Mehrzylindrige, eine Ölpumpe oder einen Ölmotor darstellende Vorrichtung Die vorliegende Erfindung betrifft eine mehr- zylindrige, einen Ölmotor oder eine Ölpumpe dar stellende Vorrichtung, insbesondere mit umlaufen den Zylindern, z. B. Schiefscheiben- bzw. Sternkol- benpumpen. Solche Vorrichtungen bilden bekannt lich die Hauptbestandteile der hydrostatisch wirken den Flüssigkeitsgetriebe.
Bei diesen Vorrichtungen mit umlaufenden Zylin dern (im weiteren Text wird nur auf Pumpen Bezug genommen; alle Ausführungen gelten aber auch bei den im Prinzip gleich wirkenden Motoren) werden die Kolben durch einen ortsfesten Exzenter, eine ortsfeste Schiefscheibe oder andere Hubantriebe so gesteuert, dass ihre Hubbewegungen um den Phasen winkel 360 z (z=Zylinderzahl) versetzt liegen und dadurch eine verhältnismässig gute Gleichförmigkeit des Flüssigkeitsstromes (Ölstromes) besteht.
Aus dieser grundsätzlichen Anordnung ergibt sich nun die Aufgabe, den in ortsfesten Kanälen zu- bzw. abzuleitenden Flüssigkeitsstrom in der Kolbenbewe gung entsprechenden Takte den einzelnen umlaufen den Zylindern zuzuführen bzw. von dort wieder ab zuleiten.
Praktisch wurde diese Aufgabe bisher ge löst, indem man den die umlaufenden Zylinder in gleichmässig um die Drehachse herum verteilter An ordnung enthaltenden Zylinderkörper axial gegen eine Gehäuseinnenfläche anlehnte, welche als kreis runde Planfläche, im folgenden stets Steuerspiegel genannt, ausgebildet ist und in Form von zwei sich beinahe zu einem Kreisring ergänzenden Steuer schlitzen die Mündungen der ortsfesten Anschluss- kanäle für die Zu- bzw. Ableitung des Flüssigkeits stromes enthält.
Der Begriff ortsfest ist im vor liegenden Falle so auszulegen, dass die damit be zeichneten Teile gegenüber der Phasenlage der Kol bentotpunkte keine Drehung ausführen. Es steht aber nichts im Wege, dass z. B. das ganze aus Zylinder körper, Steuerspiegel und Hubantrieb bestehende System sich zusätzlich dreht oder aber, wie z. B. bei manchen Schiefscheibenpumpen, der umlaufende Zylinderkörper mit ortsfestem Steuerspiegel zusam men eine Schwenkung um eine Querachse ausführen.
Es ist üblich, auch die am Steuerspiegel anlie gende Stirnfläche des Zylinderkörpers als genau kreisrunde Planfläche auszubilden und die Hubräume der Zylinder mit je einem Steuerkanal zu versehen, der so in diese Planfläche des Zylinderkörpers im weiteren einfach Steuerfläche genannt - mün det, dass die einzelnen Kanalöffnungen beim Umlauf des Zylinderkörpers abwechselnd und je eine halbe Umdrehung lang mit dem als Zuleitung bzw.
dem als Ableitung dienenden Steuerschlitz am ortsfesten Steuerspiegel zur Deckung kommen. Dabei liegen die beiden Stege, welche am Steuerspiegel die beiden Steuerschlitze in Drehrichtung voneinander trennen, so, dass der Wechsel der Kanalöffnungen vom einen Steuerschlitz zum anderen mit den Totpunktlagen der zugeordneten Kolben zusammenfällt.
Die auch bei sehr hohen Flüssigkeitsdrücken aus reichend dichte überleitung der geförderten Flüssig keit an der durch die sich berührende Planfläche des Steuerspiegels und der Steuerfläche gebildeten Trenn stelle setzt bei allen Betriebsumständen aber auch die Aufrechterhaltung dieser genauen Anlage voraus. Durch Herstellungsungenauigkeiten, unvermeidbares Lagerspiel und sowohl thermische als auch durch die am Zylinderkörper und auch z.
B. am Antrieb der Pumpenwelle angreifenden Kräfte verursachte elastische Verformungen der Bauteile ist das aber unmöglich, wenn nicht besondere Vorkehrungen ge troffen werden, die dem Zylinderkörper so viel Freiheit der Lage beschaffen, dass die genaue Anlage durch die genannten schädlichen Einflüsse nicht ge stört werden kann.
Man hat zu diesem Zweck bisher den Zylinder körper, obwohl das aus baulichen und Kostengrün den sehr erwünscht wäre, im allgemeinen nicht starr auf der Pumpenwelle befestigt oder für sich starr auf einer Achse gelagert, sondern stets Mittel dazwi schengeschaltet, die dem Zylinderkörper eine aus reichende axiale und kardanische Beweglichkeit sicherten.
Diese Massnahme ergibt in baulicher und be trieblicher Hinsicht grosse Nachteile. Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es daher, zu erreichen, dass der Zylinderkörper auf einfache Weise starr auf der Pumpenwelle befestigt oder auf einer Achse starr gelagert werden kann, ohne die dichte über leitung der geförderten Flüssigkeit, zwischen der Steuerspiegelfläche und der Steuerfläche zu ge fährden.
Bei der Lösung dieser Aufgabe muss jedoch noch folgendes berücksichtigt werden: Die Drehachse des Zylinderkörpers kann sich gegenüber der theoretisch erforderlichen, auf der Planfläche des Steuerspiegels genau senkrecht ste henden und gleichmittigen Lage sowohl quer und parallel zu sich selbst als auch in ihrer Richtung in, wenn auch geringen Grenzen verlagern. Dazu kommt die Möglichkeit einer axialen Verschiebung des Zylinderkörpers. Die reine achsparallele Querverla gerung ist infolge der Planform der Steuerflächen so gut wie bedeutungslos.
Die vorliegende Erfindung betrifft nun eine Vorrichtung, die sich dadurch auszeichnet, dass zwi schen dem Träger der Steuerschlitze und dem Zylin derkörper gleichmittig mit diesem eine Steuerplatte axial und kardanisch beweglich angeordnet und diese Platte mit dem Zylinderkörper drehfest bzw.
bis auf einen Totgang drehfest verbunden ist, dass diese Steuerplatte mit einer Planfläche als Steuer fläche an der die Steuerschlitze tragenden, den Steuerspiegel bildenden Fläche anliegt und zu jedem Zylinder einen axialen Verbindungskanal aufweist, der mit den Steuerschlitzen des Steuerspiegels zur Deckung kommt, und dass die Zylinderhubräume je eine zylindrische und zur Drehachse parallel lie gende Mündungsbohrung besitzen oder an eine solche Bohrung angeschlossen sind, in welcher ein Pass- stück angeordnet ist,
das in Richtung der Steuer schlitze gepresst wird und die auf seiner Seite ge legene Öffnung des zugeordneten Verbindungskanals einrahmt, und das als Ganzes oder mit seinem an der Steuerplatte anliegenden Teil der kardanischen Bewegung der letzteren folgen kann.
Die Steuerplatte besitzt zwischen dem Steuer spiegel und dem Zylinderkörper also axiales Spiel, so dass sie niemals eingeklemmt werden kann. In die .erwähnte Mündungsbohrung kann z. B. ein Pass- ring mit geringem Durchmesserspiel verschiebbar eingesetzt sein, wobei jeder der Passringe durch Federkraft stets in Richtung gegen die Steuerplatte belastet und diese schon dadurch auch beim Lauf der Pumpe ohne Flüssigkeitsdruck immer leicht an den Steuerspiegel gepresst wird. Ihre axiale und kar- danische Freiheit erhält die Steuerplatte z.
B. da durch, dass sie an der Zentrierbohrung oder an im gleichen Sinne wirkenden Stellen eine schmale Auf lage und ein geringes Durchmesserspiel besitzt. In Anbetracht der äusserst geringen notwendigen Ein stellbereiche der Steuerplatte genügt es schon, an der Ausmittung einen engen Laufsitz als Passung vorzusehen.
Der eben erwähnte geringe notwendige Einstell bereich, verlangt z. B. von den erwähnten Passungs- ringen in den Zylinderbohrungen eine so geringe kar- danische Beweglichkeit, dass das hierzu notwendige Durchmesserspiel der Passringe deren Abdichtung am Umfang noch nicht allzu sehr verschlechtert.
Die axiale Beweglichkeit der Passringe ergibt sich ohne weiteres durch deren Lagerung in den zylin drischen Mündungsbohrungen. Querverlagerungen der Drehachse gleichen sich durch eine radiale Ver schiebung der Passringe an der Steuerplatte oder der Steuerplatte am Steuerspiegel aus.
Durch die erfindungsgemässe Bauweise ist die Steuerplatte frei von äusserlichen Krafteinflüssen. Je doch erfordert die Dichthaltung an den aufeinander gleitenden Trennflächen am Steuerspiegel eine im gleichen Sinn wie der jeweils herrschende Flüssig keitsdruck sich ändernde, zusätzliche, positive, das heisst die Steuerfläche gegen den Steuerspiegel pres sende Belastung.
Bei einer Ausbildung gemäss der Erfindung mit _ Passringen der erwähnten Art stellt diese Belastung sich stets selbsttätig dadurch ein, dass zunächst in jedem Zylinder bzw. jeder Mün dungsbohrung der dort herrschende Flüssigkeitsdruck (vom Saug- und vom Förderdruck abhängig) den eingelagerten Passring mit einer Kraft gegen die Steuerplatte belastet, die dem Produkt aus Mün- dungsbohrungsquerschnitt minus Querschnitt der vom Passring an der Planfläche der losen Steuerplatte ein gerahmten Kreisquerschnitte und dem herrschenden Flüssigkeitsdruck entspricht.
Dadurch wird zunächst die Trennfläche zwischen Passring und Steuerplatte abdichtend belastet. Die Summe der einzelnen Pass- ringlasten überträgt sich dabei auch auf die Steuer platte und .ergibt einen Teil der benötigten hydrau lischen Zusatzkraft. Nun belastet der Flüssigkeits druck in den einzelnen Zylindern zudem auch noch die Steuerplatte unmittelbar selbst mit einer positiven Gesamtlast, die der Summe der Produkte aus den von den Passringen an den Trennstellen umrahmten Kreisflächen und dem Flüssigkeitsdruck im Zylinder entspricht. Auch diese Belastung wirkt positiv.
Der von den Passringen jeweils eingerahmte Kreisdurch messer kann durch Anpassung der Bohrung des Passringes ohne Schaden nahe bis zum Aussendurch messer des Passringes vergrössert werden, so dass die abdichtende Trennfläche eine nur noch geringe ra diale Breite aufweist. Die in der erläuterten Weise entstehende und die Steuerplatte positiv belastende hydraulische Anpress- kraft wäre an sich so gross, dass an der Planfläche des Steuerspiegels und der an ihr gleitenden Steuer fläche eine unzulässige Reibung und Erwärmung auf treten würde.
In Wirklichkeit erzeugt derselbe Flüs sigkeitsdruck auch eine negative, die Steuerflächen abhebende und daher die positive Anpresskraft der Steuerplatte mindernde hydraulische Kraft, die sich etwa als Produkt aus der Fläche jedes der beiden Steuerschlitze und dem in ihm herrschenden Flüssig keitsdruck ergibt. Diese hydraulischen Kräfte lassen sich durch eine zweckmässige Bemessung der Steuer schlitze aber so gegeneinander ausgleichen, dass die Gleitflächen am Steuerspiegel nur gerade die zum Dichthalten der Trennstellen notwendige Belastung bekommen.
Der Zylinderkörper mit Steuerplatte gemäss Er findung kann auf beliebige Weise drehbar und starr gelagert und also auch auf der Pumpenwelle starr befestigt sein. Diese ist dadurch imstande, beliebige Kräfte hydraulischer Art oder z. B. von den Kolben ausgelöste Kräfte und Momente aufzunehmen. Da mit ist die bestehende Aufgabe gelöst.
Bei hohem Flüssigkeitsdruck müsste jedoch zur Beschränkung der Leckverluste auf ein zulässiges Mass das Durchmesserspiel der erwähnten Passringe immer kleiner bemessen und gleichzeitig die Pass- länge verkürzt werden, um den benötigten kardani- schen Bewegungsbereich unverändert zu halten. Aus Fertigungsgründen und wegen der nicht grossen, aber doch bei hohem Flüssigkeitsdruck nicht zu über sehenden elastischen Durchmesservergrösserung der Passringe sind solchen Massnahmen jedoch eine Grenze gesetzt.
