泵机组和液压系统的制作方法

本发明涉及一种具有阀门的泵机组以及一种具有这种泵机组的液压系统。

背景技术：

例如由专利文献EP0460399A2已知一种供热循环泵形式的泵机组，该泵机组具有集成的阀门，用以将从泵机组出来的液流选择性地引导到两个不同的输出端。阀门在此根据叶轮的转动方向在泵机组中起作用。通过沿周向方向被加速的液体，阀门的阀元件根据转动方向被引导至两个不同的工作位置。

这种已知的双向泵的缺点在于效率难以优化。当叶轮具有沿径向指向的叶片时，两个转动方向上的效率是相同的，但不是最优的。当叶轮如同在现代循环泵中常见的那样具有弯曲的叶片时，则效率在一个转动方向上得到改善，但在另一转动方向上变差。因此，这种泵机组只能在一个转动方向上提供最优的效率。

技术实现要素：

鉴于该问题，本发明的目的在于对泵机组加以改进，使得在两个转动方向上都可以实现可接受的效率。

本发明的目的通过一种具有如权利要求1所述特征的泵机组以及一种具有如权利要求20所述特征的液压系统来实现。优选的实施方式由从属权利要求、后面的说明和附图给出。

根据本发明的泵机组是离心泵机组并具有泵壳体，叶轮可转动地布置在泵壳体中。叶轮通过与其连接的驱动电机来驱动。在此，驱动电机被设计为能够沿两个转动方向运转。设置有相应的控制装置，用于有选择地沿两个转动方向中的一个方向来操控驱动电机。泵机组还具有至少一个阀门，该阀门具有至少一个阀元件。该阀门优选可以被集成在泵壳体中或者可以直接设置在泵壳体上在自己的壳体中。特别优选地，阀壳体和泵壳体被一件式地构造，例如被构造为铸件、特别是由塑料制成的注塑件。

阀门的阀元件通过由叶轮产生的液流而运动。为此，阀元件相应地布置在泵壳体中，以使阀元件受到叶轮所产生的液流的加载。在此，阀元件被布置为，其能够根据叶轮的转动方向运动到两个不同的工作位置中。通过使叶轮在泵壳体中旋转，从叶轮径向排出的液体附加的沿周向方向被加速。也就是说，在泵壳体中产生沿叶轮的周向方向旋转的液流。该液流沿叶轮的转动方向旋转。因此，通过改变叶轮的转动方向也可以改变旋转液流的流动方向。由此，通过相应地布置阀元件，阀元件可以在不同的转动方向下不同地被液流加载，从而使得阀元件能够通过不同的流动方向有选择地运动到两个不同的工作位置中。

根据本发明，泵壳体和叶轮被构造并相对于彼此确定尺寸为，在至少一个周向部分中，关于叶轮的转动轴线地在叶轮的外周和泵壳体之间形成相对较大的自由空间。为此将泵壳体和叶轮的尺寸确定为，泵壳体的半径、也就是泵壳体的内周的半径在该周向部分中在叶轮的周向区域中为叶轮半径的至少1.4倍，优选为至少1.5倍或至少2倍。泵壳体的半径在此是泵壳体的内壁与叶轮的转动轴线的间距。由此在叶轮的外周和围绕的泵壳体的内壁之间形成的间距或者说自由空间改善了在泵壳体内部在叶轮出口处的液流引导。当叶轮关于转动方向被优化时，尤其是如此。叶轮在相反的、没有对叶轮进行优化的转动方向上的效率通过该形成的自由空间被明显地提高，因此在该“错误的”转动方向上也能够提高效率。泵壳体的内轮廓不必具有圆形的横截面，而是可以使半径沿周向变化。通过根据本发明的这种泵壳体的设计方案，可以获得在两个转动方向上基本一致的压力-流量曲线。

在所述的形成有自由空间的周向部分中，叶轮的外周和对置的泵壳体的内壁之间的径向间距优选在任何一点上都与根据前述的叶轮和泵壳体在该区域中的尺寸比例所获得的一样大。也就是说，自由空间优选不会受到任何突起等的干扰，使得在该区域中不会产生对液流的阻碍。特别地，阀门或阀元件的任何部分都不延伸到该自由空间中。

根据本发明的一种优选的实施方式，泵壳体的半径在所述的周向部分中是叶轮半径的至少2.5倍或至少3倍。根据另一种优选的实施方式，泵壳体的半径在该周向部分中是叶轮半径的1.5倍到3.5倍之间，进一步优选是1.75被和2.25倍之间。通过这样的尺寸关系可以实现特别有利的液流情况。

如上所述的，上述的更宽的周向部分(在该周向部分中，在叶轮和对置的泵壳体的内壁之间形成更大的自由空间)仅以被限定的角度范围沿叶轮的周向延伸。优选地，该周向部分关于叶轮的转动轴线在周长的至少45°上延伸。进一步优选地，该周向部分在周长的至少90°上延伸，更优选地关于叶轮的转动轴线在至少180°上延伸。根据一种特别优选的实施方式，根据所设定的叶轮的半径与泵壳体的半径之间的尺寸比例，在叶轮的整个周向区域中，即360°地在叶轮的外周与对置的泵壳体的内壁之间形成这样的自由空间。优选地，这样的环形自由空间在特别是没有阀元件的任何部分伸入的整个周向上被构造为，在叶轮旋转时沿叶轮的周向能够形成转动的水环或者说液体环。在叶轮的整个周向上延伸的环形自由空间不必沿径向具有恒定的宽度，也不必沿轴向具有恒定的高度。这些尺寸能够沿周向变化。重要之处仅在于：将自由空间的尺寸确定为，能够形成围绕叶轮的转动轴线旋转的水环。这种旋转的水环具有后续的第二泵级的作用，并且有助于将由于离开叶轮的液体的速度所引起的动能转换为压力。由此使得旋转的水环具有类似于泵壳体中的螺旋或泵壳体中的导向器的作用。然后液体从该水环离开并沿径向和/或切线方向进入到设置在泵壳体的外周上的出口中。总体而言，液体在离开叶轮之后在泵壳体内部进行圆形的或螺旋形的运动。因此，这种水环的形成基本不同于传统的离心泵，在传统的离心泵中应该是刚好阻止形成这种旋转的水环。在传统的离心泵中，泵壳体沿叶轮的周向一般被设计为，沿转动方向在泵壳体的出口后面设置有径向向内指向的突起或舌片，用以防止液体的旋转经由出口离开。

