DE1403883A1

DE1403883A1 - Als Pumpe oder Motor verwendbare hydrostatische Maschine

Info

Publication number: DE1403883A1
Application number: DE19601403883
Authority: DE
Inventors: Robert-Wesley Brundage
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 1959-05-19
Filing date: 1960-05-19
Publication date: 1969-04-24
Also published as: US3034448A

Description

. PATENTANWALT © Mönchen 2, 14 039 8

DIPL-ING. MARTI N LICHT SendlingerStraße 55

— Fernsprecher: 224265 , 19. Mai 1960

Poittdwdc-Konto: Mönchen 163397

ML/Le

ROBERO? WESLEY BRUNDAGE Normandy 21, St. Louis, Missouri Bellerive Acres 80
V. St. A.

Dr. Expl.

Als Pumpe oder Motor verwendbare hydrostatische

Maschine.

Die Erfindung bezieht sich auf eine als Pumpe oder Motor verwendbar nach dem Yerdrängungsprinzip arbeitende, also hydrostatische, hydraulische Maschine. Insbesondere ist die Erfindung auf Zahnradpumpen mit Innenverzahnung anwendbar und sie wird in folgendem mit Bezug auf dieses Anwendungsgebiet erläutert, obgleich sich manche Erfin- -

dungsmerkmale auch für andere hydrostatische Vorrichtungen eignen, beispielsweise für Drehkolbenmaschinen, bei denen es sich um Pumpen oder Motoren handeln kann, oder für Zahnradpumpen mit Außenverzahnungen sämtlicher Zahnräder. Allgemein anwendbar ist insbesondere das Erfindungsmerkmal, das sich auf die Schmierung des Gleitlagers bezieht.

Weiter eignet sich die Erfindung für hydraulische Pumpen oder Motoren, die mit einem sehr hohen Flüssigkeitsdruck betrieben werden, also mit Drücken über 70 atü, die oft die Grenze von 280 atü erreichen oder überschreiten.

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Bauarten und Hilfsmittel, die sich bei niedrigeren Drücken bewährt haben, arbeiten bei solchen hohen Drücken häufig unbefriedigend oder versagen ganz.

Mit einem innenverzahnten Zahnrad arbeitende hydrostatische Zahnradpumpen bestehen gewöhnlich aus einem innenverzahnten und einem außenverzahnten Zahnrad, die derart in einem Gehäuse um parallele Achsen umlaufen, daß ihre Zähne in gleitendem flüssigkeitsdichten Eingriff miteinander bleiben. Das außenverzahnte Zahnrad wird dabei von einer im Gehäuse drehbar gelagerten Welle getragen, während das innenverzahnte Rad um eine Achse umlaufend gelagert ist, die mittels eines exzentrischen Lagerringes im Abstand von der Achse der Welle gehalten wird. Der exzentrische Lagerring hat eine Außenfläche, die zur Innenfläche exzentrisch gelegen ist, und er ist seinerseits im Gehäuse abgestützt. An die Stirnflächen der Zahnräder legen sich abdichtende Teile an, damit die Zahnräder beim Umlauf zahlreiche abgeschlossene Kammern bilden, die beim Umlauf fortschreitend bis zu einem Höchstvolumen wachsen und dann wieder bis zu einem Mindestvolumen abnehmen. Jede Kammer erreicht das Höchstvolumen an der Stelle, an der die Zähne außer Eingriff miteinander gelangen - diese Stelle wird nachstehend als "Ausgriffstelle" bezeichnet und sie erreichen das geringste Volumen an der gegenüberliegenden Stelle, an der sie am tiefsten ineinander eingreifenj diese Stelle wird nachstehend als »"Eingriffstelle" bezeichnet. Die kleiner werdenden Kammern stehen mit dem Auslaß in Verbindung und stehen unter einem hohen Flüssigkeitsdruck, während die wachsenden Kammern mit dem Einlaß in Verbindung stehen und dementsprechend unter einem verhältnismäßig niedri-

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gen Druck stehen. Die in der Pumpe herrschenden Flüssigkeitsdrücke sind unsymmetrisch verteilt und üben große unsymmetrische radiale und axiale Kräfte auf die Zahnräder, die Dichtungsteile und die Lager aus, was die Aufgaben zur Folge hat, die der Erfindung in erster Linie zugrunde liegen, line dieser Aufgaben besteht darin, die Zähne auch an der Ausgriffstelle in abdichtender Berührung aneinanderzuhalten. An der Ausgriffstelle herrscht zwischen den benachbarten Kammern das volle Druckgefälle der Pumpe, gegen ( das die sich berührenden Flächen abdichten müssen. Würden sich die Zähne an d er Ausgriffstelle nicht abdichtend berühren, dann würden erhebliche Leckverluste auftreten.

Ein wesentliches' Erfindungsmerkmal besteht nun darin, daß der exzentrische Lagerring im Hohlraum des Gehäuses mit Spielraum eingepaßt ist und sich daher um ein begrenztes Maß in radialer Richtung verschieben kann und daß infolge entsprechender Ausgestaltung der Pumpe der Anlagepunkt zwischen dem Lagerring und dem Gehäuse eine besondere Lage gegenüber dem Vektor einnimmt, der von den in den Hochdruckkammern herrschenden Drücken als resultierende Kraft ausgeübt wird. Diese besondere Lage ist so gewählt, daß diese resultierende Kraft ein Dreh- oder Kippmoment erzeugt, das den Lagerring und das von ihm getragene innenverzahnte Rad um den Anlagepunkt in einem Drehsinne verschwenkt, durch den an der Ausgriffstelle die Zahnradzähne mit einer "Schließkraft" aneinanäergedrückt werden, wobei diese Schließkraft den Kräften verhältnisgleich ist, welche diese Zähne auseinanderzudrücken, also zu trennen, suchen. Die Zähne bleiben daher

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auch an der Ausgriffstelle in Anlage aneinander, und ein etwaiger Verschleiß der Zähne wird dadurch selbsttätig ausgeglichen.

Bei einer Ausführungsform der Erfindung wird dieser . Anlagepunkt durch einen auf der Außenfläche des lagerringee angebrachten Vorsprung oder einen auf der Innenfläche des aehäusehohlraumes vorgesehenen Vorsprung bestimmt. Bei niedrigen Pumpendrücken wirkt dieser Vorsprung einwandfreie Bei höheren Drücken indessen muß zur Vermeidung unzulässiger PlächenpresBungen an d em Vorsprung dieser als eine sich in Achsenrichtung erstreckende Leiste ausgebildet sein, damit eine Linienberührung gewährleistet ist, wobei die Ge.häuseinnenflache konzentrisch bearbeitet werden muß. Aber selbst dabei kann die Flächenpressung häufig das durch die Festigkeit der Baustoffe bedingte Maß überschreiten. Es kommt hinzu, daß die Anbringung des Vorsprunges Kosten verursacht.

Bei einem bevorzugten Ausführungsbeispiel der Erfindung wird nun diese Aufgabe dadurch gelöst, daß zwar sowohl die Innenfläche des Gehäuses als auch die Außenfläche des Lagerringes zylindrisch gestaltet sind, aber einen bestimmten Spielraum zwischen sich belassen, wobei dann die Exzentrizität der Zahnräder und des Lagerringes diesem Spielraum gegenüber in besonderer Weise bemessen werden. Diese Bemessung wird so gewählt, daß sich die Flächen infolge ihrer geometrischen Gestalt an einer Anlagestelle berühren, die in der.Umlaufrichtung gesehen diesseits des Vektors der resultierenden Kammerdruckkräfte gelegen ist. Dadurch wird dann die gewünschte Kraft erzeugt, welche an der Ausgriffstelle die Zähne aufeinander drückt.

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Der die resultierenden Kammerdruckkräfte darstellende Sektor erstreckt sich auf der Hochdruckseite der Welle nach außen und liegt in der Mitte zwischen den Radien,an denen die Reihe der hintereinanderliegenden Kammern beginnt und endet, die jeweils mit dem Auslaß kommunizieren und unter dem Hochdruck stehen. Diese Radien verschieben sich dauernd in der Umlaufrichtung, wenn zum Beispiel eine noch unter dem Einlaßdruck stehende Kammer die Sperrzone verläßt und damit über die ganze länge ihres Zentriwinkels plötzlich mit dem Auslaß in Verbindung tritt oder wenn eine noch unter dem Hochdruck stehende Kammer die Sperrzone verläßt und plötzlich über die ganze Breite ihres Zentriwinkels mit dem Einlaß in Verbindung tritt und damit ihren Hochdruck verliert. Der Vektor der resultierenden Kraft pendelt daher ständig um den Radius, der auf der Mittellinie der beiden Sperrzonen lotrecht steht. Ein wichtiges Erfindungsmerkmal besteht nun darin, daß der Punkt der tangentialen Anlage des Lagerringes an der G-ehäuseinnenfläche in der UmIaufrichtung betrachtet diesseits des größten Pendelbereiches des Vektors der resultierenden Kammerdrücke liegt.

Ein weiteres Erfindungsmerkmal besteht darin, daß der Pendelwinkel dieses Vektors durch zwei Ausgleichmündungen verringert wird, die mittels einen Drosselkalals verbunden sind und mit den einzelnen Kammern bei deren Durchlauf durch die Sperrzone in Verbindung treten. Diese Drosselverbindung hat zur Folge, daß die durch sie verbundenen Kammern ungefähr unter den gleichen Druck gesetzt

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werden, der zwischen dem Einlaßdruck und dem Auslaßdruck liegt.

