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Verstellbare Zahnradpumpe
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Räderkette, deren Aussenräder 7,8 vom Gehäuseteil lb an einem Teil ihres Umfanges mit enger Lauf- passung umfasst werden, während das als Zwischenrad wirkende Zahnrad 9 radial von den Hohlräumen 10a,
10b umgeben ist. Alle drei Räder sind aber stirnseitig gut passend zwischen der Planfläche der Zwischen- wand 1c und der inneren Planfläche des Gehäuseteils 1b geführt und in Verbindung mit der abdichtenden Zahn flankenberührung in den beiden Eingriffsbereichen werden die Hohlräume 10a und 10b hydraulisch voneinander getrennt, so dass sie als Druck- bzw. Saugraum der Pumpe dienen können.
Demgemäss be- sitzt der Gehäuseteil 1b auch von diesen Hohlräumen lOa bzw. lOb ausgehende und dem Anschluss von Lei- tungen dienende Gewindebohrungen 11a bzw. 11b.
Die Zahnräder 7, 8 und 9 besitzen eine Sonderverzahnung, die eine möglichst grosse Achsenabstands- veränderung zulässt. Die zur Regelung bzw. Steuerung der Fördermenge notwendige gegensätzliche Ände- rung der Achsabstände des Zwischenrades 9 von den beiden Aussenrädern 7 und 8 der Pumpenräderkette, wird, durch eine Drehung der Exzenterwelle 5, beispielsweise mittels eines auf ihr aufgeklemmten Ver- stellhebels 12, bewerkstelligt. Bei Mittelstellung des Exzenters sind die Achsabstände unter sich gleich gross und dem entspricht die sogenannte Null-Stellung der Pumpe, bei der keine Förderung stattfindet. Bei einer von der Null-Stellung ausgehenden Rechtsdrehung der Exzenterwelle verschiebt sich das Zwischenrad etwa entlang der senkrechten Mittellinie nach unten, (s.
Fig. 2) bei einer Linksdrehung nach oben, und dementsprechend wird im ersteren Falle der Achsabstand des Zwischenrades 9 vom unteren Aussenrad 7 zunehmend kleiner und vom oberen Aussenrad 8 zunehmend grösser. Bei einer von der Null-Stellung ausgehenden Linksdrehung der Exzenterwelle 5 ändern sich die Achsabstände im umgekehrten Sinne. Wenn die Zahnräder 7,8 die in Fig. 2 durch Pfeile angedeutete Drehrichtung besitzen, so ergibt die dort gezeichnete Rechtsdrehung des Exzenters die durch Pfeile bei den Gewindebohrungen 11 angedeutete Förderrichtung. Eine von der Null-Stellung ausgehende Linksdrehung der Exzenterwelle 5 ergibt eine entgegengesetzte Förderrichtung.
In beiden Fällen nimmt die Fördermenge mit dem Verstellwinkel der Exzenterwelle zu und deren Maximum ist dann gegeben, wenn der radiale Verschiebeweg den durch die Verzahnung bestimmten Grösstwert aufweist.
In dem vom Gehäuseteil la und von der Zwischenwand lc umschlossenen Hohlraum des Pumpengehäuses ist auf der Antriebswelle 3 ein Zahnrad 13 und auf der Vorgelegewelle 4 ein Zahnrad 14 auge- keilt. Ein weiteres Zahnrad 15 steht mit den Zahnrädern 13, 14 in gleichzeitigem Eingriff. Es erhält seine radiale und axiale Führung durch die beiden Zahneingriffe in Verbindung mit einem Schiebelager 16, welches sich mit seinen planparallelen Stirnflächen zwischen dazu passenden Planflächen des Gehäuseteils la und der Zwischenwand 1c in der Radebene verschieben lässt. Ausserdem ist das Schiebelager 16 über einen Querbolzen 17 mit einem in einer querliegenden Zylinderbohrung 19 des Gehäuseteils la axial beweglich und dicht geführten Kolben 18 verbunden.
