轮叶式泵

本发明涉及一种轮叶式泵，特别是从汽车的油箱中输送汽油所用的 轮叶式泵，它具有一个设置在泵壳中的泵腔，该泵腔由两个依径向延 伸、依轴向彼此相隔一定距离的侧壁和一个将侧壁沿其周边彼此连接起 来的周壁所限界而成；它还至少配有一条设置在侧壁之一中朝向泵腔开 着的槽形侧向通道，该通道与泵轴线同心布置，并且具有一个沿流动方 向看处于侧向通道终点和侧向通道起点之间的、保留下来的截断桥；它 还配有一个与泵轴线共轴地安置在泵腔中的旋转的叶轮，该叶轮具有许 多个在切线方向彼此分隔开并限定在轴向开着的叶片空腔的径向叶 片，这些叶片借助一个同周壁一起共同形成径向缝隙的外环而彼此相 连。

专利DE 40 20 521 A1公开了属于这一类型的一种双注式的轮叶式 泵，称之为外围泵。在这种已知的泵上，形成泵腔壁中的一个侧壁和周 壁在结构上与一个配有泵出口的中间壳体相连，另一个侧壁与一个壳体 盖相连，该壳体盖上有与一出口接管相连接的泵入口。安置在泵腔中的 泵叶轮或叶轮安置在一个与壳体盖相连体的支承颈上，而且能旋转固定 地与一电动机的主动轴相连接，该主动轴被支承在一个设置在中间壳体 上的支承部位中。在运行时，轮叶式泵经过吸入管吸抽汽油，并将汽油 经泵出口压入和包围住电动机和中间壳体的泵壳的内腔中。处于压力之 下的汽油从泵壳出发，经过一条与泵壳的一压力接管相连的压力管道， 被输送给内燃机。

在这种轮叶式泵上，叶轮外圆周和泵腔的周壁之间的径向缝隙是相 当大的，因而由于上述条件所限定的压力比的缘故，在输送含有杂质的 汽油时，杂质就会借助对流而进入径向缝隙中。其后果是使得轮叶式泵 过早磨损，从而缩短使用寿命。

按照本发明的轮叶式泵具有下述的特征：在外环中设置有将叶片空 腔同径向缝隙连接起来的径向流动通路。与已知的轮叶式泵相比，它的 优点是对于含有杂质的输送介质，例如汽油，根本不敏感。由于把径向 流动通路设置在叶轮的外环中，所以叶轮的叶片空腔中的高压力水平就 部分地影响了径向缝隙，这样在该处沿着叶轮外环四周就出现一个压力 分布形态，它大致与侧向通道的压力分布形态相同。借助叶片空腔和径 向缝隙之间仍然存在的压力梯度即压差，又附带地出现一个分流，该分 流从叶片空腔、经过流动通路再通过径向缝隙而述到至少一个侧向通 道，借助其流动方向而起着阻止杂质颗粒进入的作用，从而达到一种冲 洗效应。为了避免因存在的压差而在径向缝隙中形成切向流 (poiseuille-Stromung-泊松氏流)，径向缝隙应设计得尽可能小。径 向缝隙的尺寸在50～300μm(微米)的范围中时，结果良好。

通过采取的措施，便能对本发明的轮叶式泵加以改进而获得有利的 构造。

按照本发明提出的一个优选的结构形式，流动通路分布在叶轮的对 称面中，或者在一个与该对称面相平行的径向面中。由于径向面多少有 点轴向偏移，所以侧向通道中的压差和压力分布都会受到影响。尤其在 双注式的轮叶式泵上，在每个侧壁中都有一个侧向通道，所以可借助与 对称面的轴向偏移而在两个侧向通道的方向中产生不同的冲洗流。

在这种双注式轮叶式泵上，还有一个可取之处是：按照本发明提出 的另一个结构形式，把流动通路分配到外环中的两个与对称面相平行地 设置的径向面上，在这种情况下，这两个径向面依照所要求的压差，在 一个或另一个侧向通道中具有一个离对称面相等或不相等的轴向距 离。

按照本发明提出的另一些结构形式，径向流动通路可设计成环行的 缝隙，或者设计成通孔，它们在叶轮外环的内表面上各自与叶片空腔之 一相沟通。在后一种设计情况下，可获得特别的益处：借助各通孔在叶 片前侧和后侧之间的适当定位，可精确地调定冲洗流的体积流量，从而 达到最佳冲洗效果。

按照本发明的一个优选的结构形式设计时，使得环形缝隙或通孔的 净断面或流通横断面由里向外增大，亦即随着离叶轮轴线的径向距离的 增加而增大。这样便可获得一种有利的扩压器效应。