在所述的于其中在叶轮的外周与对置的泵壳体的内壁之间形成有上述的扩大的自由空间的周向部分中，该自由空间在平行于叶轮的转动轴线的轴向方向上的高度优选至少与位于叶轮的外周上的流出口在该方向上的高度相符。因此，该高度例如可以至少在3至6mm之间。当以这种方式沿叶轮的周向形成一环形空间时，该环形空间优选在整个周向上具有这样的沿轴向方向的高度。如果仅以所述方式沿径向方向拓宽地构成较小的周向部分，则沿径向方向构成的较窄的周向部分在平行于叶轮的转动轴线的轴向方向上具有较大的高度。

优选将叶轮的尺寸设计为，其直径在25至60mm之间，其中，入口直径或者说吸入口直径优选在12至30mm之间。这意味着叶轮优选是直径相对较小的叶轮。这样的叶轮优选通过驱动电机沿至少一个、优选沿两个转动方向以相对较高的运行转速被驱动，运行转速优选大于3000转每分钟，进一步优选大于5000转每分钟。因此，转速例如可以在3000至7000转每分钟的范围内，并且可以根据需要通过用于调节泵机组的转速调节器在该范围内变化。优选地，进一步将泵机组设计为，使得所获得的压力-流量比大于3/1，更优选大于4/1或大于5/1。该压力-流量比可以直至8/1或更多。上述的压力-流量比基于以米为单位的作为扬程给出的压力和以立方米每小时为单位的流量。由此可以与所述的运行转速一起形成一转速比(spezifische Drehzahl)，该转速比n_q优选在20至40之间，但是也可以更大。

如上所述的，叶轮可以在一转动方向被优化。因此，叶轮可以优选具有弯曲的、更优选在两个方向上弯曲的叶片。因此，叶轮的叶片一方面可以沿周向方向弯曲，另一方面也可以附加地沿径向方向弯曲，以便使通过叶轮的流动过程最优化。优选地，将叶片弯曲为，使其适配于优先的转动方向。该优先的转动方向优选是叶轮主要运行的转动方向，也就是说，在该转动方向上完成了大部分的运行时间。因此，叶片在周向方向上优选逆着该优先的转动方向弯曲。当叶轮沿着该优选是叶轮的主要运行转动方向的优先转动方向转动时，则实现特别高的效率。叶片在相反的转动方向上具有对于该转动方向而言“错误的”或不利的弯曲。但是，通过根据本发明的位于叶轮和泵壳体之间的扩大的自由空间仍然能够实现可接受的效率，从而使得具有这样弯曲的叶片的叶轮能够在两个转动方向上运行。

根据本发明的一种优选的设计方案，这样构造的泵机组可以在叶轮被优化的转动方向上实现明显低于欧洲标准0.23的能效指数(EEI)。现在，当该转动方向是主要的转动方向时，可以按照这种方式通过利用两个转动方向上的运行时间的加权来补偿用于相反转动方向的略差的能效指数，从而在该运转时间之后仍然可以实现小于0.23的总体加权能效指数。这一点特别是在如下的情况下实现：即，将根据本发明的循环泵机组使用在供热系统中，使得循环泵机组以优先的转动方向输送用于建筑物供暖的供热介质通过建筑物的暖气片，并以相反的第二转动方向输送用于非饮用水加热的供热介质通过热交换器。非饮用水加热在建筑物中通常仅占泵机组运行时间的极小一部分。

根据另一种优选的实施方式，阀门具有至少一个设置在叶轮的周向区域中的入流面，优选具有两个彼此相背地位于叶轮的周向区域中的入流面，所述入流面被设置为，使得阀元件能够通过由叶轮产生的、作用在入流面上的液流力来运动。由叶轮产生的液流作用在入流面上并在入流面上产生使阀元件运动到所期望的工作位置中的力。入流面可以被直接构造在阀元件本身上，或者可以被构造在一驱动元件上，该驱动元件以适当的方式与阀元件耦合，以使阀元件运动。特别优选地，在一可运动的活门的两个相对的侧面上构造两个入流面。入流面可以例如被设置为，表面基本上相对于叶轮径向延伸。根据叶轮的转动方向，沿叶轮的周向所产生的旋转的液流有选择地作用在活门的一个表面上，并使该表面沿液流的作用方向运动。

优选将入流面设置为，使其位于上述的叶轮和泵壳体之间的自由空间之外，因此这些入流面不会干扰叶轮周向内的液流。因此，优选至少一个入流面沿径向与叶轮的外周被间隔开地设置为，使该入流面的面向叶轮的端部区域与叶轮的外周间隔开。入流面与叶轮沿径向间隔开意味着：入流面在其任何可能的位置上或者说枢转位置上均以其面对叶轮的端部区域与叶轮的外周间隔开，从而使得在入流面的范围内保持有自由的、周向围绕叶轮的流动通道。优选地，入流面的端部区域与叶轮的外周始终以如下的尺度间隔开：其至少等于在上述的在叶轮的外径与泵壳体的内周之间存在扩大间距的周向部分中处于叶轮的外周与泵壳体的内径之间的径向间距的四分之三，更优选至少等于该径向间距。当泵壳体在整个周向上以相应的方式被扩大地构成时，特别是根据上述的泵壳体与叶轮之间的半径比的定义构成时，则该至少一个入流面优选地不伸入到在叶轮与泵壳体之间所形成的自由空间中。