Die beiden Enden der Zylinderbohrung 19 sind durch Verschlussschrauben 20 geschlossen und stehen durch Bohrungen 21a, 21b des Gehäuseteiles la und der Zwischenwand 1c mit den dahinterliegenden Hohlräumen 10a bzw. 10b des Gehäuseteiles 1b in hydraulischer Verbindung.
Die Zahnräder 13,14 bilden die Aussenräder und das Zahnrad 15 das Zwischenrad einer Räderkette, die in Verbindung mit dem Zylinder und Kolben als Hilfsgetriebe der Aufgabe dient, bei jedem Betriebszustand der Pumpe jeweils auf das Aussenzahnrad 7 bzw. 8 der Pumpe, dessen kämmende Zähne sich auf den den Druck p führenden Hohlraum 10a bzw. 10b zu bewegen, ein Hilfsdrehmoment von solcher Grö - sse und in solchem Drehsinn zu übertragen, dass das auf dieses gleichzeitig einwirkende hydrostatische Drehmoment kompensiert und dadurch die eine einwandfreie Funktion der Pumpe störende Aufhebung der
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verhindert wird.
Bei der in den Fig. 1 undRichtung und dementsprechend herrscht im Hohlraum 10a der Druck PI und im Hohlraum 10b der Druck p. Gemäss den im vorstehenden gemachten Angaben besteht dann der schädliche hydrostatische Antrieb beim Aussenrad 8, der das Rad in der bestehenden Drehrichtung anzutreiben sucht, wobei seine Zähne ihre gezeichnete Anlage verlieren und dadurch der hydraulische Kurzschluss zwischen den Hohlräumen 10a, 10b eintreten würde. Die Drücke p und p übertragen sich aber über die Bohrungen 21a, 21b auf die beiden Stirnflächen des Kolbens 18 ; dadurch wird derselbe mit dem resultierenden Förderdruck p = pz-pPl belastet und beispielsweise in der Fig. 3 mit einer Kraft P = p. Fk (Fk = Kolbenfläche) nach unten verschoben.
Das mit dem Kolben 18 über den Querbolzen 17 verbundene Schiebelager 16 verschiebt das Zwischenrad 15 ebenfalls nach unten ; da dessen Zähne sich gegen die Zähne der Aussenräder 13, 14 abstützen, und übertragen sie auf diese dem jeweiligen Förderdruck p proportionale, unter sich aber in der Weise gegen- läufige Hilfsdrehmomenie. dass beim gezeichneten Betriebszustand das Aussenrad 8 im Uhrzeigersinn angetrieben und dadurch das in Pfeilrichtung wirkende hydrostatische Antriebsmoment bei richtiger Wahl
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des Durchmesser beim Kolben 18 kompensiert wird. Das beim Zustand (p im Hohlraum lOb) auch beim
Aussenrad 7 wirksame hydrostatische Drehmoment ist unschädlich, da es beim gezeichneten Betriebszu- stand der Drehrichtung entgegenwirkt.
Ebenso unschädlich ist aber auch das vom Hilfsgetriebe diesem Rad überlagerte Hilfsdrehmoment.
Wird bei dem Beispiel von Fig. 1 - 3 bei gleicher Drehrichtung der Exzenter 6 (s. Fig. 2) in die mitt- lere Nullstellung und dann noch weiter noch oben verstellt, so nimmt die Fördermenge zunächst bis auf
Null ab und dann in einer den Strömungspfeilen entgegengesetzten Richtung wieder zu. Demzufolge be- stehen dann die Drücke p und p in den Hohlräumen 10b bzw. 10a, so dass der Kolben nach oben ver- schoben wird und auf die Zahnräder 7,8 Hilfsdrehmomente übertragen werden, die das nun beim Zahn- rad 7 auftretende schädliche hydrostatische Drehmoment kompensieren.