本发明还提出的具有下述特征的轮叶式泵，即在叶轮圆周上的径向 缝隙的径向高度总随着圆心角的增大而减小，而且最大径向缝隙高度在 侧向通道起点的范围内。

也同样具有对含杂质的汽油很不敏感的优点。在此，借助本发明提 出的径向缝隙走向的设计，同样可以在径向间距上形成一个压力分布， 它至少与一个侧向通道中的压力分布相似，并且沿着叶轮的整个圆周在 径向缝隙和侧向通道之间形成压力平衡。这样，便能防止汽油从侧向通 道流到径向缝隙，从而防止杂质颗粒进入径向缝隙。由于这个原因，轮 叶式泵受磨损很小，所以可望达到很长的使用寿命。按照本发明的径向 缝隙的尺寸特别适用于输送较高粘度流体如柴油的轮叶式泵，这是因为 针对这类液体径向缝隙的尺寸可以设计得较大一些。

当径向缝隙高度在叶轮周边上方呈线性变化时，对汽油来说就能获 得一种有利的压力分布形式，从而能显著降低因对流引起的进入径向缝 隙的杂质量。

在用于输送汽油的轮叶式泵上，根据流体动力学的润滑缝隙原理就 每一个圆心角β计算出径向缝隙高度h，便可在径向缝隙中获得一个与 侧向通道中的压力曲线非常接近的压力曲线。所计算出来的径向缝隙高 度h的这种变化可以作为圆心角β的函数，依照本发明的一个优选的结 构形式，可根据下面的代数方程加以近似计算：

h(β)＝h0[1-0.667(β/360°)6.5+0.212(β/360°)16] 式中径向缝隙的初始尺寸h0在25～75μm(微米)之间，而以35μm 为最适宜。圆心角β的起始点(即β＝0°)是这样设定的，使得它处于 通过泵入口中点的与泵轴线平行的轴线上。

借助另一些措施，还可进一步改进上述的轮叶式泵，从而获得有利 的结构。

按照本发明提出的一种优选的结构形式，在侧向通道的起点配备一 个槽，该槽将径向缝隙同侧向通道连接起来，并朝向泵腔敞开。该槽的 作用在于确定径向缝隙中的绝对压力。在双注式的轮叶式泵上，这种槽 可以设置在一个侧壁中或者在两个侧壁中。

按照本发明提出的一个有利的结构形式，径向缝隙在叶轮的外环的 圆形周边上的走向可通过对周壁的加工来获得。借助上述措施，径向缝 隙可按照有利于制造加工的方式实现。

下面根据附图中所示的结构实例对本发明做较详细的描述。这些附 图是：

图1  用于输送燃料油的轮叶式泵的侧视图，局部剖切，

图2  图1中的局部剖视II的放大图，

图3  图1中轮叶式泵的叶轮的展开局部俯视截面图，

图4和5  与图3中所示相同，按照其它的两个实施例所绘的示意 图，

图6  沿图1中VI-VI线的断面图，属于一种改进的轮叶式泵，

图7  沿图1中VII-VII线的断面图，属于改进的轮叶式泵，

图8  按照图6和7的轮叶式泵中三种不同的径向缝隙走向曲线 图，

图9  按照图5和7的轮叶式泵的径向缝隙中三种压力分布曲线 图。

在图1侧视图上所见到的轮叶式泵，亦称之为带侧通道式泵，用来 从图中未示出的汽车油箱中将汽油输送到图中也未示出的汽车内燃 机。轮叶式泵具有一个设置在泵壳10中的泵腔11，该泵腔被两个在径 向延伸、而在轴向彼此分离开的侧壁12、13以及一个将侧壁12、13 沿其周边相互连接起来的周壁14所限界而成(图2)。侧壁13和周壁 14都在一个中间壳体15上形成，而侧壁12则位于吸入盖或壳体盖16 上形成，该壳体盖与中间壳体15和/或泵壳10紧固地相连。泵壳10搭 接着中间壳体15，并在其内部有一个在图上未示出的电动机。在中间 壳体15上还配置了一个依轴向穿越侧壁13的泵出口17，该出口形成 了在泵腔11和泵壳10的内部之间的连接，泵壳10与一压力接管18相 连，从轮叶式泵经过泵出口16所输送的汽油便从该压力接管流出。壳 体盖16具有一个吸入管19，用来从油箱中吸取汽油，该油箱与一个穿 越侧壁12的泵入口(图中未示出)相连。

