of the drive rotor 2 is driven by an actuator, such as an electric motor.
  • the output rotor 4 is mounted with a driven pin 32 in a bearing recess 33 of the cylinder portion 24 of the housing 8 radially slidably.
  • the teeth 16 of the output rotor 4 are annularly formed on a cylindrical support portion 34 which is also slidably mounted with its lateral surface 35 in the housing 10. Furthermore, the driven rotor 4 is supported on a bearing shell section 37 of the drive rotor 2 with a ball section 36 extending centrally from the carrier section 33. A side facing away from the working spaces 19 spherical shell-shaped rear support surface 38 of the bearing shell portion 36 is slidably mounted in the housing 8. Accordingly, a side facing away from the working spaces 19 and back annular support surface 40 of the support portion 34 which extends perpendicular to the output shaft 14, frontally mounted on the cylinder portion 24 of the housing cover 10 sliding and backlash.
  • the teeth 18 of the drive rotor 2 are annularly formed on a frusto-conical annular surface 43 of the bearing shell portion 37 and extend around the ball portion 36 of the output rotor 4 around.
  • the passage opening 29 of the housing 8 is sealed with a sealing ring 44 to the outside.
  • a first and second pressure pocket 48, 50 are provided, which act on the support surfaces 38, 40 of the rotors 2, 4 with support pressure.
  • the first pressure pocket 48 which acts on the drive rotor 2 with support pressure, extends in a circle-shaped manner about the drive axis 12 and is bounded radially by an inner and an outer support web 52, 54.
  • the second pressure pocket 50 is arranged in a circle segment around the output shaft 14 and is also bounded radially by an inner and outer support web 56, 58.
  • the first pressure pocket 48 is in fluid communication with the outlet channel 22.
  • the high pressure groove 59 extends in the cutting plane in FIG. 1 through the outer support rib 54 therethrough.
  • the introduced in the housing cover 10 pressure pocket 50 is connected via a second and third high-pressure groove 60, 61 also with the output channel 22 of the delivery unit 1 in fluid communication.
  • the second high pressure groove 60 extends radially from the pressure pocket 50 through the outer support rib 58 and terminates in the third high pressure groove 61, which runs parallel to the output shaft 14 in the housing 8 along the cylinder portion 24 of the housing cover 10 and the output rotor 4 to the output channel 22 ,
  • the pressure in the pressure pockets 48, 50 thus corresponds approximately to the fluid pressure in the outlet channel 22.
  • the pressure pockets 48, 50 have a concentric extent about the respective input and output axes 12, 14 of, for example 60 ° in the plane of the FIG. 1 into and 60 ° out of the drawing plane. Thus, these are arranged substantially opposite to the high fluid pressure working spaces 19 and can counteract the resulting pressure forces.
  • a first and second pressure engagement surfaces 62, 63 of the fluid pressure in the pressure pockets 48, 50 on the rotors 2, 4 are each in size to a third and fourth pressure application surface 64, 65 of the fluid pressure of the working chambers 19 adapted to the rotors 2, 4.
  • the third pressure application surface 64 of the output rotor 4 essentially consists of the region which lies outside the sphere section 36 and in the high-pressure region of the working chambers 19.
  • the fourth pressure application surface 65 On the drive rotor 2 is the fourth pressure application surface 65 and substantially corresponds to the part of the annular surface 43, which is located in the region of high fluid pressure of the working chambers 19.
  • the configuration of the size of the first pressure application surface 62 is such that the proportions of the respective forces resulting from the acting on the first and on the third pressure application surface 62, 64 fluid pressure, which are oppositely directed, are approximately equal.
  • the respective rotor 2, 4 is thus approximately in a hydrostatic equilibrium by the attacking surfaces 62, 63, 64, 65 acting thereon approximately in the region of the high fluid pressure of the working spaces 19.
  • the surface 62 to 65 may be configured such that they are substantially equal.
  • the 120 ° extension about the input and output axes 12, 14 and the geometry of the pressure pockets 48, 50 is only a guide and can be varied as desired, depending on the application of the delivery unit 1 minimum bearing forces, minimum surface pressure between the rotors. 2 , 4 and the housing 8 and to achieve an optimal hydrostatic balance of the rotors 2, 4.
  • the output rotor 4 has, in addition to the pressure pocket 50, an end-side support space 66, in order, inter alia, to minimize the acting bearing forces. This is bounded by a recess of the housing cover 10 and by a rear end face 68 of the output pin 32.
  • the support space 66 is connected via a first, second and third Niederbuchnut 70, 72, 74 with the input channel 20 of the delivery unit 1.
  • the first low-pressure groove 70 extends parallel to the output shaft 14 along the bearing recess 33 of the housing cover 10 to the support surface 40 of the output rotor 4 and opens into the second Niederdrucknut 72.
  • annular chamber 76 For leakage return is in the region of the drive pin 28, in particular of the region of the sealing ring 44, an annular chamber 76 is inserted into the housing 8, which is connected to the input channel 20.
  • the annular chamber 76 is bounded by a recess in the housing 8, by the sealing ring 44 and the driven pin 32.
  • the connection of the annular channel 76 with the input channel 20 via a connecting groove 78, which substantially in the plane in FIG. 1 is introduced in the housing 8 and extends along the drive rotor 2 between the annular channel 76 and the input channel 20.