Eine Weiterverfolgung der bei der vorgeschlagenen Anordnung sich ergebenden Wirkungen zeigt schliesslich, dass die mit demHilfsgetriebe beabsichtigte Wirkung bei jeder Drehrichtung und bei jeder Förderrichtung gegeben ist ; es ist in bezug auf diese Wirkung die Feststellung wichtig, dass durch die Gestaltung gemäss der Erfindung sowohl bei der eben behandelten als auch bei den noch folgenden Ausführungsvorschlägen die miteinander kämmenden Zähne bei gleichbleibender Drehrichtung sich stets mit denjenigen Flanken aneinander abwälzen, die auch beim Leerlauf der Pumpe tragen.
Die Erfindung zeigt an Hand des Beispieles von Fig. 1- 3 noch einen weiteren Vorschlag, gemäss dem in einer stirnseitigen Ausbohrung des Kolbens 18 eine Druckfeder 22 vorgesehen ist, die sich gegen die Verschlussschraube 20 abstützt und den Kolben 18 z. B. so belastet, dass auch beim Betrieb ohne Gegen- druck schon eine gewisse Vorbelastung der Zahnflanken stattfindet. Die Federbelastung des Kolbens 18 kann u. a. auch dazu. dienen, gewisse Unbalancen zwischen dem abhebenden hydrostatischen Drehmoment und dem dasselbe kompensierenden Hilfsdrehmoment auszugleichen. Dazu könnte (nicht dargestellt) die Federspannung auch in an sich bekannter Weise durch Einlageplättchen oder Stellschraube verstellbar gestaltet werden.
Die Fig. 4 - 6 zeigen ein anderes Ausführungsbeispiel der Erfindung, das im Pumpenteil genau mit dem vorherigen Beispiel übereinstimmt und nur in der Ausbildung des Hilfsgetriebes von demselben abweicht. Auch hier ist ausserhalb der eigentlichen Pumpe in einer Ausnehmung des Gehäuseteils la eine dreirädrige Räderkette vorgesehen, deren beispielsweise über je eine Verzahnung 25 mit ihren Wellen 3 bzw. 4 drehfest verbundene Aussenräder 13a, 14a in ein Zwischenrad 15a eingreifendasohne jede radiale Lagerung nur durch den Doppeleingriff seiner Verzahnung in der gewünschten Lage gehalten wird. Alle drei Räder des Hilfsgetriebes werden stirnseitig von entsprechenden Planflächen des Ge- häuseteils la und der Zwischenplatte 1c mit geringem axialem Laufspiel geführt.
Die beiden Aussenräder 13a, 14a sind über einen Teil ihres Umfanges vom Gehäuse la mit geringemradia- lem Laufspiel umgeben, wogegen das Zwischenrad 15a am Umfang von den Hohlräumen 10a, 10b des Gehäuseteils Ib entsprechenden Hohlränmen 26a, 26b umgeben ist und letztere wieder über Bohrungen 27a, 27b der Zwischenplatte lc mit den benachbarten Hohlräumen 10a, lOb des Pumpenteils hydraulisch verbunden sind. Durch die dichte Umhüllung der Aussenräder 14a, 13a und den Doppeleingriff des Zwischenrades werden die beiden Hohlräume 26a, 26b hydraulisch voneinander getrennt.
Die Mediumdrücke Pl und p in den Hohlräumen 10a, lOb belasten die eine bzw. die andere Seite des Zwi-
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Bildachse (Fig. 5), also senkrecht zu der durch die Achsen der beiden Aussenräder gebildeten Ebene belastet und erzeugt dabei wieder wie beim Beispiel von Fig. 1 - 3 das zur Kompensierung des schädlichen hydrostatischen Drehmoments beim Aussenrad 7 oder 8 benötigte Hilfsdrehmoment. Auf die Bedeutung des in der Bohrung 27a angeordneten Rückschlagventils 28 wird weiter unten eingegangen.