在这里按双注式设计的轮叶式泵上，在每个侧壁12、13中都设置 了一条侧向通道20及21。如图2中所示，每一条槽状的侧向通道20、 21都具有略呈半圆形的横断面，并且是朝向泵腔11开着的。如图7所 示，侧向通道21设置在中间壳体15的侧壁13中，每个侧向通道21、 20都与泵轴线22同心布置，几乎延伸经过侧壁13及12的整个周边， 只保留剩下的一段截断桥23。截断桥23限定了侧向通道的起点211和 侧向通道的终点212。在壳体盖16上的侧壁12中的侧向通道20的侧 向通道起点211与泵入口相连(泵入口又与吸入接管19相连)；设置 在中间壳体15上的侧壁13中的侧向通道21的终点212与泵出口17相 连(泵出口又经过泵壳10的内部而与压力接管18相连)。

在泵腔11中与泵轴线22共轴地安置一个泵叶轮或叶轮24。叶轮 24一方面支承在一轴颈25上，该轴颈在侧壁12上共轴地伸入到泵腔11 中；另一方面旋转固定地支承在电动机的主动轴26上，该主动轴被支 承在一个与泵轴线22共轴的轴承套27中。轴承套27压装在中间壳体 15上的一个穿过侧壁13的共轴孔28中。叶轮24配有许多个依切线方 向彼此相离的叶片29，这些叶片在它们的与泵轴线22背离的端部通过 一个圆形外环30而彼此连接起来。叶片29在它们彼此之间各自形成一 个叶片空腔31，这些空腔依轴向开着。叶片29和外环30是和叶轮24 成一个整体的，叶片29是按下述设计构成的：在安置于叶轮24上的一 个共同分配圆上的缺口之间设置了接片作为叶片29。外环30具有这样 的尺寸，使得在外环30的四周外表面301和周壁14之间形成一个径向 缝隙32(图2)。在运转时，轮叶式泵通过吸入管19将汽油吸入，然 后经过泵出口17将汽油压入泵壳10的内部，并从这里经压力管18压 送至内燃机。这时，在两个侧向通道20、21中分别形成一压力分布， 该压力从侧向通道起点至侧向通道终点逐渐升高，在侧向通道终点前面 的一段距离上述到最大值。

在图2～5所示的轮叶式泵结构实例中，在外环30中设置了径向 流动通路33，它们将各个叶片空腔31同径向缝隙32连接起来。这样， 叶片空腔31中的高压力便被转移给径向缝隙32，从而在那里沿着外环 30的周围形成一个压力分布，它与侧向通道20、21中的压力分布相 当。此外，存在于叶片空腔31和径向缝隙32之间的压差还会形成一个 从叶片空腔31、经过径向缝隙32而至侧向通道20、21的分流，由于 该分流方向的原因阻止了汽油中所含杂质颗粒进入径向缝隙32中，从 而起到一种冲洗作用。借助于流动通路33的横截面形状和定位，便有 了精密调定体积流的多种可能性。为了避免因存在的压差而在径向缝隙 32中形成一种切向流(泊松氏流动[Poiseuille-stromung])，尽可能将 径向缝隙32的尺寸定得窄一些，使得它的径向高度最好在50～300μm (微米)的范围内。

按图2中所示的轮叶式泵的结构实例，流动通路33是通过一个在 外环30中绕行的缝隙34形成的，该缝隙从外环30的内表面302延伸 至外表面301。缝隙34具有梯形横断面，其大的基线外靠在外表面301 上，因此在外环30中体积流的流动横断面随着离泵轴线22的径向距离 的增大而增大。缝隙34是与外环30的对称面35对中布置的。流过径 向缝隙32的体积流朝侧向通道20、21的流动在图2和3中以箭头36 象征性地表示出来。

在图4和5中所示的轮叶式泵的结构实例中，流动通路33是通过 径向通孔37形成的，这些通孔完全穿过外环30，并且在外环的内表面 301上分别连通着一个叶片空腔31。通孔37设计成截锥形，所以它在 径向中从外环30的内表面302至外表面301具有一个逐渐增大的流通 横断面。在按照图4所示的结构实例中，通37设置在外环30的对称面 35中。依照这一结构，得到两个大小相等的分流通向两个侧向通道20、 21。在按照图5所示的结构实例中，通孔37设置在一个平行面38中， 该平行面对外环30的对称面35轴向偏移一个距离d。借助上述轴向偏 移，可以将朝向壳体盖16的冲洗流和朝向中间壳体15的冲洗流进行不 同的调节。