为了实现这一点，泵壳体优选在一区段中具有径向指向的扩宽部或凹部，入流面和/或阀元件设置在该扩宽部或凹部中。该扩宽部优选同时形成包括泵壳体出口的出口空间。

进一步优选地，泵壳体具有两个出口通道，并且阀门被构造为在两个出口通道之间的转换阀。在该布置方案中，阀门位于泵机组的压力侧，因此由叶轮产生的液流能够有利地直接作用在阀元件上或阀元件形成的入流面上。

这两个出口通道可以从泵壳体中的公共出口空间分出，使得它们在泵壳体上的开口是相邻的或位于泵壳体的相同的周向区域中。替代地，也可以将出口通道彼此间隔开地设置在泵壳体的不同角度位置上。例如，这两个出口通道可以在两个直径相对的位置上从泵壳体的内周分出。

更优选地，泵壳体在至少一个周向部分中具有相对于内径径向向外扩宽的出口空间，至少一个、优选两个出口通道从该出口空间分支。当两个出口通道处于不同的角度位置时，则可以存在两个这样的扩宽出口空间。可以优选在这样的出口空间中设置用于截止对应的出口通道的阀元件，而阀元件不会伸入到上述处于泵机组与叶轮之间的自由空间中。优选地，将一个或多个出口空间构造为沿径向向外收窄，也就是说，在它们的位于叶轮周向上的、通入泵壳体内部的进口处沿圆周方向扩宽。由此使得沿圆周方向或者切向于叶轮延伸的液流可以恰当地进入到出口空间中。

根据另一种优选的实施方式，两个出口通道分别具有面向泵壳体内部空间的流入口，由叶轮输送的液体通过该流入口进入到出口通道中。阀门优选具有至少一个可运动的阀元件，其中，通过阀元件在阀门的第一工作位置上关闭第一出口通道的流入口，并在阀门的第二工作位置上关闭第二出口通道的流入口。如果仅有一个阀元件，则该阀元件可以根据由叶轮的不同转动方向所决定的流动方向可选地关闭一个流出口或另一个流出口。但是也可以设置两个阀元件，其中，在一个流入口上设置一个阀元件。在这种情况下，流入口和阀元件被设置为，在叶轮的第一转动方向下，液流仅作用在一个阀元件上，使得该阀元件关闭对应的流入口，而另一个阀元件则保持在打开位置。如果改变转动方向，则流动方向也如上所述地改变，并相应地使另一个阀元件朝向相邻的流入口运动至其关闭，并同时释放之前被关闭的流入口。

更优选地，阀元件能够围绕枢转轴线和/或弯曲区域在两个工作位置之间枢转，其中，该枢转轴线或者弯曲区域优选平行于叶轮的转动轴线延伸。这意味着：在横向于、特别是垂直于叶轮的转动轴线的平面中执行该摆动或弯曲运动。阀元件可以为了其运动而被铰接地或可转动地支承在一枢转轴上。替代地或附加地，阀元件也可以被构造为可弯曲的、特别是可弹性弯曲的，从而替代地或附加地围绕弯曲区域执行枢转运动。使弯曲区域或者枢转轴线的平行于叶轮的转动轴线地设置具有如下的优点：入流面直接在阀元件本身上形成，阀元件可以直接由沿周向方向或者叶轮的切线方向延伸的液流来加载。优选地，将这样的阀元件设置为，使得阀元件在静止位置基本上沿径向方向延伸，也就是以其中轴线沿径向方向朝向叶轮延伸。这样的阀元件可以根据流动方向从该静止位置转向该周向方向或另一周向方向。

枢转轴线和/或弯曲区域可以设置在阀元件的背向叶轮或面对叶轮的区域上。因此，阀元件可以关于叶轮的转动轴线优选沿径向在内或沿径向在外地固定。根据一种特别的实施方式，也可以将阀元件固定在两个端部上，也就是沿径向在内和沿径向在外地固定并在中间区域中弹性地变形或弯曲，以便关闭出口通道的一个入口开口或另一个入口开口。

根据另一种优选的实施方式，阀元件可以具有横截面为圆扇形的构型，即“馅饼状”构型，其中，阀元件的形成阀元件密封面的弧形外表面与阀元件的枢转轴线和/或弯曲轴线同心地延伸，并且阀元件的两个沿半径方向关于阀元件的枢转轴线彼此背向地延伸的侧向面形成入流面，由叶轮产生的液流作用在该入流面上。在该阀元件中，枢转轴线和/或弯曲轴线优选也平行于叶轮的转动轴线延伸并位于如此成型的阀元件的尖端部上。弧形的密封面在枢转时优选平行于对置的、两个出口通道的流入口所在的泵壳体壁部运动。因此，根据阀元件的枢转位置或者角度位置，可以通过使该弧形密封面覆盖流入口来关闭一个或另一个出口通道。

根据本发明的一种可选的实施方式，阀门也可以布置在泵机组的吸入侧。因此，泵机组可以具有两个入口通道，并且可以将阀门构造为在两个入口通道之间的转换阀。泵机组根据阀门的工作位置有选择地从第一或第二入口通道中抽吸液体。

在此，阀元件优选为了其运动而与一其上构造有至少一个入流面的驱动元件耦合。该驱动元件可以如前所述地布置在泵壳体的内部，以使叶轮产生的液流作用在该驱动元件的入流面上。在此，可以优选将该驱动元件如上述阀元件那样的构成并以相应的方式枢转。该枢转运动通过联接件传递到布置在泵壳体之外的阀元件上。这种阀元件可以布置在阀壳体中，该阀壳体与泵机组的叶轮在其中旋转的压力空间分开。但是，阀壳体优选与泵壳体一体化地构成。