In den Fig. 7 und 8 wird die Möglichkeit gezeigt, auch bei dem vorstehend beschriebenen Ausführungsbeispiel dem Zwischenrad 15a wenigstens in der vertikalen Richtung eine Führung zu geben, indem gemäss der Erfindung die Mittelbohrung desselben durch eine in ihr drehbare Lagerplatte 30 ausgefüllt ist, wobei diese Lagerplatte eine rechteckige Aussparung 31 besitzt, in die ein mit dem Gehäuseteil la verschraubter viereckiger Zapfen 32 eingreift und dadurch sowohl eine Vertikalbewegung, als auch eine Drehung der Lagerplatte 30 verhindert, jedoch eine Querverschiebung derselben und damit des Zwischenrades 15a zulässt. Die sonstige Wirkungsweise des Hilfsgetriebes stimmt mit derjenigen des in den Fig. 4 bis 6 gezeigten Beispiels überein und bedarf daher keiner weiteren Erwähnung.
Anstatt den Vierkantbolzen 32 im Gehäuseteil la zu befestigen, könnte derselbe gemäss einem weiteren Erfindungsvorschlag aber auch Bestandteil einer unterhalb der waagrechten Mittellinie des Zwischenrades 15a gelagerten weiteren Exzenterwelle sein, durch deren Drehung bei Bedarf sich der Vierkant 32 in der rechteckigen Ausnehmung 31 seitlich so weit verlagert, dass er die Lagerplatte 30 in der Querrichtung
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verschiebt und dadurch eine eventuell erwünschte freie Beeinflussung der Wirkung des Hilfsgetriebes ermöglicht (ohne Ausführungsbeispiel, da an Hand der Erläuterung des in den Fig. 4-8 gezeigten Beispieles auch ohne dieses dem Fachmann verständlich).
Die Fig. 9 und 10 zeigen ein weiteres Ausführungsbeispiel einer dreirädrigen Zahnradpumpe. Deren Gehäuse besteht aus den beiden durch die Schrauben 2 verbundenen Gehäusehälften 35a, 35b und es ist in Bohrungen desselben die Antriebswelle 36 und die Exzenterwelle 5 mit dem Exzenter 6 drehbar gelagert und der Lagerbolzen 37 fest eingeschraubt. Auf der Antriebswelle 36 ist ein mittels Keil drehfest verbundenes Zahnrad 7a, auf dem Exzenter 6 und auf dem Lagerbolzen 37 je ein Zahnrad 9a bzw. 8a drehbar gelagert ; die drei Zahnräder 7a, 8a, 9a bilden eine dreirädrige Räderkette, deren Zwischenrad 9a mit den beiden Aussenrädern 7a, 8a in dauerndem Eingriff steht und durch eine Drehung der Exzenterwelle 5 eine etwa der lotrechten Mittellinie (s.
Fig. 10) folgende radiale Verschiebung ausführt, die in Wirkung und Einzelheiten völlig den beiden vorher beschriebenen Beispielen entspricht. Die beiden Aussenräder 7a, 8a werden teilweise am Umfang und alle drei Räder der Kette stirnseitig vom Gehäuse mit geringem Laufspiel umfasst, wogegen das Zwischenrad 9a wieder von Hohlräumen 10a, 10b umgeben ist, die durch den Doppeleingriff des Zwischenrades 9a bei anliegenden Zahnflanken voneinander hydraulisch getrennt sind.
Das zur Sicherung der dauernden Flankenanlage vorgeschlagene Hilfsgetriebe ist hier sehr verein facht, indemdasselbe in den Pumpenraum einbezogen ist. Dabei werden die beiden Aussenräder des Hilfsgetriebes von Verbreiterungen der beiden Aussenräder 7a, 8a gebildet und das Zwischenrad 15c des Hilfsgetriebes ist unmittelbar neben dem Zwischenrad 9a vorgesehen ; es besitzt jedoch keine radiale Lagerung, sondern fixiert sich in seiner radialen Ebene nur über seine beiden Zahneingriffe an den ortsfest gelagerten Aussenrädern 7a, 8a und seine Mittelbohrung umfasst das Flanschlager 38 mit einem gewissen radialen Spiel.
