Sternzylinderkolbenmaschine. Die Erfindung bezieht sich auf eine Stern zylinderkolbenmaschine, die als Pumpe oder als Motor oder als Pumpen- bezw. Motorteil eines Flüssigkeitsgetriebes verwendet werden kann. Es sind Sternzylinderkolbenmaschi- nen dieser Art mit mehreren gleichachsig zusammengeschlossenen Zylindersternen be kannt, deren aussen beaufschlagte Kolben durch in der Sternmitte angeordnete Mittel in Hubbewegung versetzt werden,
wobei die in Achsenrichtung nebeneinanderliegenden Zylinder verschiedener Sterne je durch eine Leitung untereinander verbunden sind. Auch die vorliegende Erfindung bezieht sich auf eine derartige Maschine. Sie besteht darin, dass auf einem Zentralteil voneinander ge trennte, je für den Antrieb der Kolben eines Kolbensternes vorgesehene Nockenwalzen im Winkel zueinander verstellbar befestigt sind. Diese Verstellung dient dem Zweck, das resultierende Hubvolumen des Sternaggre gates stetig zu verändern.
Die Erfindung bietet die vorteilhafte Möglichkeit, zum An trieb der Kolben Nockenwalzen zu verwen den, die mindestens zwei drehsymmetrisch zueinander angeordnete Erhöhungen besitzen, so dass sich ein vollständiger Ausgleich der von den Kolben auf den Zentralteil ausgeüb ten Reaktionskräfte ergibt. Bildet letzterer eine Welle, so ist diese somit von Querkräf ten entlastet und kann daher auch bei hohen Drehzahlen in Wälzlagern von kleinen Ab messungen gelagert werden.
Das bedeutet einen erheblichen Fort schritt gegenüber bekannten Maschinen. Denn bei diesen werden zum Zweck der Regelung des Hubvolumens die Kolben sämtlicher Zy lindersterne durch eine gemeinsame Exzen- terbuchse angetrieben, die auf einem Exzen- terzapfen einer Welle verdrehbar gelagert ist. Durch Verdrehen der Exzenterbuchse ändert sich der Kolbenhub und damit das Hub volumen.
Jedoch erfahren die Lager der Ex zenterwelle eine sehr hohe Belastung, welche die Leistungsfähigkeit der Maschine begrenzt und insbesondere die Anwendung hoher Dreh zahlen ausschliesst.
An sich ist es zwar bekannt, die Kolben ; durch eine in der Sternmitte angeordnete ovale Nockenwalze in Hubbewegung zu ver setzen und dadurch die Entlastung der An triebswelle von Querkräften zu erreichen. Bei der betreffenden bekannten Maschine ist jedoch nicht die Möglichkeit einer stetigen Regelung des Hubvolumens gegeben.
Bei Sternkolbenmaschinen entsteht, im Zylinderstern zwischen den im Winkel zu einander stehenden Zylindern erheblicher toter Raum. Anderseits beansprucht bei ihnen die Unterbringung der Steuereinrichtung be trächtlichen Raum ausserhalb des Zylinder sternes, insbesondere wenn an Stelle von Einzelsteuerorganen ein gemeinsamer zylin- derförmiger Drehschieber auf der Welle neben dem Zylinderstern angebracht wird.
Weniger Raum beansprucht eine ebene Sehie- berplatte. Diese bereitet namentlich bei hohen Drücken, hohen Drehzahlen und grossen Für ; dermengen Schwierigkeiten, vor allem hin sichtlich der Abdichtung. Ausserdem haben Schieberplatten und gemeinsame Drehschie ber den Nachteil, dass sich die genauen Off nungs- und Schliesszeiten schwer ermitteln ; und nach Fertigstellung der Maschine kaum oder überhaupt nicht einregeln lassen.
Einzel ventile dichten zwar gut ab, wenn sie als Tellerventile ausgeführt werden, aber sie be dingen erheblichen konstruktiven Aufwand und führen vor allem bei grossen Förder geschwindigkeiten und Fördermengen zu Wirbelbildungen und Schlägen in dem zu fördernden Stoff und damit zu Wirkungs gradverlusten.
Diese Nachteile können durch Verwen dung von entsprechenden Gruppen- bezw. Einzeldrehschiebern vermieden werden. Diese können in mannigfaltiger Form ausgeführt und in der Maschine untergebracht werden.
Es kann für jedes Zylinderpaar bezw. für jede zusammengeschlossene Zylinderreihe ein Drehschieber vorgesehen werden, der bei der Drehung einmal nach der Ansaugleitung und dann nach der Druckförderleitung öffnet und schliesst. Er kann im Zylinderkopf mit seiner Achse quer zur Zylinderachse oder parallel neben dem Zylinder angebracht werden. Er kann aber auch als sich drehende Zylinder buchse, in der der Kolben läuft, ausgeführt erden. Anderseits ist es möglich. in jede zu einem Zylinderpaar oder einer Zylinderreihe füh rende Ansaugleitung und Druckförderleitung je einen Drehschieber einzubauen. Dieser kann wieder mit seiner Achse parallel oder quer zur Maschinenachse liegen.
Im Hinblick auf die baulichen Verhält nisse der Maschine ist es zweckmässig, die Drehschieber parallel zur Maschinenachse an zuordnen und hierfür den Raum zwischen den sternförmig zueinander angeordneten Zylin dern auszunutzen. Vorzugsweise liegen die Drehschieber parallel zur Maschinenachse in diesem Raum als Endstelle der zu den Zy lindern führenden Ansaugleitungen und Druckförderleitungen.
Um die Zahl der Drehschieber in mässigen Grenzen zu halten, bedient zweckmässig jeder Drehschieber nicht nur einen Zylinder der Sternanordnung, sondern die beiden in ITm- fangsriehtung neben ihm befindlichen Zylin der derart, dass in den Räumen zwischen den Zylindern bei gerader Zylinderzahl abwech selnd ein Drehschieber der Ansaugleitung und ein solcher der Druckförderleitung sich befinden.
Wenn die Zylinderzahl im Stern ungerade ist, muss in y einem Zylinderzwi- sehenraum sowohl eine Ansaugleitung mit Drehschieber wie eine Druckförderleitung mit Drehschieber untergebracht werden.
Bei dieser Ausführung lassen sich, wie in der Zeichnung gezeigt, auch die Verbin dungsleitungen zwischen den Drehschiebern und den Zylindern dadurch in besonders ein facher UTeise herstellen, dass das Zylinder gehäuse mit einem vollkreisförmigen, alle Zylinder umfassenden, gleichachsig zur Ma schinenachse angeordneten Ringspalt ver sehen wird, der nach aussen durch einen seit lichen Gehäusedeckel abgedichtet und durch die Drehschieber in einzelne, voneinander ab- gedichtete Zylinderkopfräume unterteilt wird.
Der Antrieb der Drehschieber känn durch Zahnräder, Kette oder Riemen von einer Welle der Maschine her erfolgen. Vorteilhaft geschieht er jedoch in besonders einfacher und zuverlässiger Weise durch ein Ring pleuel, das auf einem mit der Welle umlau- lenden Exzenter gelagert ist und an allen Drehschiebern angebrachte Kurbelarme glei cher Exzentrizität erfasst. Die Kurbelarm lager im Ringpleuel und das Mittellager des Ringpleuels haben dabei voneinander die glei chen Entfernungen wie die Drehschieber achsen und die Achse der Welle.
Das exzentrische Lager des Ringpleuels auf der Welle behält, wenn die Nockenwalzen zum Zwecke der stufenlosen Regelung des Hubvolumens gegeneinander verdreht wer den, seine Stellung bei. Die Offnungs- und Schliesszeiten der Drehschieber bleiben also bei besagter Regelung unabhängig von den Nockenachslagen der Nockenwalzen bestehen.