更优选地将阀门构造为，使得至少一个阀元件在两个入口通道上分别沿对应的入口通道的流动方向关闭。这种布置方案的优点在于：能够通过存在于入口通道中的压力来实现自保持功能。当泵机组是设置在一个循环回路或者两个循环回路中的循环泵机组时，则该循环回路具有两个分支，这两个分支在泵机组的压力侧彼此分支并分别通入两个入口通道中的一个中。在这种布置方案中，泵机组的出口侧上存在的压力也被传递到关闭的入口通道中。如果将阀元件设置为沿入口通道中的流动方向运动到其关闭工作位置，则存在于入口通道中的压力将阀元件压入该关闭工作位置中，使得只要泵机组处于运行中，阀元件就自动保持在其关闭位置。

阀元件优选具有一静止位置，该静止位置优选设置在两个工作位置之间。据此，阀元件在泵机组投入运行时或者通过直接入流，或者通过与阀元件相连接的驱动元件的入流，取决于叶轮的转动方向地从静止位置运动到两个工作位置的其中一个上。优选地，阀元件可以配设有复位装置，该复位装置将指向静止位置的复位力施加在阀元件上。该复位力与液流产生的力方向相反，并且必须由用于使阀元件运动的液流来克服。如果液流力在关闭泵机组时消失，则阀元件通过复位力又运动回到其静止位置。复位力例如可以由弹簧元件或阀元件本身的弹性复位力来产生。因此也可以使用能够弹性变形的阀元件或驱动元件作为复位装置。阀元件可以被弹性地构成，使其能够在运动到两个工作位置中的至少一个工作位置时通过弹性变形产生复位力，并在液流力消失时自动回到其静止位置。

所述的泵机组优选为循环泵机组，并特别是供热循环泵机组。这种循环泵机组或供热循环泵机组可以进一步优选地配设有湿运行的驱动电机。特别优选地，泵机组被如上所述地使用在供热系统、特别是紧凑型供热系统中，其中，阀门被构造为转换阀，以便有选择地引导用于供热介质或者热水的流动路径通过建筑物中的供热回路或通过用于非饮用水加热的热交换器。

本发明还涉及一种特别是供热系统形式的液压系统，其如前所述地具有至少两个液压回路，其中，泵机组如上所述地设置在该液压系统中，并且泵机组的阀门被构造为转换阀，通过该转换阀能够使泵机组所输送液体的流动路径在两个液压回路之间切换。例如，可以在通过用于非饮用水加热的热交换器的回路与建筑物中的供热回路之间进行切换。

附图说明

下面参照附图对本发明做示例性的说明。其中：

图1示意性示出了根据本发明的液压系统以及泵机组的第一安装位置，

图2示出了根据本发明第一种实施方式的泵机组的局部剖视图，

图3示出了根据图2的泵机组沿图2中的线Ⅲ-Ⅲ的截面图，其中，泵机组中的阀门处于静止位置，

图4示出了根据图3的截面图，其中，阀门处于第一工作位置，

图5示出了根据图3和图4的截面图，其中，阀门处于第二工作位置，

图6示出了根据图2至图5的泵机组的分解图，

图7示出了根据本发明的第二种实施方式的泵机组的截面图，

图8示出了根据图7的泵机组的分解图，

图9示出了沿图7中的线Ⅸ-Ⅸ的截面图，其中，驱动元件处于静止位置，

图10示出了沿图7中的线X-X的截面图，其中，阀元件处于静止位置，

图11示出了根据图10的视图，其中，阀元件处于第一工作位置，

图12示出了根据图10和图11的视图，其中，阀元件处于第二工作位置，

图13示意性示出了具有泵机组的第二种可能的布置方案的液压系统，

图14示出了根据本发明的第三种实施方式的泵机组的局部剖视图，其中，阀元件处于静止位置，

图15示出了根据图14的视图，其中，阀元件处于第一工作位置，

图16示出了根据图14和图15的截面图，其中，阀元件处于第二工作位置，

图17示出了根据本发明的第四种实施方式的泵机组的截面图，

图18示出了根据本发明的第五种实施方式的泵机组的截面图，其中，阀元件处于第一工作位置，

图19示出了根据图18的视图，其中，阀元件处于第二工作位置，

图20示出了根据本发明的第八种实施方式的泵机组的截面图，

图21示出了根据图20的泵机组沿着图20中的线XXI-XXI的截面图。

具体实施方式

图1示出了一种液压系统，在该系统中可以使用根据图2至图20的泵机组。该液压系统是一种具有两个液压回路的供热系统。该液压系统具有主热交换器2，该主热交换器例如通过诸如燃气燃烧器或油燃烧器这样的燃烧器来加热。因此，主热交换器2特别例如是锅炉，但是其也可以是其他合适的热发生器。沿液流方向位于主热交换器2后面的是分支点4，循环回路在该分支点上被分成两个分支或者说回路。第一回路5延伸穿过建筑物用于室内供暖，并在本实施例中被标志为暖气片6。需要指出的是，该供热回路5可以具有一个以上的暖气片6，或者还可以具有其他的供热管线。第二液压回路7延伸穿过用于非饮用水加热的次级热交换器8。供热回路5和第二回路7通入阀门10中，该阀门是泵机组12的一部分。泵机组12用于输送水通过两个回路5和7，在此，根据被设计为转换阀的阀门10的工作位置，回路5和7中只有一个被打开，而另一个被关闭。也就是说，在泵机组12运行时，被主热交换器2加热的水根据阀门位置或者被输送通过次级热交换器8，或者被输送通过暖气片6。重要的是：泵机组12的输出侧压力经由分支点4也施加在被阀门10关闭的回路中。泵机组12是可以通过驱动电机沿两个转动方向运行的泵机组。转动方向由集成在泵机组12中的控制装置14来调整。控制装置14控制驱动电机。

