Die Erfindung bezieht sich auf eine Verdrängermaschine mit einem Zylinderblock, der radiale Bohrungen rechteckigen Querschnitts aufweist, in welchen Kolben angeordnet sind, von welchen jeder eine periodisch dem Druck eines Mediums ausgesetzte Kolbenkappe und eine auf der Kolbenkappe gelagerte Rolle aufweist, und mit einer mindestens einen Hub aufweisenden, den Zylinderblock umschliessenden Kurvenscheibe, auf welche sich die Rollen abstützen.
In einer solchen Verdrängermaschine mit radialer Anordnung der Kolben, in der die Kolbenkraft über einen den Rotor exzentrisch umschliessenden Hubring oder eine den Rotor umschliessende mehrhubige Kurvenscheibe in das entsprechende Drehmoment umgewandelt wird, sind das wichtigste Glied in der Kraftübertragungskette die Kolben in ihrem Zusammenspiel mit der Kraftumlenkung. Gefordert wird ein gutes Abdichten des unter Druck stehenden Mediums, ein hoher Wirkungsgrad der Kraftumlenkung und eine geringe Masse der hin und her gehenden Teile.
Es sind keine Lösungen bekannt, die alle drei Forderungen zufriedenstellend und gleichzeitig erfüllen: Entweder ist das gute Abdichten und Umlenken durch eine grosse Masse der bewegten Teile erkauft, wobei die Drehzahl durch die Beschleunigungskräfte begrenzt wird (sogenannte Langsamläufer) oder es ist bei kleiner Masse der bewegten Teile die Umlenkung unbefriedigend (sogenannte Schnelläufer).
Die vorliegende Erfindung hat die Aufgabe, den Kolbenund Umlenkmechanismus bei einer Verdrängermaschine der genannten Art so zu gestalten, dass die drei Forderungen nach ausreichender Abdichtung, guter Umlenkung und kleiner Masse der bewegten Teile in annähernd gleichem Ausmass erfüllt werden.
Der Erfindung liegt die Erkenntnis zugrunde, das Drehmoment durch ein hydrostatisches Druckfeld zu übertragen.
Erfindungsgemäss ist die Verdrängermaschine der eingangs genannten Art dadurch gekennzeichnet, dass jede Rolle mit einer ersten der beiden zur Drehrichtung senkrechten Seitenwände der radialen Bohrungen einen veränderlichen Spalt bildet, dass die Kolbenkappe mit der zweiten der beiden der genannten Seitenwände eine Dichtstelle bildet und dass sich zwischen dem veränderlichen Spalt und der Kolbenkappe längs der ersten Seitenwand ein Zwischendruckraum befindet, der über Spalte dem Druck des Mediums ausgesetzt ist, wobei die beiden zur Drehrichtung parallelen Seitenwände der radialen Bohrungen im Bereich der Stirnseiten der Rollen über Zuführungen ebenfalls dem Druck des Mediums ausgesetzt sind.
Bei der erfindungsgemässen Verdrängermaschine werden demnach an den die Kraftumlenkung bewirkenden Rollen Druckverteilungen erzielt, die zugleich das Einstellen der veränderlichen Spalte und die Übertragung der Drehmomentkraft bewirken. Daraus folgt, dass beide Bauteile jedes Kolbens. nämlich die Kolbenkappe und die Rolle, in der rechtekkigen Kolbenbohrung zugleich dichtend und mittels Bildung geeigneter Druckfelder kraftübertragend wirken.
Hierbei können sich dank einem beispielsweisen Spiel zwischen der Kolbenkappe und den senkrecht zur Drehrichtung liegenden Bohrungswänden und/oder einem Spiel zwischen den Stirnseiten der Rollen und den zur Drehrichtung parallelen Seitenwänden der Bohrungen Spalte bilden, die im Falle des erstgenannten Spiels automatisch auf der richtigen Seite des Kolbens als Festdrossel für eine hydrostatische Abstützung der Rolle wirken, wobei die zweite, veränderliche Drossel zwischen der Rollenmantelfläche und der Bohrungswand auf derselben Seite des Kolbens entsteht.