Um nun die lose Steuerplatte gemäss der Erfin dung auch bei hohen und höchsten Drücken anwen den zu können, kann man anstatt der Passringe der beschriebenen Art in die Mündungsbohrungen des Zylinderkörpers mit sehr geringem Durchmesser spiel eingepasste Passmuffen einlagern, deren der Steuerplatte zugewendete Stirnflächen je eine Kugel fläche mit auf der Muffenachse liegendem Kugel mittelpunkt besitzen, wobei an den kugelflächigen Stirnflächen je ein schmaler Kugelring mit entspre chender Kugelfläche als Gegenfläche anliegt und die dem Steuerspiegel zugewendeten ringförmigen,
plan bearbeiteten Stirnflächen der Kugelringe durch eine axiale Belastung der Passmuffe (z. B. durch eine durch Feder- oder Flüssigkeitsdruck oder beides bewirkte axiale Belastung der Passmuffe) gegen die benachbarte Planfläche der losen Steuerplatte ge presst werden und dabei jeweils die Mündung des zugeordneten Verbindungskanals der Steuerplatte einrahmen.
Um die bei sehr hohen Drücken infolge der Trennfugen bei Kolbenringen und infolge des Ver- kantens des Passringes mögliche Undichtheit zu be heben, kann am Umfang jedes Passringes ein ge schlossener Dichtungsring aus elastischem Kunst- Stoff angeordnet werden, der mit nach aussen wir kender Vorspannung in die Mündungsbohrung ein gesetzt ist. Durch diese Massnahme ist erreicht, dass auch bei kardanischen Bewegungen der Passringe die bei Kolbenringen erzielbare Dichtwirkung min destens erhalten bleibt.
Dazu kommt jedoch, dass infolge Fehlens einer Trennfuge bei der genannten Art der Abdichtung die Dichtwirkung noch verbessert wird. Ausserdem wer den die elastischen Dichtringe unter der Einwirkung des sie beaufschlagenden Öldruckes gegen ihre Stütz flächen gepresst, und zwar um so mehr, je höher der Öldruck ist.
Die Lagerung des Zylinderkörpers ist zweck mässig so, dass eine axiale Verschiebung desselben möglich ist, und es wird vorgeschlagen, hierzu aus wechselbare Abstandringe, Gewinderinge oder der gleichen vorzusehen, mittels deren sich der für die Federspannung an den Passringen oder Passmuffen günstigste Abstand des Zylinderkörpers von der Steuerplatte einstellen lässt. Es erübrigt sich dadurch eine besondere Einstellungsmöglichkeit bei jedem Passring oder bei jeder Passmuffe.
Die Verbindungskanäle der Steuerplatte weisen an der Steuerfläche zweckmässig einen langlochför- migen Querschnitt auf, der sich nach dem Zylinder körper hin konisch zu einem kreisförmigen End- querschnitt erweitert. In tangentialer Ausdehnung kann die Öffnung an der Steuerfläche so gross sein, dass zwischen den einzelnen Öffnungen nur noch ein zur Abdichtung genügender Steg stehenbleibt.
Bei der in Drehrichtung vorgesehenen Verbin dung zwischen der Steuerplatte und dem Zylinder körper kann eine zur Minderung des Laufgeräusches der Pumpe beitragende Möglichkeit ausgenutzt wer den, die darin besteht, dass die Verbindung mit einem gewissen toten Gang versehen wird, der es der Steuer platte bei jedem Drehrichtungswechsel ermöglicht, selbsttätig ihre Stellung jeweils um einen gewissen Phasenwinkel der theoretisch notwendigen Stellung nacheilen zu lassen und dadurch in den vom Sau zum Druckschlitz wechselnden Zylinderbohrungen eine gewisse Vorkompression zu erreichen.
Bei einer Axialkolbenpumpe können die genau parallel zu der Mittelachse des Zylinderkörpers lie genden Zylinderbohrungen mit gleichbleibendem Durchmesser durch den ganzen Zylinderkörper hin durch geführt werden und sowohl zur Aufnahme der Kolben als auch der Passringe bzw. Passmuffen mit Kugelringen dienen. Ferner ist es vorteilhaft, den Passring oder die Passmuffe jeden Zylinders durch eine teils im hohlen Kolben liegende und sich auch gegen diesen abstützende Feder axial zu belasten.
Weitere Vorteile ergeben sich hierbei aus der Vorbelastung der Kolben in Richtung des Saug hubes, wodurch die Pumpe frei ansaugen kann oder zumindest im Saugkanal keinen so grossen Vordruck zur Rückführung der Kolben benötigt. Für die Lage rung der Zylindertrommel ist es dabei vorteilhaft, wenn diese keinerlei hydraulischen Axialkräfte über- nehmen muss und somit sich einfach und billig ge stalten lässt.
Eine andere bevorzugte Anordnung ist dadurch gekennzeichnet, dass die Zylinder.einen relativ grossen Winkel mit der Mittelachse des Zylinderkörpers bil den oder zu ihr senkrecht stehen und deren Mün dungsbohrungen genau parallel zu dieser Mittelachse liegen, den ganzen Zylinderkörper durchdringen, an beiden Mündungen je ein Passring oder eine Pass- muffe mit Kugelring eingelagert und an beiden Stirn seiten des Zylinderkörpers je eine Steuerplatte sowie an der benachbarten Gehäusewand je ein Steuer spiegel angeordnet sind.
Praktisch hat diese Anordnung in Verbindung mit den schräg oder senkrecht zur Mittelachse ste henden Zylindern den Vorteil der billigen Herstel lung, der weitgehenden und bei senkrecht zur Mittel achse stehenden Zylindern sogar vollständigen Ent lastung der Lagerung des Zylinderkörpers von axia len hydraulischen Kräften und des Vorhandenseins eines grossen Zeitquerschnittes bei der Steuerung. Das lässt z. B. die Anordnung mehrerer parallel auf eine Mündungsbohrung arbeitender Zylinder mit Kol ben zu, ohne dass bei den normalen Drehzahlen un erwünscht hohe Drosselverluste auftreten.
Bei der eben beschriebenen Anordnung werden die Federn zur axialen Vorbelastung der Passringe jeweils mit in die Mündungsbohrungen eingelegt, so dass sie sich unmittelbar an den gegenüberliegenden Passringen oder Passmuffen abstützen.
Zur axialen Vorbelastung können verschiedene Arten von Federn verwendet werden, insbesondere Schraubenfedern oder gewellte Federn, welche in Ringform bei innerhalb der Mündungsbohrungen angeordneten Federn verwendet werden sollen.
Für den Fall, dass die innerhalb der Mündungsbohrung liegende Feder nicht am Kolben oder nicht direkt am Zylinderkörper anliegen kann oder soll, ist die Anordnung zweckmässig so getroffen, dass die Feder sich einerseits gegen einen Profilring abstützt, welcher an einem mit halbem Querschnitt in einer in die Zylinderwandung eingedrehten Nute eingelassenen Sprengring ansteht und diesen durch einen den Sprengring innseits umgebenden kurzen Ansatz gegen Herausspringen sichert.
Bei Pumpen mit umlaufendem Zylinderkörper, bei denen keinerlei Federn sich innerhalb der Mün dungsbohrung anordnen lassen, kann eine Federung vorgesehen sein, die an der Stirnseite des Zylinder körpers untergebracht ist. Um aber überhaupt die Passringe oder Passmuffen von aussen beeinflussen zu können, ist es zweckmässig,
unter "Vergrösserung des axialen Abstandes zwischen der Steuerplatte und dem Zylinderkörper die Passringe oder Passmuffen weiter aus dem Zylinderkörper herausstehen zu las sen und vor allem deren herausstehendes Ende am Aussenumfang mit einer eingedrehten Rille oder einem radialen Bund oder mit beiden zu versehen.
Damit bietet sich die Möglichkeit, alle Passringe oder Passmuffen gemeinsam von zwei ringförmigen gewellten Federn belasten zu lassen, die sich im Sinne .eines Inkreises bzw. Umkreises um die Ringe bzw. Muffen erstrecken und sich einerseits an den einen Flanken der eingedrehten Rillen oder der Bunde anlegen und anderseits gegen die Stirnseite des Zylinderkörpers abstützen. Dadurch werden die Passringe bzw. Passmuffen jeweils an zwei sich gegen überliegenden Umfangspunkten axial belastet und die Höhe der Belastung kann z.
B. durch eine axiale Verschiebung des Zylinderkörpers mittels Abstand ringen, Gewindering oder dergleichen an seiner Lage rung eingestellt werden.
Zur gemeinsamen axialen Belastung aller Pass ringe oder Passmuffen eignen sich aber auch zwei Tellerfedern, die sich im Sinne eines Umkreises bzw. Inkreises um die Ringe oder Muffen erstrecken und sich einerseits an den einen Flanken der eingedrehten Rillen oder der Bunde anlegen und sich anderseits <I>gegen</I> die Stirnwand des Zylinderkörpers abstützen. Auch hier kann die Federspannung z. B. gemeinsam durch eine axiale Verschiebung des Zylinderkörpers geregelt werden.
Eine andere Art der federnden axialen Belastung der Passringe oder Passmuffen besteht darin, jeden Passring bzw. jede Passmuffe mit .einer die Form eines Dreiecks mit abgerundeten Ecken besitzenden Ringfeder zu versehen, deren runde Ecken gegen die Stirnseite des Zylinderkörpers zu abgebogen sind, sich dort abstützen und deren Dreieckseiten sich tan- gential zu dem Passring bzw.
der Passmuffe erstrecken und sich axial gegen die eine Flanke der eingedreh ten Rille oder des radialen Bundes federnd abstützen. Auch hier wird die Federkraft bei allen Ringfedern z. B. gemeinsam durch axiale Verschiebung des Zylin derkörpers eingestellt.
Ausserdem lassen sich noch weitere vorteilhafte Vereinfachungen erzielen. So gestatten die erwähnten elastischen Dichtringe am Umfang der Passringe nicht nur die kardanische, sondern auch die radiale Beweg lichkeit zwischen Steuerplatte und Zylinderblock. Von dieser Erkenntnis ausgehend können die Pass ringe mit der Steuerplatte einstöckig ausgeführt wer den. Neben Fertigungsvereinfachungen ergibt sich da durch noch der Vorteil, dass die abzudichtenden Flächen um ein Flächenpaar pro Zylinderbohrung verringert werden. Ferner kann der den losen Pass- ring ersetzende Passansatz an der Steuerplatte schma ler ausgebildet werden.
Eine Verkleinerung des Passringes lässt sich auch dadurch erzielen, dass ein Dichtring (z. B. mit U- bzw. Winkelprofil) an der in die Mündungsbohrung ragenden Stirnseite des Passringes in eine stirnseits offene Ringnut eingesetzt und durch Haltemittel, z. B. Metallringe, gehalten wird bzw. zur Dichtanlage an die Wand der Mündungsbohrung gebracht wird. Vor allem bei den schon erwähnten einstöckigen Ausfüh rungen von Steuerplatte und Passring ermöglicht es dieser Vorschlag, die eigentliche Passfläche sehr schmal zu halten.
Diese vorzugsweise bei mittleren Drücken anwendbare Ausführung hat noch den grossen Vorteil, dass die elastischen Dichtringe beim Einbauen nicht gedehnt zu werden brauchen, da ihre Aufnahmenuten stirnseitig offen sind. Es kann hier unter Umständen also weniger elastisches und da mit widerstandsfähigeres Material für die Dichtringe verwendet werden.
Bei Pumpen mit niederen Betriebsdrücken kön nen schliesslich die Passansätze an der Steuerplatte ganz wegbleiben, so dass der Dichtring ein Passstück bildet, das den erwähnten Passansatz bzw. Passring dadurch ersetzt, dass es in der Mündungsbohrung des Zylinders und an der Planfläche der Steuerplatte unmittelbar zur Dichtanlage gebracht wird.
Dieser Ring weist in seiner Eigenschaft als Dichtung eben falls ein sehr geringes Durchmesserspiel bzw. eine geringe, elastische Deformationsmöglichkeit auf, wel che bei Pumpen mit niedrigen Betriebsdrücken zu gelassen werden kann und welche genügt, um die angestrebte kardanische Einstellbarkeit der Steuer platte zu ermöglichen.
Für die Dichtringe können je nach Grösse, Bau art und Betriebsdruck der Pumpen die bekannten Ausführungen verwendet werden. Dies ist auch be züglich der Haltemittel für die Dichtringe der Fall.