Die Zähnezahl des Zwischenrades 15c stimmt mit der des Zwischenrades 9a überein, die Verzahnung des Zwischenrades 15c soll aber beinahe ipielfrei in diejenige der Aussenräder 7a, 8a ein-
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bereits beschriebenen Ausführungsbeispieles überein, was auch ohne weiteres verständlich ist, wenn man sich dort die Zwischenwand Ic als entfernt und die Hohlräume 26a, 26b durch die Hohlräume 10a, 10b ersetzt vorstellt.
Dann können die dort herrschenden Mediumdrücke PI und p das Zwischenrad 15c unmittelbar beiderseits seiner beiden Zahneingriffe in Querrichtung belasten, wodurch dasselbe mit dem Differenzdruck p = pu - pi quer zur senkrechten Mittellinie belastet wird und durch seinen unmittelbaren Eingriff in die Aussenräder letzteren das zum Ausgleich des schädlichen hydrostatischen Drehmomentes notwendige Hilfsdrehmoment zuführt.
Bei der soeben vorgeschlagenen Anordnung nach Fig. 9 und 10 kann sich, insbesondere bei hohen Drehzahlen, eine Drosselung der seitlichen Ableitung des Quetschöles im Eingriffsbereich der Pumpenzahnrädereinstellen, was eine Steigerung des Quetschöldruckes und damit Geräuschverstärkung und Wirkungsgradminderung zur Folge hat. Die erwähnte Drosselung kommt zunächst dadurch zustande, dass das Zwischenrad 15c des Hilfsgetriebes mit nur geringem Spiel in die Verzahnung der Aussenräder 7a, 8a der Pumpe eingreift und dadurch im Vergleich zum Eingriff des Pumpenzwischenrades 9a dem im Eingriffsbereich seitlich hinaus zu quetschenden Fördermedium einen wesentlich verkleinerten Abflussquerschnitt bietet.
Ausserdem bedingt der spielarme Eingriff des Zwischenrades 15c in Verbindung mit dem ein gro - sses Zahnspiel aufweisenden Eingriff des Zwischenrades 9a eine Phasenverschiebung zwischen den Zähnen der Zwischenräder 9a und 15c, die sich zudem mit der jeweiligen Exzenterstellung ändert und ebenfalls die Drosselung des seitlichen Quetschölaustrittes aus dem Zwischenrad 9a begünstigt.
Um zu erreichen, dass das Zwischenrad 15c den Abfluss des Quetschöles an den gehäuseseitigen Stirnflächen der Pumpenräder nicht behindern kann, macht die Erfindung schliesslich noch den im Beispiel nach Fig. 11 gezeigten Vorschlag, gemäss dem das Zwischenrad der Pumpenräderkette in die beiden Zwischenräder 9al und 9a, aufgeteilt und das Zwischenrad 15c des Hilfsgetriebes zwischen den beiden Rädern 9a und 9a angeordnet ist. Die axiale Breite der drei nebeneinanderliegenden Zahnräder 9a, 15c und 9a, ist so gewählt, dass der ganze. Rädenatz sich zwischen den beiden planparallelen Innenflächen des Gehäuses leicht, aber auch stirnseitig gut abdichtend, drehen lässt.
Um die Lage des Zwischenrades 15c von der Exzenterbewegung unabhängig zu machen, ist dessen Mittelbohrung so gross ausgeführt, dass deren Umfang mit dem Exzenter niemals in Berührung kommt.
Die bisher vorgeschlagenen baulichen Massnahmen sind in ihrer Wirkung nicht davon abhängig, bei welchem der drei Pumpenzahnräder der eigentliche Antrieb erfolgt. Wenn bei allen gezeigten und be-
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