DE1553238B2 - Rotationskolbenmaschine - Google Patents

Rotationskolbenmaschine

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DE1553238B2
DE1553238B2 DE1553238A DE1553238A DE1553238B2 DE 1553238 B2 DE1553238 B2 DE 1553238B2 DE 1553238 A DE1553238 A DE 1553238A DE 1553238 A DE1553238 A DE 1553238A DE 1553238 B2 DE1553238 B2 DE 1553238B2
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Bernhard C. West Lafayette Ind. Hudgens (V.St.A.)
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Northrop Grumman Space and Mission Systems Corp
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    • F04POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04CROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/103Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement
    • F04C2/104Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement having an articulated driving shaft

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Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine Rotationskolbenmaschine mit einem innenverzahnten feststehenden Stator und einem exzentrisch im Inneren des Stators drehbar und umlaufend angeordneten außenverzahnten Rotor, dessen Zähnezahl um 1 kleiner als diejenige des Stators ist, wobei die Form der Rotorzähne und der Statorzähne derart aneinander angepaßt ist, daß bei einer Drehung des Rotors dieser durch die Zähne des Stators derart gehalten und geführt ist, daß sich die Drehachse des Rotors längs einer kreisförmigen Umlaufbahn um die Achse des Stators bewegt und dabei zwischen den Rotorzähnen und den Statorzähnen Arbeitsräume gebildet werden, von denen jeder während eines vollständigen Umlaufs des Rotors von einem kleinsten Volumen zu einem größten Volumen zunimmt und wieder zu dem kleinsten Volumen abnimmt, und mit einer Steuereinrichtung, die synchron mit der Umlaufbewegunpr des Rotors die abnehmenden Arbeitsräume mit der einen Seite und die zunehmenden Arbeitsräume mit der anderen Seite eines Druckmittelsystems verbindet, wobei die Statorzähne durch zylindrische Teile gebildet sind, die in teilzylindrische Aussparungen des Stators eingesetzt sind.
Rotationskolbenmaschinen dieser Art, die beispielsweise aus der US-PS 3 087 436 und hinsichtlich der Ausbildung der Statorzähne aus der FR-PS 1 098 574 bekannt sind, können wegen ihres symmetrischen Aufbaus sowohl als Pumpe als auch als Motor in jeder Drehrichtung betrieben werden. Dabei führt der Rotor während jeder Umdrehung um seine eigene Achse eine der Anzahl seiner Zähne entsprechende Anzahl von Umläufen auf seiner Kreisbahn aus, und während jedes
ίο Umlaufs findet in jedem Arbeitsraum ein vollständiger Arbeitszyklus mit einem Ansaugtakt und einem Ausstoßtakt statt. Da die Anzahl der Arbeitsräume der Anzahl der Statorzähne entspricht, führt die Maschine während jeder Umdrehung des Rotors eine dem Produkt aus Rotorzähnezahl und Statorzähnezahl entsprechende Anzahl von Arbeitstakten aus. Wenn somit die Antriebs- bzw. Abtriebswelle der Maschine so mit dem kreisenden Rotor verbunden wird, daß sie sich mit der gleichen Drehzahl wie dieser dreht, ergibt sich eine Maschine, die beim Betrieb als Motor ein im Verhältnis zur Drehzahl großes Drehmoment und beim Betrieb als Pumpe ein im Verhältnis zur Drehzahl großes Fördervolumen aufweist, wobei die Maschine wegen der großen Anzahl der Arbeitstakte pro Umdrehung sehr gleichmäßig und stoßfrei arbeitet. Die Maschine kann daher als Langsamläufer ohne Übersetzungsgetriebe überall dort vorteilhaft verwendet werden, wo sonst schnellaufende Maschinen über Untersetzungsgetriebe angeschlossen werden mußten.
Die eingangs definierte Rotationskolbenmaschine, bei welcher der Rotor festpunktlos gelagert ist und nur durch die Statorzähne auf seiner Kreisbahn geführt ist, ergibt dabei den Vorteil eines sehr einfachen konstruktiven Aufbaus, weil außer einer die Maschinenwelle mit dem Rotor verbindenden Gelenkwelle keine weiteren bewegten Teile benötigt werden, wenn man von der stets erforderlichen Steuereinrichtung absieht.