下面参照图2至图6对具有阀门10的泵机组12的第一实施例进行说明。图2示出了被局部切开的泵壳体16。在未切开的区域中可以看到收纳有控制装置14的电子器件壳体的俯视图。在泵壳体16的内部设有叶轮18。该叶轮通过驱动电机20围绕转动轴线D被转动地驱动。因此叶轮可以选择性地沿转动方向A和B被驱动。叶轮18的半径为r₁，而位于叶轮18的周向区域中的泵壳体16的内径为r₂。可以看出，泵壳体16的内径r₂明显大于叶轮的外径r₁。在该实施例中，泵壳体r₂的半径大约是叶轮18的半径r₁的两倍。通过这种方式，可以在叶轮18的周向区域中形成一环形空间22形式的自由空间，在该自由空间中通过叶轮18的旋转形成旋转的水环，该水环在旋转期间沿径向方向增大，直至液流进入出口通道24。这种旋转的水环有利于流动能量的转换，即将从叶轮18流出的液体的速度转换为压力。

叶轮18具有弯曲的叶片26，该叶片无论是沿转动轴线D的方向还是沿周向方向都是弯曲的。在此将叶片26弯曲为，使其朝向转动方向A是最优的。也就是说，叶轮在沿方向A转动时将达到最佳效率。尽管叶片26在转动方向B上没有被适当地弯曲，但是基于该自由的环形空间22，叶轮在转动方向B上也获得可接受的效率。

出口通道24具有两个毗邻泵壳体16的内部空间的出口通道部分28和30。出口通道部分28和30通过横截面为三角形的分隔元件32或分隔壁32彼此分开。出口通道部分28和30在分隔元件32的下游合并为出口通道24。当叶轮18沿转动方向A旋转时，环形空间22中的叶轮18的外周区域中的液体或水也沿转动方向A旋转并因此沿切线方向进入到出口通道部分28中，而进入出口通道部分30中的水明显较少。如果叶轮18沿相反的转动方向B运行，则环形空间22中的液体也沿转动方向B旋转，使得液体优选地进入到出口通道部分30。

在出口通道部分28中设置有可枢转的活门34形式的驱动元件。该活门被固定在杠杆36上，该杠杆穿过密封件38从泵壳体16的内部延伸到阀壳体40的内部。

阀壳体40设置在泵机组12的吸入侧并收纳有阀门10。阀壳体40的内部通过一仅示意性示出的连接部42与叶轮18的吸入室并因此与吸入口相连接。阀壳体40具有两个入口通道44和46，其中，入口通道44连接供热回路5，入口通道46通过次级热交换器8连接第二回路7。

该阀门包括可线性移动的阀元件48，其中，杠杆36与阀元件48相接合，从而通过杠杆36围绕枢转轴线S的枢转运动使阀元件48沿轴线Y线性位移。阀元件48在其轴向端部上具有两个彼此相向的密封面50和52。面向密封面50和52的是阀座54和56。在此，第一入口通道44通向第一阀座54，第二入口通道46通向第二阀座56。如图3所示，密封面50可以与阀座54密封地接合，而密封面52可以与阀座56密封地接合。密封面50、52通过阀元件48固定地彼此连接，使得当一个密封面50、52贴靠在其对应的阀座54、56上时，另一个密封面52、50会从其阀座56、54上抬起。因此，在任何情况下总是只有一个入口通道44、46通过连接部42与叶轮18的吸入口实现流体输送连接。

图3示出了通过复位弹簧58保持的阀门48的静止位置。该静止位置是阀元件58在泵机组停车时所在的位置。在该位置上，由于入口通道46被关闭，因此通过次级热交换器8的第二回路7被关闭。如果通过控制装置14的相应控制使驱动电机20运行以离开该静止位置，使得叶轮18沿转动方向B旋转，则在环形空间22中旋转的液流20首先被引导到出口通道部分30中，使得仅有很小的液流力作用在活门34上，该液流力并不足以使活门34枢转杠杆36，以使阀元件48移动。因此，水经由出口通道部分30被输送到出口通道34中，并经由供热回路5流入入口通道34。然后水再从那里流过打开的阀座54经由连接部42进入到叶轮18的吸入口中。同时，泵机组12的输出侧压力通过现在关闭的第二回路7也被传递到入口通道46。该压力在那里作用在阀元件48的端面上，即密封面52的背侧面上。由于阀座56是弹性构成的，因此其相对于所述静止位置有一定程度的变形，由此使得阀元件48仍然能够有一定程度的位移。通过入口通道46作用在密封面52的背侧面上的压力在泵机组运行期间将阀元件48牢固地保持在所示出的第一工作位置上，以引导热水通过供热回路5。

为此重要的是将阀元件设计为，其必须能够为了关闭入口通道46而沿流动方向S₁朝向密封座50运动。相反，密封面50将沿流动方向S₂通过入口通道44朝向阀座54运动，以关闭阀座54。阀元件48延伸通过阀座54和56，或者说穿过被阀座54和65所包围的开口，使得密封面50和52彼此相向，而阀座54和56彼此相背。

如果驱动电机20沿相反的转动方向A被驱动，则泵壳体16内部的液体在环形空间22中沿转动方向A的方向旋转地移动。液体现在主要是流入到出口通道部分28中，同时只有极少的或基本上没有液流被引导到出口通道部分30中。由此，活门34在其面向叶轮18的表面(该表面形成流入面)上被液流加载，这使得活门34围绕枢转轴线S枢转，于是杠杆36同时使得阀元件48沿轴线Y线性位移，其中，密封面52与阀座56脱离接合并由此放开第一入口通道46。通过控制装置34使驱动电机沿转动方向A优选被加速，从而能够比在入口通道46中产生并作用在阀元件48上的压力更快地调整使活门34枢转的液流。由此可以实现：阀元件48可以在形成足够的保持压力之前移动。同时密封面50贴靠在阀座54上并关闭第一入口通道44。因此，液体现在由泵机组12输送通过第二电路7和次级热交换器8，同时供热回路5被关闭。但是泵机组12的输出侧压力也经由分支点4通过关闭的供热回路5被传递到第一入口通道44中，使得该压力在那里作用在密封面50的背侧面上或者作用在阀元件48的端面上。由此使得密封面50被进一步压靠在阀座54上，该阀座由于其弹性会有一定程度的变形。由此使得阀元件48要比单独通过活门34和杠杆33的枢转运动更远地线性位移。在这种情况下，杠杆36也通过耦接而随动，并且活门34基本上偏离通过出口通道部分30的流动路径，从而使得流动阻力最小化。如果泵机组被关闭，则阀元件48的由密封面50的背侧面形成的端面上的压力会消失，而复位弹簧58使得阀元件48再次运动返回到在图3中示出的初始位置上。

