Zahnrad-Verdrängungsmaschine Die Erfindung betrifft eine Zahnrad-Verdrängungs- maschine, bei welcher mit verbesserten Mitteln die zu sätzliche Pressung des Fördermediums, welches im Bereich des Zahneingriffs die Zahnlücken ausfüllt, beseitigt wird.
Zur Erläuterung dieser Aufgabe und der Erfindung dient die Zeichnung. Es zeigen: Fig. 1 eine schematische Darstellung der Verzah nung zweier miteinander kämmender Pumpenräder, Fig.2 einen Schnitt quer zur Achse durch eine Zahnradpumpe, Fig. 3 einen Längsschnitt durch die in Fig. 2 ge zeigte Zahnradpumpe, Fig. 4 einen Längsschnitt durch eine weitere Zahn radpumpe, Fig. 5 einen Teilschnitt durch die Pumpenräder im Bereich des Zahneingriffs und Fig.6 einen Axialschnitt durch ein kämmendes Zahnradpaar in Ausführung gemäss Beispiel Fig. 5.
Sämtliche Beispiele sind schematisch dargestellt und deren gleichwirkende Teile tragen einheitliche Bezugszeichen. An die Verzahnung einer Zahnrad pumpe (s. Fig. 1) ist die Bedingung gestellt, dass stets mindestens ein Flankenpaar der Verzahnung sich leistungsübertragend und abdichtend in Flankenberüh rung befinden muss. Getrieblich gesehen verlangt dies einen sogenannten getrieblichen Überdeckungsgrad e8 > 1,0 und dieser Forderung genügt die Verzah nung im allgemeinen ohne weiteres.
Obwohl bekannt, sei kurz erwähnt, dass der getriebliche Überdeckungs- grad angibt, wie oft die Eingriffsteilung
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in der durch die Kopfkreise dKl und dK2 auf der Ein griffslinie begrenzten Eingriffsstrecke
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enthalten ist.
Leider ergibt ein den Wert 1,0 übersteigender ge- trieblicher Überdeckungsgrad aber in hydraulischer Hinsicht auf einer Strecke K,KrK3K4 <I>=</I> K@K2 te gleichzeitig mindestens zwei sich folgende Flanken paare, die paarweise dichtend sich aneinander abwälzen und dabei ein Zahnlückenvolumen einschliessen, wel ches sich zunächst verkleinert,
bis es bei der in Fig. 1 gezeigten Mittellage der kämmenden Zähne das schraf fiert angedeutete Kleinstvolumen Ymin - Fschraff. ' b aufweist, und bei weiterer Drehung der Räder sich wieder vergrössert, bis schliesslich der Wälzpunkt K4 auf der Eingriffslinie nach K2 gelangt ist und hierbei die Zahnlücke sich öffnet. Mit Fschraff ist die in Fig. 1 schraffiert dargestellte Fläche zwischen den Zähnen bezeichnet.
Die betrachtete Zahnlücke schloss sich, als sich der Eingriffspunkt K3 noch bei K, befand und die an schliessende Minderung des zwischen den beiden sich abwälzenden Flankenpaaren befindlichen Lücken volumens V bewirkt im eingeschlossenen Medium die oben erwähnte zusätzliche Pressung, welche, wenn sie nicht durch besondere bauliche Mittel beseitigt wird, eine zusätzliche schädliche Lagerbelastung, eine be deutende Geräuscherhöhung, einen rauhen Gang der Pumpe bzw. des Motors und schliesslich eine Vermin derung des Gesamtwirkungsgrades mit sich bringt.
Ebenso unerwünscht ist aber auch die Druck minderung, welche das Medium erfährt, wenn das ab geschlossene Lückenvolumen nach erreichtem V.1"- Wert (wie gezeichnet) bei der Weiterdrehung sich wie der bis zum Eintreten der hydraulischen Verbindung zum anschliessenden Gehäusehohlraum (K4 = K2, s. oben) vergrössert, denn bei gut dichtenden Zähnen und nicht kompressiblem Medium (Wasser,<B>Öl</B> usw.) kann dabei der Druck bis zum jeweiligen Dampfdruck des Mediums abfallen und bei Eintritt der hydrauli schen Verbindung sich wieder schlagartig auf den Druck im Pumpenhohlraum verändern.