Im folgenden sind Ausführungsbeispiele der Er findung anhand von Zeichnungen erläutert. Es zeigen: Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine mehr- zylindrige Schiefscheibenpumpe mit axialer Anord nung der Zylinder, Fig. 2 eine Ansicht der losen Steuerscheibe (zur Hälfte), Fig. 3 einen Längsschnitt durch eine mehrzylin- drige Pumpe mit sternförmiger Anordnung der Zylin der, Fig. 4 einen vergrösserten Längsschnitt durch Zylinderkörper, Steuerplatte, Passmuffe und Kugel ring,
Fig. 5 einen vergrösserten Längsschnitt durch eine Zylinderbohrung mit eingelagertem und gefedertem Passring, Fig. 6 eine Stirnansicht des Zylinderkörpers mit Passringen und Federung (zur Hälfte), Fig. 7 einen vergrösserten Längsschnitt durch einen Zylinder mit Passmuffe und Federung, Fig. 8 eine Stirnansicht des Zylinderkörpers (zur Hälfte) mit Passringen und Federung,
Fig. 9 eine andere Ausführungsform der Passringe an einem Längsschnitt durch eine Pumpe mit um laufendem Zylinderblock und axial angeordneten Zylindern, Fig. 10 ein Ausführungsbeispiel einer Dichtungs einrichtung, Fig. 11 eine weitere Ausführungsform der Dich tungseinrichtung, Fig. 12 eine Ausführungsform, bei welcher Pass ringe und Steuerplatte einstückig ausgeführt sind, Fig. 13 eine weitere Form des Dichtungsringes, Fig. 14 eine weitere Form der Dichtungsringe,
Fig. 15 .ein Anwendungsbeispiel der Steuerplatte mit Passansatz an einem Teillängsschnitt durch eine Pumpe mit radial angeordneten Zylindern, Fig. 16 ein weiteres Ausführungsbeispiel der Ab dichtung.
Gleichwirkende Teile tragen in allen Figuren die selben Bezugszeichen.
Die Fig. 1 zeigt als Ausführungsbeispiel der Er findung eine mehrzylindrige Schiefscheibenpumpe im Längsschnitt. In einem an einem Gehäuse 1 ange flanschten und befestigten Steuerdeckel 2 und Lager deckel 3 ist eine Pumpenwelle 4 mittels eines Rol lenlagers 5 und eines Kugellagers 6 gelagert. Auf der Pumpenwelle 4 ist ein Zylinderkörper 7 ohne Spiel, annähernd mit Festsitz, angeordnet, und seine achs- parallel und in gleichmässiger Teilung um die Pum penwelle 4 herum liegenden Zylinderbohrungen 8 durchdringen den ganzen Zylinderkörper 7 mit gleich bleibendem Durchmesser. Da die Zylinderzahl üb licherweise eine ungerade ist, ist im Achsschnitt nur ein Zylinder zu sehen.
In den Zylinderbohrungen 8 ist je ein Kolben 9 dicht und beweglich geführt und steht mit seinem Kopf an der Planfläche des als Schiefscheibe die Kolben steuernden und in schräger Lage im Lagerdeckel 3 gefassten Längskugellagers 10 an. Zwischen dem Zylinderkörper 7 und dem Steuerdeckel 2 ist eine scheibenförmige Steuerplatte 11 angeordnet (Fig. 2), deren Stirnflächen genau planparallel sind und deren Mittelbohrung gegen über der Pumpenwelle 4 so viel Durchmesserspiel aufweist, dass die Steuerplatte sich zwanglos axial verschieben und in geringem Masse kardanisch be wegen lässt.
Sowohl der Zylinderkörper 7 als auch die Steuerplatte 11 sind mit der Pumpenwelle 4 durch einen beiden gemeinsam dienenden Keil 12 dreh fest verbunden und dadurch auch in ihrer gegen seitigen Drehlage fixiert. Der Steuerdeckel 2 besitzt auf der Innenseite eine genaue Planfläche, im fol genden stets Steuerspiegel genannt, in welche zwei ortsfeste Anschlussleitungen 13 mit kreisbogenförmi gen, zur Pumpenwelle symmetrisch und gleichmittig liegenden Steuerschlitzen 14 münden.
Die Steuer platte 11 (siehe auch Fig. 2) besitzt in der Achsver längerung von jeder Zylinderbohrung 8 je einen konischen Verbindungskanal 15, dessen dem Steuer spiegel zugewendete Öffnung langlochförmig ist und in ihren radialen Abmessungen genau mit den kreis bogenförmigen Steuerschlitzen des Steuerspiegels übereinstimmt. Die dem Steuerspiegel zugewendete Planfläche der Steuerplatte 11 sei im folgenden mit Steuerfläche bezeichnet. Die Mündungen der Ver bindungskanäle kommen bei umlaufender Steuer scheibe 11 abwechselnd je annähernd .eine halbe Umdrehung lang mit dem einen und dem anderen der beiden Steuerschlitze 14 zur Deckung.
In den Zylinderbohrungen 8 ist ausser dem Kolben 9 je ein schmaler Passring 16 eingelagert und mit solchem Durchmesserspiel eingepasst, dass er in Verbindung mit seiner geringen Passlänge in ihr ausser der axialen auch eine ganz geringe kardanische Bewegungsfreiheit besitzt. Eine in jeder Zylinderbohrung 8 angeord nete Schraubenfeder 17 stützt sich mit auch bei äusserster Kolbenlage noch vorhandener Vorspannung einerseits gegen den Kolben 9 und anderseits gegen den Passring 16 ab.
Das bewirkt einen kraftschlüssi gen Antrieb der Kolben 9 beim Saughub und ein Andrücken des Passringes 16 mit seiner genau plan geschliffenen Stirnseite gegen die ihm zugewendete Planfläche der Steuerplatte 11, wobei der Innenrand seiner ringförmigen Stirnfläche jeweils die kreisrunde Öffnung des zugeordneten Verbindungskanals 15 um fasst.
Die Steuerplatte 11 besitzt zur Sicherung ihrer axialen Beweglichkeit zwischen dem Steuerspiegel und dem Zylinderkörper 7 ein geringes axiales Spiel, wird aber stets gemeinsam von allen Passringen 16 mit geringer Kraft gegen den Steuerdeckel gedrückt, wodurch der Steuerspiegel und die Steuerfläche dauernd in dichte gegenseitige Flächenberührung kommen. Das axiale Spiel der Steuerplatte 11 kann durch Einlegen passender Abstandsringe 18 neben dem gleichzeitig als Führungslager dienenden Kugel lager 6 nach Bedarf einreguliert werden. Der Zylin derkörper 7 ist am zylindrischen Umfang noch un mittelbar im Gehäuse 1 gelagert, und dieses Lager kann sowohl als Gleitlager als auch als Wälzlager ausgebildet sein.
Die bei der Drehung der Pumpenwelle 4 von der Schiefscheibe bewirkte Hubbewegung der Kolben vergrössert und verkleinert den Zylinderraum in Form je eines Saug- und eines Druckhubes pro Umdrehung. Dabei ist jeder Zylinderraum .durch den Passring 16 und den zugeordneten Verbindungskanal 15 in sinn gemässer Weise jeweils mit dem einen oder dem anderen, als Zu- bzw. als Ableitung dienenden Steuer schlitz 14 des Steuerdeckels 2 in Verbindung.
Die Dichtheit aller nur als Planflächen aneinander anlie genden Trennstellen zwischen Passring 16 und Steuer platte 11 sowie zwischen Steuerplatte 11 und Steuer deckel 2 wird dabei zunächst durch die Kraft der Schraubenfedern 17 bewirkt.
Wenn die Änderungen in der Richtung der Rota tionsachse und deren Querlage auch praktisch sehr gering gehalten werden können, so sind sie doch noch viel zu gross, um auch bei hohen Förderdrücken eine genügende Dichtheit der plangeschliffenen Trennstellen aufrechtzuerhalten. Durch die axial und kardanisch bewegliche Lagerung der Steuerplatte 11 und der Passringe 16 kann sich aber die Steuerplatte 11 frei und ungezwungen nach dem Steuerspiegel aus richten und an diesen anlegen.
Als Beispiel mögen folgende Angaben dienen: Ein Passring mit 18 mm Durchmesser und 6 mm Passlänge .erlaubt bei einem Durchmesserspiel von 0,005 mm schon eine Richtungsabweichung der Drehachse des Zylinderkörpers von rund 4 Winkel nvnuten und damit bei starrer Bauweise ein Lager spiel von insgesamt etwa 9,15 mm bei 150 mm Lager abstand. Die Schraubenfedern 17 bzw. deren Kraft richten die Passringe 16 nach der anderen Planfläche der Steuerplatte 11 aus.
Sobald die Pumpe vom Flüssigkeitsdruck beaufschlagt ist, werden die Schrau benfedern 17 durch hydraulische Kräfte unterstützt, die zunächst jeden Passring mit einer Kraft gegen die Steuerplatte pressen, die dem Produkt gleich Zylinderquerschnitt minus der von der kreisringför migen Anlageplanfläche des Passringes 16 an der Steuerplatte 11 umrahmten Kreisfläche mal dem in dem momentan zugeordneten Steuerschlitz herrschen den Flüssigkeitsdruck (kg,'cm2) entspricht. Die Summe aller Passringkräfte überträgt sich auf die Steuerplatte 11 als positive, das heisst deren Steuerfläche gegen den Steuerspiegel pressende Kraft.
Auf die Steuer platte 11 selbst wirkt aber noch eine weitere positive Kraft, die sich aus der Summe der Produkte aller von den kreisringförmigen Dichtflächen der Passringe 16 eingerahmten Kreisflächen und dem jeweils in ihrem zugeordneten Steuerschlitz herrschenden Flüs sigkeitsdruck (kgicm2) ergibt. Die Summe beider Arten der positiven Anpresskräfte entspricht letzten Endes einfach der Summe aller Produkte aus den Zylinderquerschnitten und dem in ihnen herrschen den Flüssigkeitsdruck.
Dieser gesamten Anpresskraft wirkt nun eine negative Kraft entgegen, die der Summe der Produkte jeder Steuerschlitzfläche mal dem im Steuerschlitz herrschenden Flüssigkeitsdruck entspricht und die Steuerplatte 11 vom Steuerspiegel abzuheben versucht. Praktisch sind die positiven und negativen Kräfte durch einen zweckmässig gewählten Flächeninhalt der Steuerschlitze aber ohne weiteres so zu bemessen, dass sich bei allen Förderdrücken eine sich selbsttätig anpassende, aber zur Dichthal tung der Trennflächen genügende positive Restkraft ergibt.
Vorkommende Querverlagerungen des Zylin derkörpers bzw. der Rotationsachse werden ohne weiteres durch die gegenseitige Verschiebbarkeit der plan aneinander anliegenden Dichtflächen zwanglos ausgeglichen.
Die Einführung des Passringes in Verbindung mit einer losen Steuerplatte lässt also ohne schäd liche Wirkung eine gewisse Richtungs-, Quer- und Axialverlagerung des Zylinderkörpers 7 zu. Dadurch kann der Zylinderkörper im Gehäuse mit und ohne Pumpenwelle starr, aber drehbar gelagert werden, und es ist z. B. ohne weiteres bei der in Fig. 1 ge zeigten Schiefscheibenpumpe möglich, den Wellen stummel links oder rechts oder auf beiden Seiten aus der Pumpe heraustreten zu lassen.
Man kann auch auf eines der Deckellager verzichten, die Pum penwelle nur in einem Deckel und gleichzeitig den Zylinderkörper 7 an seinem Umfang im Gehäuse 1 lagern. Als weitere Möglichkeit kann der Zylinder körper 7 auch ohne Welle für sich allein im Gehäuse 1 gelagert und über eine Steckwelle oder dergleichen angetrieben werden. Alle diese Baumöglichkeiten werden durch die neue Steuerplatte mit Passring erschlossen.
Die Lagerung des Zylinderkörpers hat keine Blindkräfte zu übertragen, die durchgehenden Zylinderbohrungen 8 entlasten ihn von allen hydrau lischen Axialkräften, was für die Ausbildung der Lagerung einen grossen Vorteil bedeutet und auch die Bildung Geräusch erzeugender, hochfrequenter Axialschwingungen vermeidet.
In Fig. 3 ist als weiteres Ausführungsbeispiel der Erfindung eine Pumpe mit sternförmig und radial angeordneten Zylinderbohrungen im Längsschnitt gezeigt. An ein Gehäuse 19 sind beidseitig gleiche Steuerdeckel 20 angeflanscht und in ihnen über Wälzlager 5 und 6 die Pumpenwelle 21 mit aufge- presstem Zylinderkörper 22 und mit zwei auf ihr axial und kardanisch beweglich zentrierten Steuer platten 11 gelagert. Aus der Zeichnung geht hervor, dass diese Steuerplatten genau derjenigen der Pumpe gemäss Fig. 1 und 2 entsprechen.