  • an annular groove 79 is inserted into the housing 8.
  • a pressure application surface 80 of the fluid pressure in the annular groove 79 on the drive rotor 2 essentially corresponds to the end face 68, which serves as a pressure application surface for the fluid pressure in the support space 66.
  • FIG. 2 shows a longitudinal section through a delivery unit 1 according to a second embodiment, in which the pressure pockets 48, 50, the support space 66 and the annular chamber via bores with the input and output channels 20, 22 are connected.
  • the fluid connection of the drive rotor 2 associated pressure pocket 48 with the output channel 22 via a first and second high-pressure bore 81, 82.
  • These are introduced into the housing 8, wherein the first high-pressure bore 81 from the pressure pocket 48, away from the support surface 38, to to the second high pressure bore 82 extends, which is obliquely introduced to the output channel 22.
  • the first high pressure bore 81 is in the production in the unassembled state from an inner region of the housing 8 and the second drivable from the output channel 22 from.
  • the pressure pocket 50 is connected via a third and fourth high-pressure bore 84, 86 with the output channel 22.
  • the third high-pressure bore 84 also passes through the housing 8 at an angle to the outlet channel 22 and opens into the fourth high-pressure bore 86, which is introduced obliquely to the output axis 14 into the cylinder section 24 of the housing cover 10 up to the pressure pocket 50.
  • the third high-pressure bore 84 like the first high-pressure bore 81, is drilled from an inner region of the housing 8 and the fourth high-pressure bore 86 is simply drilled into the outer circumferential surface of the cylinder portion 24.
  • the support space 66 is in fluid communication with the input passage 20 via first and second low pressure bores 88, 90.
  • the first low-pressure bore 88 passes through the cylinder portion 24 of the housing cover 10 obliquely to the output shaft 14 toward the input channel 20 and merges into the second low-pressure bore 90 also extending obliquely through the housing 8, which opens in the inlet channel 20.
  • the production takes place once at the second low-pressure bore 90 from the inner region of the housing 8 and at the first low-pressure bore 88 from the outer lateral surface of the cylinder section 24.
  • the annular channel 76 is in fluid communication with the support space 66 via bores introduced in the rotors 2, 4.
  • a first connection bore 92 extends completely and approximately coaxially with the output axis 14 through the output rotor 4.
  • the ball portion 36 of the output rotor 4 is slightly flattened at its apex, whereby a connecting space 94 between the ball portion 36 and the bearing shell portion 37 of the drive rotor 2 is formed.
  • a second connecting bore 96 is introduced as a blind hole in the drive rotor 2 approximately coaxially to the drive shaft 12 and ends approximately in the region of the annular channel 76.
  • This connecting bore 96 is then connected via an introduced in the drive rotor 2 radial bore 98 with the annular channel 76.
  • Between the passage opening 29 and the drive pin 28 of the drive rotor 2 is a small gap 100, via which the annular groove 79 is in fluid communication with the annular chamber 76 and thus the pressure application surface 80 is acted upon by fluid pressure.
  • All holes 81, 82, 84, 86, 88, 90, 92, 96, 98 are arranged in the delivery unit 1, that they are easily manufacturable and may well deviate from the arrangement described above.
  • the input and output rotors serve to convert fluid pressure of the pressure medium volume flow into mechanical energy.
  • the drive rotor can then drive, for example, a generator.
  • a hydraulic motor is well known from the prior art, which is why at this point will not be discussed in more detail.
  • the advantageous features of the delivery unit 1 according to the invention apply correspondingly to the hydraulic motor.
  • a hydraulic machine 1 with a drive rotor 2 and an output rotor 4, the axes 12, 14 are employed to each other and interacting via a spur gear toothing 6.
  • a working space 19 is bounded in each case, which can be connected to an inlet channel 20 and an outlet channel 22 during rotation of the rotors.
  • a rear support surface 38 of a rotor 2 facing away from the work spaces 19 can be acted upon by a support pressure corresponding to a pressure in the work spaces 19.

Landscapes

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Abstract

Offenbart ist eine Hydromaschine mit einem Antriebsrotor (2) und einem Abtriebsrotor (4), deren Achsen zueinander angestellt sind und die über eine Stirnverzahnung (6) kämmend zusammenwirken. Über benachbarte Zähne der Stirnverzahnung (6) ist jeweils ein Arbeitsraum (19) begrenzt, der bei Umdrehung der Rotoren mit einem Eingangskanal (20) und einem Ausgangskanal (22) verbindbar ist. Erfindungsgemäß ist eine von den Arbeitsräumen abgewandte rückseitige Stützfläche (38,40) eines Rotors mit einem Druck in den Arbeitsräumen (19) entsprechenden Stützdruck beaufschlagbar.