Daraus kön nen aber starke Druckschwingungen imFördermedium, sowie Kavitation an Gehäuse und Zahnflanken, ent stehen und auf alle Fälle wirkt der beschriebene Vor gang ebenso stark geräuschbildend wie die vorher be schriebene Drucksteigerung bei abnehmendem Lük- kenvolumen.
Zur Beseitigung dieser Nachteile sind schon ver schiedene Vorschläge und Ausführungen bekannt, welche alle darauf hinauslaufen, den Doppeleingriff bzw. Mehrfacheingriff der Flankenpaare in hydrauli scher Hinsicht auf einen Drehwinkel der Zahnräder zu beschränken, der dem Wert cp <I>=</I> 0 nahe- oder gleich kommt.
Man kann in diesem Sinne den Begriff des hydrau lischen Überdeckungsgrades <B>ei,</B> einführen, wobei
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und
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ist und wobei bei der durch Pfeil angegebenen Dreh richtung
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die Expansionsstrecke bedeutet.
Eine der bekannten Lösungen besteht darin, dass die Seitenwände des Gehäuses im. Eingriffsbereich der Zahnräder mit Ausnehmungen versehen werden, wel che die Kompressionsstrecke
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und evtl. auch die Expansionsstrecke des Zahneingriffs beseitigen, indem durch die genannten
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Ausnehmungen der um schlossene Zahnlückenraum auf der zusammenkäm menden Seite so lange mit dem diesseitigen Hohlraum des Gehäuses hydraulisch verbunden bleibt,
bis der Wälzpunkt K3 des nachlaufenden Flankenpaares sich auf der Eingriffslinie bis auf einen Abstand
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der Zentrale Z genähert hat, bzw. dass auf der ausein- anderkämmenden Seite schon dann eine hydraulische Verbindung mit dem jenseitigen Pumpenraum her gestellt wird, wenn der Wälzpunkt K4 des in diesem Falle vorauslaufenden Flankenpaares auf der Ein griffslinie ebenfalls einen Abstand
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von der Zentrale Z erreicht hat.
Die Nachteile einer solchen Lösung sind vor allem fertigungstechnischer Art, da es Schwierigkeiten macht, die Kontur der genannten Gehäuseausnehmungen mit der notwendigen Genauigkeit in laufender Serie und damit wirtschaftlich zu erreichen. Auch ändert sich die Kontur bei einer evti. Gehäuseüberholung und es he- darf zu deren Wiederherstellung besonderer Lehren, Werkzeuge und eines geschickten Facharbeiters.
Es ist auch schon vorgeschlagen worden, das ge presste Medium aus den Zahnlücken über Kanäle, Bohrungen oder dergleichen abzuführen und gegebe nenfalls den Zahnradlagern oder den Zahnlücken an anderer Stelle des Zahnrades wieder zuzuführen. Eine solche Massnahme ergibt aber nicht nur einen Verlust an spezifischer Fördermenge und einen schlechten Wirkungsgrad, sondern beschränkt sich ausserdem auf solche Fälle, bei denen das zu fördernde Medium sehr sauber ist und gute Schmiereigenschaften besitzt. Zweck der Erfindung ist, diese Nachteile zu beheben.
Gegenstand der Erfindung ist eine Zahnrad-Ver- drängungsmaschine, welche dadurch gekennzeichnet ist, dass der Eingriffswinkel a, die Zähnezahl z und die Zahnkopfhöhe h der Verzahnung so gewählt werden, dass beim Betrieb der Zahnrad-Verdrängungsmaschine als Pumpe zumindest die Kompressionsstrecke = 0 und beim Betrieb der Zahnrad-Verdrängungsmaschine als Motor zumindest die Expansionsstrecke = 0 ist.
Beides lässt sich z. B. bei der Verzahnung gemäss Fig.1 dadurch erreichen, dass der Kopf kreisdurch- messer dx, die Zähnezahl z und der die Lage der Ein griffslinie bestimmende Eingriffswinkel so aufeinander abgestimmt sind, dass die Kopfkreise der kämmenden Zahnräder auf der Eingriffslinie eine Eingriffsstrecke begrenzen, die einer Eingriffsteilung t, entspricht.