Die Sclwenkanordnung des Lagerringes arbeitet bei niedrigen Drehzahlen ausgezeichnet. Wächst aber die Drehzahl, wobei sich die beiden Zahnräder mit ihren Zähnen auch an der Ausgriffstelle unter Druck berühren, dann spielen geringe Ungenauigkeiten der Verzahnung eine wichtige Rolle und verursachen ein unerwünschtes Geräusch. Erfindungsgemäß wird diese Schwierigkeit dadurch überwunden, daß die Sperrzonen infolge entsprechender Anordnung in die Füllung der sie durchlaufenden Pumpenkammern an der Ausgriffstelle einkapseln.

Mit "einkapseln" ist gemeint, daß die kleiner werdende Kammer wenigstens vorübergehend völlig abgeschlossen wird und die in ihr enthaltene Flüssigkeitsfüllung daher nicht entweichen kann. Infolge der geringen Zusammendruckbarkeit der Flüssigkeit steigt dabei der Druck der Füllung beim Durchlaufen eines sehr kurzen Kreisbogens der Bewegungsbahn der Kammer auf einen sehr hohen Wert. Dieser Kapseldruck erzeugt nun in der Pumpe eine zusätzliche Kraft, die der "Schließkraft" entgegenwirkt, und an der Ausgriffstelle die dort aneinandergedrückten Zähne so viel auseinanderzwängt, daß die eingekapselte Füllung in die benachbarte, unter niedrigem Druck stehende Kammer entweichen kann und nicht weiter ansteigt.

Das Maß der "Einkapselung" wird im Verhältnis zu dem entweder unvermeidlichen oder absichtlich vorgesehenen Leckverlust so bemessen, daß die Zähne erst dann auseinanderge-

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zwängt werden, wenn die Pumpe mindestens mit einer mittleren Drehzahl betrieben wird, die zwischen der Mindestdrehzahl und der Höchstdrehzahl liegt. Der durch den Austritt der eingekapselten Flussigkeitsfüllung bedingte Leckverlust tritt aleo erst ein, wenn die Drehzahl einen mittleren Wert überschreitet, wenn also die Fördermenge recht groß ist. Dann bildet dieser Leckverlust aber einen kleinen Bruchteil der gesamten Fördermenge und ist daher ohne

weiteres zulässig. (

Die Ausgleichmündungen d ienen noch einem anderen sehr wichtigen Zweck, wenn die Sperrzonen so ausgestaltet sind, daß sie ein "Einkapseln" herbeiführen. Handelt es sich um eine Pumpe ohne' innere Leckverluste, dann sind die durch die eingekapselten Füllungen erreichten Drücke von der Drehzahl unabhängig, und die auf den schwenkbaren Lagerring ausgeübte Schließkraft würde dann stets niedriger sein als die die Pumpenkammern öffnende Kraft der eingekapselten Flüssigkeitsfüllung. Da aber gewisse Leckverluste der Pumpe unvermeidlich sind, tritt diese Wirkung erst dann ein, wenn die Drehzahl der Pumpe einen mittleren Wert überschreitet, der von der Größe der Leckverluste abhängt. Da aber selbst Pumpen des gleichen Baumusters verschieden große Leckverluste haben, kann man niemals mit Sicherheit die Drehzahl voraussagen, bei deren überschreiten die auf die Zähne wirkenden Schließkräfte durch d ie eingekapselten Kammerfüllungen überwunden werden. Nun sind aber die Ausgleichmündungen so angeordnet, daß sich ein wesentlich größerer Pumpenleckverlust ergibt als er im äußersten Falle selbst

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bei einer Pumpe minderer GKite eintreten könnte. Dadurch ist erreicht, daß bei allen Pumpen desselben Baumuetere die von dem s chwenkbaren Lagerring ausgeübte Bohließkraft bei ungefähr derselben Drehzahl von der die Kammern öffnenden Kraft der eingekapselten Füllungen überwunden wird. Dadurch ist das Ergebnis erzielt, daß die auf die Zähne ander Auegriffstelle ausgeübte Schließkraft dem Pumpenförderdrück verhältnisgleich ist und daß die dieser Schließkr<tft entgegenwirkende, die Kammern öffnende Kraft der Pumpendrehzahl verhältnisgleich ist.

Bei hydrostatischen, als Pumpe oder Motor arbeitenden Maschinen besteht eine weitere erhebliche Schwierigkeit darin, zwischen den relativ zueinander umlaufenden Zylinderflächen, auf die hohe radiale Kräfte wirken, einen ununterbrochenen Schmierfilm aufrechtzuerhalten. Das gilt beispielsweise für die Lagerbüchse einer mit einem innenverzahnten Rad ausgerüsteten Zahnradpumpe, deren Welle von der Lagerbuchse getragen wird, oder für den exzentrischen Lagerring einer mit einem innenverzahnten Zahnrad versehenen Zahnradpumpe, wobei das innenverzahnte Rad vonder Lagerbuchse getragen wird. Unter den starken radialen Kräften kann der Schmierfilm leicht zerreißen, so daß eine metallische Berührung der Gleitflächen eintritt und diese einem erhöhten Abrieb unterliegen oder sogar anfressen. Bisher war es schwierig, wenn nicht unmöglich, das durch einen Schmierfilm zu verhindern. Ob sich dieser Schmierfilm bildet, hängt von verschiedenen Umständen ab, unter anderem auch von dem Verhältnis der Länge zum Durchmesser der Lagerflächen,

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von der Zähflüssigkeit des Schmiermittels und von den radialen Drücken oder Lasten zwischen den flächen.

Die meisten als Pumpen oder Motoren arbeitenden hydrostatischen Maschinen werden durch die von ihnen geförderten Flüssigkeiten innen geschmiert. Aber gewöhnlich haben diese Flüssigkeiten eine unzureichende Zähflüssigkeit, um einen guten Schmierfilm zu bilden, besonders, wenn die Flüssigkeiten durch die Pumpwirkung auf über 37° erwärmt werden.

Eb kommt hinzu, daß bei Zahnradpumpen mit einem ( innenverzahnten Rad das Verhältnis der Länge zum Durchmesser des Lagerringes und der Zahnradflächen notwendigerweise sehr niedrig ist.

Erfindungsgemäß sind diese Schwierigkeiten nun durch zwei Maßnahmen überwunden, deren jede an sich neu ist und die durch ihr Zusammenwirken die Möglichkeit eröffnen, in einer als Pumpe oder Motor unter hohem Druck arbeitenden hydrostatischen Maschine einen einwandfreien Schmierfilm in jedem Gleitlager aufrecht zu erhalten.

Erfindungsgemäß steht das zylindrische Gleitlager an beiden axialen Enden unter dem hohen Förderdruck. Dabei wird der Umstand ausgenutzt, daß die Zähflüssigkeit eines Schmiermittels mit zunehmendem Druck wächst. Bei der mit einem innenverzahnten Rad ausgerüsteten Zahnradpumpe, die auch als Motor laufen kann, wird dies dadurch bewerkstelligt, daß der ganze Gehäuseinnenraum, der die Zahnräder und den exzentrischen Lagerring aufnimmt, unter dem hohen Förderdruck steht.

Dadurch ist nun erreicht, daß mit zunehmendem Förderdruck der Pumpe oder mit zunehmendem Speisedruck des Motors

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der Druck des Schmiermittels zwischen den Flächen des Lagers erhöht wird und somit auf die Zähflüssigkeit des Schmiermittels erhöht. In dem Maße also, in dem die Beanspruchung des Schmierfilms wächst, steigt auch die Zähigkeit und damit die Haltbarkeit dieses Schmierfilms. Diese Erkenntnis hat bei hydrostatischen Pumpen bisher gefehlt.

Die weitere erfindungsgemäß vorgesehene Maßnahme besteht darin, daß der den Schmierfilm aufnehmende Zwischenraum zwischen den Lagerflächen mindestens andern einen axialen Ende durch Abschlußmittel verschlossen wird. Das geschieht bei der hydrostatischen Zahnradpumpe mit einem innenverzahnten Rad dadurch, daß sich eine Abschlußfläche sowohl an eine Stirnfläche des exzentrischen Lagerringes als auch an d ie Stirnfläche des innenverzahnten Zahnrades anlegt, und zwar unter einer Vorspannung, die durch entsprechende Einrichtungen erzeugt wird.

Durch diese Vorspannung wird die Abschlußfläche an beide Teile angedrückt gehalten.

Zusammenfassend ist also festzustellen, daß sich die hydrostatische Maschine nach der Erfindung durch die folgenden Eigenschaften auszeichnet;

Sie ist von einfacher Bauart und läßt sich billig herstellenj sie erzielt hohe Pörderdrücke bei hohen mechanischen und volumetrischen Wirkungsgraden innerhalb eines weiten Drehzahlbereiches. Sie verbindet hohe Lebensdauer mit geräuscharmem Betrieb. Die Zahne des innenverzahnten Rades werden ander Ausgriffstelle an die Zähne des außenverzahnten Rades mit einer Schließkraft angedrückt, die dem Forderdruck verhältnisgleich ist. Dabei wirkt auf diese Zähne

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an der Ausgriffstelle eine die Kammern öffnende Kraft, die der Dreheahl verhältnisgleich ist.