Ausführungsbeispiele des Erfindungsgegenstandes werden nachstehend anhand der Zeichnungen erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 in einem Schnitt durch eine Radialkolben-Verdrängermaschine zwei bekannte und eine gemäss der vorliegenden Erfindung ausgebildete Kolbenanordnungen,
Fig. 2 in einem Schnitt entsprechend Fig. 1 einen gemäss der Erfindung ausgebildeten Kolben mit schematischer Angabe der Druckverteilungen bei einem bestimmten Kurvenwinkel der Kurvenscheibe,
Fig. 3, 4 und 5 in linearer Abwicklung die gemäss der Erfindung ausgebildete Kolbenanordnung in verschiedenen Lagen der Kurvenscheibe beim Ausfahren unter Druck,
Fig. 6 in einem Schnitt eine Ausführungsform der Rolle dz Kolbens mit Druckbeaufschlagung einer Rollenbohrung,
Fig. 7 einen Schnitt längs der Linie VII-VII in Fig. 6.
Die in Fig. 1 im Schnitt senkrecht zu ihrer Drehachse dargestellte Radialkolben-Verdrängermaschine hat einen von einer Kurvenscheibe laib, lc umgebenen Zylinderblock 2a, 2b, 2c der radiale Bohrungen aufweist, in welchen Umlenkkolben angeordnet sind, denen ein Druckmedium über einen Verteiler 3 zugeführt ist. In Fig. 1 sind sektorenweise drei verschiedene Kolbenanordnungen dargestellt, mittels welcher die vom Druckmedium auf die Kolben ausgeübte Kraft in ein Drehmoment umgewandelt wird.
Die verschiedenen Sektorer sind mit den Buchstaben a, b und c unterschiedlich bezeichne wobei die Sektoren a und b bekannte Kolbenanordnungen mi ihren Kurvenscheibenabschnitten la, 1b und Zylinderblockal: schnitten 2a, 2b zeigen, während der Sektor c eine Kolbenan- ordnung mit Kurvenscheibenabschnitt 1c und Zylinderblockabschnitt 2c zeigt, die gemäss der Erfindung ausgebildet ist.
Hub und Kolbenfläche, d. h. das Schluckvermögen pro Umdrehung, sind für alle genannten Bauarten gleich dargestellt.
Der Zylinderblock 2a, 2b, 2c ist gegenüber der Kurvenscheib la, lb, lc und dem Verteiler 3 drehbar angeordnet, während die Kurvenscheibe la, lb, 1c und der Verteiler 3 miteinander drehfest verbunden sind. Der Verteiler 3 wird nicht näher erläutert, da er an sich in verschiedenen Ausführungsformen bekannt ist, beispielsweise aus der Schweizer Patentschrift 584 374.
Bei der ersten, bekannten Kolbenanordnung des Sektors a liegt eine räumliche Trennung der Kolben- und Umlenkfunktionen vor. In zylindrischen Bohrungen angeordnete Kolben 4a sind über einen Pleuel Sa mit einem Kreuzbalken verbunden, der zwei Sätze von Rollenlagern 7a trägt. Der ein Satz dieser Rollenlager dient der Kraftumlenkung durch Abrollen auf der Kurvenscheibe la, während der andere Satz die Drehmomentkraft an mit dem Zylinderblock 2a verbundene Stütziahnen 7a' überträgt. Obschon bei dieser Ausführungsform sehr hohe Wirkungsgrade der Kraftumlenkung und eine gute Dichtwirkung erzielt werden, beschränkt die hohe Massc der Kolbenelemente die erreichbaren Drehzahlen viel zu star Ausserdem ist der unvermeidbar grosse Aussendurchmesser der Kurvenscheibe la und damit der Maschine bei dieser Bauart oft von Nachteil.