Bei der Nachprüfung dieser Anordnung mittels Gleichung (1) ergibt sich dann für den hydraulischen Überdeckungsgrad der Wert
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Bezogen auf die Verzahnung gemäss Fig. i lässt sich die Lösung wie oben erläutert beispielsweise dadurch erzielen, dass die Durchmesser der beiden Kopfkreise dxl, dxs bis auf den Durchmesser der die Eingriffslinie in den Punkten K3 bzw. K4 schneidenden Kreise dx3 bzw. dx4 verkleinert sind.
Beim Betrieb der Maschine mit hoher Drehzahl und hohem Druckgefälle als Pumpe bzw. als Motor ist es jedoch im Sinne einer Geräuschminderung er wünscht, dass ein bestimmtes Mass an Expansion auf der auseinanderkämmenden Seite der Verzahnung erhalten bleibt, um beim Zahnlückeninhalt die Druckanglei chung zeitlich zu dehnen. Diese Forderung kann da durch erfüllt werden, indem die Zahnräder mit un gleichem Kopfkreisdurchmesser oder ungleicher Zäh nezahl ausgeführt sind, und zwar so, dass bei der Zahn radpumpe und beim Zahnradmotor das nicht auf der Antriebswelle sitzende Zahnrad den kleineren Kopf kreisdurchmesser (dI@3, dK4) bzw. die kleinere Zähne zahl, oder beides, aufweist.
Die bisher gemachten Vorschläge lassen noch zu sätzliche Massnahmen zu, die auch geeignet sind, bei Zahnradpumpen \von gegebener Grösse sehr hohe spe zifische Fördervolumen und auch sehr hohe Arbeits drücke zu ermöglichen. In diesem Sinne ist es zweck= mässig (s. Fig. 2 und 3), die im Gehäuse 1 eingelagerten Zahnräder 2, 2' am Umfang mit Eindrehungen 3, 3' zu versehen und diese Eindrehungen im umfangs dichtenden Bereich der Zahnräder durch löse einge legte und formschlüssig, z. B. durch radiale Stifte 4, gegen Verschiebung gesicherte und an der Gehäuse bohrung anliegende Füllsegmente 5 auszufüllen.
Bei dieser Anordnung lässt sich durch die passende Wahl der Grunddurchmesser der Eindrehungen 3, 3' ohne weiteres und völlig unabhängig vom getrieblichen Überdeckungsgrad ±g der hydraulische Überdecküngs- grad eh auf jeden beliebigen Wert abstimmen.
Die besonderen Vorteile dieserAnordnung bestehen darin, dass es ohne Änderung des Gehäuses und nur durch eine geeignete Wahl des Grunddurchmessers der Ein drehung 3 bzw. 3' möglich ist, neben der auf der einen Seite geforderten 0,5-Überdeckung gleichzeitig auf der andern Seite der Eingriffsstelle die gewünschte Kom pression oder Expansion vorzusehen.
Die gleiche Wirkung kann auch dadurch erreicht werden, indem entsprechend dem in Fig. 4 dargestellten Beispiel anstatt der oben vorgeschlagenen Eindrehun gen die in dem Gehäuse 6 eingelagerten Zahnräder 7, 7' im Bereich einer oder beider Stirnflächen mit je einer Abstufung 8, 8' des Aussendurchmessers versehen sind und die der Aufnahme der Zahnräder dienende Ausdrehung des Gehäuses so gestaltet ist (vgl. 9, 9', Fig. 4), dass sie sich der abgestuften Zahnradform an passt. Auch hier gilt funktionstechnisch alles das, was bereits bei der Beschreibung des Beispiels nach Fig. 2 und Fig. 3 ausgeführt wurde.
Als weitere Lösung der gestellten Aufgabe kann der angestrebte hydraulische Überdeckungsgrad eh auch dadurch erreicht werden, indem gemäss dem in Fig.5 und 6 dargestellten Beispiel, an den Zahn flanken muldenförmige Vertiefungen 10,10' angebracht sind, welche sich über einen Teil der Zahnbreite b und in radialer Richtung von den Kopfkreisen dKl, dg2 bis zu den Hilfskreisen dK3 bzw. dK4 erstrecken, wobei letztere so gewählt sind (s. Fig. 5), dass sie auf der Eingriffslinie eine Strecke K3, <I>K4</I> = t, begrenzen.