Aus der festpunktlosen Lagerung des Rotors ergibt sich jedoch bei solchen Maschinen ein besonderes Problem: Die im Betrieb auftretenden Drücke und Kräfte wirken sich unmittelbar auf die relative Lage von Rotor und Stator aus, wodurch die Funktion der Maschine beeinflußt wird. Insbesondere wirkt auf den Rotor eine vom Betriebsdruck der Maschine verursachte Kraft ein, die den Rotor gegen die auf der Niederdruckseite liegenden Statorzähne drückt.
Wenn zwischen Stator und Rotor ein Spiel besteht, beispielsweise infolge von Fertigungstoleranzen oder Abnutzungserscheinungen, hat die Maschine wegen der Leckverluste zwischen Hochdruckseite und Niederdruckseite einen schlechten Wirkungsgrad, und sie arbeitet unrund und stoßartig. Durch die Stöße werden die Abnutzungserscheinungen verstärkt, so daß der Wirkungsgrad schnell abnimmt. Zugleich wächst die Gefahr eines Verklemmens des Rotors.
Bei Drehkolbenmaschinen mit gleichartiger Verzahnung, bei denen die beiden verzahnten Körper als Läufer um ihre feststehenden Achsen drehbar gelagert sind (z. B. US-PS 2 672 824 und 2 672 825) können sich dage-
6c gen die im Betrieb auftretenden Drücke und Kräfte nicht auf die gegenseitige Lage der beiden Läufer auswirken, so daß die Gefahr eines Verklemmens und einer verstärkten Abnutzung geringer ist. Ferner können die durch ein bestehendes Spiel verursachten Leck-Verluste dadurch verringert werden, daß an den Zahnköpfen des Innenläufers radial verstellbare Dichtleisten vorgesehen werden, die beispielsweise durch Federkraft (DT-PS 1133 981), Zentrifugalkraft (US-PS
2 790 394) oder auch durch den Druck des durch die Maschine gehenden Mediums (CH-PS 344 799) radial nach außen gedrückt und in Anlage an der Innenfläche des Außenläufers gehalten werden. Diese Maßnahme läßt sich jedoch nicht auf Rotationskolbenmaschinen der eingangs angegebenen Art mit festpunktlosem Rotor übertragen, weil die für die Führung des Rotors wichtige Form der Verzahnungen dadurch gestört wird; die Abnutzungserscheinungen und die Gefahr eines Verklemmens würden dadurch verstärkt.
Es ist bei Rotationskolbenmaschinen auch bekannt, in Aussparungen eines Radkörpers radial bewegliche Rollen vorzusehen, die durch den Strömungsmitteldruck an die gegenüberliegende Fläche des anderen Radkörpers gedruckt werden. So ist insbesondere aus der US-PS 2 657 638 eine innenachsige Drehkolbenmaschine bekannt, die ein ähnliches Bewegungsbild wie die zuvor erwähnten Drehkolbenmaschinen zeigt. Sie enthält einen ringförmigen Außenläufer mit zylindrischer Innenwand, in der in gleichmäßigen Abständen liegende teilzylindrische axiale Ausnehmungen angebracht sind. Der Innenläufer besteht aus einem zylindrischen Radkörper, an dessen Umfang ebenfalls axiale Ausnehmungen angebracht sind, in denen zylindrische Rollen radial beweglich angeordnet sind. Die Anzahl der Rollen des Innenläufers ist um 1 kleiner als die Anzahl der Ausnehmungen des Außenläufers. Außenläufer und Innenläufer sind in feststehenden Lagern derart exzentrisch gelagert, daß sie um ihre feststehenden Schwerpunktachsen rotieren. Infolge der exzentrischen Lagerung der beiden Läufer besteht zwischen der zylindrischen Innenwand des Außenläufers und der zylindrischen Außenwand des Radkörpers des Innenläufers ein sichelförmiger Zwischenraum, der durch die radial beweglichen Rollen des Innenläufers in Arbeitsräume unterteilt ist, deren Volumen bei der Drehung der beiden Läufer veränderlich ist. Die Änderung des Abstandes zwischen den Begrenzungen des sichelförmigen Zwischenraumes wird durch die radialen Bewegungen der Rollen des Innenläufers ausgeglichen, die somit den Zweck der radial beweglichen Flügel einer Flügelzellenpumpe erfüllen. Der erforderliche radiale Hub ist aber dadurch verringert, daß die in der Nähe des einen Totpunktes kommenden Rollen in axialen Ausnehmungen des Außenläufers eintreten können. Dieses Ineinandergreifen von Rollen und Ausnehmungen wird auch dazu ausgenutzt, die Drehbewegung des einen Läufers auf den anderen Läufer zu übertragen. Damit die radial beweglichen Rollen des Innenläufers stets in Anlage an der Innenwand des Außenläufers gehalten werden, sind an der Druckseite der sie aufnehmenden Ausnehmungen Nuten angebracht, durch die das durch die Maschine gehende Medium hinter die Rollen treten kann, so daß diese durch den herrschenden Druck radial nach außen gedrückt werden. Dies setzt allerdings eine festgelegte Drehrichtung der Maschine voraus. Ferner ist die radiale Beweglichkeit der Rollen unerläßliche Voraussetzung für die Funktion der Maschine: bei festsitzenden Rollen könnten keine abgeschlossenen Arbeitsräume entstehen. Schließlich ist es auch unbedingt not- wendig, daß die gegenseitige Lage der beiden Läufer durch äußere Lager bestimmt ist. Der Versuch, den Außenläufer festzuhalten und den Innenläufer ohne äußere Führung frei kreisen zu lassen, würde die Maschine funktionsunfähig machen. Dieses Prinzip ist daher auf Rotationskolbenmaschinen der eingangs angegebenen Art nicht übertragbar.