Bei der zweiten, bekannten Kolbenanordnung gemäss Sektor b der Fig. 1 sind die Dicht- und Umlenkfunktionen immer noch getrennt, aber sehr gedrängt. Der in einer zylindrischen Bohrung angeordnete Kolben 4b stützt sich reibend auf einer Rolle oder Kugel 7b ab, welche die Kraftumlenkun durch Abrollen auf der Kurvenscheibe 1b besorgt. Das Dreh moment wird wiederum reibend von der Kugel 7b auf den Zylinderblock 2b übertragen. Die vielen Reibstellen ergeben einen sehr schlechten mechanischen Wirkungsgrad bei jedoch stark verkleinerter Masse und geringem Aussendurchmesser der Kurvenscheibe 1b und damit der Maschine.
Bei der im nachfolgenden Sektor c dargestellten Ausführungsform des Erfindungsgegenstandes ist die Dicht- und Umlenkfunktion in einer sich selbsttätig einstellenden Kolben anordnung, die aus einer in einer rechteckigen Bohrung angeordneten hohlen Rolle 7c und einer Kolbenkappe 4c be steht, vereint, so dass eine kompakte Bauweise entsteht Wol sind hierbei die Umlenkverluste zufolge Kolbenreibung etwa höher als bei der Kolbenanordmmg des Sektors a, auch ist di Dichtwirkung im allgemeinen etwas geringer, jedoch ist die Masse erheblich kleiner. Gegenüber der Kolbenanordnung des Sektors b liegen ein höherer mechanischer Wirkungsgrad (kleinere Umlenkverluste), kleinere Reibungsverluste, eine nochmals kleinere Masse und eine noch grössere Kompaktheit vor.
Weitere Einzelheiten und die Wirkungsweise der Kolbenanordnung des Sektors c werden nachstehend anhand der Fig. 2 erläutert, welche die Kolbenanordnung in grösserem Massstab zeigt.
In der einen rechteckigen Querschnitt aufweisenden Bohrung 8 des Zylinderblocks 15 liegt die Kolbenanordnung, bestehend aus einer Kolbenkappe 9 und einer hohlen Rolle 11, auf welche sich die Kolbenkappe 9 abstützt und welche ihrerseits auf die ausschnittweise dargestellte Kurvenscheibe 12 gedrückt wird. Die Kolbenkappe 9 weist an ihrer Auflagefläche für die Rolle 11 eine Tasche 10 auf, welche über eine ra ziele Bohrung 11' dem Druck p des Mediums ausgesetzt ist.
Zwischen den beiden zur Drehrichtung senkrechten Seitenwänden 13 und 14 sind die Kolbenkappe 9 und die Rolle 11 mit Spiel angeordnet.
Die durch den Druck p in der rechteckigen Kolbenbohrung 3 erzeugte Druckkraft wird über die Kolbenkappe 9 und die mit dem Druck p ebenfalls beaufschlagte Tasche 10 auf die Rolle 11 gelenkt. Durch die Neigung i der Kurvenscheibe 12 wird die Rolle 11 nach links abgedrängt, wodurch ein veränierlicher Spalt hc zwischen der Rolle 11 und der Bohrungs wand 13 derart klein wird, dass, hervorgerufen durch das Leck Jeim Spalt hp zwischen der Kolbenkappe 9 und der Bohrungswand 13, im Zwischenraum zwischen den zwei Spalten hc und lp ein Druck p, entsteht, der einerseits die Kolbenkappe 9 mit 1er Kraft Fs gegen die entgegengesetzte Bohrungswand 14 irückt und anderseits ein Druckverteilungsungleichgewicht ervorruft,
das dem Zylinderblock 15 die Geschwindigkeit v aufzwingt. Gleichzeitig öffnet sich der Spalt zwischen der Rolle I ] und der Bohrungswand 14 derart, dass von der Berühungsstelle 16 der Kolbenkappe 9 mit der Bohrungswand 14 zis zur Mündung 17 der Kolbenbohrung 8 kein Druck auftritt.