按照图中未示出的可供选择的轮叶式泵的结构形式，在图2和3所 示的叶轮24的外环30中，环行的缝隙34也可以轴向偏置以便在这里 亦可分别调节流向两个侧向通道20、21的分流冲洗流。同样的效应还 可借助两个缝隙34来达到，这两个缝隙在两个与外环30的对称面35 相平行的径向面中延伸，这样，这两个径向面离对称面35的距离可以 选择相等或不相等。当然，还可把通孔37分布在两个平行面上，这两 个平行面与外环30的对称面35偏移一个相等或不相等的轴向距离尺 寸。在这种情况下应保证：通孔37总是分配给一个叶片空腔31，并与 之连通。

图2和3中所示的缝隙34也可用彼此平行布置的缝隙壁形成。同 样地，通孔37可设计成圆筒形。但在缝隙34和通孔37的结构中，以 流通横断面沿径向扩大的结构为优，因为这样可以取得一定的扩压器效 应。

依照图6和7中所示的轮叶式泵的结构实例，在径向缝隙32′中产 生的压力分布相当于侧向通道20、21中的压力分布用以阻止杂质颗粒 进入径向缝隙32′中，上述目的是通过下述措施达到的：在外环30周围 上方径向缝隙32′的高度h总随圆心角β的增大而减小，而它的最大值则 在侧向通道起点211的范围内。这一点是通过下述措施加以实现的：依 照叶轮24上的外环30的圆形外围301，对中间壳体15上的周壁14进 行相应的加工。从径向缝隙32′的终点尺寸到径向缝隙32′的起点尺寸的 过渡是线性的，并且由周壁14的一个平的侧壁39构成。

为了加工简单，选择了径向缝隙h(β)随圆心角β呈线性变化。 缝隙高度h在有关缝隙长度(β/360°)上的这种变化见图8曲线中的特 征线b。为了输送其粘度高于汽油的柴油，在一种上述的径向缝隙变化 和额定输送压力为3巴的条件下，径向缝隙高度的起点尺寸在β＝5°时 约为160μm；径向缝隙高度的终点尺寸在β＝360°时约为75μm。在这 样一种径向缝隙变化和输送额定压力为3巴的柴油时，将在径向缝隙32′ 中形成一种压力，如图9曲线中以b表示的压力曲线那样。这一压力曲 线非常近似于所要求的压力曲线，如同在输送汽油时在轮叶式泵的侧向 通道中形成并在图9的曲线中以特征线a表示的压力曲线。

图9中的特征线a表示在径向缝隙32′中所要求的压力曲线，它最 佳地相应于在输送汽油时侧向通道20、21中的压力曲线。如果使用一 种其径向缝隙呈线性变化，如图8中特征线b所表示的那种轮叶式泵， 在额定输送压力为3巴的条件下输送汽油，则径向缝隙高度h的起点尺 寸(于β＝5°)的大小在20～100μm之间；径向缝隙高度h的终点尺 寸(于β＝360°)的大小在10～80μm之间，但以起点尺寸为45μm、 终点尺寸为25μm最适宜。在这样一种径向缝隙变化条件下，得出径向 缝隙32′中的压力变化曲线，见图9中特征线b。这一特征线与依从特 征线a的理想缝隙压力曲线仍有值得注意的偏差，但仍然足以阻止汽油 中的杂质颗粒进入径向缝隙32′中。

在输送汽油时，利用如在图8中以特征线a表示的径向缝隙变化， 便可在径向缝隙32′中获得一条依从图9中的特征线a的理想压力曲 线。在相关缝隙长度(β/360°)上的缝隙高度h的变化可按照流体动力 学润滑缝隙理论对于任一圆心角β加以计算。上述径向缝隙变化可用下 列代数公式加以近似计算：

h(β)＝h0[1-0.667(β/360°)6.5+0.212(β/360°)16] 式中h0在25～75μm范围内，最好为35μm。起始角β-0是这样确 定的，使得它处于通过泵入口中点的、与泵轴线22相平行的轴线上， 如图7中所示。径向缝隙高度h(β)的这一近似变化，在图8中以特 征线c表示。在这一径向缝隙变化的条件下，在输送汽油及输送压力为 3巴时，径向缝隙32′中的压力曲线依照图9中的特征线a出现。

为了确定绝对压力，在侧向通道21的侧向通道起点211，将一个 连接着径向缝隙32′和侧向通道21的并朝着泵腔11开着的槽40设置在 侧壁13中。在壳体盖16上，也可将这样一个槽设置在侧壁12中，并 在这里将侧向通道20的侧向通道起点同径向缝隙32′连接起来。

本发明并不局限于前述的一些结构实例。因此，轮叶式泵也可设计 成单注式的，使得只在一个侧壁中有一个侧向通道，该侧向通道的起点 同泵入口相连，侧向通道终点同泵出口相连接。在这种情况下，侧向通 道既可设置在中间壳体上，亦可设置在壳体盖上。