Durch die Gestaltung gemäss dem Beispiel Fig. 2, 3, 5, 6 wird der grosse Vorteil erzielt, dass der getrieb- liche Überdeckungsgrad sg fast auf der ganzen Zahn breite b voll zur Leistungsübertragung erhalten bleibt, während die Eindrehungen 3, 3' die Durchmesser abstufungen 8, 8' und auch die muldenförmigen Ausnehmungen 10, 10' die in der Erfindungsaufgabe geforderte Abstimmung des hydraulischen Über- deckungsgrades auf jeden beliebigen,
jedoch unter dem Wert des getrieblichen Überdeckungsgrades sg liegen den Wert gestatten. Folglich kann auch mit diesen baulichen Mitteln die bei Zahnradpumpen gewünschte Expansion bzw. auch die bei Zahnradmotoren ge wünschte Kompression und gleichzeitig auf der zusammenkämmenden Seite bzw. auf der auseinander kämmenden Seite der gewünschte hydraulische Über deckungsgrad ah von etwa 0,5 erreicht werden.
Darüber hinaus haben die Ausführungen nach den Fig.4, 5, 6 noch den zusätzlichen Vorteil, dass keine lose zusätzliche Dichtungsmittel benötigt werden und dass die Ausführung gemäss Vorschlag nach Fig. 5 und ,6 überhaupt keine Änderung des Pumpengehäuses gegenüber der herkömmlichen Bauweise erforderlich macht-, so dass ohne weiteres Zahnräder der vor geschlagenen Art in jedes gewöhnliche Zahnradpum- pengehäuse eingebaut werden können.
Auch lässt sich bei geänderten Betriebsbedingungen in dasselbe Pum pengehäuse ein anderer Rädersatz einbauen, bei dem die innere Begrenzung der muldenförmigen Ausneh- mungen der Zahnflanken auf einem passend ausgeführ. ten Durchmesser dK3 bzw. dx, liegt.
Der bei den Beispielen gemäss Fig.2 bis 6 zu Grunde liegende Vorschlag wird vorn getrieblichen Überdeckungsgrad der Verzahnung nicht beeinflusst.
Das bedeutet zunächst, dass der getriebliche Über deckungsgrad beliebig gross sein kann, was die Anwen dung relativ hoher Zähne mit hoher Raumleistung gestattet und damit den Vorteil kleiner Abmessungen der Zahnradpumpe usw. ergibt. Ferner erübrigen sich jegliche Ausnehmungen in den Seitenwänden des Pumpengehäuses und wenn solche zur schnellen und leichten Abführung des Fördermediums aus den Zahn lücken vorgesehen werden, so können diese ohne Nacharbeit und mit grosser Toleranz ausgeführt bzw. eingegossen werden.
Ferner kann im allgemeinen eine enge Toleranz des Achsenabstandes vorausgesetzt werden und dadurch in Verbindung desselben mit dem Innendurchmesser der vorgeschlagenen Eindrehung auf fertigungstechnisch einfache Weise und sehr genau der gewünschte Überdeckungsgrad Eh erreicht und eingehalten werden.
Gear displacement machine The invention relates to a gear displacement machine in which the additional pressure of the conveying medium which fills the tooth gaps in the area of tooth meshing is eliminated with improved means.
The drawing serves to explain this object and the invention. 1 shows a schematic representation of the toothing of two intermeshing pump wheels, FIG. 2 shows a section transverse to the axis through a gear pump, FIG. 3 shows a longitudinal section through the gear pump shown in FIG. 2, FIG. 4 shows a longitudinal section through Another gear pump, FIG. 5 shows a partial section through the pump wheels in the area of the tooth engagement and FIG. 6 shows an axial section through a meshing gear pair in the embodiment according to the example of FIG.
All examples are shown schematically and their equivalent parts have uniform reference numerals. The toothing of a gear pump (see Fig. 1) is subject to the condition that at least one pair of flanks of the toothing must always be in flank contact, transmitting power and sealing. From a gearbox perspective, this requires a so-called gear overlap ratio e8> 1.0 and the toothing generally satisfies this requirement.