Dies gilt erst recht für die Flügel von Flügelzellenpumpen oder mittelachsigen Rotationskolbenmaschinen, auch wenn diese in Form von radial beweglichen Rollen ausgebildet sind (GB-PS 501 505, US-PS 2 586 964, US-PS 2 992 616). Die radiale Bewegung solcher Flügel ist kinematisch bedingt und für die Funktion der Maschine wesentlich. Dies steht im Widerspruch zu dem Prinzip der eingangs angegebenen Rotationskolbenmaschinen.
Bei diesen Rotationskolbenmaschinen mit festpunktlos kreisendem Rotor wurde es als unerläßlich angesehen, daß Stator und Rotor als starre Teile ausgebildet sein müssen, die mit solcher Präzision gefertigt sein müssen, daß einerseits die einwandfreie Führung des Rotors auf seiner Kreisbahn gewährleistet ist und andererseits die Leckverluste in den Grenzen gehalten werden, die dem geforderten Wirkungsgrad entsprechen.
Aus diesen Bedingungen ergaben sich nachteilige Folgen für die Herstellungskosten und die Lebensdauer solcher Maschinen. Einerseits mußten die Fertigungstoleranzen in'engen Grenzen bleiben, und andererseits war die Lebensdauer auf den Zeitraum begrenzt, in dem die unvermeidlichen Abnutzungen die zulässigen Toleranzgrenzen erreichten. Dabei mußte noch in Kauf genommen werden, daß sich die Betriebseigenschaften der Maschine im Lauf der Zeit schnell verschlechterten.
Die zuvor genannten Erscheinungen beschränkten auch den Höchstdruck, bei dem die Maschinen betrieben werden konnten, denn einerseits hängt der erzielbare Höchstdruck von den Leckverlusten ab, und andererseits ist die Gefahr eines Verklemmens um so größer, je größer die im Betrieb auftretenden Kräfte sind.
Aus diesen Gründen wurden solche Rotationskolbenmaschinen bisher nur für geringe Leistungen bei niedrigen Betriebsdrücken verwendet, insbesondere als Stellglieder.
Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Rotationskolbenmaschine der eingangs angegebenen Art zu schaffen, die mit größeren Toleranzen (also geringeren Fertigungskosten und/oder längerer Lebensdauer) einen Betrieb mit gleichbleibend optimalen Betriebsbedingungen ergibt.
Nach der Erfindung wird diese Aufgabe dadurch gelöst, daß die teilzylindrischen Aussparungen derart größer als die zylindrischen Teile sind, daß jeweils die zwischen zwei unter verschiedenen Drücken stehenden Arbeitsräumen liegenden zylindrischen Teile durch den Druckunterschied zwischen diesen Arbeitsräumen in dichtende Anlage an die Wand ihrer Aussparungen und an den entsprechenden Zahn des Rotors verschiebbar sind und die auf der Niederdruckseite dazwischenliegenden zylindrischen Teile durch die an ihnen angreifenden Rotorzähne im wesentlichen in Anlage an der Wand der entsprechenden teilzylindrischen Aussparungen gehalten sind.