Diese Druckverteilung ist in Fig. 2 mittels Pfeilen symbolisch largestellt.
In den Fig. 3 bis 5 ist in linearer Abwicklung dargestellt, vie ein Verteiler 18 im motorischen Betriebsfall die Kolbenmappen 9 auf einem Segment der Kurvenscheibe 12 mit dem hochdruck p des Mediums über Bohrungen 19 im Zylinderblock 15 verbindet. Der grössten übertragbaren Kraft von der (urvenscheibe 12 auf den Zylinderblock 15 entspricht ein spalt hc = o, d. h. p, = p. Bei gegebener geometrischer Ausge taltung der Kolbenkappe 9 legt dies den maximalen Nei ;ungswinkel i der Kurvenscheibe 12 fest, d. h. bei optimaler auslegung kommt bei maximaler Neigung der Kurve die Rolle gerade noch zur kraftlosen Berührung mit der Wand 13, wie lies in der Fig. 4 dargestellt wird.
Bei kleinerem Neigungswin .el i stellt sich dementsprechend eine Spaltkombination ein, lie genau den Druck p, erzeugt, welcher der von der Kurven cheibe 12 abgegebenen Kraft entspricht (Fig. 5). Bei sehr reinem Neigungswinkel i (Fig. 3) hebt sogar die Kappe 9 von der Wand 14 ab, da ja p, infolge fehlender Kraftübertragung sehr klein wird und die Reibkraft zwischen der Kappe 9 und der Rolle 11 überwiegt. Die in den Fig. 6 und 7 dargestellte Ausgestaltung der Kombination Kappe/Rolle erlaubt die leichteste Bauweise für höchste Geschwindigkeiten. Hierbei wird auf eine selbsttragende Dicke der Rolle 11 verzichtet, dafür über eine Leitung 20 der Hochdruck p in eine Rollenbohrung 21 geführt.
Zu diesem Zwecke müssen die Seitendichtplatten 22 und 23 mindestens stellenweise auch die Kurvenscheibe 12 überlappen, damit das seitliche Spiel 24 und 25 zwecks Begrenzung des Lecks stets, d. h. auch im äusseren Totpunkt des Rollenhubs, aufrechterhalten wird. Der innere Druck gewährleistet also die Formsteifigkeit der Rolle 11, erlaubt jedoch eine erhöhte lokale Anschmiegung an der Kontaktstelle 26 zwischen Rolle 11 und Kurvenscheibe 12, wodurch über eine verminderte Hertz'sche Pressung eine erhöhte Druckbelastbarkeit erreicht wird.
The invention relates to a positive displacement machine with a cylinder block having radial bores of rectangular cross section, in which pistons are arranged, each of which has a piston cap periodically exposed to the pressure of a medium and a roller mounted on the piston cap, and with at least one stroke having, the cylinder block surrounding cam, on which the rollers are supported.
In such a displacement machine with a radial arrangement of the pistons, in which the piston force is converted into the corresponding torque via a cam ring eccentrically surrounding the rotor or a multi-stroke cam disc surrounding the rotor, the most important link in the power transmission chain are the pistons in their interaction with the force deflection . Good sealing of the pressurized medium, a high degree of efficiency in the deflection of force and a low mass of the parts moving back and forth are required.
There are no known solutions that meet all three requirements satisfactorily and at the same time: Either the good sealing and deflection is bought at the cost of a large mass of moving parts, with the speed being limited by the acceleration forces (so-called slow runners) or, if the mass is small, the moving parts, the deflection is unsatisfactory (so-called high-speed runners).
The present invention has the task of designing the piston and deflection mechanism in a displacement machine of the type mentioned in such a way that the three requirements for adequate sealing, good deflection and small mass of the moving parts are met to approximately the same extent.
The invention is based on the knowledge that the torque is transmitted through a hydrostatic pressure field.