In der Maschine läßt sich besonders leicht sin der Schmierung dienender Schmierfilm erhalten. Ein zu schmierendes Buohaengleitlager ist so angeordnet, daß sich die Zähflüssigkeit des Schmiermittels im gleichen Maße wie die Belastung dee Lagers ändert. Ein in der Maschine vorgesehenes Buchsengleitlager ist mit Einrichtungen ausgestaltet, die mindestens an dem einen Stirnende der Buchse den Lagerspalt ' verschließen, um dadurch das wirksame Verhältnis von Länge zum Durchmesser zu erhöhen. Bei Schmierung der Maschine durch ihre Betriebsflüssigkeit wird der Schmierfilm ununterbrochen

aufrechterhalten, so daß der Verschleiß und die Reibung ein Mindestmaß erreichen. Der Lagerspalt ist an dem einen axialen Ende des Lagers zwischen dem innenverzahnten Rad und seinem

Tragkörper verschlossen, um die Bildung des Schmierfilms zu erleichtern. Der exzentrische Lagerring sitzt lose im Gehäuse und seine Exzentrizität, der Abstand der Zahnradachsen und die Lage der Sperrzonen sind ao aufeinander abgeatimmt, daß auf die Zähne der Zahnräder an der Ausgriffsteile eine Schließkraft wirkt, die unmittelbar einer Punktion des Pumpenförderdrucks verhältnisgleich und umgekehrt verhältnisgleich einer Punktion der Pumpendrehzahl ist.

Nunmehr sei die Erfindung im einzelnen anhand eines bevorzugten Ausführungsbeispiels erläutert, das in den Zeichnungen veranschaulicht ist. In diesen seigen

I*ig. 1 einen Längsschnitt durch eine hydrostatische Zahnradpumpe mit einem innenverzahnten Rad, wobei der Schnitt

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ungefähr nach der Linie 1-1 der Pig. 2 verläuft,

Fig. 2 einen Querschnitt nach der Linie 2-2 der Fig. 1, aber um 90° gedreht,

Pig. 3 einen Teilquerschnitt der Pig. 1 etwa nach der Linie 3-3 der Fig. 1,

Pig. 4 einen Teilquerschnitt etwa nach der Linie 4-4 der Pig. 2,

Pig. 5 den Querschnitt nach der Linie 5-5 der Pig. 1, aber um 90° gedreht, wobei Jedoch die vor der Bildebene gelegenen Zähne angedeutet sind, um ihre Lage gegenüber Einlaß und Auslaß zu veranschaulichen,

Pig. 6 einen Schnitt durch die Gleitlagerfläche zwischen dem exzentrischen Lagerring und dem innenverzahnten Rad mit einer Kennlinie für den Druck des Schmierfilms und

Pig. 7 eine geometrische Darstellung dee Spielraumes des Lagerringes im Gehäuse und der Exzentrizität in stark vergrößertem Maße zur Erläuterung der Beziehungen zwischen diesen Größen.

Das Gehäuse H der hydrostatischen Pumpe hat einen inneren Hohlraum, in dem Lauf er eingebaut sind, die miteinander geschlossene Kammern bilden, deren Volumen infolge der gegenseitigen Bewegung der Läufer fortschreitend zunimmt und abnimmt. Pur die Ausgestaltung dieser Läufer bildet der Stand der Technik verschiedene Vorbilder. Es kann sich dabei um umlaufende Zylinder mit in Achsenrichtung hin und her gehenden Kolben oder um Plügelkolben oder dergleichen handeln. Beim Ausführungsbeispiel bestehen die Läufer aus einem außenverzahnten Rad 11, einem innenverzahnten Rad 12, und Ab-

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schluß- und Leitkörpern. 13 und 14, deren einer rechts und deren anderer links an den Stirnflächen der Zahnräder 11, 12 anliegt.

Pumpenteile

Das Zahnrad 11 ist auf einer Welle 16 mittels eines Keils 7 befestigt, der in Keilnuten 18 und 19 des Zahnrades und der felle 16 eingreift. Die Welle ist im Gehäuse um ihre Achse 15 umlaufend gelagert. Das innenverzahnte Zahnrad 12 läuft um eine Achse 20 um, die parallel zur Achse 15 in einem gewissen Abstand von dieser verläuft, und wird zu diesem Zweck von einem Lagerring 17 getragen, der mit Spiel im inneren Hohlraum des Gehäuses sitzt. Der Abstand der beiden Achsen 15 und 20 ist nachstehend als "Zahnradexzentrizität" bezeichnet. Das Zahnrad 12 hat eine um eins höhere Zähnezahl als das Zahnrad 11, und während des Umlaufes der beiden Zahnräder 11 und 12 verbleiben ihre Zähne in abdichtender Gleitberührung. Sie bleiben dabei auch in abdichtender Anlage an den Körpern 13 und 14 und bilden dabei mit ihren Zähnen geschlossene Pumpkammern 21i und 21d, die längs einer geschlossenen Bewegungsbahn umlaufen und dabei fortschreitend von einer Stelle A kleinsten Volumens bis zu einer Stelle B größtens Volumens wachsen und dann wieder bis zum Punkt A abnehmen. Die Punkte A und B liegen in der die beiden Umlaufachsen 15 und 20 aufnehmenden neutralen Ebene. Die Stelle A des tiefsten Eingriffs der Zähne ist die »Eingriffstelle», während die Stelle B die

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"Ausgriffsteile" darstellt.

Gehäuse

Bas Gehäuse A ist "bei dem veranschaulichten Ausführungsbeispiel zweiteilig ausgestaltet. Sein Hauptteil

22 ist ungefähr topfförmig gestaltet, während der Deckel.

23 diesen Topf 22 an seinem offenen Ende abschließt

und irgendwie befestigt ist, zum Beispiel durch Gewinde 24-. Zwischen den gegenüberliegenden Flächen der beiden Teile ist ein Schnurring 26 eingefügt, der den Hohlraum des Gehäuses an den Gewinden 24 abdichtet, so daß dort kein Leck zu befürchten ist.

Der Hauptteil 22 hat einen Boden 27 und Seitenwände mit zwei äußeren einander in Durchmesserrichtung gegenüberstehenden Längsrippen 28, 29. Die Innenfläche der Seitenwandung des Gehäuses ist abgestuft, so daß fortschreitend im Durchmesser von links nach rechts größer werdende Zylinderflachen 31, 32 und" 33 vorhanden sind. In entsprechender Weise hat der Deckel 23 eine Zylinderfläche 34» die gleitend einen Dichtungsring 75 trägt.

Beim vorliegenden Ausführungsbeispiel bestehen die beiden Gehäuseteile 22 und 23 aus Aluminium. Infolge der Symmetrie ihrer Gestalt lassen sie sich durch Schlagstrangpressen aus Aluminium herstellen. Auch ist die Pumpe so entworfen, daß sich für die Durchmesser und die Oberflächengüte der Zylinderflächen 31, 33 und 34 weite Toleranzgrenzen ergeben. Die beim Schlagstrangpressen erzielbare ziemlich rauhe Oberfläche ist daher zulässig. Nur die Fläche 32 und die Schulter zwischen den Flächen 31 und 32 muß vor dem Zusammenbau der Pumpe genau bearbeitet werden. Auch

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müseen die Gewinde 24 einen geringen Spielraum für den Zusammenbau aufweisen. Unter dem auf die Innenseite des Gehäuses H wirkenden hohen Flüssigkeitsdruck wölbt sich der Deckel 23 gegenüber dem Hauptgehäuseteil 22 etwas nach außen. Auch das schadet jedoch bei der dargestellten Bauart der Pumpe nichts.

Der durch Schlagstrangpressen erzeugte Rohling ist an der Fläche 31 mit zwei einander in Durchmesserrichtung gegenüberliegenden, sich in Achsenrichtung erstreckenden Ansätzen 30 versehen, die gegenüber den Rippen 28 und 29 ausgerichtet sind. Nach dem Strangpreßvorgang wird die Einlaßöffnung 36 durch den Unterteil 27 gebohrt, und zwar zur Rippe 29 derart ausgerichtet, daß diese Bohrung die Fläche 31 durchdringt und damit den einen der' beiden Ansätze 30 entfernt.

"Indessen stellt der Rohling 22 des Gehäuses einen völlig symmetrischen Bauteil dar. Die Auslaßöffnung 37 wird in den Unterteil 27 an einer Stelle eingebohrt, die zur Rippe 28 ausgerichtet liegt und von der Fläche 31 einen radialen Abstand einhält und die Fläche 33 durchdringt.

Leitkörper

Der die Flüssigkeitsströme leitende Körper 14 ist in dem Gehäuse irgendwie befestigt. Bei dem veranschaulichten Ausführungsbeispiel hat er eine zylindrische Fläche 34, die in die Fläche 32 eingepaßt ist. Außerdem hat er eine Stirnfläche 35', die sich an die Schulter zwischen den Flächen 32 und 31 anlegt.

In diesem Körper 14 ist auch die Welle 16 drehbar gelagert. Dabei zeichnet sich die beschriebene Bauart

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dadurch aus, daß hierfür ein einfaches billiges Buchsengleitlager verwendet werden kann. Mit der zylindrischen Fläche 31 bildet der Körper 14 einen Gehäusehohlraum 39, der mit der Einlaßöffnung 36 in Verbindung steht und dementsprechend einen Raum darstellt, in welchem der " · Saugdruck herrscht.

Die Fläche 35 des Körpers 14 ragt über die Zylinderfläche 32 hinaus und bildet mit der Zylinderfläche und der linken Stirnfläche des Lagerteile 17 einen Gehäusehohlraum 41, der etwa ringförmig gestaltet ist und mit der Auslaßöffnung 37 in Verbindung steht. Auf seiner rechten Stirnseite hat der Körper 14 eine Fläche 42, die sich abdichtend an die linke Stirnfläche der Zahnräder 11 und 12 anlegt. Längs der Bewegungsbahn der Pumpenkammern erstreckt sich eine bogenförmige Einlaßöffnung 43, die in der Stirnfläche 42 des Körpers 14 angeordnet ist, und sich in Achsenrichtung durch diesen Körper hindurch erstreckt und mit dem Hohlraum 39 in Verbindung steht.