Die Drehschieber können besondere, in das Maschinengehäuse eingesetzte Laufbuch sen erhalten. Dadurch ist es möglich, die Steueröffnungen genauer herziiste.llen als sie sich durch den gemeinsamen Ringspalt er geben. Auch gestatten diese Buchsen, die Öffnungs- und Schliesszeiten für jeden Dreh schieber auch nach dem Zusammenbau der Maschine nach Bedarf zu ändern.
Die Offnungs- und Schliesszeiten können bei jedem Drehschieber weiterhin dadurch einstellbar gehalten werden, da.ss die erwähn ten Kurbelarme an die Drehschieber nicht un verrückbar fest, sondern mit nach Bedarf veränderbarer Winkelstellung angeschlossen werden.
Schliesslich lassen sich die Steuerzeiten auch insgesamt dadurch vor- und zurückver legen, dass die Stellung des erwähnten Ex zenters auf der Welle im Verhältnis zu den Nockenachslagen der Nockenwalzen nach Be darf verstellt wird.
Die vorliegende Erfindung eignet sich be sonders zum Aufbau von Flüssigkeitsgetrie ben, die aus einem Flüssigkeitsmotor und einer diesen Motor speisenden Pumpe beste hen, wobei das Hubvolumen der Pumpe, des Motors oder beider stetig regelbar ist.
Die den Hauptvorzug der Flüssigkeits getriebe bildende stufenlose Drehzahlrege lung wird dabei trotz des durch die Nocken walzen bedingten unveränderlichen Hubes da durch erreicht, dass in der Pumpe oder im Motor oder auch in beiden zwei Zylinder sterne oder Zylindersternmehrheiten gleich achsig so zusammengeschaltet werden, dass je die beiden achsial nebeneinanderliegenden Zy linder durch. eine Leitung verbunden sind, so dass die einander entsprechenden Kolben der beiden zum Paar zusammengeschalteten Zy- lindersternanordnungen je auf eine gemein same Leitung arbeiten.
Es genügt, wenn hier bei nicht jeder dieser Zylinder ein eigenes Einlasssteuerorgan und ein eigenes Auslass- steuerorgan erhält, sondern nur ihre gemein same Leitung durch eine Steuereinrichtung bedient wird.
Die Nockenwalzen der beiden zum Paar zusammengeschalteten Zylinder sternanordnungen werden dabei mit einer Welle bewegungsschlüssig verbunden, können aber durch eine an sich beliebig gestaltete Regelungsvorrichtung gegeneinander verdreht werden, so dass sich eine beliebige, einstell bare Phasenverschiebung und Phasenumkeh rung in der Hubbewegung der Kolben der beiden Zylindersternanordnungen ergibt, was zum Beispiel, wie an sich bekannt ist, zu einer stufenlos veränderbaren und umkehr baren Gesamtförderung führt.
In einzelnen in der beiliegenden Zeich nung dargestellten Ausführungsbeispielen sitzt zum Zwecke der stufenlosen Drehzahl regelung auf der Maschinenwelle in Längs nuten achsial verschiebbar ein Regelungsrohr. Dieses trägt auf seiner Aussenseite einerseits schraubenförmig gewundene Nuten im einen Drehsinn, in die die mit entsprechenden Zü gen versehene Nockenwalze des einen Zylin dersternes eingeschoben ist, und anderseits schraubenförmig gewundene Nuten im andern Drehsinn, in die die Nockenwalze des andern Zylindersternes eingeschoben ist.
In der beiliegenden Zeichnung sind ver schiedene Ausführungsbeispiele der Erfin dung veranschaulicht, und zwar zeigt: Fig. 1 einen Achsialschnitt durch eine als Pumpe oder Motor arbeitende Sternmaschine, Fig. 2 in der obern Hälfte den Schnitt nach der Linie A-b' und in der untern Hälfte den Schnitt nach der Linie C-D der Fig. 1, Fig. 3 einen Längsschnitt durch eine als Pumpe oder Motor arbeitende Kolbenmaschine mit einer abgeänderten Steuerung,
Fig. 4 den Schnitt nach der Linie E-F der Fig. 3, Fig. 5 den Schnitt nach der Linie C-H der Fig. 3, Fig. 6 einen Längsschnitt durch ein Flüs sigkeitsgetriebe mit gemäss den Fig. 1 und 2 ausgeführten Sternzylindereinheiten, Fig. 7 einen Längsschnitt durch ein Flüs sigkeitsgetriebe mit gemäss Fis.
1 und 2 aus geführten Sternzylindereinheiten und geteil ter Leistungsübertragung, Fig. 8 einen Längsschnitt durch ein Flüs sigkeitsgetriebe mit gemäss Fig. 3 bis 5 aus geführten Sternzylindereinheiten und still stehendem Gehäuse, Fig. 9 den Schnitt nach der Linie J-K der Fig. 8 und Fig. 10 einen Längsschnitt durch ein Flüssigkeitsgetriebe mit den Fig. 3 bis 5 ent sprechend ausgeführten Einheiten und geteil ter Leistungsübertragung, wobei das Ge häuse umläuft.
Die in Fig. 1 und 2 veranschaulichte, als Motor oder Pumpe wirkende Maschine ent hält zwei Zylindersterne. Auf der Welle 1 sitzt mit Innenlängsnuten achsial verschieb bar das Regelungsrohr 2. Dieses ist auf der Aussenseite mit schraubenförmig gewundenen Nuten von beispielsweise 45 Drall versehen, in die die eine Nockenwalze 3 eingreift, und ist mit gleichen Nuten von entgegengesetz tem Drehsinn für die andere Nocken-walze 4 versehen.
Die beiden Nockenwalzen 3 und 4 sind im Sternzylindergehäuse drehbar, aber achsial unverschiebbar gelagert. Diese Lager können verhältnismässig leicht ausgeführt sein, da. sie nur eine sehr geringe Querkraft aufzunehmen haben. Eine achsiale Verschie bung des Regelungsrohres 2 gegenüber den Nocken walzen ruft deren gegenseitige Ver drehung hervor.
Die achsiale Verschiebung des Regelungsrohres wird über einen i4luffen- ring 12 bewerkstelligt, der auf einem Bund der Welle 1 drehbar, aber unversehiebbar sitzt. Die Kolben 5 sind mit Kolbenbolzen 6 versehen, die beiderseits je eine Laufrolle 7 tragen. Die Kolbenbolzen werden an ihren Enden von Federringen 8 umfasst, die die Kolben an die Nockenwalzen drücken und die gleiche Umfangsform wie letztere haben.
Je zwei im Zylindergehäuse 10 achsial neben einander angeordnete Zylinder stehen durch eine Leitung 9, die von der aus Ventilen ge bildeten Steuerung 11 bedient wird, in Ver bindung. Der Zusammenschluss der einzelnen Ansang- und Druckförderleitungen zu einer gemeinsamen Ansaugleitung und einer ge meinsamen Druckförderleitung und die Or gane zur Betätigung der Ventileinrichtung sind in Fig. 1 und 2 nicht dargestellt.
Die beiden Nockenwalzen 3 und 4 haben elliptischen Querschnitt. Verwendet man statt dessen eine Nockenwalze mit einem Quer schnitt, welcher über den Umfang gleich mässig verteilt drei Erhöhungen und Vertie fungen ergibt, so erfährt jeder Kolben bei einem Umlauf der Welle nicht nur zwei, son dern drei Hin- und Herbewegungen. Man er hält daher allein durch Verwendung einer i@lehrfachnoekenwalze an Stelle der ellip tischen Doppelnoekenwalze eine entsprechend vergrösserte Fördermenge bei derselben Dreh zahl, oder man kann mit einer geringeren Drehzahl dieselbe Fördermenge erreichen, was eine leichte Anpassung an verschiedene Arbeitsbedingungen gestattet.