Description

  • Die Erfindung betrifft eine Hydromaschine gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
  • In dem Dokument DE 10 2004 026 048 A1 ist eine Hydromaschine in der Form eines Förderaggregats offenbart. Dieses hat einen Antriebsrotor und einen von diesem angetriebenen Abtriebsrotor, die beide über eine Stirnverzahnung kämmend zusammenwirken und wobei die Rotorachsen zueinander angestellt sind. Über jeweils benachbarte Zähne der Stirnverzahnung werden Arbeitsräume begrenzt, in die bei der Rotation der Rotoren Druckmittel von einem Niederdruckanschluss einströmt und aus denen Druckmittel druckerhöht an einen Hochdruckanschluss abgeben wird. Ein Abtriebszapfen des Abtriebsrotors ist dabei über eine Verstellkraft in Richtung der Rotorachse axial verstellbar. Die axiale Verstellbarkeit des Abtriebsrotors dient dazu, die Spaltbreite zwischen den Zähnen der Stirnradverzahnung zu variieren, um somit mit einem veränderbaren Kurzschlussspalt zwischen den Arbeitsräumen die Fördermenge des Förderaggregats zu bestimmen. Nachteilig hierbei ist, dass durch die Kraftbeaufschlagung des Abtriebzapfens der Rotor ungleichmäßig an einer Gleitlagerbuchse aufliegt und somit lokal hohe Lagerkräfte auftreten, was zu einem schlechten Wirkungsgrad und zu einer Beschädigung des Förderaggregats führt.
  • Demgegenüber liegt der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Hydromaschine zu schaffen, die eine hohe Lebensdauer und einen hohen Wirkungsgrad aufweist.
  • Die Aufgabe wird durch eine Hydromaschine mit den Merkmalen des Patentanspruchs 1 gelöst.
  • Erfindungsgemäß hat eine Hydromaschine einen Antriebsrotor und einen Abtriebsrotor, deren Achsen zueinander angestellt sind. Über eine Stirnverzahnung wirken diese kämmend zusammen, wobei über benachbarte Zähne der Stirnverzahnung jeweils ein Arbeitsraum begrenzt ist, der bei Umdrehung der Rotoren mit einem Niederdruckbereich bzw. -anschluss und einem Hochdruckbereich bzw. -anschluss verbindbar ist. Zumindest eine von den Arbeitsräumen abgewandte rückseitige Stützfläche eines Rotors ist mit einem Stützdruck beaufschlagt, der einem Druck in den Arbeitsräumen entspricht.
  • Diese Lösung hat den Vorteil, dass der Stützdruck entgegen dem Druck in den Arbeitsräumen wirkt und der Rotor somit hydrostatisch entlastet werden kann, wodurch einseitige Abstütz- und Lagerkräfte des Rotors beispielsweise an einem Lager verringert werden. Daraus folgt eine geringere Lagerreibung des Rotors und eine geringere Flächenpressung zwischen dem Rotor und dem Gehäuse und somit ein höherer Wirkungsgrad und eine höhere Lebensdauer der Hydromaschine.
  • Um die Reibverluste der Hydromaschine weiter zu minimieren, kann der Antriebsrotor einen in einem Antriebslager vorgesehenen Antriebszapfen und der Abtriebsrotor einen in einem Abtriebslager vorgesehenen Abtriebszapfen haben, wobei eine Stirnseite des Abtriebszapfens und die von den Arbeitsräumen abgewandten rückseitigen Stützflächen der Rotoren mit dem Stützdruck beaufschlagt sind.
  • Vorzugsweise wird der Abtriebszapfen mit dem Stützdruck aus einem Niederdruckbereich und die Stützflächen der Rotoren jeweils mit dem Stützdruck aus einem Hochdruckbereich der Hydromaschine beaufschlagt.
  • Die Hydromaschine kann vorteilhafterweise sehr einfach aufgebaut sein, wobei die Rotoren von einem Gehäuse mit einem Gehäusedeckel umschlossen sind. Der Antriebszapfen des Antriebsrotors ist dabei in ein Gehäuse und der Abtriebszapfen des Abtriebsrotors in einem radial zurückgestuften und in das Gehäuse eintauchenden Zylinderbereich des Gehäusedeckels gelagert.
  • Der Stützdruck kann besonders einfach auf die Stützflächen der Rotoren aufgebracht werden, wenn der Gehäusedeckel eine erste und das Gehäuse eine zweite Drucktasche aufweisen, die die voneinander abgewandten Stützflächen der Rotoren jeweils mit Stützdruck aus dem Hochdruckbereich der Hydromaschine beaufschlagen.
  • Durch die Drucktaschen kann der Rotor einfach mit Stützdruck beaufschlagt werden, wenn diese konzentrisch um die jeweilige Rotorachse entlang der Stützflächen der Rotoren verlaufen und im Wesentlichen im Bereich der höheren und höchsten durch die Arbeitsräume erzeugten Druckbelastung angeordnet sind.
  • Es ist von Vorteil, wenn die Drucktaschen jeweils durch einen inneren und einen äußeren konzentrisch um die jeweilige Rotorachse sich erstreckenden Stützsteg des Gehäuses und des Gehäusedeckels begrenzt sind. An den Stützstegen können sich dabei vorteilhafterweise die Stützflächen der Rotoren abstützen.
  • Bei einer einfachen Lösung weist die Hydromaschine einen rückseitigen Stützraum auf, um den Abtriebszapfen des Abtriebrotors in Richtung der Rotorachse mit Stützdruck zu beaufschlagen. Dieser ist stirnseitig einerseits von einer Ausnehmung im Gehäusedeckel und andererseits von einer rückseitigen Stirnfläche des Abtriebszapfens begrenzt und kann dabei mit dem Niederdruckbereich der Hydromaschine verbunden sein.