According to the invention, the displacement machine of the type mentioned is characterized in that each roller forms a variable gap with a first of the two side walls of the radial bores perpendicular to the direction of rotation, that the piston cap forms a sealing point with the second of the two side walls mentioned and that between the variable gap and the piston cap along the first side wall there is an intermediate pressure space which is exposed to the pressure of the medium via gaps, whereby the two side walls of the radial bores parallel to the direction of rotation in the area of the end faces of the rollers are also exposed to the pressure of the medium via feeds.
In the displacement machine according to the invention, pressure distributions are accordingly achieved on the rollers causing the force deflection, which at the same time effect the setting of the variable gap and the transmission of the torque force. It follows that both components of each piston. namely the piston cap and the roller, in the rectangular piston bore at the same time act as a seal and transmit force by means of the formation of suitable pressure fields.
Here, thanks to an example of play between the piston cap and the bore walls perpendicular to the direction of rotation and / or a play between the end faces of the rollers and the side walls of the bores parallel to the direction of rotation, gaps can form which, in the case of the former game, are automatically on the correct side of the Pistons act as a fixed throttle for hydrostatic support of the roller, the second, variable throttle being created between the roller jacket surface and the bore wall on the same side of the piston.
Exemplary embodiments of the subject matter of the invention are explained below with reference to the drawings. Show it:
1 shows, in a section through a radial piston displacement machine, two known piston assemblies and one designed according to the present invention,
FIG. 2 shows in a section corresponding to FIG. 1 a piston designed according to the invention with a schematic indication of the pressure distributions at a certain curve angle of the cam,
3, 4 and 5, in a linear development, the piston arrangement designed according to the invention in different positions of the cam when extending under pressure,
6 shows in a section an embodiment of the roller dz piston with pressurization of a roller bore,
FIG. 7 shows a section along the line VII-VII in FIG. 6.
The radial piston displacement machine shown in section perpendicular to its axis of rotation in Fig. 1 has a cylinder block 2a, 2b, 2c surrounded by a cam disk, lc, which has radial bores in which deflection pistons are arranged, to which a pressure medium is supplied via a distributor 3 . In Fig. 1, three different piston arrangements are shown in sectors, by means of which the force exerted by the pressure medium on the piston is converted into a torque.
The different sectors are designated differently with the letters a, b and c, the sectors a and b showing known piston arrangements with their cam disk sections la, 1b and cylinder block sections 2a, 2b, while sector c shows a piston arrangement with cam disk section 1c and cylinder block section 2c shows which is designed according to the invention.
Stroke and piston area, d. H. the absorption capacity per revolution are shown in the same way for all types mentioned.
The cylinder block 2a, 2b, 2c is rotatably arranged with respect to the cam la, lb, lc and the distributor 3, while the cam la, lb, 1c and the distributor 3 are non-rotatably connected to one another. The distributor 3 is not explained in more detail since it is known per se in various embodiments, for example from Swiss patent specification 584 374.
In the first, known piston arrangement of sector a, there is a spatial separation of the piston and deflection functions. Pistons 4a arranged in cylindrical bores are connected via a connecting rod Sa to a cross beam which carries two sets of roller bearings 7a. One set of these roller bearings is used to deflect the force by rolling on the cam disk la, while the other set transmits the torque force to support legs 7a 'connected to the cylinder block 2a. Although this embodiment achieves very high degrees of efficiency of the force deflection and a good sealing effect, the high mass of the piston elements limits the speeds that can be achieved far too much. In addition, the inevitable large outer diameter of the cam la and thus the machine is often a disadvantage in this design.
In the second, known piston arrangement according to sector b of FIG. 1, the sealing and deflecting functions are still separate, but very compact. The piston 4b arranged in a cylindrical bore is frictionally supported on a roller or ball 7b, which deflects the force by rolling on the cam 1b. The torque is in turn transmitted frictionally from the ball 7b to the cylinder block 2b. The many friction points result in a very poor mechanical efficiency with, however, greatly reduced mass and small outer diameter of the cam 1b and thus the machine.