Diese Symme trie der Nockenwalzen ergibt nicht nur eine Entlastung der Wellenlager, sondern gewähr leistet auch einen für hohe Drehzahlen wich tigen statischen und dynamischen Massenaus gleich. In den Ansang- und Druclzleitungen ergibt sich bei gleicher Fördermenge dieselbe Gleichmässigkeit der Gesamtförderung, die eilte Pumpe mit gleicher Zylinderzahl im Stern bei Antrieb durch eine gewöhnliche Kurbelwelle erfahren würde, bei welcher auf jede Umdrehung nur ein Kolben-Hin- und Hergang entfällt.
Zur Herbeiführung einer Übersetzung können bei gleicher Bemessung der Pumpen fördermenge und des Motorschluckvermögens Pumpenteil und Motorteil Nockenwalzen mit verschiedener Nockenzahl haben.
Bei der in den Fig. 3 bis 5 veranschau lichten Ausführungsform der Sternzylinder maschine ist das Pumpengehäuse 10 mit einem Ringspalt 9 versehen, der an den Stirn seiten nach aussen durch einen seitlichen Ge häusedeckel 10' abgeschlossen und durch achsparallel in die Kolbenzwischenräume ein gesetzte Drehschieber 11 in sieben Zylinder kopfräume unterteilt ist.
Die Drehschieber befinden sich an den Endstellen einer An saugleitung oder einer Druckförderleitung. Es führt bis auf eine Ausnahme in jeden Winkel zwischen zwei im Stern benachbar- len Kolben entweder eine Ansaugleitung oder , eine Druckförderleitung. Lediglich in einem Kolbenzwischenraum sind wegen der darge stellten ungeraden Kolbenzahl im Stern so wohl eine Ansaugleitung wie eine Druck förderleitung untergebracht.
An dieser Stelle ist der Raum im Ringspalt zwischen den Drehschiebern durch eine Abdichtung ver schlossen. Bei Anwendung der oben erwähn ten Laufbuchsen für die Drehschieber ergibt sich diese Abdichtung von selbst.
Die Drehschieber ragen mit Kurbelarmen 11' durch den seitlichen Gehäusedeckel hin durch. Diese Kurbelarme haben sämtlich die gleiche Exzentrizität wie der auf der Welle 1 mittelbar drehfest angebrachte Exzenter 14, auf dem das Ringpleuel 13 gelagert ist. Der Exzenter 14 sitzt in Längsnuten auf dem verschiebbaren Regelungsrohr 2. Das Ring pleuel ersetzt gewissermassen Kuppelstangen, welche die Drehschieber einzeln mit der Welle 1 kuppeln würden. Es versetzt daher die Drehschieber in Umlauf, und zwar synchron zum Umlauf der Welle 1.
Da die im Ausführungsbeispiel einge- zeichnete Doppelnockenwalze ein doppeltes Steuerspiel je Umdrehung der Welle erfor dert, der Exzenter 14 aber nur eine Umdre hung der Drehschieber je Umdrehung der Welle ergibt, sind die Drehschieber 11 mit je zwei sich auf 180 gegenüberliegenden Steueröffnungen 11a versehen.
Das hat die Wirkung, dass jeder Zylinder über einen Kurbelwinkel von etwa 90 zum Beispiel an die ihm zugeordnete Saugleitung angeschlos sen bleibt, für die folgenden 90 von der Saugleitung abgetrennt wird, über den an schliessenden Kurbelwinkel von 90 aber wie der mit ihr verbunden wird, um alsdann die restlichen 90 wieder von der Saugleitung ge trennt zu werden. Entsprechendes gilt für den Anschluss an die Druckleitung.
In Fig. 4 nehmen die beiden elliptischen Walzen 3 und 4 nicht die Grundstellung für die höchste Fördermenge ein, sondern sind zueinander zum Zwecke der Verringerung der Förder menge verdreht. Würden sie sich beide in der Grundstellung befinden, einander also decken, so würde der Kolben, der sich in der Mitte des linken obern Quadranten befindet, gerade den äussern Totpunkt durchlaufen.
Dem entspricht es, dass von den beiden die sen Kolben zugeordneten Schiebern sich der eine gerade öffnet, während der andere gerade geschlossen wurde. Bei Verwendung einer Dreifachnockenwalze müssen die Drehschie ber je drei auf je 120 verteilte Steueröff nungen erhalten. Bei Verwendung einer Vier fachnockenwalze können statt Drehschieber mit je vier Öffnungen solche mit zwei Öff nungen verwendet werden.
Dann ist der Ex zenter 14 nicht drehfest auf der Welle 1 an zubringen, sondern drehbar, und es muss ihm durch ein Zahnradvorgelege eine entspre chende zusätzliche Drehung gegenüber der Welle erteilt werden. Die Zusammenfassung der einzelnen Ansaugleitungen und Druck- förderleitungen kann in der aus Fig. 9 er sichtlichen, später erläuterten Weise erfolgen.
Die veranschaulichte Schiebersteuerung zeichnet sieh dadurch aus, dass sie gute Ab dichtung und leichte Einstellung ermöglicht, geringe Strömungswiderstände ergibt und zu einer gedrängten und billigen Bauart führt, bei welcher der vorhandene tote Raum ausgenutzt wird. Dieser gestattet es, die Drehschieber 11 so zu bemessen, da.ss der Querschnitt der Steueröffnung grösser wird als die zugehörigen Kolbenflächen. Auch der Antrieb der Drehschieber durch das Ring pleuel ist einfach, billig, zuverlässig und raumsparend.
Flüssigkeitsgetriebe gemäss der Erfindung können so gebaut werden, dass die Leistung der Antriebsmaschine in der Pumpe insge samt in einen Flüssigkeitskraftstrom umge wandelt wird, der dem Flüssigkeitsmotor zu geführt wird und diesen antreibt. Hierfür sind in den Fig. 6 und 8 Ausführungsbei spiele dargestellt, wobei im einen Falle die Nockenwalzen stillstehen und die Zylinder gehäuse umlaufen, im andern Falle aber um gekehrt die Nockenwalzen umlaufen, wäh rend die Gehäuse stillstehen.
Es wäre jedoch auch möglich, bei einer der beiden Sternzylindermaschinen des Flüs sigkeitsgetriebes die Noekenwalzen und bei der andern das Gehäuse umlaufen zu lassen.
Bei dem in Fig. 6 veranschaulichten Flüssigkeitsgetriebe sind die Zylindergehäuse 10 und 11 der Pumpe und des Motors als um laufende Gehäuse ausgeführt. Das Pumpen gehäuse 10 ist an die Antriebswelle 1, das Motorgehäuse 11 an die Abtriebswelle 20 angeschlossen. Zwischen Pumpe und Motor steht starr im Getriebe der Verbindungs schaft 12, der einen relativ zu den erwähn ten Gehäusen sich drehenden Drehschieber bildet. Er ragt auf der einen Seite mit einem Stumpf 13 in die Pumpe hinein. Auf diesem sitzt in Längsnuten verschiebbar das Rege lungsrohr 2, auf dessen gegenläufigen Schrau bennuten die Nockenwalzen 3 und 4 der bei den Zylindersterne der Pumpe aufgeschoben sind.
Auf der andern Seite ragt der Ver bindungsschaft 12 mit der mit ihm fest ver bundenen Nockenwalze 14 in den 3lotor hin ein. Die Kolben 5 tragen Kolbenbolzen 6, die beiderseits mit Laufrollen 7 versehen sind und an ihren Enden von Federringen 8 umfasst werden.
Jedes Paar achsial neben einander befindlicher Kolben in Pumpe und
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Motor <SEP> ist <SEP> durch <SEP> eine <SEP> Leitung <SEP> 9 <SEP> verbunden.
<tb> die <SEP> eine <SEP> Offnuno- <SEP> zum <SEP> Verbindungsschaft <SEP> 12
<tb> hin <SEP> hat. <SEP> Der <SEP> Verbindungsschaft.