  • Der Stützraum wird beispielsweise über einen ersten Niederdruckkanal im Gehäusedeckel und einen daran anschließenden zweiten Niederdruckkanal im Gehäuse mit dem Niederdruckbereich der Hydromaschine verbunden sein.
  • Bei einem kostengünstigen Aufbau der Hydromaschine kann die erste Drucktasche über einen ersten Hochdruckkanal im Gehäuse und die zweite Drucktasche über einen zweiten Hochdruckkanal im Gehäusedeckel und einen daran anschließenden dritten Hochdruckkanal im Gehäuse mit dem Hochdruckbereich der Hydromaschine verbunden sein.
  • Die Nieder- und Hochdruckkanäle können einfach als Bohrungen oder als Nuten in den Gehäusedeckel und in das Gehäuse eingebracht sein.
  • Vorteilhalfterweise kann im Mündungsbereich des Antriebslagers hin zum Abtriebsrotor eine mit dem Niederdruckbereich der Hydromaschine verbundene Ringnut in das Gehäuse eingebracht sein, wodurch der über diese Ringnut an den Antriebsrotor angreifende Fluiddruck dem über den Stützraum an den Abtriebsrotor angreifenden Fluiddruck entgegenwirkt.
  • Als Material für die Rotoren kann verstärkter Kunststoff eingesetzt werden, der sich durch geringe Reibungswerte auszeichnet.
  • Vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand weiterer Unteransprüche.
  • Im Folgenden werden bevorzugte Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
    • Figur 1 einen Längsschnitt durch eine Hydromaschine gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel; und
    • Figur 2 einen Längsschnitt durch eine Hydromaschine gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel.
  • Im Folgenden werden zwei Ausführungsbeispiele einer Hydromaschine aufgezeigt, die als Förderaggregat ausgeführt ist. Die erfindungsgemäße Hydromaschine ist allerdings nicht auf derartige Förderaggregate beschränkt, sondern kann beispielsweise auch als Hydromotor eingesetzt werden.
  • In Figur 1 ist ein Längsschnitt durch ein Förderaggregat 1, beispielsweise eine Stirnradpumpe, gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel abgebildet. Dieses weist einen Antriebsrotor 2 und einen vom Antriebsrotor 2 angetriebenen Abtriebsrotor 4 auf, wobei die beiden Rotoren 2, 4 jeweils über eine Stirnverzahnung 6 kämmend zusammenwirken. Die Rotoren 2, 4 sind von einem Gehäuse 8 mit einem Gehäusedeckel 10 umgriffen. Eine An- und eine Abtriebsachse 12, 14 der Rotoren 2, 4 sind zueinander angestellt. Benachbarte Zähne 16, 18 der Stirnverzahnung 6 begrenzen jeweils einen Arbeitsraum 19, der Fluid von einem Eingangskanal 20 bzw. einen Niederdruckbereich 20 aufnimmt und nach einer Rotation der Rotoren 2, 4 druckerhöht an einen Ausgangskanal 22 bzw. Hochdruckbereich 22 abgibt. Der Arbeitsraum 19 hat am Eingangskanal 20 das größte Volumen, welches sich bei der Rotation der Rotoren 2, 4 zum Ausgangskanal 22 verkleinert und anschließend bis zum Eingangskanal 20 wieder vergrößert. Die mit dem Eingangskanal 20 verbundenen Arbeitsräume 19 bilden die sogenannte Saugseite und die mit dem Ausgangskanal 22 verbundenen Arbeitsräume 19, die sogenannte Druckseite des Förderaggregats 1.
  • Der Gehäusedeckel 10 hat einen Radial zurückgestuften Zylinderabschnitt 23, der in das Gehäuse 8 eintaucht. Eine durch die Stufung gebildete Ringfläche 24 des Gehäusedeckels 10 liegt spielfrei an einer ebenfalls ringförmigen Gehäusestirnfläche 25 des Gehäuses 8 an. Mit Verbindungselementen 26, beispielsweise Schrauben, wird der Gehäusedeckel 10 dichtend mit dem Gehäuse 8 verbunden. Der Antriebsrotor 2 hat ferner einen Antriebszapfen 28, der radial in einer Durchgangsöffnung 29 des Gehäuses 8 gelagert und mit einem Zapfenendabschnitt 30 aus dem Gehäuse herausgeführt ist. An dem Zapfenendabschnitt 30 wird der Antriebsrotor 2 von einem Aktor, beispielsweise einem Elektromotor angetrieben. Der Abtriebsrotor 4 ist mit einem Abtriebszapfen 32 in eine Lagerausnehmung 33 des Zylinderabschnitts 24 des Gehäuses 8 radial gleitend gelagert. Die Zähne 16 des Abtriebsrotors 4 sind ringförmig an einem zylindrischen Trägerabschnitt 34 ausgebildet, der mit seiner Mantelfläche 35 in dem Gehäuse 10 ebenfalls gleitend gelagert ist. Des Weiteren stützt sich der Abtriebsrotor 4 mit einem sich mittig von dem Trägerabschnitt 33 sich erstreckenden Kugelabschnitt 36, an einem Lagerschalenabschnitt 37 des Antriebsrotors 2 ab. Eine von den Arbeitsräumen 19 abgewandte kugelschalenförmige rückseitige Stützfläche 38 des Lagerschalenabschnitts 36 ist gleitend in dem Gehäuse 8 gelagert. Entsprechend ist eine von den Arbeitsräumen 19 abgewandte und rückseitige kreisringförmige Stützfläche 40 des Trägerabschnitts 34, die sich senkrecht zur Abtriebsachse 14 erstreckt, stirnseitig an dem Zylinderabschnitt 24 des Gehäusedeckels 10 gleitend und spielfrei gelagert. Die Zähne 18 des Antriebsrotors 2 sind ringförmig an einer kegelstumpfförmigen Ringfläche 43 des Lagerschalenabschnitt 37 ausgebildet und erstrecken sich um dem Kugelabschnitt 36 des Abtriebsrotors 4 herum. Die Durchgangsöffnung 29 des Gehäuses 8 ist mit einem Dichtring 44 nach außen abgedichtet.