Although known, it should be mentioned briefly that the gear overlap ratio indicates how often the meshing division is
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in the line of action delimited by the tip circles dKl and dK2 on the line of action
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is included.
Unfortunately, a gear overlap ratio exceeding 1.0 results in hydraulic terms on a section K, KrK3K4 <I> = </I> K @ K2 te at least two subsequent pairs of flanks that roll off one another in a sealing manner and include a tooth gap volume, which is initially reduced,
until it is in the middle position of the meshing teeth shown in Fig. 1 the hatched small volume Ymin - Fschraff indicated. 'b has, and increases again with further rotation of the wheels, until finally the pitch point K4 on the line of action has reached K2 and the tooth gap opens. The area between the teeth, shown hatched in FIG. 1, is designated by Fschraff.
The tooth gap under consideration closed when the engagement point K3 was still at K, and the subsequent reduction in the gap volume V between the two rolling flank pairs causes the above-mentioned additional pressure in the enclosed medium, which, if not due to special structural factors Means is eliminated, an additional harmful bearing load, a significant increase in noise, a rough gear of the pump or motor and finally a reduction in overall efficiency with it.
Equally undesirable, however, is the pressure reduction that the medium experiences when the closed gap volume after the V.1 "value has been reached (as shown) continues to rotate until the hydraulic connection to the adjoining housing cavity (K4 = K2 , see above), because with well-sealing teeth and a non-compressible medium (water, <B> oil </B> etc.), the pressure can drop to the respective vapor pressure of the medium and then rise again when the hydraulic connection occurs suddenly change to the pressure in the pump cavity.
However, this can result in strong pressure fluctuations in the pumped medium, as well as cavitation on the housing and tooth flanks, and in any case the process described has just as much a noise-generating effect as the previously described pressure increase with decreasing gap volume.
To eliminate these disadvantages, various proposals and designs are already known, all of which result in limiting the double engagement or multiple engagement of the pairs of flanks in hydraulic terms to an angle of rotation of the gears corresponding to the value cp <I> = </I> 0 comes close or equal.
In this sense, the concept of the hydraulic degree of coverage <B> ei, </B> can be introduced, where
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and
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is and where in the direction of rotation indicated by the arrow
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the expansion distance means.
One of the known solutions is that the side walls of the housing in. Engagement area of the gears are provided with recesses, wel che the compression path
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and possibly also eliminate the expansion path of the meshing by using the mentioned
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Recesses the enclosed tooth gap space on the intermeshing side remains hydraulically connected to the hollow space on this side of the housing,
until the pitch point K3 of the trailing flank pair is on the line of action up to a distance
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the control center Z has approached, or that a hydraulic connection to the pump chamber on the other side is already established on the intermeshing side when the pitch point K4 of the pair of flanks leading in this case also has a distance on the engagement line
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from the center Z has reached.
The disadvantages of such a solution are mainly of a manufacturing nature, since it makes difficulties to achieve the contour of the mentioned housing recesses with the necessary accuracy in running series and thus economically. The contour also changes with an eventual. Housing overhaul and it is necessary to restore them with special gauges, tools and a skilled worker.
It has also been proposed to remove the pressed medium from the tooth gaps via channels, bores or the like and, if necessary, to supply the gear bearings or the tooth gaps elsewhere on the gear. Such a measure, however, not only results in a loss of specific delivery rate and poor efficiency, but is also limited to those cases in which the medium to be conveyed is very clean and has good lubricating properties. The purpose of the invention is to remedy these disadvantages.
The subject of the invention is a gear displacement machine, which is characterized in that the pressure angle a, the number of teeth z and the tooth tip height h of the gearing are selected so that when the gear displacement machine is operated as a pump, at least the compression distance = 0 and when Operation of the gear displacement machine as a motor, at least the expansion distance = 0.
Both can be z. This can be achieved, for example, with the toothing according to FIG. 1, in that the head circle diameter dx, the number of teeth z and the pressure angle determining the position of the engagement line are coordinated so that the tip circles of the meshing gears on the line of action limit a contact path, which corresponds to an engagement division t.