<SEP> vermittelt
<tb> den <SEP> Flüssigkeitsumlauf <SEP> zwischen <SEP> Pumpe <SEP> und
<tb> Motor <SEP> durch <SEP> vier <SEP> parallel <SEP> um <SEP> seine <SEP> Achse
<tb> gruppierte, <SEP> mit <SEP> je <SEP> zwei <SEP> Öffnungen <SEP> 16 <SEP> ver sehene <SEP> Längskanäle <SEP> 15, <SEP> von <SEP> denen <SEP> einer <SEP> im
<tb> Umweg <SEP> durch <SEP> den <SEP> Fuss <SEP> des <SEP> Verbindungs schaftes <SEP> zii <SEP> dem <SEP> Fliissigkeit,ssamnieli@auni <SEP> im
<tb> Boden <SEP> des <SEP> Getriebegehäuses <SEP> hin <SEP> und <SEP> von <SEP> da
<tb> zurücl#:
führt <SEP> (vergl. <SEP> Fig. <SEP> 6).
<tb> Zur <SEP> Regelung <SEP> des <SEP> Getriebes <SEP> ist <SEP> in <SEP> dein <SEP> in
<tb> Fib. <SEP> 6 <SEP> dargestellten <SEP> Beispiel <SEP> die <SEP> Nockenwalze
<tb> 4 <SEP> mit <SEP> einer <SEP> Seheibe <SEP> mit <SEP> Innenverzahnung <SEP> 17
<tb> verbunden. <SEP> In <SEP> die.se <SEP> greift <SEP> ein <SEP> Ritzel <SEP> der
<tb> Ritzelwelle <SEP> 18 <SEP> ein, <SEP> die <SEP> in <SEP> dem <SEP> Verbindungs schaft <SEP> 1.2 <SEP> im <SEP> Zwischenraum <SEP> zwischen <SEP> zwei
<tb> Längskanälen <SEP> 1.5 <SEP> #n <SEP> elf@gert <SEP> ist <SEP> (als <SEP> abgegrenz ter <SEP> Ausschnitt <SEP> einer <SEP> um <SEP> 45" <SEP> verdreht <SEP> liegen den <SEP> Achsialebene <SEP> eingezcichnet) <SEP> und <SEP> durch
<tb> die <SEP> Schnecke <SEP> 19 <SEP> gedreht <SEP> wird.
<SEP> (Das <SEP> zur
<tb> Schnecke <SEP> 19 <SEP> gehörige <SEP> Schneckenrad <SEP> 19' <SEP> der
<tb> Ritzelwelle <SEP> ist <SEP> der <SEP> Deutlieiikeit <SEP> halber <SEP> zu
<tb> gross <SEP> im <SEP> Verhältnis <SEP> zii <SEP> den <SEP> Liingskanälen <SEP> 15
<tb> dargestellt.) <SEP> Die <SEP> Drehung <SEP> der <SEP> Nockenwa-lze <SEP> 4
<tb> führt <SEP> zu <SEP> einer <SEP> Längsverschiebung <SEP> des <SEP> Rege lungsrohres <SEP> Z <SEP> und <SEP> damit <SEP> zur <SEP> Gegendrehung
<tb> der <SEP> Nockenwalze <SEP> 3. <SEP> Dadurch <SEP> werden <SEP> die
<tb> C)ffnungs- <SEP> und <SEP> Schliesszeiten <SEP> der <SEP> Drehschieber
<tb> in <SEP> der <SEP> Phase <SEP> relativ <SEP> zu <SEP> den <SEP> Nocken <SEP> ver schoben. <SEP> Auf <SEP> die <SEP> gleiche <SEP> Weise <SEP> könnte <SEP> auch
<tb> die <SEP> Scliluclziiienge <SEP> des <SEP> Motor;
<SEP> regelbar <SEP> ein gerichtet <SEP> -erden <SEP> (Verhundsteue <SEP> rinig <SEP> !.
<tb> Flüssigkeitsgetriebe <SEP> gemäss <SEP> der <SEP> Erfindung
<tb> können <SEP> aneli <SEP> nach <SEP> dem <SEP> n <SEP> sieb <SEP> bekannten
<tb> sogenannten <SEP> Prinzip <SEP> der <SEP> geteilten <SEP> Leistungs übertragung <SEP> behaut:
<SEP> werden. <SEP> Es <SEP> werden <SEP> dann
<tb> Pumpe <SEP> und <SEP> Motor <SEP> nicht <SEP> allein
<tb> durch <SEP> den <SEP> Flüssigkeitskraftstrom, <SEP> sondern
<tb> bleichzeitig <SEP> auch <SEP> durch. <SEP> mechanischen <SEP> Zu sammenschluss <SEP> der <SEP> umlaufenden <SEP> Teile, <SEP> zum
<tb> Beispiel <SEP> durch <SEP> Zusaninienscl)luss <SEP> von <SEP> Pum pen- <SEP> und <SEP> Motorwelle <SEP> bei <SEP> stillstehendem <SEP> Pum pengehäuse <SEP> oder <SEP> von <SEP> Pumpen- <SEP> und <SEP> Motor gehäuse <SEP> bei <SEP> stillstehendem <SEP> zentralem <SEP> Pum penkolbenantriebsteil,gekoppelt.
<SEP> In <SEP> der <SEP> Pumpe
<tb> wird <SEP> dann <SEP> die <SEP> Antriebsdrelizalil, <SEP> im <SEP> Motor
<tb> die <SEP> relative <SEP> Drehzahl, <SEP> die <SEP> sich <SEP> als <SEP> Unterschied zwischen den Drehzahlen der Antriebswelle und der Abtriebswelle ergibt, wirksam. Da mit wird erreicht, dass der Gesamtüberset- zungsbereich zugunsten des Schnellganges verschoben wird und das Getriebe im direk ten Gang als Kupplung arbeitet.
Hierfür ist in Fig. 7 ein Ausführungs beispiel dargestellt. Bei ihm ist das Pum pengehäuse 10 feststehend in das für Pum pen- und Motorteil gemeinsame Mantel gehäuse eingebaut und nur das Motorgehäuse 11. als umlaufendes Gehäuse an die Abtriebs- welle 20 angeschlossen. Dagegen bildet die Antriebswelle 1 mit dem hier umlaufenden Verbindungsschaft 12 und der an ihn an gebauten Motornockenwalze 14 ein Ganzes. Die Nockenwalzen 3 und 4 der Pumpe sit zen mittels des Regelungsrohres 2 auf der Antriebswelle 1. Ihre Verstellung wird durch Längsverschiebung der Schiebemuffe 17 mit tels einer beliebigen, nicht dargestellten Vor richtung bewirkt.
Die übrigen Getriebeteile stimmen samt ihren Bezugszeichen mit denen von Fix. 6 überein. Um Rückwärtsgang zu erzielen, muss sich bei diesen Getrieben be kanntermassen die Fördermenge der Pumpe je Umdrehung über die Fördermenge des Mo tors je Umdrehung steigern lassen.
Bei der Ausführung nach Fig. 8 (und 3 bis 5) bilden das Pumpengehäuse 10 und das Motorgehäuse 17 einen einheitlichen, ge schlossenen, ruhenden Block. Auf der in. die Pumpe führenden Antriebswelle 1 sitzt in Längsnuten verschiebbar das Regelungsrohr 2. Dieses trägt auf seiner Aussenseite einen Kranz von Schraubenzügen, auf die die Nok- kenwalze 3 des einen Zylindersternes der Pumpe aufgeschoben ist, und weiter einen Kranz von Schraubenzügen entgegengesetz ter Steigung, auf die die Nockenwalze 4 des andern Zylindersternes aufgeschoben ist.
Durch Verschiebung des Regelungsrohres 2 mittels der Verschiebungsmuffe 12 wird eine gegenläufige Verdrehung der Noekenwalzen 3 auf 4 bei Aufrechterhaltung ihrer kraft schlüssigen Verbindung mit der Antriebs welle 1 bewirkt. Der Motor ist mit einer einzigen, starr mit der Abtriebswelle 19 ver- bundenen Nockenwalze IS ausgestattet, kann aber dieselbe Regelungseinrichtung wie die Pumpe erhalten (Verbundsteuerung). Die Kolben 5 tragen Kolbenbolzen 6 mit Lauf rollen 7.