Zylinderkörper 22 und Steuerplatten 11 werden von einem durchgehen den Keil 12 gemeinsam mit der Pumpenwelle 21 drehfest verbunden und in ihrer gegenseitigen Lage so gesichert, dass jedem der achsparallel und in gleichmässiger Teilung um die Pumpenwelle 21 herum verteilten Steuerkanäle 23 an seinen beiderseitigen Mündungen je ein zugeordneter und in gleicher Flucht liegender Verbindungskanal 15 der Steuerplatten 11 gegenübersteht. Die Steuerkanäle 23 entsprechen in ihrer Ausführung und Lage den Zylinderbohrungen 8 der Pumpe gemäss Fig. 1. Es fehlt in ihnen aber der Kolben, und statt dessen -ist an beiden Mündungen derselben je ein Passring 16 eingelagert, der im übrigen dieselben Eigenschaften wie beim Beispiel Fig. 1 besitzt.
Die wieder vorhandene Schrauben feder 17 stützt sich mit Vorspannung beiderseits ge gen die Passringe 16, und diese bringen wieder die Steuerplatten 11 an den Steuerspiegeln zum An liegen. Die in radialen Zylinderbohrungen 24 öldicht geführten Kolben 25 werden durch einen im Gehäuse 19 exzentrisch drehbar gelagerten und mit balliger Innenfläche ausgerüsteten Laufring 26 gesteuert, wo bei immer zwei nebeneinanderliegende Kolben 25 auf einen gemeinsamen Steuerkanal einwirken.
Der Zylinderkörper 22 weist auf beiden Stirnflächen einen kleinen Abstand von den Steuerplatten 11 auf, ist durch letztere in Verbindung mit den Passringen von allen hydraulischen Kräften befreit und in jeder Richtung in geringem Masse verlagerungsfähig, ohne die dichte Verbindung seiner Steuerkanäle 23 mit den Steuerschlitzen 14 zu gefährden. Infolgedessen gilt für den Zylinderkörper und seine Lagerung dasselbe wie für den Zylinderkörper 7 der Ausführung gemäss Fig. 1. Eine unmittelbare Lagerung des Zylinder körpers 22 könnte z. B. durch beiderseits der radialen Kolben angeordnete und die Steuerkanäle 23 umfas sende Kugellager geschehen.
Die in Fig. 3 gezeigten Steuerschlitze 14 beider Steuerdeckel 20 sind zu sammenzuführen, ebenso die beiden nicht gezeich neten gegenüberliegenden Steuerschlitze (180 ver setzt). Praktisch kann diese Verbindung auch durch in die Steuerdeckel 20 und das Gehäuse 19 einge gossene Kanäle erfolgen.
Ausser der Unempfindlichkeit in der Lagerung hat diese Ausführung der Steuerung mittels zweier loser Steuerplatten auch den Vorteil, dass sich dabei hohe Drehzahlen begünstigende, grosse Zeitquer schnitte der Steuerung .ergeben.
Die genau achsparallel oder genau winkelrecht zur Drehachse des Zylinderkörpers liegenden Zylin der sind bevorzugte Ausführungen, denn nur sie las sen .eine völlige Befreiung des Zylinderkörpers von hydraulischen Axialkräften zu und lassen alle Vor teile des Zylinderkörpers mit loser Steuerplatte zur Geltung kommen. Mit der Einschränkung, dass die Steuerkanäle mit eingelagertem Passring stets achs- parallel zur Drehachse des Zylinderkörpers liegen müssen, kann, wenn vor allem nur Wert auf die mittels der losen Steuerplatte durchführbare starre Lagerung des Zylinderkörpers gelegt wird, die Zylin derbohrung ausser achsparallel und winkelrecht jede beliebige andere Lage zur Drehachse .einnehmen.
In Fig. 4 ist in vergrössertem Massstab eine be sonders für hohe Förderdrücke geeignete Ausbildung des Passringes dargestellt. Eine in der Zylinderboh rung 8 (bzw. dem Steuerkanal 23) eingelagerte Pass- muffe 27 ist im Gegensatz zum Passring 16 verhält nismässig lang und ausserdem mit sehr geringem Durchmesserspiel eingepasst, so dass nur eine ganz geringe kardanische Bewegungsmöglichkeit des Pass- ringes 16 (Fig. 1 und 3) nebst der axialen Bewe gungsmöglichkeit desselben besteht.
Zur Herstellung der gewünschten grösseren kardanischen Bewegungs möglichkeit des Zylinderkörpers 7 gegenüber der Steuerplatte ist die Passmuffe 27 auf der der Steuer= platte 11 zugewendeten Stirnfläche mit einer Kugel fläche versehen, deren Mittelpunkt auf der Zylin derachse liegt. Mit dieser Kugelfläche legt sich die Passmuffe 27 mit kardanischer Bewegungsmöglich keit an einen mit passender Gegenfläche versehenen Kugelring 28 an, dessen plangeschliffene Stirnfläche sich an die Planfläche der Steuerplatte 11 anlegt, an ihr abstützt und ausrichtet.
Die Passmuffe 27 braucht infolge der zusätzlichen Verwendung des Kugelringes 28 keine nennenswerte kardanische Bewegungsmöglichkeit zu haben und kann daher beliebig lang und mit sehr knappem Durchmesserspiel ausgeführt werden. Der wie beim Beispiel nach Fig. 1 bzw. Fig. 3 auf den Passring 16, so auch hier auf die Passmuffe 27 einwirkende hydraulische Axialschub überträgt sich, jeweils die Abdichtung bewirkend, auf mechanische Weise über die kugeligen und plan geformten Trennflächen auf die lose Steuerplatte 11. Im übrigen gleicht die Wir kungsweise den bisher bereits beschriebenen Bei spielen.
Durch die Aufteilung der notwendigen Bewe gungsfreiheiten auf zwei getrennte Bauteile kann die Passmuffe 27 und damit die ganze Pumpe auch bei hohen Drücken ohne unzulässige Leckverluste be trieben werden.
Bei der Verwendung der Passmuffe mit Kugelring ist es, wenn nicht besondere radiale Begrenzungen für die Kugelringe vorgesehen werden, besonders wichtig, dass sie jederzeit durch eine Federkraft vor belastet werden, um ein Herausschleudern des Kugel ringes durch den Einfluss der Fliehkraft zu vermeiden. Es ist für die Wirkungsweise ohne Bedeutung, ob die Passmuffe 27 oder der Kugelring 28 konvex kugelförmig ausgebildet ist.
Bei einer konvexen Ku gelform an der Passmuffe liegt aber der Kugelring 28 mit dem grössten Teil seiner mit Durchmesser spiel zu versehenden zylindrischen Aussenfläche in nerhalb der Zylinderbohrung 8 und ist schon da durch gegen das Wegschleudern durch die Fliehkraft bei einem Betrieb der Pumpe mit kleinem oder ohne Flüssigkeitsdruck und hoher Drehzahl gesichert.
In Fig.4 ist zudem noch eine besondere Aus führung der die Passmuffe vorbelastenden Feder mit Stütze gezeigt. In die Zylinderbohrung 8 ist eine im Längsschnitt sichtbare Rille mit halbkreisförmigem Querschnitt eingestochen, in welche ein Sprengring 29 aus Stahldraht eingelassen ist. Gegen diesen Sprengring legt sich ein Profilring 30 mit Hals so an, dass ersterer am Herausspringen verhindert wird. In den schmalen Spalt zwischen der Passmuffe 27 und dem Profilring 30 ist eine durch eine gewellte Scheibe aus Federstahl gebildete Feder 31 eingeschal tet.
Die Vorspannung dieser Feder 31 kann durch Beilagscheiben bei ihr selbst oder durch die bereits bei Fig. 1 erwähnte Auswechslung der Abstandsringe 18 beim Kugellager 6 eingestellt werden. Durch diese Art von Federung wird die Schraubenfeder 17 (siehe Fig. 1 und 2) überflüssig, was z. B. bei form schlüssig gesteuerten Kolben von Vorteil ist.
Fig. 5 und 6 zeigen eine weitere Möglichkeit der Federausbildung für den Passring oder die Passmuffe. Im Beispiel nach Fig.5 sind die Passringe 16 im Bereiche des aus dem Zylinderkörper 7 herausstehen den Endes je mit einer Eindrehung 32 am Umfang versehen. Eine gewellte Feder 33 aus Federstahlblech umfasst alle Eindrehungen 32 und klemmt sich mit Vorspannung zwischen die eine Flanke der Eindre hungen 32 und die Stirnfläche des Zylinderkörpers 7.
Das gleiche geschieht durch eine kleinere und an allen Passringen auf der der Welle zugewandten Seite anliegende gewellte Feder 34 (siehe Fig. 6 in Drauf sicht). Die gewellten Federn 33 und 34 besitzen ebensoviel Wellen, als Zylinderbohrungen vorhanden sind und müssen in einer solchen Stellung gegen Verdrehung gesichert werden, dass stets die höchsten Stellen an der Flanke der Eindrehungen an den Pass ringen in Anlage kommen und bleiben. Als einige der vielen Möglichkeiten ist (Fig. 6) die äussere ge wellte Feder 33 mit zwei Nasen 35 versehen, die einen in den Zylinderkörper 22 eingelassenen Pass- stift 36 teilweise umfassen.
Statt des einen Passstiftes 36 können natürlich auch mehrere verteilt liegende und in jeweils passend vorgesehene Nasen 35 ein greifende Passstifte 36 vorgesehen sein.
Die innere gewellte Feder 34 besitzt eine radiale Nase 37, die sich zwischen den Passringen 16 ab stützt. Auch hier können mehrere dieser Nasen, im äussersten Fall so viel, als Zylinder vorhanden, vor gesehen sein.
In Fig. 7 ist eine weitere Ausführungsform der Federung gezeigt. Dabei sind die Passringe 16 am aus dem Zylinderkörper 7 herausstehenden Ende mit einem vorstehenden Bund 38 versehen, und alle Pass ringe werden inkreis- bzw. umkreisartig von zwei Tel lerfedern 39 eingefasst, die sich zwischen die Flanke der Bunde und die Stirnfläche des Zylinderkörpers klemmen. Durch eine von der Lagerung des Zylin derkörpers 7 ausgehende und geregelte axiale Ein stellung (vgl. Fig. 1) kann die Vorspannung der Tel lerfedern auf das richtige Mass gebracht werden.
Bei Ausführung des Passringes mit einem Bund 38 (Fig.7) ergibt sich noch die Möglichkeit, durch Abschrägen des Randes der Passringbohrung in Rich tung nach der Steuerplatte, den Bohrungsdurchmesser der an der Steuerplatte anliegenden Ringfläche dem Durchmesser der Zylinderbohrung grössenmässig zu nähern. Dadurch kann der spezifische Flächendruck und damit der Gleitwiderstand zwischen Passring und Steuerplatte nach Bedarf verringert werden.
Fig. 8 zeigt eine weitere, dem gleichen Zweck dienende Federausbildung in einer Stirnansicht des Zylinderkörpers 7. Auch hier sind die Passringe 16 je mit einer Eindrehung 32 (Fig. 5) oder mit Bun- den 38 (Fig.7) versehen.
Um jeden Passring 16 ist ein dreieckig geformter Ring 40 aus Federstahldraht gelegt, dessen Dreiecksenden abgerundet und gegen die Stirnfläche des Zylinderkörpers 7 zu abgebogen sind und sich gegen diese Stirnfläche abstützen, wäh rend die hochstehenden Mitten der Dreiecksseiten des Ringes 40 sich mit elastischer Spannung gegen die Flanke des Bundes bzw. der Eindrehung des Passringes 16 legt. Auch hierbei wird die Vorspan- nung aller federnder Ringe 40 durch eine zweck mässige axiale Beistellung bzw. Abstützung des Zylin derkörpers 7 in seiner Lagerung vorgenommen.
Diese Federart besitzt eine sehr hohe Eigen frequenz und dabei einen verhältnismässig grossen zulässigen Hub, so dass sie sich sowohl bei hohen Drehzahlen als auch bei grösserem zu erwartendem Verlagerungsbereich des Zylinderkörpers gleich gut eignet.