  • Im Betrieb des Förderaggregats 1 treten in den hochdruckseitigen Arbeitsräumen 19 hohe Drücke und somit hohe Druckkräfte auf, die auf die Arbeitsräume 19 begrenzenden Rotoren 2, 4 wirken. Hierdurch entstehen große Lagerkräfte an den Stützflächen 38, 40 und an den An- und Abtriebszapfen 28, 32 der Rotoren 2, 4. Um diese Lagerkräfte zu verkleinern, werden die Rotoren 2, 4 mit einem Stützdruck beaufschlagt, was im Folgenden näher erläutert wird.
  • Zur Aufbringung des Stützdrucks auf die Rotoren 2, 4 sind hochdruckseitig im Gehäuse 8 und im Gehäusedeckel 10 eine erste und zweite Drucktasche 48, 50 vorgesehen, die die Stützflächen 38, 40 der Rotoren 2, 4 mit Stützdruck beaufschlagen. Die den Antriebsrotor 2 mit Stützdruck beaufschlagende erste Drucktasche 48 erstreckt sich kreisabschnittsförmig um die Antriebsachse 12 und wird radial von einem inneren und einem äußeren Stützsteg 52, 54 begrenzt. Entsprechend ist die zweite Drucktasche 50 kreissegmentförmig um die Abtriebsachse 14 angeordnet und wird ebenfalls radial von einem inneren und äußeren Stützsteg 56, 58 begrenzt. Über eine erste Hochdrucknut 59 ist die erste Drucktasche 48 mit dem Ausgangskanal 22 in Fluidverbindung. Die Hochdrucknut 59 erstreckt sich dabei in der Schnittebene in Figur 1 durch den äußeren Stützsteg 54 hindurch. Die im Gehäusedeckel 10 eingebrachte Drucktasche 50 ist über eine zweite und dritte Hochdrucknut 60, 61 ebenfalls mit dem Ausgangskanal 22 des Förderaggregats 1 in Fluidverbindung. Die zweite Hochdrucknut 60 erstreckt sich radial von der Drucktasche 50 durch den äußeren Stützsteg 58 hindurch und mündet in der dritten Hochdrucknut 61, wobei diese parallel zur Abtriebsachse 14 im Gehäuse 8 entlang des Zylinderbereichs 24 des Gehäusedeckels 10 und des Abtriebsrotors 4 bis zum Ausgangskanal 22 verläuft.
  • Der Fluiddruck in den Drucktaschen 48, 50 entspricht somit in etwa dem Fluiddruck im Ausgangskanal 22. Die Drucktaschen 48, 50 haben eine konzentrische Ausdehnung um die jeweilig An- und Abtriebsachse 12, 14 von beispielsweise 60° in die Zeichenebene der Figur 1 hinein und 60° aus der Zeichenebene heraus. Somit sind diese im Wesentlichen gegenüberliegend der einen hohen Fluiddruck aufweisenden Arbeitsräumen 19 angeordnet und können den daraus resultierenden Druckkräften entgegenwirken. Eine erste und zweite Druckangriffsflächen 62, 63 des Fluiddrucks in den Drucktaschen 48, 50 auf die Rotoren 2, 4 sind in ihrer Größe jeweils an eine dritte und vierte Druckangriffsfläche 64, 65 des Fluiddrucks der Arbeitsräume 19 auf die Rotoren 2, 4 angepasst. Die dritte Druckangriffsfläche 64 des Abtriebsrotors 4 besteht dabei im wesentlichen aus dem Bereich, der außerhalb des Kugelabschnitts 36 und im Hochdruckbereich der Arbeitsräume 19 liegt. Auf dem Antriebsrotor 2 liegt die vierte Druckangriffsfläche 65 und entspricht im wesentlichen dem Teil der Ringfläche 43, der sich im Bereich des hohen Fluiddrucks der Arbeitsräume 19 befindet.