图6示出了泵组件12的装配。泵壳体16与阀壳体40一体化地构成。阀门10作为插入件通过开口59插入到阀壳体40中，然后用盖57封闭该开口。复位弹簧58的一端支承在阀元件48上，另一端支承在盖57的内侧。带有杠杆36和密封件38的活门34可以在拆除驱动电机20的情况下通过泵壳体16的面向驱动电机20的开口来安装。

图7至图12示出了如上所述的泵机组12的一种变型。下面将主要说明其差异。

叶轮18在具有环绕的环形空间22的泵壳体16中的设置与前述实施例中的技术方案相符。在本实施例中，出口通道24同样朝向泵壳体16的内部空间扩宽，从而形成出口通道部分28和30，但是它们不是通过固定的壁，而是通过一活门60彼此分开的，该活门在此用作驱动元件。活门60在一侧具有入流面62，并在相对的一侧具有第二入流面44。如果叶轮18沿转动方向17针对，则液流主要被引入到出口通道部分28中并流经入流面64；而当叶轮沿转动方向B旋转时，液流首先被引导至出口通道部分30中并流经入流面62。如果流经入流面62，则活门60将围绕枢转轴线C沿方向b枢转。当流经入流面64时，活门60将围绕枢转轴线C沿方向a枢转。

活门60与轴66抗扭地连接，该轴穿过轴密封件68延伸到阀壳体14中。如果相应地选择使轴66适配于穿孔和/或可以允许一定的泄漏，则可以在需要时取消轴密封件68。在这种情况下，轴密封件56直接由泵壳体或阀壳体40的壁形成。轴66在阀壳体14中终止于杠杆臂70，该杠杆臂从轴66开始关于枢转轴线C直径相对地延伸到活门60。杠杆臂70与阀元件48中的销72接合。因此，在活门60转动时，杠杆臂70也将枢转，由此使得阀元件48以上述的方式线性位移。阀门10在如图8所示的实施方式中也被构造为插入件，其通过开口59被推入到阀壳体40中。在该实施例中，出于装配的目的，阀壳体40在与开口59相对的端部上还具有一接口74，该接口如图7所示地由护罩76封闭。

图9示出了活门62的静止位置，活门在该位置上基本上相对于叶轮18的转动轴线D径向延伸。可以看到，活门62在这里如同活门34一样完全位于自由环形空间22的外面，即，其径向内端部恰好如同泵壳体16的内壁在叶轮18的周向区域中那样远地与叶轮18外周间隔开。在该位置上，基本上如同在第一种实施方式中那样构成的阀门10的阀元件48位于如图10所示的中心位置上，在该中心位置上，密封面52从阀座56上抬起，而密封面50从阀座54上抬起。因此在该位置上，两个入口通道44和46首先被打开。如果叶轮18沿转动方向B被驱动，则活门60如同所述的那样沿方向b枢转，直至其优选弹性变形地贴靠在出口通道24的壁上。由此，通过杠杆臂70使阀元件18移动到图11所示的工作位置，在该工作位置上，密封面50密封地贴靠在阀座54上。由此使得与供热回路5相连接的入口通道44被关闭。如上所述的，现在泵机组12的输出侧压力通过入口通道44同样作用在阀元件48的端面上在密封面50的背侧面上，使得阀元件48在阀座54发生弹性变形的情况下沿轴向方向进一步位移。如果泵机组被关闭，则活门60会在贴靠在出口通道24的壁上时由于弹性变形而弹回。密封座54的松弛也会引起复位力。

当叶轮沿相反的转动方向A被驱动时，活门60如同所述的那样沿方向a枢转，直至其贴靠在出口通道24的壁上，而阀元件48将运动至如图12中所示的第二工作位置上，在该第二工作位置上，密封面50从阀座54上抬起，而阀元件48的密封面52则贴靠在密封座56上。由此，入口通道46被关闭，而入口通道44被打开。因此，通过供热回路5的流动路径被打开，而通过回路7和次级热交换器8的流动路径被关闭。现在，输出侧的压力通过回路7施加在入口通道46上，因此该压力作用在阀元件48的轴向端面上在密封面52的背侧面上，并将密封面52压靠在阀座56上，在此，该阀座按照所描述的方式被压紧。因此，即使在该实施例中也始终提供了阀门10的自保持功能，因为为了实现关闭的目的，阀元件48必须总是如下地运动：使得密封面50沿相应的液流方向运动，从而在各个阀座54、56被对应的密封面50、52封闭时，沿液流方向作用在入口通道44和46中的压力能够使各个密封面保持贴靠在对应的阀座54、56上。

叶轮18的吸入口或者说入口77(参照图10至图12)的直径在本文描述的所有实施例中优选在12-30mm之间，进一步优选在12-25毫米之间，叶轮18的半径r₁优选在12-30mm之间。

在前述的实施例中，阀门10设置在泵机组12的吸入侧，并通过设置在泵机组12的压力侧的活门34或活门60形式的驱动元件致动，而在下面的根据图13至图21阐释的实施例中，阀门10′被设置在泵机组12的压力侧。图13示出了具有这种泵机组12的相应的液压系统。在这里，泵机组12也能够通过其控制装置14沿两个不同的方向A和B被驱动，其中，阀门10′取决于转动方向A、B地或者接通穿过供热回路5的流动路径，或者接通穿过热交换器8的流动路径。在该实施例中，两个供热回路5和7在阀门10′上分支，并在分支点4′上又流动到一起，再从那里经过初级热交换器2流回到泵机组12。