In Fig. 2, 5 und 7 sind noch Beispiele einer beson deren Ausbildung der drehfesten Verbindung zwi schen der Pumpenwelle 4 bzw. dem Zylinderkörper 7 und der losen Steuerplatte 11 dargestellt. Am ein fachsten gestaltet sich diese, wenn der Keil 12 bis in die Steuerplatte 11 hinein verlängert wird (Fig. 1, 2, 3 und 4) und in eine Keilnute der Steuerplatte eingreift. Es kann aber auch die Steuerplatte 11 un mittelbar mittels Passstiften einerseits und Bohrungen anderseits drehfest mit dem Zylinderkörper verbun den werden (Fig. 5, 7). Beide Verbindungen lassen aber die Möglichkeit offen, der Steuerplatte 11 in Drehrichtung einen gewissen toten Gang zu lassen, indem z.
B. die Keilnute der Steuerplatte 11 gegen über dem Keil 12 ein gewisses Flankenspiel aufweist (Fig. 2) oder die Bohrungen 41, in welche die der Mitnahme dienenden Passstifte 36 eingreifen, zu einem Langloch 41 erweitert werden (Fig. 2, 5 und 7). Praktisch genügt natürlich der Keil oder die Mit nahme durch Passstifte je allein, bei der Steuerplatte in Fig. 2 wurden nur der Erläuterung wegen beide Möglichkeiten an einem Stück angedeutet.
Die Rei bung der mitgeschleppten losen Steuerplatte 11 ist am Steuerspiegel im allgemeinen grösser als sonstwo, weshalb bei einer Änderung der Drehrichtung der Pumpenwelle diese zunächst kurz stillsteht und da durch sich selbsttätig der tote Gang nach der anderen Seite verlagert. Diese Phasenverschiebung dient einer die Geräuschentwicklung vermindernden Vorkom- pression in Zylindern beim Übergang vom Saug zum Druckhub. Das Mass dieses toten Ganges wird natürlich nach oben dadurch beschränkt, dass die kreisrunde Öffnung der konischen Verbindungskanäle 15 sich nicht über den Umfang des zugeordneten Passringes 16 bzw. Kugelringes 28 hinaus verschie ben darf (Fig. 4 und 5).
Die Fig. 9 entspricht im wesentlichen der Fig. 1. Die lose Steuerplatte<B>11</B> liegt mit ihrer plangeschlif fenen Seitenfläche mit öldichter Flächenberührung an der ebenso plangeschliffenen inneren Stirnfläche des Steuerflansches 2 an. In die offenen Enden der Zylin derbohrungen 8 sind die Passringe 16 mit geringem Durchmesserspiel eingesetzt. Deren, in das Zylinder innere weisende Stirnfläche wird durch eine federnde Scheibe 43, die sich an einem Sprengring 44 ab stützt, belastet und dadurch der Ring 16 an die Planfläche der Steuerplatte 11 und diese selbst mit einer gewissen Vorspannung gegen die Planfläche des Steuerflansches 2 angedrückt.
Dabei ist auch bei drucklosem Zustand bereits eine abdichtende Flä chenpressung an den plangeschliffenen Dichtflächen der Passringe 16, der Steuerplatte 11 und des Steuer flansches 2 sichergestellt.
Im Umfang jedes Passringes 16 ist eine Ringnute 46 eingestochen, in welche ein Dichtungsring 47 aus elastischem Kunststoff und z. B. mit kreisrundem Querschnitt so eingelegt ist, dass er eine gewisse Klemmung zwischen Nutengrund und Zylinderboh rung 8 aufweist.
Die Breite der Ringnute 46 ist so bemessen, dass der Dichtungsring 47 auch im eingebauten Zustand eine geringe seitliche Bewegungsmöglichkeit besitzt.
Die in die Ringnute 46 eingelegten Dichtungsringe 47 aus elastischem Kunststoff und das radiale Spiel der Passringe 16 in den Zylinderbohrungen 8 lassen die kardanischen Bewegungen des Passringes ohne weiteres zu, wobei sich die Dichtungen elastisch ver formen und teils an den zylindrischen Berührungs flächen gleiten.
Der jeweilige, während des Betriebes in der Zy linderbohrung 8 bestehende Öldruck drückt einer seits auf die rechte Stirnfläche der Passringe und belastet anderseits sowohl diese als auch die Steuer platte 11 so, dass die metallischen Dichtflächen in stets ausreichendem Masse gegeneinandergepresst wer den. Derselbe Öldruck dringt (in Fig. 9 von rechts her) auch in die Ringnuten 46 der Passringe ein und belastet die Dichtungsringe 47 so, dass diese sich elastisch verformend sowohl gegen die linke Begren- zungsfläche der Ringnuten als auch gegen die Wand der Mündungsbohrungen legen.
Die Dichtwirkung ist bei dieser Anordnung auch dann gewährleistet, wenn infolge seiner kardanischen Bewegung der Passring verkantet wird, da der elastische Dichtungsring seine Dichtungslage trotzdem beibehält.
In den Fig. 10 und 11 sind weitere Beispiele für die zweckmässige Gestaltung von Dichtungsring und Ringnut gezeigt. In Fig. 10 ist im Passring 16 eine Ringnut 49 angeordnet, deren Profil sich aus einer Geraden und zwei Kreisbogen mit verschieden grossen Radien zusammensetzt, wobei der stärker gekrümmte Bogen als Anlage für den elastischen Dichtungsring 50 dient, wenn der Öldruck auf den Dichtungsring wirkt. Der Dichtungsring hat etwa kreisförmigen Querschnitt. Er wird durch den (in Fig. 10 von rechts wirkenden) Öldruck in die Dichtungszone geschoben und dabei so verformt, dass eine gut dichtende Auf lagefläche am Ring und an der Wand der Mündungs bohrung entsteht.
In Fig. 11 ist die Anwendung eines Dichtungs ringes 51 mit U-Profil gezeigt, der in eine entspre chend geformte Ringnute im Passring 16 eingesetzt ist.
Die beschriebene Anordnung des Zylinderkörpers mit loser Steuerplatte und Zubehör erweitert die Gestaltungsmöglichkeiten der Pumpen mit umlaufen den Zylindern ganz erheblich. So ist es jetzt durchaus möglich, z. B. bei Pumpen mit auf einer Welle gela gertem Zylinderkörper diese Welle nur im Steuer deckel oder nur im Lagerdeckel zu lagern und als zweites Lager den Zylinderkörper selbst an seinem zylindrischen Umfang mittels Gleit- oder Wälzlager unmittelbar im Gehäuse zu lagern, was bisher wegen der notwendigen kardänischen Beweglichkeit desselben nicht möglich war.
Während in den Beispielen gemäss den Fig. 9, 10 und 11 die Passringe als gesonderte Teile eingebaut sind, zeigen die Fig. 12, 13 und 14 Anordnungs beispiele, bei welchen die Passringe mit der Steuer platte einstückig ausgeführt sind. Die Passansätze 52 bzw. 53 entsprechend den Fig. 12 und 13 sind mit Dichtungsringen 50 bzw. 51 versehen, die kreis- bzw. U-förmigen Querschnitt aufweisen.
Da hier pro Zylinderbohrung das Trennflächen paar zwischen Passring und Steuerplatte entfällt, und der Passansatz infolge der einstückigen Ausführung mit der Steuerplatte nicht mehr verkanten kann, so ist es möglich, die Länge des Passsitzes dieses An satzes wesentlich zu verkleinern.
Im Beispiel der Fig. 13 ist die Ringnut für den Dichtungsring als stirnseits offene Nute ausgebildet, die an der Stirnseite des Passansatzes angebracht ist. Dadurch braucht der Dichtungsring 51 beim Ein bauen nicht übergeschoben zu werden, so dass .er aus einem Material hergestellt sein kann, das geringe Elastizität und hohe Verschleissfestigkeit aufweist.
Der Ring 51 in der offenen Nut wird durch einen Z-förmigen Metallring 54, der sich an einem Spreng- ring 55 abstützt, gehalten.
Ein anderes Ausführungsbeispiel mit stirnseits offener Nute ist in Fig. 14 dargestellt. Ein Dichtungs ring 56 hat dort Uförmiges Profil und wird in der am Passansatz stirnseitig angebrachten Nute durch einen flachen Metallring 57 und einen Federring 58 gehalten. Der Haltering 57 stützt sich mit seinem inneren Rand an dem leicht ausgebogenen Rand 59 des Durchgangskanals 15 ab.
Federmittel, die den Passansatz gemäss Fig. 12 bis 14 in Richtung gegen die Steuerschlitze 14 hin be lasten, sind in diesen Figuren nicht eingetragen.
Die in den Fig. 9 bis 14 gezeigten Beispiele be ziehen sich auf eine Pumpenanordnung mit axial liegenden Zylindern. In der Fig. 15 ist die Anwendung bei Pumpen mit radial angeordneten Zylindern gezeigt. Die Steuer platten 11 sind mit Passansätzen 61 versehen, welche in der durchgehenden Bohrung 23 mit geringem Durchmesserspiel sitzen. Die Dichtungsringe sind mit 62 bzw. 63 bezeichnet. Der Dichtungsring 62 besitzt ein L-förmiges und der Ring 63 ein kreisrundes Profil. Auf die Dichtungsringe sind entsprechend pro filierte Metallringe 64 bzw. 65 gelegt, auf denen sich eine Druckfeder 17 abstützt.
Entsprechend den Vorgängen bei der Anordnung gemäss Fig.9 lassen auch hier die Dichtungsringe, die infolge etwa vorhandener Fluchtfehler der Pum penwelle auftretenden geringen Taumelbewegungen der Steuerplatten 11 zu, ohne dass die Dichtungswir kung nachteilig beeinträchtigt wird. Die Form der Dichtungsringe und ihrer Halteringe beschränkt sich nicht auf die gezeigten Beispiele, es können auch andere der bekannten Profile von Hochdruck-Dich- tungsringen verwendet werden.
Im Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 16 wird ge zeigt, wie vorzugsweise bei Pumpen mit niedrigerem Betriebsdruck ein Dichtungsring 66 zugleich das Pass- stück bildet. Dabei wird der Dichtungsring 66 in die Mündungsbohrung so eingelegt, dass er an der Boh rungswand und gleichzeitig unmittelbar an der Plan fläche der Steuerplatte 11 anliegt. Die Feder 17 stützt sich dabei auf einen Z-förmig ausgebildeten Metall ring 67 ab.
Diese Ausführung ist bei niedrigen Drük- ken besonders zweckmässig, da hier keine Gefahr besteht, dass der Dichtungsring durch den Öldruck in den sehr schmalen Spalt 68 zwischen die Steuer platte und die Stirnfläche des Zylinderblockes ge drückt wird. Die Elastizität des Ringes 66 gewähr leistet, dass er der kardanischen Bewegung der Platte 11 folgen kann.
Zur Abdichtung von Passringen bzw. Passmuffen mit grossem Durchmesser, also für grössere Pumpen, ist die Verwendung von Kolbenringen am Passring bzw. an der Passmuffe als zusätzliches Dichtmittel empfehlenswert. Damit jedoch die nötige kardanische Beweglichkeit erhalten bleibt, müssen die Kolben ringe im Grunde ihrer Ringnute ein genügendes ra diales Spiel aufweisen.
Multi-cylinder device representing an oil pump or an oil motor. The present invention relates to a multi-cylinder device representing an oil motor or an oil pump, in particular with rotating cylinders, e.g. B. Swash plate or star piston pumps. Such devices are known Lich the main components of the hydrostatic act the fluid transmission.
In these devices with rotating cylinders (in the following text only reference is made to pumps; however, all explanations also apply to motors, which in principle have the same effect), the pistons are controlled by a stationary eccentric, a stationary swash plate or other lifting drives so that their Stroke movements are offset by the phase angle 360 z (z = number of cylinders) and thus there is a relatively good uniformity of the liquid flow (oil flow).
From this basic arrangement there is now the task of supplying the liquid flow to be supplied or discharged in the stationary channels in the piston movement corresponding clocks to the individual circulating the cylinders or to lead them off again.
In practice, this task has so far been solved by leaning the cylinder body containing the rotating cylinder in an order evenly distributed around the axis of rotation axially against an inner surface of the housing, which is designed as a circular plane surface, always referred to below as a control plate, and in the form of two Control slits, which almost complement each other to form a circular ring, contain the mouths of the fixed connection channels for the supply and discharge of the liquid flow.
In the present case, the term stationary is to be interpreted in such a way that the parts identified with it do not rotate relative to the phase position of the piston dead centers. But there is nothing in the way that z. B. the whole body consisting of cylinder, control plate and lifting drive system rotates in addition or, such. B. in some swash plate pumps, the rotating cylinder body with a fixed control plate together men perform a pivot about a transverse axis.