Die Enden der Kolbenbolzen 6 werden von Federringen 8 umfasst, die sich der Hubbewegung anpassen, aber ein Ab heben der Laufrollen 7 von den Nockenwal- zen 3, 4 und 18 verhindern. Das Pumpen gehäuse und das Motorgehäuse weisen die Ringspalte 9 auf. die an der äussern Stirn seite nach aussen durch Gehäusedeckel 10' abgeschlossen sind und durch die Drehschie ber 11 in einzelne Zylinderkopfräume unter teilt werden.
Die Drehschieber haben um 180 gegeneinander versetzte Spalte, weil die im Ausführungsbeispiel eingezeichnete Doppel nockenwalze ein doppeltes Steuerspiel je Um drehung der Welle erfordert, der Exzenter aber nur eine Umdrehung der Drehschieber je Umdrehung der Welle ergibt. Die durch die Gehäusedeckel führenden Kurbelarme 11' der Drehschieber sind durch die Ringpleuel 13 miteinander verbunden, die auf Exzentern 14 gelagert sind. Bei Verwendung einer Drei fachnockenwalze müssen die Drehschieber je drei auf je 120 verteilte Steueröffnungen erhalten.
Bei Verwendung einer Vierfach nockenwalze können statt Drehschiebern mit je vier Öffnungen solche mit zwei Öffnungen verwendet werden. Dann sind die Exzenter 14 nicht drehfest auf den Wellen. 1 und 19 anzubringen, sondern drehbar, und es muss ihnen durch ein Vorgelege eine entsprechende zusätzliche Drehung gegenüber den Wellen erteilt werden. Bei der Pumpe sitzt der Ex zenter in Längsnuten auf dem verschiebbaren Regelungsrohr 2.
In den Sternzwischenräu men von Pumpe und Motor befindet sich bis auf eine Ausnahme abwechselnd entweder eine Ansaugleitung oder eine Druckförder- leitung. Nur in einem Zwischenraum sind wegen der dargestellten ungeraden Kolben zahl im Stern sowohl eine Ansaugleitung wie eine Druckförderleitung untergebracht. An dieser Stelle ist der Raum im Ringspalt zwischen den Drehschiebern 11 durch eine Abdichtung verschlossen.
Bei Anwendung der oben erwähnten Laufbuchsen für die. Drehschieber ergibt sich diese Abdichtung von selbst. Als Verbindungsleitungen zwi schen Pumpe und Motor ergeben sich völlig gerade Leitungen, was für den Strömungs verlauf sehr günstig ist. Um die einzelnen Ansaugleitungen und Druchförderleitunben unter sieh zu verbinden, sind Bohrungen 15 und 16 im Mittelteil des Zylinderblocks vor ,gesehen (vergl. Fig. 8 und 9).
In Fig. 10 ist eine ähnliche Ausführungs form veranschaulicht, bei der jedoch ähnlich der Ausführungsform nach der Fig. 7 eine geteilte Leistungsübertragung erfolgt. Je doch sind hierbei Pumpen- und Motorgehäuse zu einem einheitlichen Block zusammen geschlossen. Dieser Block ist jedoch nicht in das Gesamtgehäuse fest eingebaut, sondern drehbar in ihm gelagert und an die Antriebs welle 1 fest angeschlossen.
Zu seiner Lage rung dient pumpenseitig ein Tragrohr 20, das vom Getriebegehäuse her in die Pumpe hin einragt und auf seiner Aussenseite in Längs nuten verschiebbar das Regelungsrohr 2 mit den Nockenwalzen 6 und 4 trägt. Motor seitig ist der Block mit Hilfe eines Deckels 21, der mit einzelnen Füssen auf den Motor gehäusedeckel aufgesetzt ist, im Getriebe gehäuse gelagert. Die übrigen Getriebeteile stimmen samt ihren Bezugszeichen mit denen von Fig. 8 lind 9 überein.
Die erläuterten Flüssigkeitsgetriebe ge mäss der Erfindung zeichnen sich dadurch aus, dass sie gegenüber Flüssigkeitsgetrieben mit nicht entlasteten Wellenlagern eine we sentliche Steigerung der Arbeitsleistung und Drehzahl gestatten. Bei Ausstattung mit Kolbenbolzen und Laufrollen ergibt sich, dass die Aufteilung der Lagerarbeit auf die zahl reichen kleinen und für hohe Drehzahlen ge eigneten Laufrollenlager einen erheblichen Leistungszuwachs zulässt.
Weiter geht aus dem Vorangehenden hervor. wie sich die stu fenlose Regelbarkeit trotz des scheinbar hier für ungeeigneten, unveränderlichen Hubes der Nockenwalzen mit konstruktiv einfachen IVZitteln erreichen lässt. Ferner wird durch die angegebene Symmetrie der Nockenwalzen der namentlich bei hohen Drehzahlen notwendige statische und dynamische Massenausgleich gewährleistet. Die.
Möglichkeit, statt Doppel nockenwalzen solche mit drei oder mehr Nok- ken zii verwenden, gestattet, Getriebe ein und derselben Baugrösse für verschiedene Dreh zahlbereiche und Drehmomente herzustellen und sie so den verschiedensten Betriebsbedin- gitngen leicht anzupassen.
Hierbei bleibt die Gleichförmigkeit im Gang des Getriebes un verändert, ebensogut wie bei einer Stern kolbenkurbelwellenmaschine mit gleicher Zy- linderza.bl im Stern. Schliesslich ist bemer kenswert, dass sich Getriebe nach der Erfin dung mit nahezu den gleichen Baugliedern sowohl als solche gewöhnlicher Bauart wie ,ueh als solche nach dem Prinzip der geteil- .
ten Leistungsübertragung herstellen lassen. Die Ausführungsformen gemäss den Fig.8 bis 10 führen im Vergleich zu denjenigen der Fig. 6 und 7 zu einer beachtlichen Verkür zung der Gesamtbauliinge. Der hierbei aus genutzte Raum in den Sternzwischenräumen gestattet es, den Drehschiebern eine solche Grösse zu geben, dass die Steuerspalten grösser als die zugehörigen Kolbenflächen gehalten werden können.
Dabei lässt sich durch die Erfindung die Frage des Antriebes der Dreh schieber in so einfacher, zuverlässiger und raumsparender Weise lösen, dass sich mit ge ringem konstruktivem Aufwand schieber- gesteuerte Flüssigkeitsgetriebe mit einwand freien Strömungsverhältnissen ergeben.
Star cylinder piston machine. The invention relates to a star cylinder piston machine, which BEZW as a pump or as a motor or as a pump. Motor part of a fluid transmission can be used. There are star cylinder piston machines of this type with several coaxially connected cylinder stars, whose externally acted pistons are set in lifting motion by means arranged in the center of the star,
The cylinders of different stars lying next to one another in the axial direction are each connected to one another by a line. The present invention also relates to such a machine. It consists in that on a central part separated from each other, each provided for the drive of the piston of a piston star cam rollers are attached adjustable in angle to each other. This adjustment serves the purpose of continuously changing the resulting stroke volume of the Sternaggre gates.
The invention offers the advantageous possibility of using cam rollers to drive the pistons which have at least two elevations arranged rotationally symmetrical to one another, so that there is a complete compensation of the reaction forces exerted by the pistons on the central part. If the latter forms a shaft, it is relieved of transverse forces and can therefore be stored in rolling bearings of small dimensions even at high speeds.
That means a considerable step forward compared to known machines. Because with these, for the purpose of regulating the stroke volume, the pistons of all cylinder stars are driven by a common eccentric bushing which is rotatably mounted on an eccentric pin of a shaft. By turning the eccentric bushing, the piston stroke and thus the stroke volume changes.