  • Die Ausgestaltung der Größe der ersten Druckangriffsfläche 62 erfolgt derart, dass die Anteile der jeweiligen Kräfteresultierenden des auf die erste und auf die dritte Druckangriffsfläche 62, 64 wirkenden Fluiddrucks, die entgegengesetzt gerichtet sind, in etwa gleich sind. Das Gleiche gilt für die Ausgestaltung der zweiten Druckangriffsfläche 63, wobei die Anteile der Kräfteresultierenden des auf die zweite und auf die vierte Druckangriffsfläche 63, 65 wirkenden Fluiddrucks, die entgegengesetzt gerichtet sind, ebenfalls in etwa gleich sind. Der jeweilige Rotor 2, 4 ist durch die an diesen angreifenden Angriffsflächen 62, 63, 64, 65 in etwa im Bereich des hohen Fluiddrucks der Arbeitsräume 19 somit in etwa in einem hydrostatischen Gleichgewicht. Beispielsweise können die Fläche 62 bis 65 derart ausgestaltet sein, dass diese im wesentlichen gleich groß sind. Die 120°-Ausdehnung um die An- und Abtriebsachse 12, 14 herum und die Geometrie der Drucktaschen 48, 50 ist allerdings nur ein Anhaltspunkt und kann beliebig variiert werden, um je nach Einsatz des Förderaggregats 1 minimale Lagerkräfte, minimale Flächenpressung zwischen den Rotoren 2, 4 und dem Gehäuse 8 und ein optimales hydrostatisches Gleichgewicht der Rotoren 2, 4 zu erreichen.
  • Der Abtriebsrotor 4 hat zusätzlich zur Drucktasche 50 einen stirnseitigen Stützraum 66, um unter anderem die wirkenden Lagerkräfte zu minimieren. Dieser ist von einer Ausnehmung des Gehäusedeckels 10 und von einer rückseitigen Stirnfläche 68 des Abtriebszapfens 32 begrenzt. Der Stützraum 66 ist über eine erste, zweite und dritte Niederdrucknut 70, 72, 74 mit dem Eingangskanal 20 des Förderaggregats 1 verbunden. Die erste Niederdrucknut 70 erstreckt sich parallel zur Abtriebsachse 14 entlang der Lagerausnehmung 33 des Gehäusedeckels 10 bis zur Stützfläche 40 des Abtriebsrotors 4 und mündet in der zweiten Niederdrucknut 72. Diese verläuft radial zur Abtriebsachse 14 entlang des Zylinderabschnitts 24 des Gehäusedeckels 10 bis zur dritten Niederdrucknut 74, die diametral zur dritten Hochdrucknut 61 im Gehäuse 8 eingebracht ist und im Eingangskanal 20 mündet. Der Fluiddruck in dem Stützraum 66 entspricht somit im Wesentlichen dem Fluiddruck in dem Eingangskanal 20, womit der Abtriebszapfen 32 des Abtriebsrotors 4 über die Stirnfläche 68 mit diesem Fluiddruck axial in Richtung der Abtriebsachse 14 beaufschlagt wird.
  • Zur Leckagerückführung ist im Bereich des Antriebszapfens 28, insbesondere des Bereichs des Dichtrings 44, ist eine Ringkammer 76 in das Gehäuse 8 eingebracht, die mit dem Eingangskanal 20 verbunden ist. Die Ringkammer 76 wird von einer Ausnehmung im Gehäuse 8, von dem Dichtring 44 und dem Abtriebszapfen 32 begrenzt. Die Verbindung des Ringkanals 76 mit dem Eingangskanal 20 erfolgt über eine Verbindungsnut 78, welche im Wesentlichen in der Zeichenebene in Figur 1 im Gehäuse 8 eingebracht ist und entlang des Antriebsrotors 2 zwischen dem Ringkanal 76 und dem Eingangskanal 20 verläuft. Im Mündungsbereich der Durchgangsöffnung 29 des Gehäuses 8 hin zum Abtriebsrotor 14 ist eine Ringnut 79 in das Gehäuse 8 eingebracht. Diese ist über die Verbindungsnut 78 mit dem Eingangskanal 20 verbunden, womit der Fluiddruck in der Ringnut 79 in etwa der Gleiche wie im Eingangskanal 20 ist. Eine Druckangriffsfläche 80 des Fluiddrucks in der Ringnut 79 auf den Antriebsrotor 2 entspricht im Wesentlichen der Stirnfläche 68, die als Druckangriffsfläche für den Fluiddruck in dem Stützraum 66 dient. Somit wirken die resultierenden Kräfte des an den Flächen 68, 80 angreifenden Fluiddrucks einander in etwa entgegen und die Lagerkräfte der Rotoren 2, 4 an den Stützfläche 38, 40 werden verringert.
  • Figur 2 zeigt einen Längsschnitt durch ein Förderaggregat 1 gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel, bei dem die Drucktaschen 48, 50, der Stützraum 66 und die Ringkammer über Bohrungen mit den Ein- und Ausgangskanälen 20, 22 verbunden sind. Die Fluidverbindung der dem Antriebsrotor 2 zugeordneten Drucktasche 48 mit dem Ausgangskanal 22 erfolgt über eine erste und zweite Hochdruckbohrung 81, 82. Diese sind in das Gehäuse 8 eingebracht, wobei die erste Hochdruckbohrung 81 von der Drucktasche 48 aus, weg von der Stützfläche 38, bis zur zweiten Hochdruckbohrung 82 verläuft, die schräg zum Ausgangskanal 22 eingebracht ist. Die erste Hochdruckbohrung 81 ist dabei bei der Herstellung im nicht montierten Zustand von einem Innenbereich des Gehäuses 8 aus und die zweite vom Ausgangskanal 22 aus bohrbar.