It is customary to also design the end face of the cylinder body adjacent to the control plate as an exactly circular plane surface and to provide the cubic capacity of the cylinder with a control channel each, which opens into this plane surface of the cylinder body in the following simply called the control surface - so that the individual channel openings as the cylinder body revolves alternately and each half a turn with the supply line or
coincide with the control slot serving as a discharge on the fixed control table. The two webs that separate the two control slots from one another in the direction of rotation on the control plate are located so that the change of channel openings from one control slot to the other coincides with the dead center positions of the associated pistons.
The even with very high liquid pressures from reaching dense transfer of the pumped liquid speed at the separation point formed by the touching plane surface of the control plate and the control surface requires the maintenance of this precise system in all operating circumstances. Due to manufacturing inaccuracies, unavoidable bearing clearance and both thermal and due to the cylinder body and also z.
B. the forces acting on the drive of the pump shaft elastic deformations of the components, but this is impossible unless special precautions are taken that give the cylinder body so much freedom of position that the exact system cannot be disturbed by the harmful influences mentioned .
One has for this purpose so far the cylinder body, although that would be very desirable for structural and cost reasons, generally not rigidly attached to the pump shaft or rigidly mounted on an axis, but always means interposed, which the cylinder body from reaching axial and cardanic mobility ensured.
This measure results in major disadvantages in structural and operational terms. The object of the present invention is therefore to achieve that the cylinder body can be easily fixed rigidly on the pump shaft or rigidly mounted on an axis without endangering the tight conduction of the pumped liquid between the control plate surface and the control surface .
When solving this task, however, the following must also be taken into account: The axis of rotation of the cylinder body can be opposite to the theoretically required, exactly perpendicular and equidistant position on the plane surface of the control plate, both transversely and parallel to itself and in its direction, if shift even lower limits. In addition, there is the possibility of an axial displacement of the cylinder body. The purely axially parallel transverse displacement is as good as meaningless due to the planar shape of the control surfaces.
The present invention relates to a device which is characterized in that between tween the carrier of the control slots and the cylinder body equidistantly with this a control plate is arranged axially and gimbally movable and this plate rotates or rotates with the cylinder body.
is rotatably connected except for a backlash that this control plate with a flat surface as a control surface rests on the surface bearing the control slots and forming the control plate and has an axial connection channel to each cylinder that comes to cover the control slots of the control plate, and that the Cylinder displacements each have a cylindrical orifice bore parallel to the axis of rotation or are connected to such a bore in which a fitting piece is arranged,
which is pressed in the direction of the control slots and frames the opening of the associated connecting channel placed on its side, and which can follow the gimbal movement of the latter as a whole or with its part resting on the control plate.
The control plate has between the control mirror and the cylinder body so axial play so that it can never be pinched. In the. Mentioned mouth bore z. For example, a fitting ring with a small diameter play can be slidably inserted, with each of the fitting rings always being loaded by spring force in the direction of the control plate and this already being pressed lightly against the control plate even when the pump is running without liquid pressure. The control plate receives its axial and cardanic freedom.
B. because of the fact that it has a narrow position and a small diameter play on the center hole or at points acting in the same way. In view of the extremely small adjustment ranges required for the control plate, it is sufficient to provide a tight running seat as a fit at the center.
The just mentioned low necessary adjustment range, requires z. For example, the aforementioned fitting rings in the cylinder bores have such a low cardanic mobility that the diameter play of the fitting rings that is necessary for this does not impair their sealing on the circumference too much.
The axial mobility of the fitting rings results easily from their storage in the cylin drical mouth bores. Lateral displacements of the axis of rotation are compensated by a radial displacement of the fitting rings on the control plate or the control plate on the control plate.
Due to the construction according to the invention, the control plate is free from external forces. However, the tightness of the separating surfaces on the control plate sliding on one another requires an additional, positive load that changes in the same sense as the prevailing liquid pressure, that is to say the control surface is pressed against the control plate.
In an embodiment according to the invention with fitting rings of the type mentioned, this load is always automatically set by the fact that the fluid pressure prevailing there (depending on the suction and delivery pressure) in each cylinder or each mouth bore the embedded fitting ring with a force loaded against the control plate, which corresponds to the product of the orifice bore cross-section minus the cross-section of the circular cross-sections framed by the fitting ring on the flat surface of the loose control plate and the prevailing fluid pressure.
As a result, the interface between the fitting ring and the control plate is initially loaded in a sealing manner. The sum of the individual fitting ring loads is also transferred to the control plate and results in part of the additional hydraulic force required. The fluid pressure in the individual cylinders also directly loads the control plate itself with a positive total load, which corresponds to the sum of the products of the circular areas framed by the fitting rings at the separation points and the fluid pressure in the cylinder. This burden also has a positive effect.
The circular diameter framed by the fitting rings can be enlarged by adjusting the bore of the fitting ring without damage to close to the outer diameter of the fitting ring, so that the sealing separating surface has only a small radial width. The hydraulic pressure force that arises in the manner explained and that positively loads the control plate would be so great that inadmissible friction and heating would occur on the plane surface of the control plate and the control surface sliding on it.
In reality, the same liquid pressure also generates a negative hydraulic force that lifts the control surfaces and therefore reduces the positive contact pressure of the control plate, which is roughly the product of the area of each of the two control slots and the liquid pressure in it. These hydraulic forces can, however, be balanced against one another by appropriate dimensioning of the control slots so that the sliding surfaces on the control plate only receive the load necessary to keep the separation points tight.
The cylinder body with control plate according to the invention can be rotatably and rigidly mounted in any way and thus also rigidly attached to the pump shaft. This is able to use any hydraulic type or z. B. to absorb forces and moments triggered by the piston. This solves the existing task.
At high fluid pressure, however, in order to limit the leakage losses to a permissible level, the diameter clearance of the mentioned fitting rings would have to be made smaller and smaller and at the same time the fitting length would have to be shortened in order to keep the required cardanic movement range unchanged. However, for manufacturing reasons and because of the small, elastic increase in diameter of the fitting rings, which cannot be overlooked at high fluid pressure, such measures are limited.
In order to be able to use the loose control plate according to the inven tion even at high and extremely high pressures, instead of the fitting rings of the type described, fitting sleeves with a very small diameter can be incorporated into the mouth bores of the cylinder body, and their end faces facing the control plate each have a ball surface with the center of the sphere lying on the socket axis, whereby a narrow spherical ring with a corresponding spherical surface rests on each of the spherical end faces as a counter surface and the ring-shaped,
machined end faces of the ball rings are pressed against the adjacent flat surface of the loose control plate by an axial load on the fitting sleeve (e.g. by an axial load on the fitting sleeve caused by spring or liquid pressure or both) and the opening of the associated connecting channel of the Frame the control plate.
In order to eliminate the possible leakage at very high pressures as a result of the joints in piston rings and as a result of the fitting ring jamming, a closed sealing ring made of elastic plastic can be placed on the circumference of each fitting ring the mouth hole is set. This measure ensures that the sealing effect that can be achieved with piston rings is at least maintained even with cardanic movements of the fitting rings.
In addition, however, as a result of the lack of a parting line, the sealing effect is further improved in the aforementioned type of seal. In addition, who the elastic sealing rings under the action of the oil pressure acting on them pressed against their support surfaces, the more the higher the oil pressure is.
The storage of the cylinder body is expedient so that an axial displacement of the same is possible, and it is proposed to provide interchangeable spacer rings, threaded rings or the like, by means of which the most favorable distance of the cylinder body for the spring tension on the fitting rings or fitting sleeves the control plate can be adjusted. There is no need for a special setting option for each fitting ring or fitting sleeve.
The connecting channels of the control plate expediently have a slot-shaped cross section on the control surface, which widens conically towards the cylinder body to a circular end cross section. In a tangential extent, the opening on the control surface can be so large that only a web sufficient for sealing remains between the individual openings.
In the connection provided in the direction of rotation between the control plate and the cylinder body, one of the options that can help reduce the running noise of the pump is used, which consists in providing the connection with a certain dead gear that the control plate has for each A change in the direction of rotation makes it possible to automatically let your position lag behind the theoretically necessary position by a certain phase angle and thereby achieve a certain pre-compression in the cylinder bores changing from the sow to the pressure slot.
In an axial piston pump, the exactly parallel to the central axis of the cylinder body lying cylinder bores with constant diameter can be passed through the entire cylinder body and serve both to accommodate the piston and the fitting rings or fitting sleeves with ball rings. Furthermore, it is advantageous to axially load the fitting ring or the fitting sleeve of each cylinder by means of a spring which is partly located in the hollow piston and is also supported against it.
Further advantages result from the preloading of the pistons in the direction of the suction stroke, which means that the pump can suck in freely or at least does not require such a large pre-pressure in the suction channel to return the pistons. For the storage of the cylinder drum, it is advantageous if it does not have to take on any hydraulic axial forces and can thus be designed simply and cheaply.
Another preferred arrangement is characterized in that the cylinders form a relatively large angle with the central axis of the cylinder body or are perpendicular to it and their mouth bores are exactly parallel to this central axis, penetrate the entire cylinder body, with a fitting ring at each mouth or a fitting sleeve with a ball ring is incorporated and a control plate is arranged on each end of the cylinder body and a control mirror is arranged on the adjacent housing wall.
In practice, this arrangement in connection with the inclined or perpendicular to the central axis standing cylinders has the advantage of cheap manufacture, the extensive and even complete relief of the storage of the cylinder body from axia len hydraulic forces and the presence of a cylinder perpendicular to the central axis large time cross-section in the control. That leaves z. B. the arrangement of several parallel working on an orifice cylinder with Kol ben, without undesirably high throttle losses occur at normal speeds.
In the arrangement just described, the springs for the axial preloading of the fitting rings are also inserted into the opening bores so that they are supported directly on the opposing fitting rings or fitting sleeves.
Various types of springs can be used for the axial preload, in particular helical springs or corrugated springs, which are intended to be used in the form of a ring with springs arranged within the mouth bores.
In the event that the spring lying within the mouth bore cannot or should not rest on the piston or directly on the cylinder body, the arrangement is expediently made so that the spring is supported on the one hand against a profile ring, which is attached to a half-cross section in an in the cylinder wall screwed-in groove is applied snap ring and secures this against jumping out by a short approach surrounding the snap ring on the inside.
In pumps with a rotating cylinder body, in which no springs can be arranged within the Mün extension bore, a suspension can be provided, which is housed on the end face of the cylinder body. However, in order to be able to influence the fitting rings or fitting sleeves from the outside at all, it is advisable to
under "increasing the axial distance between the control plate and the cylinder body, the fitting rings or fitting sleeves protrude further from the cylinder body and especially to provide their protruding end on the outer circumference with a screwed groove or a radial collar or both.
This offers the possibility of having two ring-shaped corrugated springs loaded together by two ring-shaped corrugated springs, which extend around the rings or sleeves in the sense of an inscribed circle or circumference and on the one hand on one flank of the screwed-in grooves or the collars and on the other hand support it against the face of the cylinder body. As a result, the fitting rings or fitting sleeves are each axially loaded at two opposite circumferential points and the amount of load can be, for.
B. wrestle by axial displacement of the cylinder body by means of distance, threaded ring or the like at its location tion can be set.
For the common axial loading of all fitting rings or fitting sleeves, however, two disc springs are also suitable, which extend in the sense of a circumference or inscribed circle around the rings or sleeves and on the one hand rest against one flank of the screwed-in grooves or the collars and on the other hand <I > Support </I> against the front wall of the cylinder body. Here, too, the spring tension z. B. can be regulated together by an axial displacement of the cylinder body.
Another type of resilient axial loading of the fitting rings or fitting sleeves is to provide each fitting ring or fitting sleeve with a ring spring in the shape of a triangle with rounded corners, the round corners of which are bent towards the face of the cylinder body and are supported there and whose triangle sides are tangential to the fitting ring or
extend the fitting sleeve and axially rest against a flank of the einedreh th groove or the radial collar resiliently. Here, too, the spring force in all ring springs z. B. set together derkörpers by axial displacement of the Zylin.
In addition, further advantageous simplifications can be achieved. The elastic sealing rings mentioned on the circumference of the fitting rings allow not only the gimbal, but also the radial mobility between the control plate and the cylinder block. Based on this knowledge, the fitting rings can be made in one piece with the control plate. In addition to the simplification of production, there is also the advantage that the surfaces to be sealed are reduced by one pair of surfaces per cylinder bore. Furthermore, the fitting shoulder on the control plate that replaces the loose fitting ring can be made narrower.