However, the bearings of the eccentric shaft experience a very high load, which limits the performance of the machine and, in particular, excludes the use of high speeds.
It is known per se, the pistons; set in lifting motion by an oval cam roller arranged in the center of the star, thereby relieving the drive shaft of transverse forces. In the case of the known machine in question, however, the possibility of continuous regulation of the stroke volume is not given.
In star piston engines, there is considerable dead space in the cylinder star between the cylinders at an angle to one another. On the other hand, the accommodation of the control device takes up considerable space outside the cylinder star, especially if instead of individual control elements a common cylinder-shaped rotary valve is attached to the shaft next to the cylinder star.
A flat screen takes up less space. This prepares especially at high pressures, high speeds and large for; So many difficulties, especially with regard to the sealing. In addition, slide plates and common rotary valves have the disadvantage that it is difficult to determine the exact opening and closing times; and after completion of the machine can hardly be adjusted or not at all.
Individual valves seal well if they are designed as poppet valves, but they require considerable design effort and lead, especially at high conveying speeds and flow rates, to vortex formation and impacts in the material to be conveyed and thus to losses in efficiency.
These disadvantages can bezw by using appropriate groups. Individual rotary valves are avoided. These can be implemented in various forms and housed in the machine.
It can bezw for each cylinder pair. a rotary slide valve can be provided for each connected cylinder row, which opens and closes once after the suction line and then after the pressure delivery line during rotation. It can be attached in the cylinder head with its axis transverse to the cylinder axis or parallel to the cylinder. But it can also be designed as a rotating cylinder liner in which the piston runs. On the other hand, it is possible. to install a rotary valve in each suction line and pressure delivery line leading to a cylinder pair or a cylinder row. This can again lie with its axis parallel or transverse to the machine axis.
With regard to the structural conditions of the machine, it is useful to assign the rotary valve parallel to the machine axis and to use the space between the star-shaped cylinders for this purpose. Preferably, the rotary valve are parallel to the machine axis in this space as the end of the suction lines and pressure delivery lines leading to the Zy alleviate.
In order to keep the number of rotary valves within moderate limits, each rotary valve expediently serves not only one cylinder of the star arrangement, but also the two cylinders next to it in the circumferential direction so that in the spaces between the cylinders with an even number of cylinders, one rotary valve alternates the suction line and one of the pressure delivery line are located.
If the number of cylinders in the star is odd, a suction line with a rotary valve and a pressure delivery line with a rotary valve must be accommodated in a cylinder space.
In this embodiment, as shown in the drawing, the connecting lines between the rotary valves and the cylinders can be produced in a particularly simple manner by providing the cylinder housing with a fully circular annular gap that encompasses all cylinders and is arranged on the same axis as the machine axis which is sealed to the outside by a lateral housing cover and divided by the rotary valve into individual, mutually sealed cylinder head spaces.
The rotary valve can be driven by gears, chains or belts from a shaft of the machine. However, it is advantageously carried out in a particularly simple and reliable manner by means of an annular connecting rod which is mounted on an eccentric rotating with the shaft and which detects the same eccentricity crank arms attached to all rotary valves. The crank arm bearings in the ring connecting rod and the center bearing of the ring connecting rod have the same distances from each other as the rotary valve axes and the axis of the shaft.
The eccentric bearing of the ring connecting rod on the shaft retains its position when the cam rollers are rotated against each other for the purpose of infinitely variable control of the stroke volume. The opening and closing times of the rotary slide valve therefore remain in effect with the aforementioned regulation regardless of the cam axis positions of the cam rollers.
The rotary valve can receive special bushings used in the machine housing. This makes it possible to center the control openings more precisely than they appear through the common annular gap. These sockets also allow the opening and closing times for each rotary valve to be changed as required after the machine has been assembled.
The opening and closing times of each rotary valve can still be kept adjustable because the crank arms mentioned are not permanently attached to the rotary valve, but with an angular position that can be changed as required.
Finally, the control times can also be moved forward and backward overall by adjusting the position of the aforementioned eccentric on the shaft in relation to the cam axes of the cam rollers as required.
The present invention is particularly suitable for the construction of liquid transmissions ben, the best hen from a liquid motor and a pump feeding this motor, the displacement of the pump, the motor or both is continuously adjustable.
The infinitely variable speed control, which is the main advantage of the fluid transmission, is achieved despite the unchangeable stroke caused by the cam rollers, that in the pump or in the motor or in both two cylinder stars or cylinder star majorities are interconnected on the same axis so that the two axially adjacent cylinders. a line are connected so that the mutually corresponding pistons of the two cylinder star arrangements connected to form a pair each work on a common line.
It is sufficient if each of these cylinders does not have its own inlet control element and its own outlet control element, but only their common line is operated by a control device.
The cam rollers of the two cylinder star arrangements connected to form a pair are connected to a shaft with a positive motion, but can be rotated against each other by a control device of any configuration, so that any adjustable phase shift and phase reversal can occur in the stroke movement of the pistons of the two cylinder star arrangements results, which, for example, as is known, leads to an infinitely variable and reversible total funding.
In individual embodiments shown in the accompanying drawing, a regulating tube sits axially displaceably on the machine shaft in longitudinal grooves for the purpose of stepless speed regulation. This carries on its outside on the one hand helically wound grooves in one direction of rotation into which the cam roller of the one Zylin dersternes provided with corresponding trains is inserted, and on the other hand, helically wound grooves in the other direction of rotation, into which the cam roller of the other cylinder star is inserted.
In the accompanying drawings, various embodiments of the inven tion are illustrated, namely: Fig. 1 shows an axial section through a star machine working as a pump or motor, Fig. 2 in the upper half the section along the line Ab 'and in the lower half the section along the line CD of Fig. 1, Fig. 3 is a longitudinal section through a piston machine working as a pump or motor with a modified control,
4 shows the section along the line EF of FIG. 3, FIG. 5 shows the section along the line CH of FIG. 3, FIG. 6 shows a longitudinal section through a liq fluid transmission with star cylinder units designed according to FIGS. 1 and 2, FIG. 7 shows a longitudinal section through a liquid transmission according to FIG.
1 and 2 from guided star cylinder units and split ter power transmission, Fig. 8 shows a longitudinal section through a liq fluid transmission according to FIGS. 3 to 5 from guided star cylinder units and stationary housing, Fig. 9 shows the section along the line JK of Fig. 8 and Fig 10 shows a longitudinal section through a fluid transmission with units designed accordingly in FIGS. 3 to 5 and divided power transmission, the housing rotating.
The illustrated in Fig. 1 and 2, acting as a motor or pump machine ent holds two cylinder stars. On the shaft 1 sits with internal longitudinal grooves axially displaceable bar the control tube 2. This is provided on the outside with helically wound grooves of, for example, 45 twist, in which one cam roller 3 engages, and is with the same grooves of the opposite sense of rotation for the other cams roller 4 provided.
The two cam rollers 3 and 4 can be rotated in the star cylinder housing, but are not axially displaceable. These camps can be made relatively easy because. they only have to absorb a very low lateral force. An axial displacement environment of the control tube 2 against the cam rollers causes their mutual rotation from Ver.
The axial displacement of the regulating tube is brought about by a pneumatic ring 12, which sits on a collar of the shaft 1 so that it can rotate but cannot be moved. The pistons 5 are provided with piston pins 6 which each carry a roller 7 on both sides. The piston pins are surrounded at their ends by spring washers 8 which press the pistons against the cam rollers and have the same circumferential shape as the latter.
In each case two cylinders arranged axially next to each other in the cylinder housing 10 are connected by a line 9 which is operated by the controller 11 formed from valves. The merger of the individual intake and pressure delivery lines to form a common suction line and a common pressure delivery line and the organs for actuating the valve device are not shown in FIGS. 1 and 2.