In Durchmesserrichtung der Einlaßöffnung 43 gegenüberliegend ist in dem Körper 14 eine Auslaßöffnung 44 vorgesehen. Auch diese hat eine bogenförmige Gestalt und erstreckt sich längs der Laufbahn der Pumpenkammern. Von der Auslaßöffnung 44 aus verläuft eine radiale Verlängerung, die einen Kanal 46 bildet und zum Gehäusehohlraum 41 verläuft. In diesem Hohlraum befinden sich die ' beiden Zahnräder 11, 12, der Körper 13 und der Lagerring 17. Erfindungsgemäß steht nun dieser Raum unter dem

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!förderdruck der Pumpe.

Die Stirnfläche 42 bildet zwischen den beiden Steueröffnungen 43 und 44 Sperrzonen 47, 48, die sich längs der Bewegungsbahn der Pumpenkammern zwischen den "bogenförmigen Steueröffnungen erstrecken. Dabei ist die Sperrzone 47 der Eingriffstelle und die Sperrzone 48 der Ausgriffstelle der Zahnradzähne zugeordnet. Die Länge einer jeden Sperrzone längs der Bewegungsbahn der Pumpenkammern gemessen ist um etwa zehn Bogengrad langer als die in der Umfangsrichtung gemessene Länge einer Pumpenkammer. | Die Länge der Pumpenkammer ist die sich längs der Bewegungsbahn erstreckende Linie zwischen aufeinanderfolgenden Berührungspunkten benachbarter Zähne des einen Rades mit benachbarten Zähnen des anderen Zahnrades.

Die Länge einer Jeden Pumpenkammer ändert sich beim Umlauf etwas. Wenn die Kammer eine Sperrzone durchläuft, dann hat sie also eine Länge, die um etwa zehn Bogengrade kürzer als die Sperrzone ist.

Bei dem gezeigten Ausführungsbeispiel sind die Steueröffnungen 43, 44 und die Sperrzonen 47, 48 symmetrisch gegenüber der Einlaßöffnung 36 und der Auslaßöffnung angeordnet. Sie werden in dieser Lage dadurch gesichert, daß eine in Achsenrichtung verlaufende Kerbe 38 auf einen Ansatz 30 der Zylinderfläche 31 aufgepaßt ist.

Die rechte Stirnfläche 42 des Körpers 14 ist ferner mit zwei einander in Durchmesserrichtung gegenüberliegenden Ausgleichmündungen 70 versehen, deren jede in der Mitte der betreffenden Sperrzone 47, bzw. 48 gelegen ist·

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und die beide den gleichen Abstand von der Achse 15 haben. In dem Augenblick, in welchem eine Pumpenkammer die Sperrzone durchläuft und daher von dieser verschlossen ist, treten diese Mündungen 70 in Verbindung mit der Kammer. Die beiden Kammern 70 sind durch eine bogenförmige Hut 71 der Stirnfläche 42 verbunden. Diese Nut stellt einen Drosselkanal dar, der sich zwischen den aneinanderliegenden Stirnflächen des Teiles 14 und des Zahnrades 11 befindet und einen bestimmten Strömungswiderstand hat.

) Laufen die Zahnräder 11, 12, Pig» 5» im Uhrzeigersinn um, dann verläßt die Flüssigkeit die Pumpenkammern 21d abnehmenden Volumens mit einer wesentlichen in Umfangsrichtung verlaufenden Strömungskomponente. Infolgedessen fließt ein Teil der Flüssigkeit in Umfangsrichtung durch den ringförmigen Hohlraum 41, wie es der Strömungspfeil 50 andeutet, um schließlich die Auslaßöffnung 37 zu erreichen. Dadurch werden die an den Hohlraum 41 angrenzenden Pumpenteile gekühlt. Der Rest der Flüssigkeit fließt unmittelbar nach außen durch die Auslaßöffnung 37, wie es der Pfeil andeutet. Dieser Strom hat eine weitere wesentliche Wirkung, die später erläutert werden wird.

Ist es erwünscht, daß der in der Richtung 50 fließende Anteil des Flüssigkeitsstromes zunimmt, dann läßt sich dies dadurch erreichen, daß man den Flanken des Kanals 46 die bei 52 gestrichelt angedeutete Geetalt gibt.

Dichtungsglied

Das Dichtungsglied 13 sitzt auf der Welle 16 und ist am besten starr an ihr befestigt, etwa angeschweißt oder, wie beim Ausführungsbeispiel, mit Preßsitz auf ihr befestigt.

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Das Dichtungsglied 13 und die Welle 16 können sich um ein begrenztes Maß-in Achsenrichtung im Gehäuse H verschieben und sind in diesem irgendwie gelagert, etwa durch ein Hollenlager, dessen äußerer Laufring 54 mit Preßsite im Gehäuse H sitzt und dessen zylindrische Rollen 55 auf einer äußeren zylindrischen Lauffläche 56 des Dichtungsteiles 13 laufen.

Die Ebene des Lagers ist in einem bestimmten Abstand von der Mitte der Zahnräder angeordnet, so daß die Kräftemomente der auf den Teil 13 wirkenden hohen Drücke | ungefähr gleich groß sind und entgegengesetzt wirken und sich daher ungefähr ausgleichen.

Der Dichtungskörper 13 hat eine Fläche 57, die sich in radialer Richtung über die Außenfläche des innenverzahnten Rades hinaus erstreckt und sich abdichtend an die rechten Stirnflächen der Zahnräder 11, 12 anlegt und dadurch die Pumpenkammern 21 auf der rechten Stirnseite verschließt. Der in den Pumpenkammern herrschende hohe. Flüssigkeitsdruck übt eine durch den Sektor 85 dargestellte axiale Kraft auf den Dichtungsteil 13 aus. " Diese radiale Kraft 85 ist nach rechts gerichtet und gegenüber der Achse radial versetzt. Entgegen dieser Kraft wirkt nun der im Hohlraum 51 herrschende Förderdruck} denn dieser übt eine axialgerichtete Kraft 89 auf die Flächen 84 und 86 des Dichtungsteiles 13 aus, wobei diese Flächen in die entgegengesetzte axiale Richtung weisen wie die Fläche 57.

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Die Größe der Kraft 89 ist ebenso groß wie das Produkt des Förderdruckes und der Summe der Flächen 84 und 86, die unter diesem Förderdruck stehen. Vorzugsweise ist die Größe der Kraft 89 etwa 15 # größer bemessen als die Größe der Kraft 85.

Die dem hohen Förderdruck ausgesetzte Fläche 84 im Gehäusehohlraum 41 ist durch den Dichtungsring 75 beschränkt.

Dichtungsring

Der Dichtungsring 75 hat ungefähr die Gestalt einer zylindrischen Buchse und ist verschiebbar und abdichtend in einen durch eine Zylinderfläche 34 umgrenzten GehSusehohlraum eingepaßt, wobei die Abdichtung durch einen Schnurring 76 erzielt ist, der in einer Nut auf der Außenfläche des Ringes sitzt· Der Dichtungsring 75 umgibt die Welle 16 und hat einen radial nach außen gerichteten Flansch 78', der sich mit seiner linken Stirnfläche abdichtend an die rechte Stirnfläche 84 des Dichtungsteiles

^ 13 legt. Auf diese Weise bildet der Ring 75 einen inneren Hohlraum 79· Dieser steht unter dem Saugdruck der Pumpe. Er steht nämlich über die Keilnut 19, eine kleine Querbohrung 91 der Fläche 57, eine gegenüberliegende Keilnut 92 des Zahnrades 11 und eine Nut 93 dea Teiles 14 mit dem Einlaß in Verbindung.

Zwischen dem Boden des Gehäuseteils 23 und einem Boden 82 der Bohrung 83 des Dichtungsringes 75 ist eine Schraubendruckfeder 81 eingesetzt. Diese hält die Flächen -78, 84 in Anlage aneinander. Indessen drückt diese Feder auch den Dichtungsteil 13 an die Stirnflächen der

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Zahnräder 11, 12 an und hält diese Zahnräder in kraftschlüssiger Anlage an der Dichtungsflache des Pumpenteils 14. Die Feder 81 ist aber recht schwach und liefert nur die Kraft, die erforderlich ist, um die Teile in Anlage aneinander zu halten, wenn die Pumpe sich außer Betrieb befindet oder wenn sie angelassen wird. Die Hauptaböichtungskraft ist die oben erwähnte hydraulisch erzeugte Kraft.

Durch Anlage der Flächen 78 und 84 aneinander wird der unter dem hohen Förderdruck stehende Pumpenhohlraum 41 von dem Einlaß abgedichtet, und der Ring 75 hat einen nach außen gerichteten Flansch 78', dessen nach rechts weisende Stirnfläche 87 unter dem Förderdruck steht und so groß bemessen ist, daß der Druck zwischen den Flächen 78 und 84 gerade ebenso groß ist wie die Kraft, die infolge des Pumpenforderdrucks diese Flächen zu trennen sucht.

Exzentrischer lagerteil

Der exzentrische Lagerteil 17 ist erfindungsgemäß im Pumpengehäuse H mit einem radialen Spielraum gelagert. f An einer einzigen Anlagestelle legt er sich unter dem Druck, den die unter Förderdruck stehenden Funkenkammerη ausüben, tangential an die Innenfläche des Gehäuses an. Diese Anlegestelle könnte mit Hilfe eines außen am Seil 17 vorgesehenen Vorsprunges oder auf der Innenseite des Gehäuses H vorgesehenen Vorsprunges festgelegt werden* Bsim veranschaulichten Ausführungsbeispiel ist die Anlagestelle jedoch durch eine ganz bestimmte Wahl der Abmessungen und geometrischen Verhältnisse der verschiedenen Pumpenteile bestimmt.