A reduction in the size of the fitting ring can also be achieved by inserting a sealing ring (e.g. with a U or angle profile) on the end face of the fitting ring protruding into the mouth bore into an annular groove open at the end and holding it by holding means, e.g. B. metal rings, is held or is brought to the sealing system on the wall of the mouth bore. Especially with the already mentioned one-story versions of the control plate and fitting ring, this proposal allows the actual fitting surface to be kept very narrow.
This embodiment, which can preferably be used at medium pressures, also has the great advantage that the elastic sealing rings do not need to be stretched during installation, since their receiving grooves are open at the front. Under certain circumstances, less elastic and more resistant material can therefore be used for the sealing rings.
In the case of pumps with low operating pressures, the fitting shoulders on the control plate can ultimately be left out entirely, so that the sealing ring forms a fitting piece that replaces the fitting shoulder or fitting ring mentioned in that it is in the opening bore of the cylinder and on the flat surface of the control plate directly to the sealing system is brought.
This ring has in its property as a seal just if a very small diameter play or a small, elastic deformation possibility, wel che can be left in pumps with low operating pressures and which is sufficient to allow the desired cardanic adjustability of the control plate.
The known designs can be used for the sealing rings, depending on the size, type and operating pressure of the pumps. This is also the case with regard to the holding means for the sealing rings.
In the following exemplary embodiments of the invention are explained with reference to drawings. The figures show: FIG. 1 a longitudinal section through a multi-cylinder swash plate pump with an axial arrangement of the cylinders, FIG. 2 a view of the loose control disk (half), FIG. 3 a longitudinal section through a multi-cylinder pump with a star-shaped arrangement of the cylinders Fig. 4 is an enlarged longitudinal section through the cylinder body, control plate, fitting sleeve and ball ring,
5 shows an enlarged longitudinal section through a cylinder bore with embedded and spring-loaded fitting ring, FIG. 6 shows an end view of the cylinder body with fitting rings and suspension (half), FIG. 7 shows an enlarged longitudinal section through a cylinder with fitting sleeve and suspension, FIG. 8 shows an end view of the cylinder body (halfway) with fitting rings and suspension,
Fig. 9 shows another embodiment of the fitting rings on a longitudinal section through a pump with a running cylinder block and axially arranged cylinders, Fig. 10 shows an embodiment of a sealing device, Fig. 11 shows another embodiment of the sealing device, Fig. 12 shows an embodiment in which Fitting rings and control plate are made in one piece, Fig. 13 shows a further form of the sealing ring, Fig. 14 shows a further form of the sealing rings,
Fig. 15 .an application example of the control plate with a fitting approach on a partial longitudinal section through a pump with radially arranged cylinders, Fig. 16 a further embodiment of the seal from.
Parts with the same effect have the same reference symbols in all figures.
Fig. 1 shows as an embodiment of the invention, a multi-cylinder swash plate pump in longitudinal section. In a flanged to a housing 1 and fastened control cover 2 and bearing cover 3, a pump shaft 4 is supported by means of a Rol lenlagers 5 and a ball bearing 6. On the pump shaft 4, a cylinder body 7 is arranged with no play, approximately with a tight fit, and its axially parallel and evenly spaced cylinder bores 8 around the Pum penwelle 4 penetrate the entire cylinder body 7 with a constant diameter. Since the number of cylinders is usually odd, only one cylinder can be seen in the axial section.
In each of the cylinder bores 8, a piston 9 is tightly and movably guided and its head rests against the flat surface of the longitudinal ball bearing 10, which controls the pistons as a swash plate and is held in an inclined position in the bearing cover 3. Between the cylinder body 7 and the control cover 2 there is a disc-shaped control plate 11 (Fig. 2), the end faces of which are exactly plane-parallel and the central bore of which has so much diameter play relative to the pump shaft 4 that the control plate can move freely axially and to a small extent cardanically be cause.
Both the cylinder body 7 and the control plate 11 are rotatably connected to the pump shaft 4 by a two common wedge 12 and thereby also fixed in their opposite rotational position. The control cover 2 has on the inside an exact flat surface, always called control level in the fol lowing, into which two stationary connection lines 13 with circular arc-shaped conditions, symmetrically and equidistantly located control slots 14 to the pump shaft open.
The control plate 11 (see also Fig. 2) has in the Achsver extension of each cylinder bore 8 each a conical connecting channel 15, whose opening facing the control mirror is elongated and exactly matches the radial dimensions of the circular arc-shaped control slots of the control mirror. The plane surface of the control plate 11 facing the control plate is referred to below as the control surface. When the control disk 11 rotates, the mouths of the connecting channels come alternately approximately half a turn with one and the other of the two control slots 14.
In addition to the piston 9, a narrow fitting ring 16 is embedded in each of the cylinder bores 8 and fitted with such a diameter clearance that, in conjunction with its short fitting length, it also has very little cardanic freedom of movement in addition to the axial. A helical spring 17, which is arranged in each cylinder bore 8, is supported against the piston 9 on the one hand and against the fitting ring 16 on the other hand, with a preload that is still present in the outermost piston position.
This causes a frictional drive of the pistons 9 during the suction stroke and a pressing of the fitting ring 16 with its precisely ground face against the flat surface of the control plate 11 facing it, the inner edge of its annular face each including the circular opening of the associated connecting channel 15.
The control plate 11 has a slight axial play to ensure its axial mobility between the control plate and the cylinder body 7, but is always pressed together by all the fitting rings 16 with little force against the control cover, whereby the control plate and the control surface constantly come into close mutual surface contact. The axial play of the control plate 11 can be adjusted as required by inserting suitable spacer rings 18 in addition to the ball bearing 6, which also serves as a guide bearing. The Zylin derkörper 7 is still un indirectly stored on the cylindrical periphery in the housing 1, and this bearing can be designed both as a plain bearing and as a roller bearing.
The stroke movement of the pistons caused by the rotation of the pump shaft 4 by the swash plate enlarges and reduces the cylinder space in the form of one suction and one pressure stroke per revolution. Each cylinder chamber is connected to one or the other of the control slot 14 of the control cover 2, which serves as an inlet or outlet, through the fitting ring 16 and the associated connecting channel 15.
The tightness of all only as flat surfaces abutting separation points between the fitting ring 16 and control plate 11 and between the control plate 11 and control cover 2 is initially effected by the force of the coil springs 17.
If the changes in the direction of the axis of rotation and its transverse position can also be kept very small in practice, they are still much too large to maintain sufficient tightness of the flat-ground joints even at high delivery pressures. Due to the axially and gimbal movable mounting of the control plate 11 and the fitting rings 16, however, the control plate 11 can freely and easily align with the control plate and apply to it.
The following information may serve as an example: A fitting ring with a diameter of 18 mm and a fitting length of 6 mm allows a directional deviation of the axis of rotation of the cylinder body of around 4 angular grooves with a diameter play of 0.005 mm and thus a bearing play of around 9 in total with a rigid design. 15 mm with 150 mm bearing distance. The coil springs 17 or their force align the fitting rings 16 with the other flat surface of the control plate 11.
As soon as the pump is acted upon by the liquid pressure, the screw benfedern 17 are supported by hydraulic forces that initially press each fitting ring against the control plate with a force that is the same as the cylinder cross-section of the product, framed by the circular contact plane of the fitting ring 16 on the control plate 11 Circular area times the liquid pressure (kg, 'cm2) in the currently assigned control slot. The sum of all the fitting ring forces is transmitted to the control plate 11 as a positive force, that is to say the force of its control surface pressing against the control plate.
However, another positive force acts on the control plate 11 itself, which results from the sum of the products of all circular areas framed by the circular sealing surfaces of the fitting rings 16 and the liquid pressure prevailing in their associated control slot (kgicm2). The sum of both types of positive contact pressure ultimately corresponds to the sum of all products from the cylinder cross-sections and the liquid pressure in them.
This total contact pressure is now counteracted by a negative force which corresponds to the sum of the products of each control slot area times the liquid pressure prevailing in the control slot and which attempts to lift the control plate 11 from the control plate. In practice, however, the positive and negative forces can easily be dimensioned through an appropriately chosen area of the control slots so that at all delivery pressures there is an automatically adapting, but sufficient positive residual force to keep the separating surfaces tight.
Occurring transverse displacements of the Zylin derkörpers or the axis of rotation are easily compensated for by the mutual displaceability of the flat abutting sealing surfaces.
The introduction of the fitting ring in connection with a loose control plate therefore allows a certain directional, transverse and axial displacement of the cylinder body 7 without any harmful effect. As a result, the cylinder body can be rigidly but rotatably mounted in the housing with and without a pump shaft, and it is, for. B. readily in the ge in Fig. 1 showed swash plate pump possible to let the shafts stub left or right or on both sides of the pump emerge.
You can also do without one of the cover bearings, the Pum penwelle only in a cover and at the same time store the cylinder body 7 on its circumference in the housing 1. As a further possibility, the cylinder body 7 can also be stored alone in the housing 1 without a shaft and driven via a stub shaft or the like. All of these construction options are opened up by the new control plate with fitting ring.
The storage of the cylinder body does not have to transmit reactive forces, the continuous cylinder bores 8 relieve it of all hy metallic axial forces, which means a great advantage for the formation of the storage and also avoids the formation of noise-generating, high-frequency axial vibrations.
In Fig. 3, as a further embodiment of the invention, a pump with star-shaped and radially arranged cylinder bores is shown in longitudinal section. The same control covers 20 are flanged to a housing 19 on both sides and the pump shaft 21 with the pressed-on cylinder body 22 and with two control plates 11 centered axially and gimbally movably centered on it via roller bearings 5 and 6 are mounted in them. The drawing shows that these control plates correspond exactly to those of the pump according to FIGS. 1 and 2.
The cylinder body 22 and control plates 11 are rotatably connected to the pump shaft 21 by a continuous wedge 12 and secured in their mutual position in such a way that each of the axially parallel and evenly spaced control channels 23 distributed around the pump shaft 21 has an associated one at each of its mouths and the connecting channel 15, which is in the same alignment, faces the control plates 11. The control channels 23 correspond in their design and position to the cylinder bores 8 of the pump according to FIG. 1. But they lack the piston, and instead a fitting ring 16 is incorporated at both mouths of the same, which otherwise has the same properties as in the example Fig. 1 has.
The re-existing coil spring 17 is supported with bias on both sides ge conditions the fitting rings 16, and these bring the control plates 11 back to the control plates to lie. The pistons 25, guided in an oil-tight manner in radial cylinder bores 24, are controlled by a bearing ring 26 eccentrically rotatably mounted in housing 19 and equipped with a spherical inner surface, where two adjacent pistons 25 act on a common control channel.
The cylinder body 22 is at a small distance from the control plates 11 on both end faces, is relieved of all hydraulic forces by the latter in connection with the fitting rings and can be displaced to a small extent in each direction without the tight connection of its control channels 23 with the control slots 14 endanger. As a result, the same applies to the cylinder body and its storage as for the cylinder body 7 of the embodiment according to FIG. 1. A direct storage of the cylinder body 22 could, for. B. done by arranged on both sides of the radial piston and the control channels 23 comprehensive sending ball bearings.
The control slots 14 shown in Fig. 3 of the two control covers 20 are to be brought together, as are the two opposite control slots not signed designated (180 ver sets). In practice, this connection can also be made through channels cast into the control cover 20 and the housing 19.
In addition to the insensitivity in the bearing, this version of the control by means of two loose control plates also has the advantage that it results in large time cross-sections of the control that favor high speeds.
The cylinders, which are exactly parallel to the axis or at right angles to the axis of rotation of the cylinder body, are preferred designs, because only they allow the cylinder body to be completely released from hydraulic axial forces and allow all the advantages of the cylinder body with a loose control plate to come into play. With the restriction that the control channels with the built-in fitting ring must always be axially parallel to the axis of rotation of the cylinder body, the cylinder bore can be any other than axially parallel and at right angles if emphasis is placed primarily on the rigid mounting of the cylinder body that can be carried out using the loose control plate take any other position to the axis of rotation.
In Fig. 4 a particularly suitable design of the fitting ring for high delivery pressures is shown on an enlarged scale. A fitting sleeve 27 embedded in the cylinder bore 8 (or the control channel 23) is, in contrast to the fitting ring 16, relatively long and also fitted with a very small diameter play, so that only a very small cardanic movement possibility of the fitting ring 16 (Fig 1 and 3) as well as the possibility of axial movement.