图14至图16示出了被相应设计的泵机组12的第一种实施方式，其具有阀门10′。泵机组12的这种设计方案相应于根据图12的设计方案，在此。泵机组具有设置于其中的叶轮18，该叶轮由这里未示出的驱动电机驱动。在这里，泵壳体16在叶轮18的周向区域中的内径的半径r₂也明显大于叶轮18的半径r₁。在这里，半径r₂大致为半径r₁的两倍。由此在这里也构成了围住叶轮18的自由环形空间22，当叶轮18转动时，在该环形空间中可以形成旋转的液体环。叶轮18的叶片26在此也按照根据图2所述的方式弯曲。

不同于前述的实施例，该泵机组12仅具有一个入口通道78，该入口通道与叶轮18的吸入口相连接。为此，该泵机组12具有两个出口通道80和82。从出口通道80延伸而出的是供热回路8，连接到出口82上的是通过次级热交换器8的第二回路7。这两个出口通道80和82从公共的出口空间84分支出来。该出口空间84形成于泵壳体16的内周上并径向向外延伸。在此，出口空间84垂直于叶轮18的转动轴线D地具有大致三角形的形状，其中，该出口空间从它的面对叶轮18的入口端出发沿径向向外缩窄。出口空间84位于环形空间22之外。此外，该出口空间84被构造为，关于中轴线Z对称，该中轴线相对于转动轴线D垂直地延伸。出口通道80和82从彼此对置且相互成锐角延伸的侧向面86和88分支而出。在此，出口通道80在侧向面86中具有流入口90，而出口通道82在侧向面88中具有流入口92。侧向面86和88在流入口90和92的周向区域中形成阀座。在出口空间84中还布置有可枢转的活门94形式的阀元件。活门94由可弹性弯曲的材料构成，并以其背向叶轮18的端部棱边96在壳体中固定在侧向面86和88的接触区域中。活门94可以通过沿方向a和b的弯曲在出口空间84中枢转。活门94的面对叶轮的端部棱边98同样位于环形空间22之外，即，基本上以相对于泵壳体16的内周基本一样的距离与叶轮18的外周间隔开。也就是说，相对于转动轴线D的间距同样基本上是r₂。

活门94的两个彼此对置的侧向面100和102形成了入流面，叶轮18转动时所产生的液流作用在这些入流面上。当叶轮沿转动方向A旋转时，在此产生的同样沿转动方向A在环形空间22中旋转的液体主要是作用在入流面100上，从而使得活门94沿方向a枢转。如果叶轮18沿相反的方向B旋转，则在环形空间22中同样沿方向B产生一周向的液流。该液流进入到出口空间84中，因此该液流基本上作用在相反的入流面102上，从而使得活门94沿方向b偏转。这种偏转通过活门94的弯曲进行，从而在活门94中产生弹性复位力，该复位力使活门94在叶轮18的停机状态下又返回到如图14所示的中间位置或者说静止位置中。

如图15所示，当活门94沿方向b偏转时，活门94的形成入流面100的表面密封地贴靠在流入口90的周边上，使得流入口90并因此使得出口通道80被关闭。因此，在叶轮沿方向B旋转时，液流如图15中所示的那样从环形空间22出来进入到出口空间84中，并经由流入口92进入到出口通道82中。因此在该状态下，供热回路5是关闭的，并且水从阀门10′被引导通过经由次级热交换器8的第二回路7用于非饮用水加热。在该状态下，叶轮18反向于其被优化的方向转动，也就是反向于叶片26的弯曲被优化的方向转动。在此，通过较大的环形空间22可以提高效率，即使在该状态下的效率可能小于沿转动方向A的效率，从而能够将该转动方向用于穿过次级热交换器8的第二回路7，因为该回路在供热系统中的运行在时间上明显比供热回路7小得多。但是，刚好是在部分负载范围内运行时，转动方向之间的效率差异很小。

如图16所示，如果通过对驱动电机的相应操控使叶轮18沿转动方向A旋转，则活门94沿方向a枢转，使得活门94的形成入流面102的表面密封地贴靠在流入口92的周边上，并且关闭流入口92并由此关闭出口通道82。同时打开了流入口90并由此打开了出口通道80。由此，来自环形空间22的液流通过出口空间94被引导到出口通道80，进而被引导到所连接的供热回路5中，而穿过次级热交换器8的第二回路7被关闭。在该转动方向上，叶轮18是沿其使叶片26的弯曲被优化的优先运转方向转动的，因此在该状态下实现了特别高的效率。

图17示出了泵壳体16′，该泵壳体相对于前述的泵壳体16有略微的改动。根据图17所示实施方式的阀门10′的设计方案与根据图14至图16所示的实施方式相同。在根据图17的实施方式中，只有环形空间22′相对于前述的环形空间22发生变化。该环形空间22′不是以恒定的宽度在叶轮18的整个周向上延伸，而是在直径相对的两侧具有沿径向扩大的周向部分104，这些周向部分邻接出口空间84。在这些沿径向扩大的周向部分104中，泵壳体16′的内周半径r₂′基本上为叶轮18的半径r₁的两倍。在泵壳体16′的相对于出口空间84直径对置的周向部分中，泵壳体16′的内周半径反而较小。因此，在这里没有提供完全均匀扩大的环形空间22。环形空间22′朝向出口空间84扩宽得非常多。但在这里重要的是：活门94的沿径向内置的端部98同样与叶轮18的外周间隔开，其间隔程度基本上与周向部分104中的泵壳体16′的内周面相同。即使在这种环形空间22′沿周向没有恒定的径向宽度的实施方式中，也能够在两个转动方向A和B上实现最优的液流。可以理解，以这种方式构造的泵壳体16′也可以应用在前述的以及下面将要说明的所有实施例中。