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So hat der Lagerteil 17 die Gestalt eines Ringes mit zylindrischer Innenfläche 64, in der das innenver— zahnte Rad 12 drehbar gelagert ist, und mit einer Achse, die der Achse 20 entspricht.

lerner hat der Lagerteil 17 eine ungefähr zylindrische Außenfläche 65, dessen Achse um ein bestimmtes Maß von der Achse 20 entfernt ist. Dieses Maß wird nachstehend als die Exzentrizität des Lagerteils bezeichnet. Diese Exzentrizität kann aber braucht nicht mit der Exzentrizität der Zahnräder genau übereinzustimmen. Indessen spielt das Verhältnis dieser Exzentrizitäten die nachstehend erläuterte wichtige Rolle. Die Ebene, die die Achsen der Flächen 64 und 65 aufnimmt, bestimmt die neutrale Achse A, B. Dreht sich der Lagerring innerhalb des Gehäuses, dann dreht sich auch die neutrale Achse in entsprechender Weise.

Der Lagerteil 17 ist gegen Drehung derart gesichert, daß er eine begrenzte radiale und axiale Verschiebung ausführen kann. Beim veranschaulichten Ausführungsbeispiel ragt aus der linken Seite des Lagerteils 17 in Achsenrichtung ein Zapfen 67 heraus und in eine Kerbe 68 hinein, die in der rechten Stirnseite des Pumpenteils 14 vorgesehen ist. Diese Kerbe hat in Umfangsrichtung eine Breite, die etwas größer ale der Durchmesser des Zapfens bemessen ist. In radialer und axialer Richtung ist die Kerbe so tief, daß der Zapfen 67 mit Spielraum hineinpaßt.

Der Zapfen 67 befindet sich auf der neutralen Achse und auf der Seite der Eingriffstelle des Lagerteils 17» während die Kerbe 68 um den Winkel χ gegenüber der Mittel-

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linie der an der Ausgriffstelle gelegenen Sperrzone versetzt ist. Dieser Winkel χ- wird nachstehend als der "EInkapselwinkel¹¹ "bezeichnet werden. Er wird stets von der Mittellinie der Sperrzone bis zur neutralen Achse entgegen der Umlaufrichtung gemessen. Der Zweck und die Größe dieses Winkels ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung.

Die Außenfläche 65 des Lagerringes 17 hat eine kugelig gestaltete mittlere Zone 66, die sich um den ganzen Umfang herum erstreckt und dazu beiträgt, daß

sich der Lagerring 17 gegenüber der Fläche 33 ausrich- I tet. Diese Fläche bedarf keiner Peinbearbeitung, etwa durch eine Reibahle. Der Außendurchmesser des kugeligen Streifens 66 ist geringer bemessen als der Durchmesser der Fläche 33> so daß ein bestimmtes Spiel c verbleibt, das nachstehend als Lagerringspiel bezeichnet werden wird. Dieser Spielraum kann zwischen 0,05 und 2,5 mm schwanken. Verstellt sich der Lagerring 17 im Gehäuse H in radialer Richtung, dann verteilt sich dieser Spielraum keineswegs gleichmäßig um den ganzen Umfang herum, sondern beläuft sich an der Anlage- * stelle des Lagerrings an der Fläche 33 auf Hull, während er an der gegenüberliegenden Stelle das doppelte Maß des mittleren Spielraumes erreicht. Denn zwei Kreise können sich natürlich nur an einer Stelle berühren, an der die Krümmungsradien zusammenfallen. Die Lage dieser Anlagestelle ist für die Erfindung sehr wesentlich.

Im Betrieb stehen die mit den Auslaßöffnungen in Verbindung stehenden Pumpenkammern unter dem hohen Förderdruck· Die in diesen Kammern herrschenden Drücke üben eine große

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auswärtsgeriehtete radiale Kraft auf das Zahnrad 12 aus. Da nur die letzte Kammer unter dem hohen Förderdruck steht, sind die Kräfte in radialer Richtung unsymmetrisch verteilt. Diese Kräfte, die ungefähr über einen Halbkreis hin auf die Innenseite dee Zahnrades 12 wirken, lassen sich jeweils durch eine resultierende radiale Kraft darstellen, die in Fig. 7 durch den Vektor m dargestellt wird. Dieser Vektor halbiert den Winkel, den die beiden Radien alt einander bilden, die durch die Enden der Reihe der miteinander verbundenen Pumpenkammern 21d verlaufen. Diese Radien führen eine ständige Pendelbewegung aus. Denn sie verschiebensich zum Beispiel, wenn eine unter Saugdruck stehende Kammer an der betreffenden Sperrzone 47 vorbeigeht und dann plötzlich mit der Auslaßmündung 44 in Verbindung tritt oder wenn eine unter dem Förderdruck stehende Pumpenkammer 21d beim" Durchlaufen der Sperrzone 48 plötzlich mit dem Pumpeneinlaß in Verbindung tritt und ihren hohen Druck verliert. Der Vektor m, der die resultierende der von d en einzelnen Pumpenkammern 21d ausgeübten Kräfte darstellt, pendelt daher ständig um einen bestimmten Winkel hin und her. Diese radiale Kraft wirkt nun auf das Zahnrad 12 und auf den Lagerring 17 innerhalb des Gehäuses in radialer Richtung, und die kugelige Zone 66 legt sich unter dieser Kraft an die Innenfläche 35 des Gehäuses an der einzigen Anlagesteile 102. Diese Stelle ist stets auf der Hochdruckeeite der Welle oder der Mittellinie der Sperrzonen gelegen, wobei die genaue lage in Umfangerichtung lediglich von dem geometrischen Verhältnis der Pumpenteile, nämlich dem lagerringspiel, der

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' Exzentrizität der Zahnräder und der Exzentrizität des legerteils, abhängt.

ErfindungBgemäß sind nun diese Größen so aufeinander abgestimmt, daß der Anlagepunkt 102 entgegen der Umlauffiehtung "betrachtet diesseits des größten Schwingungsbereiches des Kraftvektors m gelegen ist und infolgedessen die Zähne der Zahnräder an der Ausgriffsteile stets mit einer bestimmten Schließkraft auf einand ergedriickt werden. Die Anlagestelle 102 liegt also entgegen der Umlaufrichtung betrachtet stets diesseits des maximalen Pendelbereiches des Kraftvektors m, also zwischen dem an der Ausgriffsteile gelegenen Sperrbereich 47 und dem Vektor m.

geometrie

Fig. 7 zeigt schematisch die geometrische Abstimmung der drei Größen aufeinander. Die Achse 15 der fläche 33 in lig. 7 entspricht also der Achse der Welle 16. Befindet sich der Lagerring 17 innerhalb des Gehäuses, ohne daß die Zahnräder 11 und 12 auf ihn wirkten, dann <f könnte er sich in radialer Eichtung um daß Maß des Spielraumes c frei bewegen. !Für die Achse der Pläche 66 würde sich eomit ein geometrischer Ort ergeben, der durch den Kreis 1 wiedergegeben ist, dessen Durchmesser das Doppelte des Spielraumes o' beträgt.

Das innenverzahnte Had 12 befindet sich mit seiner Achse 20 um das Maß der Exzentrizität g entfernt von der Achse 15. Dabei ist diese Achse 20 auf der neutralen Ibene A-B gelegen, die durch den Einbauwinkel des Lagerteils 17 bestimmt ist« Beim Zusammenbau des Lagerringes 17 mit den Zahnrädern 11, 12 bewegt sich die Kitt· der

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Fläche 66 auf einem Kreisbogen 104, dessen Mittelpunkt auf der Achse 20 liegt und der gegenüber der Achse 15 eine Lage hat, die von der Exzentrizität b des Lagerteils 17 abhängt. Die Kurven 104 und 1 schneiden sich an dar Stelle 105j die Fläche 66 legt sich an die Fläche 33 an d er Anlagestelle 102 an, deren geometrischen Ort man dadurch finden kann, daß man eine linie durch die Achse 15 und durch den Schnittpunkt der Kurven IO4 und 1 zieht. Es ergibt sich daher, daß zwei Berührungspunkte möglich sind. Da die Kraft m aber unsymmetrisch wirkt, befindet sich der Berührungspunkt 102 notwendigerweise auf derselben Seite der Sperrzonenmittellinie, wie die unter Förderdruck stehenden Pumpenkammern 21 d.

Die Kraft m ist in Fig. 7 in der Grenzstellung gezeigt, in die sie bei dem größten Pendelweg entgegen der Umlaufrichtung schwingt. Sie wirkt auf den Lagerring 17 mit einem Drehmoment, das um den Anlagepunkt 102 mit einem Hebelarm wirkt, der dem lotrechten Abstand d dee Punktes 102 vom Tektor m entsprloht.

Erfindungsgemäß befindet sich nun dieser Anlagepunkt 102 in der Umlaufrichtung betrachtet dieeseite des Vektors m. Infolgedessen sucht das am Arm d wirkende Drehmoment den Lagerring 17 und damit das Zahnrad · 12 in einer Weise au verschieben, derzufolge die Zähne an der Ausgriffsteile . aneinandergedrückt werden. Der Punkt 102 wird nachstehend als "Anlageschwenkpunkt" bezeichnet.