To produce the desired greater cardanic movement possibility of the cylinder body 7 relative to the control plate, the fitting sleeve 27 is provided on the control = plate 11 facing end face with a spherical surface, the center of which is on the Zylin derachse. With this spherical surface, the fitting sleeve 27 applies cardanic movement speed to a ball ring 28 provided with a matching mating surface, the ground face of which rests against the flat surface of the control plate 11, supports and aligns it.
Due to the additional use of the ball ring 28, the fitting sleeve 27 does not need to have any cardanic movement possibilities worth mentioning and can therefore be made as long as desired and with a very small diameter play. The hydraulic axial thrust acting on the fitting ring 16, as in the example according to FIG. 1 or 3, also here on the fitting sleeve 27 is transmitted mechanically to the loose control plate via the spherical and planar separating surfaces, each causing the seal 11. Otherwise, the way we act is similar to the examples already described.
By distributing the necessary freedom of movement to two separate components, the fitting sleeve 27 and thus the entire pump can be operated without impermissible leakage losses even at high pressures.
When using the fitting sleeve with ball ring, it is particularly important, unless special radial limitations are provided for the ball rings, that they are always loaded by a spring force in order to avoid the ball ring being thrown out by the influence of centrifugal force. It is irrelevant for the mode of operation whether the fitting sleeve 27 or the ball ring 28 is convexly spherical.
In the case of a convex Ku gelform on the fitting sleeve, however, the ball ring 28 with most of its cylindrical outer surface, which is to be provided with diameter play, lies within the cylinder bore 8 and is already there against being thrown away by the centrifugal force when the pump is operated with little or no Fluid pressure and high speed secured.
In Figure 4, a special execution of the spring preloading the fitting sleeve with support is also shown. A groove with a semicircular cross-section, which is visible in longitudinal section and into which a snap ring 29 made of steel wire is embedded, is cut into the cylinder bore 8. A profile ring 30 with a neck rests against this snap ring in such a way that the former is prevented from jumping out. In the narrow gap between the fitting sleeve 27 and the profile ring 30, a spring 31 formed by a corrugated disk made of spring steel is switched on.
The preload of this spring 31 can be adjusted by using washers itself or by replacing the spacer rings 18 in the ball bearing 6, as already mentioned in FIG. By this type of suspension, the coil spring 17 (see FIGS. 1 and 2) is superfluous, which, for. B. with positively controlled pistons is advantageous.
5 and 6 show a further possibility for the spring design for the fitting ring or the fitting sleeve. In the example of Figure 5, the fitting rings 16 are in the region of the protruding from the cylinder body 7 the end each provided with a recess 32 on the circumference. A corrugated spring 33 made of spring steel sheet encompasses all of the indentations 32 and is clamped with prestress between one flank of the indentations 32 and the end face of the cylinder body 7.
The same is done by a smaller corrugated spring 34 resting against all fitting rings on the side facing the shaft (see Fig. 6 in plan view). The corrugated springs 33 and 34 have as many waves as there are cylinder bores and must be secured against rotation in such a position that the highest points on the flank of the grooves on the fitting rings always come and stay in contact. As some of the many possibilities (FIG. 6), the outer corrugated spring 33 is provided with two lugs 35 which partially encompass a dowel pin 36 embedded in the cylinder body 22.
Instead of the one dowel pin 36, a plurality of dowel pins 36 that are distributed and that are appropriately provided in lugs 35 can also be provided.
The inner corrugated spring 34 has a radial nose 37 which is supported between the fitting rings 16 from. Here, too, several of these noses, in the extreme case as many as cylinders, can be seen in front of them.
In Fig. 7 a further embodiment of the suspension is shown. The fitting rings 16 are provided at the end protruding from the cylinder body 7 with a protruding collar 38, and all fitting rings are encircled or encircled by two Tel lerfedern 39, which clamp between the flank of the collars and the face of the cylinder body. By derkörpers from the storage of the Zylin 7 outgoing and regulated axial A position (see. Fig. 1), the bias of the Tel lerfedern can be brought to the right level.
If the fitting ring is designed with a collar 38 (Fig. 7), there is still the possibility of approximating the size of the bore diameter of the ring surface adjacent to the control plate to the diameter of the cylinder bore by chamfering the edge of the fitting ring bore in the direction of the control plate. As a result, the specific surface pressure and thus the sliding resistance between the fitting ring and control plate can be reduced as required.
FIG. 8 shows a further spring design serving the same purpose in an end view of the cylinder body 7. Here too, the fitting rings 16 are each provided with a recess 32 (FIG. 5) or with collars 38 (FIG. 7).
To each fitting ring 16 a triangular shaped ring 40 made of spring steel wire is placed, the triangular ends of which are rounded and bent against the face of the cylinder body 7 and are supported against this face, while the upright centers of the triangular sides of the ring 40 are with elastic tension against the Flank of the federal government or the turning of the fitting ring 16 sets. Here, too, the preloading of all resilient rings 40 is carried out by an expedient axial provision or support of the cylinder body 7 in its mounting.
This type of spring has a very high natural frequency and a relatively large allowable stroke, so that it is equally well suited both at high speeds and when the displacement range of the cylinder body is to be expected.
In Fig. 2, 5 and 7 examples of a special design of the rotationally fixed connection between tween the pump shaft 4 and the cylinder body 7 and the loose control plate 11 are shown. At the simplest, this is designed when the wedge 12 is extended into the control plate 11 (Fig. 1, 2, 3 and 4) and engages in a keyway of the control plate. But it can also be the control plate 11 un indirectly by means of dowel pins on the one hand and bores on the other hand rotatably connected to the cylinder body (Fig. 5, 7). However, both connections leave the possibility open to let the control plate 11 in the direction of rotation a certain dead gear by z.
B. the keyway of the control plate 11 has a certain backlash compared to the wedge 12 (Fig. 2) or the holes 41, in which the dowel pins 36 engage, are expanded to form an elongated hole 41 (Figs. 2, 5 and 7 ). In practice, of course, the wedge or the acquisition by dowel pins each alone is sufficient, in the case of the control plate in FIG. 2, both options were indicated in one piece for the sake of explanation.
The friction of the dragged loose control plate 11 is generally greater on the control plate than elsewhere, which is why when the direction of rotation of the pump shaft changes, it initially comes to a standstill and automatically shifts the dead gear to the other side. This phase shift serves to reduce the noise development in the cylinders during the transition from suction to pressure stroke. The extent of this dead passage is of course limited upwards by the fact that the circular opening of the conical connecting channels 15 must not shift beyond the circumference of the associated fitting ring 16 or ball ring 28 (FIGS. 4 and 5).
FIG. 9 essentially corresponds to FIG. 1. The loose control plate 11 rests with its plane-ground side surface with oil-tight surface contact on the likewise plane-ground inner end face of the control flange 2. In the open ends of the Zylin derbohrungen 8, the fitting rings 16 are used with a small diameter play. Its end face, facing inside the cylinder, is loaded by a resilient washer 43, which is supported on a snap ring 44, and thereby the ring 16 is pressed against the plane surface of the control plate 11 and this itself is pressed against the plane surface of the control flange 2 with a certain bias .
A sealing surface pressure on the flat-ground sealing surfaces of the fitting rings 16, the control plate 11 and the control flange 2 is ensured even when the pressure is not applied.
In the circumference of each fitting ring 16 an annular groove 46 is pierced into which a sealing ring 47 made of elastic plastic and z. B. is inserted with a circular cross-section that it has a certain amount of clamping between the groove base and cylinder bore 8 tion.
The width of the annular groove 46 is dimensioned such that the sealing ring 47 has little possibility of lateral movement even in the installed state.
The inserted into the annular groove 46 sealing rings 47 made of elastic plastic and the radial play of the fitting rings 16 in the cylinder bores 8 allow the cardanic movements of the fitting ring easily, with the seals elastically deform and partially slide on the cylindrical contact surfaces.
The respective oil pressure existing in the cylinder bore 8 during operation presses on the one hand on the right end face of the fitting rings and on the other hand loads both these and the control plate 11 so that the metallic sealing surfaces are always sufficiently pressed against each other. The same oil pressure also penetrates (from the right in FIG. 9) into the annular grooves 46 of the fitting rings and loads the sealing rings 47 so that they are elastically deformed both against the left boundary surface of the annular grooves and against the wall of the orifice bores.
The sealing effect is guaranteed with this arrangement even if the fitting ring is tilted as a result of its cardanic movement, since the elastic sealing ring nevertheless retains its sealing position.
In FIGS. 10 and 11 further examples for the appropriate design of the sealing ring and the annular groove are shown. In Fig. 10 an annular groove 49 is arranged in the fitting ring 16, the profile of which is composed of a straight line and two circular arcs with radii of different sizes, the more curved arc serving as a support for the elastic sealing ring 50 when the oil pressure acts on the sealing ring. The sealing ring has an approximately circular cross-section. It is pushed into the sealing zone by the oil pressure (acting from the right in FIG. 10) and deformed in such a way that a well-sealing contact surface is created on the ring and on the wall of the mouth bore.
In Fig. 11 the application of a sealing ring 51 is shown with a U-profile, which is inserted into a correspondingly shaped annular groove in the fitting ring 16.
The described arrangement of the cylinder body with a loose control plate and accessories extends the design options of the pumps with rotating cylinders quite considerably. So it is now quite possible, e.g. B. for pumps with a shaft Gela Gertem cylinder body to store this shaft only in the control cover or only in the bearing cover and as a second bearing to store the cylinder body itself on its cylindrical periphery by means of plain or roller bearings directly in the housing, which was previously necessary because of the gimbal mobility of the same was not possible.
While in the examples according to FIGS. 9, 10 and 11, the fitting rings are installed as separate parts, FIGS. 12, 13 and 14 show examples of arrangement in which the fitting rings are made in one piece with the control plate. The fitting lugs 52 and 53 according to FIGS. 12 and 13 are provided with sealing rings 50 and 51, which have a circular or U-shaped cross section.
Since the interface pair between the fitting ring and control plate is omitted here per cylinder bore, and the fitting approach can no longer tilt due to the one-piece design with the control plate, it is possible to significantly reduce the length of the snug fit of this approach.
In the example of FIG. 13, the annular groove for the sealing ring is designed as a groove which is open at the end and which is attached to the end face of the fitting attachment. As a result, the sealing ring 51 does not need to be pushed over when building a, so that it can be made of a material that has low elasticity and high wear resistance.
The ring 51 in the open groove is held by a Z-shaped metal ring 54 which is supported on a snap ring 55.
Another exemplary embodiment with a groove open at the end is shown in FIG. A sealing ring 56 has a U-shaped profile there and is held by a flat metal ring 57 and a spring ring 58 in the groove attached to the end of the fitting shoulder. The retaining ring 57 is supported with its inner edge on the slightly curved edge 59 of the through-channel 15.
Spring means which load the fitting approach according to FIGS. 12 to 14 in the direction towards the control slots 14 are not entered in these figures.
The examples shown in FIGS. 9 to 14 relate to a pump arrangement with axially lying cylinders. In FIG. 15, the application in pumps with radially arranged cylinders is shown. The control plates 11 are provided with fitting lugs 61, which sit in the through hole 23 with a small diameter play. The sealing rings are labeled 62 and 63, respectively. The sealing ring 62 has an L-shaped profile and the ring 63 has a circular profile. On the sealing rings are placed accordingly per fileted metal rings 64 and 65, on which a compression spring 17 is supported.
Corresponding to the processes in the arrangement according to FIG. 9, the sealing rings allow the slight wobbling movements of the control plates 11 that occur as a result of any misalignments in the pump shaft without the sealing effect being adversely affected. The shape of the sealing rings and their retaining rings is not limited to the examples shown; other of the known profiles of high-pressure sealing rings can also be used.
In the exemplary embodiment according to FIG. 16, it is shown how a sealing ring 66 also forms the fitting piece, preferably in pumps with a lower operating pressure. The sealing ring 66 is inserted into the mouth bore in such a way that it rests on the bore wall and at the same time directly on the flat surface of the control plate 11. The spring 17 is based on a Z-shaped metal ring 67 from.
This design is particularly useful at low pressures, since there is no risk of the sealing ring being pressed by the oil pressure into the very narrow gap 68 between the control plate and the end face of the cylinder block. The elasticity of the ring 66 ensures that it can follow the cardanic movement of the plate 11.
To seal fitting rings or fitting sleeves with a large diameter, i.e. for larger pumps, the use of piston rings on the fitting ring or fitting sleeve as an additional sealant is recommended. However, so that the necessary cardanic mobility is maintained, the piston rings must basically have a sufficient ra diales game of their ring groove.