  • Die Drucktasche 50 wird über eine dritte und vierte Hockdruckbohrung 84, 86 mit dem Ausgangskanal 22 verbunden. Die dritte Hochdruckbohrung 84 durchsetzt das Gehäuse 8 ebenfalls schräg zum Ausgangskanal 22 und mündet in der vierten Hochdruckbohrung 86, die schräg zur Abtriebsachse 14 in den Zylinderabschnitt 24 des Gehäusedeckels 10 bis zur Drucktasche 50 eingebracht ist. Bei der Herstellung wird die dritte Hochdruckbohrung 84, wie die erste Hochdruckbohrung 81, von einem Innenbereich des Gehäuses 8 und die vierte Hochdruckbohrung 86 wird einfach in die äußere Mantelfläche des Zylinderabschnitts 24 her gebohrt.
  • Der Stützraum 66 ist über eine erste und zweite Niederdruckbohrung 88, 90 mit dem Eingangskanal 20 in Fluidverbindung. Die erste Niederdruckbohrung 88 durchsetzt den Zylinderabschnitt 24 des Gehäusedeckels 10 schräg zur Abtriebsachse 14 hin zum Eingangskanal 20 und geht über in den ebenfalls schräg durch das Gehäuse 8 sich erstreckenden zweiten Niederdruckbohrung 90, der im Eingangskanal 20 mündet. Die Herstellung erfolgt wie oben bei den Hochdruckbohrungen einmal bei der zweiten Niederdruckbohrung 90 vom Innenbereich des Gehäuses 8 und bei der ersten Niederdruckbohrung 88 von der äußeren Mantelfläche des Zylinderabschnitts 24 her.
  • Der Ringkanal 76 ist über in den Rotoren 2, 4 eingebrachte Bohrungen mit dem Stützraum 66 in Fluidverbindung. Eine erste Verbindungsbohrung 92 erstreckt sich vollständig und in etwa koaxial zur Abtriebsachse 14 durch den Abtriebsrotor 4 hindurch. Der Kugelabschnitt 36 des Abtriebsrotors 4 ist an seinem Scheitel etwas abgeflacht, wodurch ein Verbindungsraum 94 zwischen dem Kugelabschnitt 36 und dem Lagerschalenabschnitt 37 des Antriebsrotors 2 gebildet ist. Von diesem aus ist eine zweite Verbindungsbohrung 96 als Sacklochbohrung in den Antriebsrotor 2 in etwa koaxial zur Antriebsachse 12 eingebracht und endet etwa im Bereich des Ringkanals 76. Diese Verbindungsbohrung 96 ist dann über eine in dem Antriebsrotor 2 eingebrachte Radialbohrung 98 mit dem Ringkanal 76 verbunden. Zwischen der Durchgangsöffnung 29 und dem Antriebszapfen 28 des Antriebsrotors 2 ist ein geringer Spalt 100, über den die Ringnut 79 mit der Ringkammer 76 in Druckmittelverbindung steht und somit die Druckangriffsfläche 80 mit Fluiddruck beaufschlagt ist.
  • Alle Bohrungen 81, 82, 84, 86, 88, 90, 92, 96, 98 sind so in dem Förderaggregat 1 angeordnet, dass diese einfach fertigbar sind und können von der oben beschriebenen Anordnung durchaus abweichen.
  • Wird die erfindungsgemäße Hydromaschine entsprechend den oben erläuterten Ausführungsbeispielen als Hydromotor eingesetzt, so dienen die An- und Abtriebsrotoren dazu, Fluiddruck des Druckmittelvolumenstroms in mechanische Energie umzuwandeln. Der Antriebsrotor kann dann beispielsweise einen Generator antreiben. Ein Hydromotor ist aus dem Stand der Technik hinlänglich bekannt, weswegen an dieser Stelle nicht näher darauf eingegangen wird. Die erfindungsgemäßen vorteilhaften Merkmale des Förderaggregats 1 gelten entsprechend für den Hydromotor.
  • Offenbart ist eine Hydromaschine 1 mit einem Antriebsrotor 2 und einem Abtriebsrotor 4, deren Achsen 12, 14 zueinander angestellt sind und die über eine Stirnverzahnung 6 kämmend zusammenwirken. Über benachbarte Zähne 16, 18 der Stirnverzahnung 6 ist jeweils ein Arbeitsraum 19 begrenzt, der bei Umdrehung der Rotoren mit einem Eingangskanal 20 und einem Ausgangskanal 22 verbindbar ist. Erfindungsgemäß ist eine von den Arbeitsräumen 19 abgewandte rückseitige Stützfläche 38 eines Rotors 2 mit einem Druck in den Arbeitsräumen 19 entsprechenden Stützdruck beaufschlagbar.

Claims (14)

  1. Hydromaschine mit einem Antriebsrotor (2) und einem Abtriebsrotor (4), deren Achsen (12, 14) zueinander angestellt sind und die über einer Stirnverzahnung (6) kämmend zusammenwirken, wobei über benachbarte Zähne (16, 18) der Stirnverzahnung (6) jeweils ein Arbeitsraum (19) begrenzt ist, der bei Umdrehung der Rotoren (2, 4) mit einem Niederdruckbereich (20) und einem Hochdruckbereich (22) verbindbar ist, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest eine von den Arbeitsräumen (19) abgewandte rückseitige Stützfläche (38, 40) eines Rotors (2, 4) mit einem dem Druck in den Arbeitsräumen (19) entsprechenden Stützdruck beaufschlagt ist.