Die Lage dieses Anlageschwenkpunktes 102 gegenüber der Kraft m läßt sich nun in einfachster Weise durch ent-

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sprechende Wahl der Größen x, g, b und e bestimmen· Das sei nunmehr anhand der Fig. 7 im einzelnen erläutert. Vergrößert man den Spielraum c, dann wird der geometrische Ort der Mittelpunkte der Fläche 66 durch den Kreis I¹ angegeben. Die Kurve 104 und die Kurve I¹ schneiden sich an der Stelle 106. Die durch die beiden Mittelpunkte verlaufende linie 10? ergibt dann einen Anlagesohwenkpunkt 102' auf der Fläche 33, der verhältnismäßig dicht am Anlagesehwenkpunkt 102 liegt. Man sieht also, daß der Spielraum ο nur einen geringen Einfluß ä

auf die Lage des Anlageschwenkpunktes hat. Ferner ersieht man aus Fig. 7, wie es sich auswirkt, wenn die Exzentrizität des Lagerringes vergrößert oder verkleinert wird, so daß sie von der Exzentrizität der Zahnräder erheblich abweicht. Bemißt man diese Exzentrizität des Lagerringes auf b¹, dann ergibt sich als geometrischer Ort des Mittelpunktes -der Fläche 16 die Kurve 104'. Diese Kurve und die Kurve 1' schneiden sich aber an der Stelle 108, worauf sich ein Anlageschwenkpunkt 102" ergibt, der einen erheblichen Abstand vom Punkte 102 hat und sogar auf der falschen Seite der Kraft m liegt.

Der Anlageschwenkpunkt 102 befindet sich auf einer Linie, die mit der neutralen Achse einen Winkel y einschließt. Die Größe dieses Winkels ergibt sich aus der Formel _{n o} _

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Erfindungsgemäß muß der Winkel y stets kleiner sein als 90° vermehrt um den Einkapselwinkel x.

Auch ergibt sich aus Pig. 7_} daß, wenn man d en Einkapselwinkel χ vergrößert oder verkleinert, indem man das Lagerteil 17 gegenüber dem Pumpenteil 14 verschiebt, der Anlageschwenkpunkt 102 sich ebenfalls verschiebt.

Die Einpassung des Lagerringes 17 in dem Pumpengehäuse mit einem erheblichen Spielraum, um den sich der Lagerring radial verschieben kann, bedeutet eine grundsätzliche Abkehr von der bisherigen Technik. Denn bei bekannten Zahnradpumpen belief sich der Spielraum c auf Null, so daß keine Schließkraft an der Ausgriffstelle auf die Zähne ausgeübt wurde. Bleiben die Zähne an der Ausgriffstelle in Berührung miteinander, so entfällt der Leckverlust infolge Übertritts der !flüssigkeit von einer unter Förderdruck stehenden Pumpenkammer 21 d zur benachbarten unter Saugdruck stehenden Kammer 21i an der * Ausgriffstelle. Die Pumpe zeichnet sich dann durch einen sehr hohen volumetrischen Wirkungsgrad aus, besonders bei niedrigen Drehzahlen. Nimmt die Drehzahl aber zu, dann zeigt es sich, daß, wenn die Zähne an der Ausgriffstelle aufeinandergedrückt werden, die Maschine geräuschvoll läuft. Untersucht man die Ursache, dann findet man, daß sie in geringen Verzahnungsfehlern zu erblicken ist. Diese führen dazu, daß die Zähne an der Auegriffeteile aufeinanderhämmern, wenn sie in Richtung aufeinandergedrückt werden.

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Eine weitere Untersuchung dieses Problems hat ergeben, daß mit zunehmender Pumpendrehzahl und infolgedessen mit zunehmendem Fördervolumen der an der Ausgriffstelle eintretende innere Leckverlust durch Übertritt der Flüssigkeit an den Zähnen von den Kammern 21d zu den Kammern 21i sich auf einen Prozentsatz des Fördervolumens belauft, der mit zunehmender Drehzahl immer kleiner wird. Erfindungsgemäß ist darum Vorsorge dafür getroffen, daß die Zähne an der Ausgriffsteile mit einer "Öffnungskraft" " auseinandergezwängt werden, die mit wachsender Drehzahl steigt. So wird erfindungsgemäß die neutrale Achse der Zahnräder gegenüber der Mittellinie der Sperrzonen entgegen der'Umlauf richtung so verschwenkt, daß in dem Augenblick, in dem die Kammern sich zu verkleinern beginnen, sie durch eine Sperrzone verschlossen sind und bei ihrem Umlauf vorübergehend verschlossen bleiben. Dadurch wird die Füllung der Kammer völlig eingekapselt und wegen ihrer geringen Zusammendrückbarkeit unter einen hohen Druck ge- Λ setzt. Die Füllung übt dabei auf das innenverzahnte Rad eine durch den Vektor η dargestellte Kraft aus, die parallel zur Mittellinie der Sperrzonen in Richtung auf die Ausgriffstelle hin verläuft. Diese Kraft η setzt sich nun mit der Kraft m zu einer resultierenden Kraft nm zusammen, die mit zunehmender Größe der Kraft η wächst und durch einen Vektor dargestellt wird, der sich dem Anlageschwenkpunkt 102 nähert und dann diesen überschreitet. Wenn das geschieht, verschwindet die auf die Zahnradzähne an der Auegriffstelle ausgeübte Schließkraft, und die Zähne können sich aoweit voneinander abheben, daß die eingekapselte

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• Füllung entweichen kann und den Druck der Füllung nicht weiter ansteigen läßt. Beim Gegenstand der Erfindung entsteht also eine Wirkung, die mit derjenigen eines Sicherheitsventils für die Füllung vergleichbar ist.

Die Größe der Kraft n, welche die resultierende Kraft um den Anlageschwenkpunkt 102 überschreiten läßt, hängt nun von der Größe der Kraft m ab, also vom Förderdruck. Das bedeutet aber, daß bei niedrigen Förderdrücken die Sehließkraft bei steigender Drehzahl früher verschwindet, als es der Fall ist, wenn die Förderdrücke höher sind.

Die miteinander verbundenen Mündungen 70 bilden einen Leckkanal, der sich von der Kammer, deren Füllung eingekapselt wird, zu der in Durchmesserrichtung gegenüberliegenden Kammer erstreckt, die ebenfalls eine Sperrzone durchläuft und unter Kavitationswirkung größer wird. Die eingekapselte Flüssigkeit der Füllung kann also unter dem Kapseldruck aus der Kammer heraus zu einer Kammer mit ne-) gativem Druck überströmen, wobei jedoch die überströmende Menge durch die !Drosselwirkung der Nut 71 beschränkt ist und daher die Kapseldrücke bei niedrigen Drehzahlen und bei entsprechend niedriger Fördermenge herabgesetzt werden, obgleich die Förderdrücke hoch sind.

Bei der bevorzugten Ausführungsform der Pumpe kommt daher die durch das Einkapseln der Kammerfüllungen erzeugte Öffnungskraft erst zur Wirkung, wenn die Pumpendrehzahl hoch iet. Dann ist nämlich das Fördervolumen hoch, so daß sich die sich aus dem Einkapseln ergebende überströmende Menge nur einen kleinen Prozentsatz des gesamten Fördervolumens daratellt. 909817/0065

Pur eine gegebene Länge der Sperrzonen hängt das Volumen der eingekapselten ITiissigke its füllung der Pumpenkammern von dem Kapselwinkel χ ab, und dieser Winkel wird so gewählt, daß die durch das Einkapseln "bedingte Überströmmenge den natürlichen Leckverlust der Pumpe um 1 bis 2 i» übertreffen. Bis zu einem gewissen Maße hängen die Winkel von der Güte der Verzahnungen ab. Je hochwertiger diese sind, umso niedriger ist der erforderliche Winkel x. Praktische Versuche haben ergeben, daß 8° die untere Grenze und 20° die obere Grenze für den Winkel χ darstellen und daß χ vorzugsweise zwischen 10 und 14 f>s am besten 12 $ betragen soll.

Die Länge und der Querschnitt des Drosselkanals zwischen den Ausgleichmündungen 70 bestimmt für einen gegebenen Förderdruck die Höhe der Drehzahl, bei der die auf die Zähne ausgeübte Schließkraft durch den Kapseldruck ausgeglichen wird. Bei kleinen Pumpen kann man d en überströmkanal 71 ganz fort lassen. Denn dort reicht der gewöhnliche innere Leckverlust der Pumpe völlig aus, um die Geschwindigkeit zu bestimmen, bei der sich die Zähne voneinander abheben. Bei größeren Pumpen aber, deren Förderleistung 55 Liter je Minute bei 1800 Umdrehungen je Minute erreicht, und bei denen sich der Durchmesser des innenverzahnten Zahnrades auf 69 mm beläuft, hat sich ein Überströmkanal 71 bewährt, der 1,55 mm breit und ebenso tief und etwa 25 mm lang ist.

Die Einkapselmündungen 70 und der sie verbindende Überströmkanal 71 hat noch eine andere wichtige Wirkung. Wie erwähnt, pendelt der Vektor m um einen mittleren Radius,

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der auf der Verbindungslinie der Mitten der Sperrzonen lotrecht steht, und zwar auf der Förderdruckseite der Welle. Dadurch, daß nun die Mündungen 70 und der überströmkanal 71 die Kammern miteinander verbinden unmittelbar bevor sie entweder in den Förderdruckbereich eintreten oder ihn verlassen, kann die Flüssigkeit zwischen diesen Kammern fließen, was zur Folge hat, daß sich die in den beiden Kammern herrschenden Drücke ausgleichend einem Wert nähern, der zwischen dem Saugdruck und dem Fröderdrück liegt.

Bei den bekannten Zahnradpumpen mit einem innenverzahnten Zahnrad führt der Verschleiß der Verzahnungen oder der Lager dazu, daß sich der Spielraum zwischen den Zähnen an der Ausgriffstelle erhöht und daher die Leistung der Pumpe sinkt. Beim Gegenstand der Erfindung aber werden insbesondere bei niedrigen Pumpendrehzahlen die Zähne ständig an der Ausgriffstelle in Richtung aufeinandergedrückt. Das führt aber dazu, daß jeder Verschleiß der Verzahnung mindestens solange selbsttätig ausgeglichen wird, als die Schließkraft auf die Zähne wirkt, und zwar nach den oben erläuterten geometrischen Grundeätzen.