Die erfindungsgemäße Ausbildung ergibt die Wirkung, daß die die Statorzähne bildenden, in etwas größere teilzylindrische Aussparungen des Stators eingesetzten zylindrischen Rollen sich in diesen Aussparungen stets allseitig in der Richtung der Resultierenden der auf sie einwirkenden Kräfte einstellen können. Auf diese Weise werden die an der Grenze zwischen Hochdruckseite und Niederdruckseite liegenden Rollen durch die bestehende Druckdifferenz in dichtende Anlage an den Rotor und an die Wand ihrer Aussparung gedrückt, so daß unabhängig von dem bestehenden Spiel stets eine einwandfreie Abdichtung zwischen der Hochdruckseite und der Niederdruckseite erhalten
wird. Andererseits werden die auf der Niederdruckseite liegenden Rollen unter bewußter Ausnutzung der Verschiebung des Rotors durch die im Betrieb auftretenden Kräfte in ihre Aussparungen gedrückt, so daß sie für die Führung des Rotors wie feststehende Zähne wirken, wobei aber die Gefahr von Verklemmungen praktisch vollständig beseitigt ist, weil jede Rolle sich stets in der Richtung der Resultierenden aller darauf einwirkenden Kräfte allseitig einstellen kann.
Infolge der vollständig symmetrischen Ausbildung der Maschine sind diese Wirkungen unabhängig von der Drehrichtung der Maschine und unabhängig von der Lage der Hochdruckseite und der Niederdruckseite. Die Maschine kann daher unterschiedslos als Pumpe oder als Motor in der einen oder in der anderen Drehrichtung betrieben werden.
Die erfindungsgemäße Ausbildung der Rotationskolbenmaschine ergibt somit überraschenderweise trotz der Verwendung beweglicher Teile unter allen Betriebsbedingungen auch bei größeren fertigungsbedingten oder durch Abnutzung verursachten Toleranzen stets eine einwandfreie Führung des Rotors und eine hervorragende Abdichtung zwischen Hochdruckseite und Niederdruckseite. Daraus ergeben sich folgende Vorteile:
1. die Fertigung wird vereinfacht und verbilligt;
2. die Maschine kann für höhere Betriebsdrücke verwendet werden und ergibt einen besseren Wirkungsgrad;
3. die nutzbare Lebensdauer wird beträchtlich vergrößert, wobei über die ganze Lebensdauer ein hoher volumetrischer und mechanischer Wirkungsgrad aufrechterhalten wird.
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung wird an Hand der Zeichnung beschrieben. Darin zeigt
F i g. 1 einen Längsschnitt durch eine Rotationskolbenmaschine nach der Erfindung,
Fig.2 einen Querschnitt entlang der Linie H-II in F i g. 1,
Fig.3 einen Querschnitt entlang der Linie III-III in F i g. 1,
Fig.4 einen der Fig.2 ähnlichen Schnitt zur Darstellung der im Betrieb auftretenden Kräfte und
F i g. 5 eine vergrößerte Teilansicht der Anordnung von F i g. 4 zur Darstellung der an der Grenze zwischen Hochdruckseite und Niederdruckseite erzielten Dichtwirkung.
Die in der Zeichnung dargestellte Rotationskolbenmaschine wird in ihrer Arbeitsweise als Arbeitsmaschine (Pumpe) beschrieben, doch ist ohne weiteres zu erkennen, daß die gleiche Maschine ohne konstruktive Änderungen auch als Kraftmaschine (Motor) arbeiten kann.
Die gezeigte Pumpe hat ein Gehäuse 10, das in einer Bohrung eine Antriebswelle 11 aufnimmt, die durch eine geeignete Einrichtung angetrieben werden kann. Die eigentlichen Pumpenelemente sind in F i g. 1 an der linken Seite des Gehäuses angeordnet; diese Pumpenelemente bestehen aus einem äußeren feststehenden Stator 12 mit einer Innenverzahnung und einem inneren drehbaren Rotor 13 mit einer Außenverzahnung, die nach Art eines Innenzahnradgetriebes ineinandergreifen. Diese zwei Pumpenelemente liegen zwischen einer Verschleißplatte 14 am linken Ende des Gehäuses 10 und einem Deckel 15, der durch Schrauben 16, die in das linke Ende des Gehäuses eingeschraubt sind, in seiner Lage gehalten wird.