  2. Hydromaschine nach Anspruch 1, wobei der Antriebsrotor (2) einen in einem Antriebslager (29) vorgesehenen Antriebszapfen (28) und der Abtriebsrotor (4) einen in einem Abtriebslager (33) vorgesehenen Abtriebszapfen (32) hat und wobei eine Stirnfläche (68) des Abtriebszapfen (32) und die von den Arbeitsräumen (19) abgewandten rückseitigen Stützflächen (38, 40) der Rotoren (2, 4) mit dem Stützdruck beaufschlagt sind.
  3. Hydromaschine nach Anspruch 2, wobei der Abtriebszapfen (32) mit dem Stützdruck aus einem Niederdruckbereich (20) und die Stützflächen (38, 40) der Rotoren (2, 4) jeweils mit dem Stützdruck aus einem Hochdruckbereich (22) der Hydromaschine (1) beaufschlagt sind.
  4. Hydromaschine nach Anspruch 2 oder 3, wobei die Rotoren (2, 4) von einem Gehäuse (8) mit einem Gehäusedeckel (10) umschlossen sind und der Antriebszapfen (28) des Antriebsrotors (2) in dem Gehäuse (8) und der Abtriebszapfen (32) des Abtriebsrotors (4) in einen radial zurückgestuften und in das Gehäuse (10) eintauchenden Zylinderbereich (24) des Gehäusedeckels (10) gelagert ist.
  5. Hydromaschine nach Anspruch 4, wobei der Gehäusedeckel (10) eine erste und das Gehäuse (8) ein zweite Drucktasche (48, 50) aufweisen, die die Stützflächen (38, 40) der Rotoren (2, 4) jeweils mit Stützdruck aus dem Hochdruckbereich (22) der Hydromaschine (1) beaufschlagen.
  6. Hydromaschine nach Anspruch 5, wobei die Drucktaschen (48, 50) in etwa kreisabschnittsförmig um die jeweilige Rotorachse (12, 14) entlang der Stützflächen (38, 40) der Rotoren (2, 4) verlaufen und im Wesentlichen im Bereich der höheren und höchsten in den Arbeitsräumen erzeugten Druckbelastung angeordnet sind.
  7. Hydromaschine nach Anspruch 5 oder 6, wobei die Drucktaschen (48, 50) jeweils durch einen inneren und einen äußeren konzentrisch um die jeweilige Rotorachse (12, 14) sich erstreckenden Stützsteg (52, 54, 56, 58) des Gehäuses (8) und des Gehäusedeckels (10) begrenzt sind, wobei an den Stützstegen (52, 54, 56, 58) die Stützflächen (38, 40) der Rotoren (2, 4) anliegen.
  8. Hydromaschine nach einem der Ansprüche 5 bis 7, mit einem rückseitigen Stützraum (66), der stirnseitig einerseits von einer Ausnehmung im Gehäusedeckel (10) und andererseits von einer rückseitigen Stirnfläche (68) des Abtriebszapfens (32) begrenzt ist und der mit dem Niederdruckbereich der Hydromaschine (1) verbunden ist.
  9. Hydromaschine nach Anspruch 8, wobei der Stützraum (66) über einen ersten Niederdruckkanal (70) im Gehäusedeckel (10) und einen daran anschließenden zweiten Niederdruckkanal (72) im Gehäuse (8) mit dem Niederdruckbereich (20) der Hydromaschine (1) verbunden ist.
  10. Hydromaschine nach einem der Ansprüche 6 bis 9, wobei die erste Drucktasche (48) über einen ersten Hochdruckkanal (59; 81, 82) im Gehäuse und die zweite Drucktasche über einen zweiten Hochdruckkanal (60, 84) im Gehäusedeckel (10) und einen daran anschließenden dritten Hochdruckkanal (61, 86) im Gehäuse (8) mit dem Hochdruckbereich (22) der Hydromaschine (1) verbunden sind.
  11. Hydromaschine nach Anspruch 10, wobei die Niederdruck- und Hochdruckkanäle (70, 72, 59, 60, 61, 81, 82, 84, 86, 88, 90) als Nieder- und Hochdruckbohrungen (81, 82, 84, 86, 88, 90) in den Gehäusedeckel (10) und in das Gehäuse (8) eingebracht sind.
  12. Hydromaschine nach Anspruch 10, wobei die Niederdruck- und Hochdruckkanäle (70, 72, 59, 60, 61, 81, 82, 84, 86, 88, 90) als Nieder- und Hochdrucknuten (70, 72, 59, 60, 61) in den Gehäusedeckel (10) und in das Gehäuse (8) eingebracht sind.
  13. Hydromaschine nach einem der Ansprüche 2 bis 12, wobei im Mündungsbereich des Antriebslagers (29) hin zum Abtriebsrotor (14) eine mit dem Niederdruckbereich (20) der Hydromaschine (1) verbundene Ringnut (79) in das Gehäuse (8) eingebracht ist.
  14. Hydromaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche, wobei die Rotoren (2, 4) im Wesentlichen aus faserverstärktem Kunststoff bestehen.
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