Schmierung durch einen aus der Forderflüssigkeit bestehenden Schmierfilm

Der Lagerteil 17 bildet ein Gleitlager des innenverzahnten Zahnrades 12, also ein Lager, bei dem sich zwei · zylindrische Flächen aufeinander drehen, deren eine innen und deren andere außen sitzt.

Erfindungsgemäß wird nun zwischen diesen Flächen ein der Schmierung dienender Film aufrechterhalten, der aus der ge-

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förderten Flüssigkeit besteht und die erforderliche Tragkraft aufweist. Damit ist gemeint, daß der infolge des gegenseitigen Umlaufs in d em Schmierfilm zwischen den Flächen entwickelte Druck, der die Flächen inradialem Abstande voneinander hält, größer ist als die radiale Belastung, die von dem Lager getragen werden muß.

Um nun" einen tragenden Schmierfilm zu erzielen, muß die folgende Beziehung aufrechterhalten werden:

muß größer sein als 357; P

darin bedeutet Z die absolute Zähflüssigkeit des Schmiermittels gemessen in Gentipoise, II die Drehzahl je Minute, P die spezifische Pressung auf den Flächen gemessen in kg/cm und C einen Korrekturfaktor, der eine hyperbolische Funktion des Verhältnisses von Lange zu Durchmesser der Flächen darstellt und sich asymptotisch von einem Höchstwert bei hohen Verhältniswerten zu einem Mindestwert von ungefähr 10 fo bei kleinen Verhältnissen ändert. Die Reibung eines solchen Gleitlagers beläuft sich auf ein Mindestmaß, wenn der Wert des Quotienten nach dieser Formel 357 beträgt; er wächst bei Anwachsen des Wertes über diese Grenze hinaus langsam, nimmt aber schnell ab, wenn der Wert unter diese Grenze sinkt. Der Lagerring für das innenverzahnte Zahnrad einer Zahnradpumpe hat aber notwendigerweise eine so kleine axiale Länge im Verhältnis zum Durchmesser, daß es schwierig wird, die vorstehend dargelegte Bedingung für den Schmierfilm zu erfüllen. Dasselbe gilt für die Zähflüssigkeit des

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Schmiermittels, wenn dieses von der bei hohen Drücken geförderten Flüssigkeit gebildet wird.

TJm dennoch die Bedingungen für die Bildung eines tragfähigen Schmierfilms zu erfüllen, wird erfindungsgemäß Gebrauch von der Tatsache gemacht, daß die Zähflüssigkeit eines hydraulischen Mediums mit zunehmendem Druck wächst. Erfindungsgemäß wird daher der von d en Zylinderflächen des Gleitlagers begrenzte Lagerspalt an beiden Enden unter den hohen Förderdruck gesetzt. Das hat zur Wirkung, daß, W wenn infolge einer Zunahme des Förderdruckes die radialen Lasten des Gleitlagers wachsen, auch die Viskosität des Schmiermittels entsprechend wächst und daher die Zunahme der Last durch Zunahme der Zähflüssigkeit ausgeglichen wird und das oben erläuterte Verhältnis aufrechterhalten werden kann. Bei bekannten Zahnradpumpen stehen die Lagerflächen des exzentrischen Lagerringes jedenfalls nicht unter dem Förderdruck. Bisher sind überhaupt keine hydrostatischen Maschinen bekannt geworden, die als Pumpen k oder Motoren arbeiten und unter dem Förderdruck s tehende Gleitlager zur Aufnahme der vollen radialen Last haben.

Weiter wird erfindungsgemäß das wirksame Verhältnis der Länge zum Durchmesser der Lagerflächen dadurch vergrößert, daß der Lagerspalt an seinem einen Ende verschlossen wird. Bei dem beschriebenen Ausführungsbeispiel geschieht dies dadurch, daß die Dichtfläche 57 in radialer Richtung über die Außenfläche des Zahnrades 12 hinausreicht und abdichtend ander Stirnfläche des Lagerteils 17 anliegt. Erfindungsgemäß ist der Lagerteil 17 auch in Achsenrichtung

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verschiebbar, und es sind Einrichtungen vorgesehen, um ihn an die Fläche 57 anzudrücken.

Welche Wirkungen das hat, ersieht man aus Pig. 6. Dort gibt die Kennlinie 60 an, wie sich die zwischen den Gleitflächen entstehenden Drücke als Funktion des Abstandes von den iSnden der Gleitflachen bei einem gewöhnlichen Gleitlager ändern, bei dem der Lagerspalt an seinen Enden offen ist. Die Kurve 61 zeigt aber die Drücke an, die zwischen den Lagerflächen entstehen,wenn der Lagerspalt an seinem einen Ende verschlossen ist, wie es erfindungsgemäß der Fall ist. Die Fläche unterhalb der Kurve 61 ist aber wesentlich größer als die Fläche unterhalb der Kurve 60. Daraus ist aber ersichtlich, daß das Lager bei der Ausgestaltung nach der Erfindung viel größere Kräfte aufnehmen kann.

TJm den Lagerring 17 in Achsenrichtung an die Fläche 57 anzudrücken, können .verschiedene Einrichtungen vorgesehen werden. Bei dem beschriebenen Ausführungsbeiepiel geschieht dies jedoch hydraulisch. Denn der durch den Pfeil 51 bezeichnete Strom, der die Auslaßöffnung 37 unter Förderdruck verläßt, fließt an der Stirnseite des Lagerringes 17 gegenüber der Fläche 57 vorbei und ändert dann seine. Strömungsrichtung, indem er von dem Lagerring 17 fort strömt. Dieser Richtungsänderung entspricht ein Reaktionsimpuls in Gestalt einer axialen Kraft, die durch den Vektor 65 wiedergegeben ist und auf die Stirnseite des Lagerringes 17 wirkt.

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Leistungsfähigkeit

Erfindungsgemäß ausgestaltete Pumpen haben eine überraschende Leistungsfähigkeit. Gewöhnlich wird für Zahnradpumpen mit innenverzahntem Rad eine Höchstdrehzahl. von 1200 und als Förderflüssigkeit ein hydraulisches öl mit einer Mindestviskosität Nr. 20 empfohlen, wobei als zulässige Höchstdrücke 105 kg/cm angegeben sind, sofern diese nur vorübergehend wirksam werden. Unter diesen Umständen ergibt sich in der Regel ein volumetrischer Wirkungsgrad von 80 $> und ein Gesamtwirkungsgrad von 75 $>* Bei einer erfindungsgemäß ausgestalteten Pumpe hat sich indessen bei der Förderung eines hydraulischen Öles mit der Viskosität Nr. 10 ein hydraulischer Wirkungsgrad von 98 # und ein Gesamtwirkungsgrad von 93 tf> ohne Schwierigkeiten bei einem Förderdruck von 140 kg/cm bei einer Drehzahl von 2000 ergeben. Bei einem Förderdruck von 24-5 kg/cm ergaben sich noch volumetrische Wirkungsgrade von 93 $, und die Pumpe ist sogar bei einem Förderdruck

von 350 kg/cm einwandfrei gelaufen, ohne daß irgendein Verschleiß an den Lagern oder an der Verzahnung festzustellen war.

Bei dem beschriebenen /^usführungsbeispiel handelt es sich um eine als Pumpe arbeitende hydrostatische Maschine. Diese läßt sich Jedoch in gleicher Weise auch als Motor betreiben, wenn man in Betracht zieht, daß siph die Drehrichtung umkehrt, wenn die Hochdruakkammern dieselben bleiben sollen. Soll der Motor in derselben Richtung

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wie die Pumpe laufen, so werden die Hochdruckkammern zu Saugdruckkammern und umgekehrt.

Pur den Betrieb als Motor gilt es ebenso -wie für den Betrieb als Pumpe, daß der Anlageschwenkpunkt 102 stets zwischen dem Vektor der vom Förderdruck ausgeübten Kraft m und der an der Ausgriffstelle gelegenen Sperrzone vollaufen soll. Diese Sperrzone muß eine sich verkleinernde Kammer einkapseln, um den Kapseldruck zu erzeugen. |

Das beschriebene Ausführungsbeispiel der Erfindung löst also sämtliche eingangs erläuterten Aufgaben und noch weitere darüber hinaus. Es handelt sich bei diesem Ausführungsbeispiel um eine hydrostatische Pumpe mit einem sehr hohen Wirkungsgrad, die mit sehr geringem Geräusch läuft und einen sehr geringen Verschleiß aufweist.

Das beschriebene Ausführungsbeispiel läßt sich in mannigfacher Hinsicht abändern, und auch diese Abänderungen fallen in den Schutzbereich der Erfindung.

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Claims

Patentanmeldung: "Als Pumpe oder Motor verwendbare

hydrostatische Maschine."