In the embodiment of the subject matter of the invention shown in sector c below, the sealing and deflection function is combined in a self-adjusting piston arrangement, which consists of a hollow roller 7c arranged in a rectangular bore and a piston cap 4c, so that a compact design is created Wol the deflection losses due to piston friction are about higher than in the piston arrangement of sector a, and the sealing effect is generally somewhat less, but the mass is considerably smaller. Compared to the piston arrangement of sector b, there is a higher mechanical efficiency (smaller deflection losses), smaller friction losses, an even smaller mass and an even greater compactness.
Further details and the mode of operation of the piston arrangement of sector c are explained below with reference to FIG. 2, which shows the piston arrangement on a larger scale.
The piston assembly, consisting of a piston cap 9 and a hollow roller 11, on which the piston cap 9 is supported and which in turn is pressed onto the cam disk 12 shown in detail, lies in the bore 8 of the cylinder block 15, which has a rectangular cross section. The piston cap 9 has on its bearing surface for the roller 11 a pocket 10 which is exposed to the pressure p of the medium via a ra target bore 11 '.
Between the two side walls 13 and 14 perpendicular to the direction of rotation, the piston cap 9 and the roller 11 are arranged with play.
The compressive force generated by the pressure p in the rectangular piston bore 3 is directed onto the roller 11 via the piston cap 9 and the pocket 10, which is also acted upon by the pressure p. Due to the inclination i of the cam disk 12, the roller 11 is pushed to the left, whereby a variable gap hc between the roller 11 and the bore wall 13 becomes so small that, caused by the leak, Jeim gap hp between the piston cap 9 and the bore wall 13 , in the space between the two gaps hc and lp a pressure p, arises, which on the one hand pushes the piston cap 9 with a force Fs against the opposite bore wall 14 and on the other hand causes a pressure distribution imbalance,
which the cylinder block 15 imposes the speed v. At the same time, the gap between the roller I] and the bore wall 14 opens in such a way that no pressure occurs from the contact point 16 of the piston cap 9 with the bore wall 14 to the mouth 17 of the piston bore 8.
This pressure distribution is shown symbolically in FIG. 2 by means of arrows.
3 to 5 show in a linear development how a distributor 18 connects the piston caps 9 on a segment of the cam disk 12 with the high pressure p of the medium via bores 19 in the cylinder block 15 in the case of motor operation. The greatest force that can be transmitted from the cam disk 12 to the cylinder block 15 corresponds to a gap hc = o, ie p, = p. With a given geometrical configuration of the piston cap 9, this determines the maximum angle of inclination i of the cam disk 12, that is to say when it is optimal design, at the maximum inclination of the curve, the roller just comes into forceless contact with the wall 13, as is shown in FIG. 4.
With a smaller angle of inclination .el i, a gap combination is accordingly set up, precisely generating the pressure p, which corresponds to the force output by the cam plate 12 (FIG. 5). In the case of a very pure angle of inclination i (FIG. 3), even the cap 9 lifts off the wall 14, since p, due to the lack of force transmission, becomes very small and the frictional force between the cap 9 and the roller 11 predominates. The configuration of the cap / roller combination shown in FIGS. 6 and 7 allows the lightest construction for the highest speeds. In this case, the roller 11 does not have a self-supporting thickness, instead the high pressure p is fed into a roller bore 21 via a line 20.
For this purpose, the side sealing plates 22 and 23 must also overlap the cam disk 12 at least in places, so that the lateral play 24 and 25 always, i. H. is also maintained in the outer dead center of the roller stroke. The internal pressure thus ensures the dimensional stiffness of the roller 11, but allows an increased local snugness at the contact point 26 between the roller 11 and the cam disk 12, as a result of which an increased compressive strength is achieved via a reduced Hertzian pressure.