The two cam rollers 3 and 4 have an elliptical cross section. If you use instead a cam roller with a cross section, which results in three elevations and recesses evenly distributed over the circumference, each piston experiences not only two, but three back and forth movements during one revolution of the shaft. He therefore keeps a correspondingly increased flow rate at the same speed by using an i @ lehrfachnoekenwalze instead of the elliptical double-needle roller, or you can achieve the same flow rate at a lower speed, which allows easy adaptation to different working conditions.
This symmetry of the cam rollers not only relieves the load on the shaft bearings, but also ensures a static and dynamic mass balance, which is important for high speeds. In the intake and discharge lines, with the same delivery rate, the same uniformity of the total delivery results that the hurrying pump with the same number of cylinders in the star would experience when driven by a common crankshaft, in which only one piston reciprocation is required for each revolution.
In order to achieve a translation, the pump part and the motor part can have cam rollers with different numbers of cams with the same measurement of the pump delivery rate and the engine absorption capacity.
In the embodiment of the star cylinder machine illustrated in FIGS. 3 to 5, the pump housing 10 is provided with an annular gap 9, which is closed on the end sides by a lateral housing cover 10 'and a rotary valve 11 is inserted parallel to the axis in the piston spaces is divided into seven cylinder head spaces.
The rotary valves are located at the end of a suction line or a pressure delivery line. With one exception, it leads either a suction line or a pressure delivery line into every corner between two adjacent pistons in the star. Because of the odd number of pistons shown in the star, a suction line and a pressure delivery line are only housed in a piston gap.
At this point, the space in the annular gap between the rotary valves is closed by a seal. When using the liners mentioned above for the rotary valve, this seal results automatically.
The rotary valves protrude with crank arms 11 'through the side housing cover. These crank arms all have the same eccentricity as the eccentric 14, which is indirectly non-rotatably attached to the shaft 1 and on which the ring connecting rod 13 is mounted. The eccentric 14 sits in longitudinal grooves on the displaceable regulating tube 2. The ring connecting rod replaces coupling rods to a certain extent, which would couple the rotary valve individually to the shaft 1. It therefore sets the rotary valve in rotation, synchronously with the rotation of shaft 1.
Since the double cam roller shown in the exemplary embodiment requires double control play per revolution of the shaft, but the eccentric 14 only results in one revolution of the rotary valve per revolution of the shaft, the rotary valve 11 are each provided with two 180 opposite control openings 11a.
This has the effect that each cylinder remains connected to the suction line assigned to it over a crank angle of about 90, for example, is disconnected from the suction line for the following 90, but is connected to it via the subsequent crank angle of 90, then the remaining 90 to be separated from the suction line again. The same applies to the connection to the pressure line.
In Fig. 4, the two elliptical rollers 3 and 4 do not assume the basic position for the highest delivery rate, but are rotated to each other for the purpose of reducing the delivery amount. If they were both in the basic position, i.e. if they were to coincide with each other, the piston, which is located in the middle of the upper left quadrant, would just pass through the outer dead center.
It corresponds to this that of the two slides assigned to these pistons, one is just opening while the other has just been closed. When using a triple cam roller, the rotary valves must each have three control openings, each distributed over 120. When using a four-fold cam roller, instead of rotary valves with four openings each, those with two openings can be used.
Then the eccentric 14 is not rotatably attached to the shaft 1, but rotatable, and it must be given a corre sponding additional rotation relative to the shaft by a gear transmission. The combination of the individual suction lines and pressure delivery lines can take place in the manner explained later on in FIG. 9.
The illustrated slide control is characterized by the fact that it enables good sealing and easy adjustment, results in low flow resistances and leads to a compact and inexpensive design in which the existing dead space is used. This allows the rotary valve 11 to be dimensioned in such a way that the cross section of the control opening is larger than the associated piston surfaces. The drive of the rotary valve through the ring connecting rod is simple, cheap, reliable and space-saving.
Fluid transmission according to the invention can be built so that the power of the drive machine in the pump is converted into a fluid power flow, which is fed to the fluid motor and drives it. For this purpose are shown in Figs. 6 and 8 Ausführungsbei games, in one case the cam rollers stand still and the cylinder housing revolve, but in the other case revolve around the cam rollers while the housing rend stand still.
However, it would also be possible to rotate the Noeken rollers in one of the two star cylinder machines of the liq sigkeitsgetriebes and the housing in the other.
In the fluid transmission illustrated in Fig. 6, the cylinder housings 10 and 11 of the pump and the motor are designed as a rotating housing. The pump housing 10 is connected to the drive shaft 1, and the motor housing 11 is connected to the output shaft 20. Between the pump and motor is rigidly in the transmission of the connecting shaft 12, which forms a rotary valve rotating relative to the housings mentioned th. On one side it protrudes with a stump 13 into the pump. On this sits slidably in longitudinal grooves the Rege treatment tube 2, on the opposite screw bennuten the cam rollers 3 and 4 of the cylinder stars of the pump are pushed.
On the other hand, the connecting shaft 12 protrudes with the cam roller 14 firmly connected to it in the 3lotor. The pistons 5 carry piston pins 6, which are provided with rollers 7 on both sides and are surrounded by spring washers 8 at their ends.
Each pair of axially adjacent pistons in pump and
EMI0006.0017
Motor <SEP> is <SEP> connected by <SEP> a <SEP> line <SEP> 9 <SEP>.
<tb> the <SEP> a <SEP> Offnuno- <SEP> to the <SEP> connection shaft <SEP> 12
<tb> has <SEP>. <SEP> The <SEP> connecting shaft.
<SEP> mediated
<tb> the <SEP> liquid circulation <SEP> between <SEP> pump <SEP> and
<tb> Motor <SEP> through <SEP> four <SEP> parallel <SEP> around <SEP> its <SEP> axis
<tb> grouped, <SEP> with <SEP> each <SEP> two <SEP> openings <SEP> 16 <SEP> provided <SEP> longitudinal channels <SEP> 15, <SEP> from <SEP> those <SEP> a <SEP> in
<tb> Detour <SEP> through <SEP> the <SEP> foot <SEP> of the <SEP> connection shaft <SEP> zii <SEP> the <SEP> liquid, ssamnieli @ auni <SEP> im
<tb> Bottom <SEP> of the <SEP> gearbox housing <SEP> towards <SEP> and <SEP> from <SEP> there
<tb> back #:
leads <SEP> (see <SEP> Fig. <SEP> 6).
<tb> For <SEP> control <SEP> of the <SEP> gear <SEP>, <SEP> in <SEP> is your <SEP> in
<tb> Fib. <SEP> 6 <SEP> shown <SEP> example <SEP> the <SEP> cam roller
<tb> 4 <SEP> with <SEP> a <SEP> disc <SEP> with <SEP> internal toothing <SEP> 17
<tb> connected. <SEP> In <SEP> die.se <SEP>, <SEP> engages a <SEP> pinion <SEP> der
<tb> Pinion shaft <SEP> 18 <SEP> on, <SEP> the <SEP> in <SEP> the <SEP> connection shaft <SEP> 1.2 <SEP> in the <SEP> space <SEP> between <SEP> two
<tb> Longitudinal channels <SEP> 1.5 <SEP> #n <SEP> elf @ gert <SEP> is <SEP> (<SEP> section <SEP> delimited as <SEP> <SEP> around <SEP> 45 " <SEP> rotated <SEP> lie the <SEP> axial plane <SEP> drawn in) <SEP> and <SEP>
<tb> the <SEP> screw <SEP> 19 <SEP> is rotated <SEP>.