Patentansprüche

My

My Hydrostatische Zahnradpumpe mit einem außenverzahnten Zahnrad, dessen Tragwelle in das Gehäuse hineinragt, und mit einem mit diesem Zahnrad kämmenden innenverzahnten Rad das von einem Lagerring umgeben und in diesem exzentrisch zur "Welle gelagert ist, wobei dieser Tragring sich mit seiner zur inneren Lagerfläche exzentrischen äußeren Zylinderfläche an die mindestens zum Teil zylindrische Innenfläche des Gehäuses anlegt, ferner mit einem abdichtend an der einen Stirnseite der Zahnräder anliegenden Pumpenteil und mit einem an der anderen Stirnseite der Zahnräder abdichtend anliegenden Pumpenteil, der einander gegenüberliegende bogenförmig gekrümmte Einlaß- und Auslaßöffnungen hat, die nach den Zahnrädern hin offen sind, und zwischen diesen Steueröffnungen an der Eingriffstelle und der Ausgriffstelle der Verzahnung in Sperrzonen bildet, deren Länge in der Bewegungsrichtung der von den Verzahnungen

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a»

gebildeten Kammern gemessen etwas größer ist als die Länge der Kammeröffnungen, wobei die Kammern auf der einen Seite der mittleren Verbindungslinie der Sperrzonen unter Förderdruck stehen und eine entsprechende resultierende radiale Kraft auf das innenverzahnte Rad nach der Seite des Forderdruckes hin ausüben, dadurch gekennzeichnet, daß der Lagerring (17) mit seiner Außenfläche mit radialem Spiel in das Gehäuse (H) eingepaßt ist und daher durch die resultierende Kraft an die Innenfläche (33) des Gehäuses (H) an einer einzigen Anlagestelle (102) angedrückt wird, um die der Lagerring (17) und das daran gelagerte Zahnrad (12) durch die resultierende Kraft (m) mit einem Drehmoment geschwenkt wird, das die Zähne des innenverzahnten Rades (12) an der Ausgriffstelle an die Zähne des außenverzahnten Rades (11) andrückt.
2. Pumpe nach Anspruch 1, bei der die Exzentrizität des Lagerringes, die Exzentrizität der Zahnräder und der Spielraum in einer Weise aufeinander abgestimmt sind, derzufolge der Anlageschwenkpunkt (102), in welchem die % Kraft (m) den Lagerring (17) an die Innenfläche (33) des Gehäuses (H) andrückt, zwischen dem Vektor der Kraft (m) und der Ausgriffstelle der Verzahnungen gelegen ist.
3. Pumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die durch die Zahnradachsen verlaufende neutrale Linie (A- B) gegenüber der Sperrzone entgegen der UmIaufrichtung um einen bestimmten Einkap s elungsw inkel (x:) verschwenkt ist.
4. Pumpe nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, daß jede Sperrzone mit einer Einkapselungsmündung

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(70) versehen ist, deren Abmessung in der Bewegungsrichtung der Kammern begrenzt ist, und daß die beiden Mündungen (70) durch einen Drosselkanal (71) in ständiger Verbindung stehen.
5. Pumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, · daß sich der Spielraum auf 0,05 bis 0,25 mm beläuft.
6. Pumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die neutrale Linie (A-B) der Zahnräder gegenüber der Sperrzone (47) der Ausgriffstelle so gelegen ist, daß die.

" füllung jeder Kammer beim Vorbeigang an der neutralen linie eingekapselt wird und kleiner zu werden beginnt.
7. Pumpe -nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die neutrale Linie (A-B) einen Winkel von 2 bis-20° mit der Mittellinie der Sperrzonen (47» 48) entgegen der Drehrichtung gemessen einschließt.
8. Pumpe nach Anspruch 7» dadurch gekennzeichnet, daß sich der Winkel auf 10 bis 14° beläuft.
9. Pumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß von einer in der Sperrzone eingekapselten Kammer ein bestimmter Überströmkanal zu einer in der Pumpe gelegenen Stelle von niedrigerem Druck führt.
10. Pumpe nach Anspruch 9» dadurch gekennzeichnet, daß der Überströmkanal von dem der Pumpe eigenen Weg der Leckflüssigkeit gebildet wird.
11. Pumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der AnIageschwenkpunkt (102) durch einen auf der äußeren Fläche des Lagerringes (17).angeordneten Vorsprung (67) festgelegt ist.

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12. Pumpe nach. Anspruch. 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Anlageachwenkpunkt durch einen Vorsprung auf der Innenfläche des Gehäuses (H) festgelegt ist.
13. Zahnradpumpe mit einem innenverzahnten Zahnrad, das zusammen mit einem mit ihm kämmenden exzentrisch gelagerten außenverzahnten Rad sich stetig vergrößernde und verkleinernde Kammern bildet und drehbar in einem Lagerring gelagert ist, wobei sich an die eine Stirnfläche der Zahnräder ein Pumpenteil mit einer Fläche abdichtend anlegt, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Fläche (57) des Pumpenteils (13) radial nach außen bis über den Umfang des innenverzahnten Rades (12) hinaus erstreckt und daß der lagerring (17) im Pumpengehäuse (H) in Achsenrichtung verschiebbar ist und unter einem ihn an die abdichtende Fläche (57) andrückenden Druck steht.
14. Pumpe nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß eine Feder den Druck erzeugt, mit dem sich der Lagerring (17) an die abdichtende Fläche (57) des Pumpenteils

(13) anlegt. I
15. Pumpe nach Anspruch 13» dadurch gekennzeichnet, daß der Förderstrom (51) der Pumpe über die der abdichtenden Fläche (57) des Pumpenteils (13) gegenüberliegende Stirnfläche des Lagerringes (17) fließt und dadurch den axialen Druck auf den Lagerring (17) ausübt.
16. Pumpe nach Anspruch 15_f dadurch gekennzeichnet, daß der Förderstrom (51) neben der Stirnseite des Lagerringes (17) von diesem fort umgelenkt wird und einen Rückstoßdruck auf diese Stirnseite ausübt.

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Hi
17. Lagerring nach Anspruch 13, dadurch gekennzeichnet, daß beide Stirnseiten des Lagerringes (17) unter dem Förderdruck der Pumpe stehen.
18. Hydrostatische Maschine, gekennzeichnet durch die Vereinigung der folgenden Elemente: ein Gehäuse mit einer nach innen weisenden, eine Kammer bildenden Fläche, ein in dieser Kammer in axialer Richtung verschiebbares Lagerglied mit einer nach innen gerichteten zylindrischen

Fläche, ein innenverzahntes Zahnrad mit einer nach außen gerichteten zylindrischen Fläche, das drehbar in dem Lagerglied gelagert ist, ein Dichtungsteil mit einer Dichtungsfläche, die sich abdichtend gegen die eine Stirnfläche des Zahnrades legt und radial über die zylindrische Fläche des Zahnrades hinausragt, und Mittel, öle das Lagerglied in Achsenrichtung gegen die Dichtung3flächen drücken.
19. Maschine nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß der unter hohem Druck stehende Förderstrom an dem entgegengesetzten axialen Ende des Lagerteils vorbei geleitet ist und unmittelbar neben diesem Ende eine plötzliche Richtungsänderung von diesem Ende fort erfährt, wodurch eine Impulsreaktionskraft auf das Ende des Lagerteils ausgeübt wird.
20. Maschine nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, daß Drucköl in ihr fließt und die Kammer und die beiden axialen Enden des Lagerteils unter dem Druck des Drucköles stehen.

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21. Hydrostatische Maschine zum Betrieb mit Öl unter hohem Druck, gekennzeichnet durch die Vereinigung der folgenden Elemente: ein einen Hohlraum bildendes Gehäusej ein außenverzahntes Zahnrad, das um die Achse des Hohlraumes drehbar gelagert istj ein innenverzahntes Zahnrad, dessen Verzahnung in Eingriff mit derjenigen des außenverzahnten Zahnrades steht und eine äußere zylindrische Fläche hat, die um eine Achse drehbar ist, welche sich im Abstand von dem außenverzahnten Rad befindet; eine der Zahnradfläche gegenüberliegende Lagerfläche, in der das innenverzahnte Rad mit Spielraum drehbar gelagert ist, wobei die Zahnräder mehrere umlaufende Kammern bilden; ein Dichtungsglied, das sich abdichtend an das eine axiale Ende der Zahnräder legtj ein Pumpenteil, das sich abdichtend an das andere axiale Ende der Zahnräder anlegt und bogenförmige SteuerÖffnungen hat, die mit den Kammern bei deren Umlauf in Verbindung treten und Sperrzonen an jedem bogenförmigen Ende dieser SteuerÖffnungen bildet, wobei die in der Bewegungsrichtung gemessene Breite \

der Sperrzonen etwas größer ist als die in Bewegungsrichtung gemessene Länge der KammerÖffnungen, die mit den Steueröffnungen in Verbindung treten; wobei die Kammern auf der einen radialen Seite der Mittellinie der Sperrzonen unter Hochdruck stehen und eine resultierende äuswärtsgerichtete Kraft auf das innenverzahnte Rad auf derselben Seite der Achse ausüben, auf der die Hochdruckkammern liegen, wobei die Verbesserung gegeben ist, daß Mittel vorgesehen sind, die das unter hohem Förderdruck stehende Öl mit dem Hohlraum und ,

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beiden Enden der Lagerfläche in Verbindung setzen, wodurch der Lagerspalt zwischen den Flächen mit öl unter hohem Förderdruck gefüllt wird.
22. Hydrostatische Maschine zum Handhaben von Flüssigkeiten mit Schmiereigenschaften bei hohem Druck, gekennzeichnet durch die Vereinigung der folgenden Elemente: zwei relativ zueinander umlaufende Pumpenteile mit einander mit Spielraum gegenüberliegenden Zylinderflächen, wobei der zwischen diesen Flächen befindliche, sich in Achsenrichtung erstreckende Spalt ein Schmiermittel aufnimmt und wobei die von der Maschine behandelte Hochdruckflüssigkeit eine hohe radiale Belastung zwischen diesen Flächen erzeugt, wobei die Verbesserung gegeben ist, daß mindestens an jedem Ende der Flächen ein Hohlraum gebildet ist, ζμ dem die unter Förderdruck stehende Flüssigkeit Zugang hat, so daß sie in den Lagerspalt eintritt, in welchem daher die Viskosität verhältnisgleich zum Förderdruck und zur radialen Belastung der Lagerflächen wächst. P
23. Maschine nach Anspruch 22, gekennzeichnet durch

Einrichtungen zum Abschließen des einen axialen Endes des Lagerspaltes, wodurch das effektive Verhältnis der Länge zum Durchmesser der Lagerfläche vergrößert wird.

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