When checking this arrangement using equation (1), the value then results for the hydraulic overlap ratio
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In relation to the toothing according to FIG. 1, the solution can be achieved as explained above, for example, in that the diameter of the two tip circles dxl, dxs are reduced to the diameter of the circles dx3 and dx4 intersecting the line of action at points K3 and K4 .
When operating the machine at high speed and high pressure drop as a pump or as a motor, however, it is in the interests of noise reduction that a certain amount of expansion is maintained on the meshing side of the toothing in order to stretch the pressure equilibrium in the tooth gap content over time . This requirement can be fulfilled by designing the gears with unequal tip diameter or unequal number of teeth, in such a way that the gear pump and gear motor that are not on the drive shaft have the smaller tip diameter (dI @ 3, dK4) or the smaller number of teeth, or both.
The proposals made so far allow additional measures that are also suitable for enabling very high specific delivery volumes and very high working pressures for gear pumps of a given size. In this sense, it is useful (see Fig. 2 and 3) to provide the gears 2, 2 'embedded in the housing 1 with indentations 3, 3' on the circumference and to loosen these indentations in the circumferentially sealing area of the gears put and form-fitting, z. B. by radial pins 4, secured against displacement and on the housing bore adjacent filling segments 5 to be filled.
With this arrangement, the appropriate choice of the basic diameter of the indentations 3, 3 'allows the hydraulic degree of overlap to be adjusted to any value without any problems and completely independently of the degree of gear overlap ± g.
The particular advantages of this arrangement are that it is possible without changing the housing and only through a suitable choice of the base diameter of the one rotation 3 or 3 ', in addition to the 0.5 overlap required on the one hand at the same time on the other side Provide the desired compression or expansion point of intervention.
The same effect can also be achieved by using the gears 7, 7 'embedded in the housing 6 in the area of one or both end faces, each with a gradation 8, 8' of the Outside diameter are provided and the recess of the housing serving to accommodate the gears is designed (cf. 9, 9 ', FIG. 4) so that it adapts to the stepped gear shape. In terms of function, everything that has already been stated in the description of the example according to FIGS. 2 and 3 also applies here.
As a further solution to the problem posed, the desired degree of hydraulic overlap can also be achieved in that, according to the example shown in FIGS. 5 and 6, trough-shaped depressions 10, 10 ′ are attached to the tooth flanks, which extend over part of the tooth width b and extend in the radial direction from the tip circles dKl, dg2 to the auxiliary circles dK3 and dK4, the latter being selected (see FIG. 5) so that they cover a distance K3, <I> K4 </I> on the line of action = t, limit.
The design according to the example in FIGS. 2, 3, 5, 6 has the great advantage that the gear overlap ratio sg is fully retained for power transmission over almost the entire tooth width b, while the indentations 3, 3 'reduce the diameter gradations 8, 8 'and also the trough-shaped recesses 10, 10' the coordination of the hydraulic degree of overlap required in the invention to any arbitrary,
however, below the value of the gear ratio so-called allow the value. Consequently, with these structural means, the expansion desired in gear pumps or the compression desired in gear motors and at the same time on the intermeshing side or on the intermeshing side of the desired hydraulic over degree of coverage ah of about 0.5 can be achieved.
In addition, the designs according to FIGS. 4, 5, 6 have the additional advantage that no additional loose sealing means are required and that the design according to the proposal according to FIGS. 5 and 6 does not require any change in the pump housing compared to the conventional design - So that gears of the proposed type can be installed in any ordinary gear pump housing without any problems.
In the case of changed operating conditions, a different set of wheels can also be installed in the same pump housing, in which the inner delimitation of the trough-shaped recesses of the tooth flanks is designed to match. th diameter dK3 or dx.
The suggestion on which the examples according to FIGS.
This means, first of all, that the gear-related degree of coverage can be as large as desired, which allows the use of relatively high teeth with high space efficiency and thus the advantage of small dimensions of the gear pump, etc. Furthermore, there is no need for any recesses in the side walls of the pump housing and if such gaps are provided for the quick and easy removal of the pumped medium from the tooth, then these can be made or cast without reworking and with great tolerance.
Furthermore, a narrow tolerance of the axial spacing can generally be assumed and thereby the desired degree of overlap Eh can be achieved and maintained very precisely in connection with the inner diameter of the proposed recess in a simple manner in terms of manufacturing technology.