<SEP> (The <SEP> for
<tb> worm <SEP> 19 <SEP> associated <SEP> worm wheel <SEP> 19 '<SEP> der
<tb> Pinion shaft <SEP> is <SEP> for <SEP> clarity <SEP> for the sake of <SEP>
<tb> large <SEP> in the <SEP> ratio <SEP> zii <SEP> the <SEP> line channels <SEP> 15
<tb>.) <SEP> The <SEP> rotation <SEP> of the <SEP> cam roller <SEP> 4
<tb> leads <SEP> to <SEP> a <SEP> longitudinal shift <SEP> of the <SEP> control tube <SEP> Z <SEP> and <SEP> thus <SEP> to <SEP> counter rotation
<tb> of the <SEP> cam roller <SEP> 3. <SEP> This <SEP> causes <SEP> the
<tb> C) Opening <SEP> and <SEP> closing times <SEP> of the <SEP> rotary valve
<tb> in <SEP> the <SEP> phase <SEP> relative <SEP> to <SEP> shifted the <SEP> cam <SEP>. <SEP> <SEP> the <SEP> same <SEP> way <SEP> could <SEP> too
<tb> the <SEP> expansion <SEP> of the <SEP> engine;
<SEP> adjustable <SEP> on directed <SEP> -erden <SEP> (Verhundsteue <SEP> rinig <SEP>!.
<tb> Fluid transmission <SEP> according to <SEP> of the <SEP> invention
<tb> can <SEP> aneli <SEP> after <SEP> the <SEP> n <SEP> sie <SEP> known
<tb> so-called <SEP> principle <SEP> of the <SEP> divided <SEP> power transfer <SEP>:
<SEP> will be. <SEP> It <SEP> will then <SEP>
<tb> Pump <SEP> and <SEP> motor <SEP> not <SEP> alone
<tb> through <SEP> the <SEP> liquid force flow, <SEP> instead
<tb> <SEP> also <SEP> at the same time. <SEP> mechanical <SEP> combination <SEP> of the <SEP> circulating <SEP> parts, <SEP> for
<tb> Example <SEP> by <SEP> connection <SEP> of <SEP> pump- <SEP> and <SEP> motor shaft <SEP> with <SEP> stationary <SEP> pump housing <SEP> or < SEP> of <SEP> pump <SEP> and <SEP> motor housing <SEP> with <SEP> stationary <SEP> central <SEP> pump piston drive part, coupled.
<SEP> In <SEP> of the <SEP> pump
<tb> becomes <SEP> then <SEP> the <SEP> drive relay, <SEP> in the <SEP> motor
<tb> the <SEP> relative <SEP> speed, <SEP> the <SEP> results <SEP> as the <SEP> difference between the speeds of the drive shaft and the output shaft, effective. This means that the overall ratio range is shifted in favor of the overdrive gear and the transmission works as a clutch in direct gear.
For this purpose, an execution example is shown in Fig. 7. With him, the pump housing 10 is installed in a fixed manner in the jacket housing common to the pump and motor part, and only the motor housing 11 is connected to the output shaft 20 as a circumferential housing. In contrast, the drive shaft 1 forms a whole with the connecting shaft 12 rotating here and the engine cam roller 14 built on it. The cam rollers 3 and 4 of the pump sit zen by means of the control tube 2 on the drive shaft 1. Their adjustment is effected by longitudinal displacement of the sliding sleeve 17 with means of any device, not shown, before.
The other parts of the gearbox and their reference numbers match those of Fix. 6 match. In order to achieve reverse gear, as is well known, it must be possible to increase the delivery rate of the pump per revolution over the delivery rate of the engine per revolution in these transmissions.
In the embodiment according to FIG. 8 (and 3 to 5) the pump housing 10 and the motor housing 17 form a unitary, closed, stationary block. On the drive shaft 1 leading into the pump, the regulating tube 2 sits displaceably in longitudinal grooves. This carries on its outside a wreath of screw pulls, onto which the cam roller 3 of the one cylinder star of the pump is pushed, and further a wreath of screw pulls in opposite directions Incline on which the cam roller 4 of the other cylinder star is pushed.
By moving the regulating tube 2 by means of the sliding sleeve 12, the Noeken rollers 3 to 4 are rotated in opposite directions while maintaining their positive connection with the drive shaft 1. The motor is equipped with a single cam roller IS rigidly connected to the output shaft 19, but can have the same regulating device as the pump (interconnected control). The pistons 5 carry piston pins 6 with barrel roll 7.
The ends of the piston pins 6 are encompassed by spring washers 8 which adapt to the lifting movement but prevent the rollers 7 from lifting off the cam rollers 3, 4 and 18. The pump housing and the motor housing have the annular gaps 9. which are closed to the outside by the housing cover 10 'on the outer face and are divided into individual cylinder head spaces by the rotary slide via 11.
The rotary valve have offset column by 180, because the double cam roller shown in the embodiment requires a double control play per order rotation of the shaft, but the eccentric only results in one rotation of the rotary valve per revolution of the shaft. The crank arms 11 ′ of the rotary valve leading through the housing cover are connected to one another by the annular connecting rods 13, which are mounted on eccentrics 14. When using a triple cam roller, the rotary valve must have three control openings, each distributed over 120.
When using a quadruple cam roller, instead of rotary valves with four openings each, those with two openings can be used. Then the eccentrics 14 are not rotationally fixed on the shafts. 1 and 19, but rotatable, and they must be given a corresponding additional rotation with respect to the shafts by means of an intermediate gear. In the case of the pump, the eccentric sits in longitudinal grooves on the sliding control tube 2.
With one exception, there is alternating between a suction line and a pressure delivery line in the star gaps between the pump and motor. Because of the odd number of pistons shown in the star, both a suction line and a pressure delivery line are housed in only one space. At this point, the space in the annular gap between the rotary valves 11 is closed by a seal.
When using the above-mentioned liners for the. Rotary valve results in this seal by itself. The connection lines between the pump and motor result in completely straight lines, which is very beneficial for the flow. In order to connect the individual suction lines and throughfeed lines, bores 15 and 16 are provided in the middle part of the cylinder block (see FIGS. 8 and 9).
In Fig. 10 a similar embodiment is illustrated form, in which, however, similar to the embodiment of FIG. 7, a split power transmission takes place. However, the pump and motor housing are closed together to form a single block. However, this block is not permanently installed in the overall housing, but rotatably mounted in it and firmly connected to the drive shaft 1.
To its location tion is used on the pump side a support tube 20 which protrudes from the gear housing into the pump and on its outside in longitudinal grooves slidably the control tube 2 with the cam rollers 6 and 4 carries. On the motor side, the block is mounted in the gear housing with the aid of a cover 21, which is placed on the motor housing cover with individual feet. The other gear parts and their reference numerals agree with those of FIGS. 8 and 9.
The fluid transmissions explained according to the invention are characterized in that they allow a substantial increase in work performance and speed compared to fluid transmissions with shaft bearings that are not relieved. When equipped with piston pins and rollers, the distribution of the bearing work among the numerous small roller bearings that are suitable for high speeds allows a considerable increase in performance.
Further emerges from the foregoing. how the infinitely variable controllability can be achieved with structurally simple IV means despite the apparently unsuitable, unchangeable stroke of the cam rollers. Furthermore, the specified symmetry of the cam rollers ensures the static and dynamic mass balancing, which is particularly necessary at high speeds. The.
The option of using double cam rollers with three or more cams zii instead of double cam rollers allows gear units of the same size to be produced for different speed ranges and torques and thus easily adapted to the most varied of operating conditions.
Here, the uniformity in the gear of the gearbox remains unchanged, just as well as in a star piston crankshaft machine with the same cylinder gear in the star. Finally, it is noteworthy that gears according to the invention with almost the same components both as those of ordinary design and as such according to the principle of divided.
Have the power transmission established. The embodiments according to FIGS. 8 to 10 lead in comparison to those of FIGS. 6 and 7 to a considerable shortening of the overall structural lengths. The space used here in the spaces between the stars makes it possible to give the rotary slide valves such a size that the control gaps can be kept larger than the associated piston surfaces.
The invention solves the question of the drive of the rotary slide valve in such a simple, reliable and space-saving manner that slide-controlled fluid gears with perfect flow conditions result with little constructive effort.