图18和图19示出了根据图13至图16的泵机组12的一种变型。图18和图19所示的实施例与阀门10′的设计方案不同。泵壳体16、具有叶片26的叶轮18以及环形空间22相应于根据图13至图16所示的设计方案。就此请参考对其的说明。在图18和图19所示的实施例中，出口空间84′具有略微改变的形状。该出口空间没有三角形的基本形状。在出口空间84中设置有基本为圆扇形的或“馅饼状”的阀元件106。该阀元件106能够围绕枢转轴线108枢转，该枢转轴线平行于叶轮18的转动轴线D延伸。在此，枢转轴线108位于阀元件106的在叶轮18中所面对的端部上，也就是说基本上在扇形的尖端上。在此，枢转轴线108与叶轮18的外周间隔开基本上与泵壳体16的内周一样的间距，即基本上为如图14所示的半径r₂。

阀元件106具有背向枢转轴线108的、横截面为弧形的顶端面110，该顶端面与枢转轴线108同心地延伸。该顶端面110形成阀元件106的密封面，这将在下面进行说明。在顶端面110与枢转轴线108的区域相连接的情况下，阀元件106具有两个彼此相背并相互成锐角延伸的侧向面112和114。该侧向面112和114形成入流面并在所示出的横截面中相对枢转轴线108横向凹入地弯曲。因此，这些侧向面与出口空间84′的侧向面一起形成一弯曲的流动通道。出口通道80和82毗邻出口空间84′地具有流入口90和92，其中，流入口90和92被设置在出口空间84′的在所述横截面中弧形延伸的外壁116中。外壁116具有基本上与顶端面110相同的曲率半径，或者与顶端面110径向间隔开地并相对于枢转轴线108同心地延伸，使得顶端面110在阀元件106枢转时被平行于外壁116地引导。顶端面110可以在周向区域中密封地贴靠流入口90和92，以关闭这些流入口。

图18示出了阀元件106的第一工作位置。当叶轮18沿转动方向A旋转时将到达该工作位置。然后，所产生的液流作用在入流面112上，使得阀元件106沿方向a枢转至能够由顶端面110关闭流入口92。同时，顶端面110不再覆盖流入口90，使得流入口90被释放，并且液流可以进入出口通道80，并从该出口通道进入到供热回路5中。如果叶轮18如图9所示地沿相反的转动方向B转动，则液流会作用在入流面114上，并且阀元件106将围绕枢转轴线108沿方向b枢转，使得顶端面110遮盖流入口90并关闭出口通道80，同时打开连接出口通道82的流入口92，从而将液流引导至穿过次级热交换器8的第二回路7中。

图20和图21示出了泵机组12中的阀门10′的另一种变型。其基本设计方案相应于根据图13至图16所述的设计方案。图20和图21示出的泵机组具有驱动电机，就如同其在图13至图19所示实施例中所应用的那样，但是在那些图中没有示出。驱动电机20与泵壳体16相连接。图20中未示出电子器件壳体或控制装置14。在泵壳体16中以与根据图13所述相同的方式设置有叶轮18，因此在泵壳体16的内部形成环形的自由空间22。

图20和图21所示的实施方式与图13至图16所示实施例的不同之处在于出口空间84′和阀元件的形式，阀元件这里被构造为有弹性的帆形件118。阀元件118由弹性材料制成，并在出口空间84″中在出口通道80和82的流入口90′和92′之间延伸。流入口90′和92′类似于根据图13至图16所示实施例中的流入口90和92。弹性帆形件形式的阀元件118不仅在其面对叶轮18的端部120上被固定，而且在其背向叶轮18的端部122上也被固定。阀元件108的表面在平行于叶轮18的转动轴线D的平面中延伸。阀元件在所述端部之间具有如下的长度：即，阀元件或者能够如图21所示地朝向流入口92′翻转，从而关闭该流入口92′；或者也可以沿相反的方向朝向流入口90′翻转，从而关闭该流入口。这种翻转与液流是通过叶轮18沿转动方向A还是沿转动方向B产生无关。如果叶轮18沿转动方向A转动，则通过所产生的液流使阀元件118压靠在流入口92′上，从而关闭该流入口，并使液流穿过流入口90′流入到出口通道80中。如果叶轮18沿转动方向B转动，则阀元件118通过作用在其表面上的液流翻转，并因此关闭流入口90′，其中，流入口92′被打开并使液流流入到出口通道82中。

附图标记列表

2 初级热交换器

4，4′ 分支点

5 供热回路(第一回路)

6 暖气片

7 用于非饮用水加热的第二回路

8 次级热交换器

10，10′ 阀门

12 泵机组

14 控制装置，电子器件壳体

16，16′ 泵壳体

18 叶轮

20 驱动电机

22，22′ 环形空间

24 出口通道

26 叶片

28，30 出口通道部分

32 分离元件

34 活门

36 杠杆

38 密封件

40 阀壳体

42 连接部

44，46 入口通道

48 阀元件

54，56 阀座

57 盖

58 复位弹簧

59 开口

60 活门

62，64 入流面

66 轴

68 轴密封件

70 杠杆

72 销

74 接口

76 护罩

77 吸入口

78，78′ 入口通道

80，82 出口通道

84，84′，84″ 出口空间

86，88 侧向面

90，92 流入口

94 活门

96，98 端部棱边

100，102 入流面

104 周向部分

106 阀元件

108 枢转轴线

110 顶端面

112，114 侧向面

116 外壁

118 阀元件

120，122 端部

A，B 转动方向

S₁，S₂ 流动方向

D 转动轴线

S，C 枢转轴线

Y 轴线

Z 中轴线

r₁ 叶轮的半径

r₂，r₂′ 泵壳体的半径。