Ein Steuerdrehschieber 20 ist in der Gehäusebohrung zwischen der Welle 11 und den Pumpenelementen drehbar gelagert. Durch diesen Steuerdrehschieber erstreckt sich ein Taumelzapfen 21, der die Drehung der Welle 11 auf den Rotor 13 überträgt. Aus F i g. 1 und 2 ist ersichtlich, daß der Taumelzapfen 21 sowohl mit dem Ende der Welle 11 als auch mit dem Rotor 13 nach Art eines Kardangelenks verbunden ist. Der Zweck dieser Verbindung liegt darin, dem Rotor 13 die Möglichkeit zu geben, seine Dreh- und Kreisbewegung auszuführen, die im einzelnen später beschrieben wird.
Bei dem dargestellten Ausführungsbeispiel hat der Rotor 13 sechs Zähne 23, und der Stator trägt sieben Zähne 25, also einen Zahn mehr als der Rotor. Die Schwepunktachse des Rotors ist in F i g. 2 durch den Punkt 26 angedeutet, und die Schwerpunktachse des Stators ist durch den Punkt 28 angedeutet.
Bei einer Drehung der Welle 11 in der Richtung des Pfeiles 29 in F i g. 2 dreht sich der Rotor 13 um seine eigene Achse 26 in der gleichen Richtung. Die Rotorachse 26 kreist jedoch um die Statorachse 28 in entgegengesetzter Richtung, d. h. in der Richtung des Pfeiles 30. Bei dieser kombinierten Dreh- und Kreisbewegung nimmt das Volumen der zwischen den Statorzähnen 25 liegenden Arbeitsräume 32 abwechselnd zu und ab, so ί daß jeder Arbeitsraum 32 abwechselnd Ansaugtakte und Ausstoßtakte durchläuft. Bei der dargestellten Pumpe, bei welcher der Rotor sechs Zähne und der Stator sieben Zähne haben, kreist die Rotorachse bei jeder vollständigen Umdrehung der Welle 11 sechsmal um die Statorachse, und bei jedem dieser sechs Umläufe führt jeder der sieben Arbeitsräume 32 einen vollständigen Zyklus mit einem Ansaugtakt und einem Ausstoßtakt aus. Zu jedem Zeitpunkt befinden sich mindestens drei Arbeitsräume gerade in einem Ausstoßtakt und mindestens drei Arbeitsräume in einem Ansaugtakt. Bei jedem Umlauf des Rotors erzeugt die Pumpe somit sechs Pumphübe, und bei jeder vollständigen Umdrehung der Welle 11 gibt es 42 Pumphübe.
Zur richtigen Verbindung der sich jeweils ausdehnenden Arbeitsräume 32 mit einem Einlaß für das zu fördernde Medium und der sich jeweils zusammenziehenden Arbeitsräume 32 mit einem Auslaß ist der Steuerdrehschieber 20 vorgesehen, der mit der Welle 11 durch einen Antriebsstift 33 verbunden ist, der aus dem Steuerdrehschieber in ein Ende eines Schlitzes 34 ( im linken Ende der Welle 11 ragt. Dadurch wird erreicht, daß sich der Steuerdrehschieber 20 mit derselben Drehzahl wie der Rotor 13 und die Welle 11 dreht. Die Bohrung des Gehäuses 10 ist mit zwei Ringnuten 38 und 39 versehen, die mit Radialkanälen 40 bzw. 41 in Verbindung stehen, die an den Seiten des Gehäuses 10 münden und die Verbindung zu Leitungen herstellen, durch die das zu fördernde Medium in die Pumpe eintritt bzw. aus ihr austritt. Die Ringnut 38 liegt in der Ebene des Schlitzes 34 und steht daher ständig mit dem Inneren des Steuerdrehschiebers 20 in Verbindung, während die Ringnut 39 den Steuerdrehschieber 20 umgibt. Eine Reihe von ringförmig verteilten Durchlässen 43 erstrecken sich von der Gehäusebohrung durch öffnungen 45 in der Verschleißplatte 14 bis zu den Arbeitsräumen 32 zwischen den Zähnen 25 des Stators 12. Der Steuerdrehschieber ist am Umfang mit sechs Radialkanälen 47 versehen, die im einzelnen durch die Buchstaben a, b, c, d, e und /"bezeichnet sind und sich von seiner Außenseite bis zu seinem hohlen Innenraum erstrecken. Zwischen diesen Radialkanälen 47 sind sechs axial gerichtete Nuten 49 vorgesehen, die im einzelnen mit den Buchstaben a', b\ d, d', d und f be-
zeichnet sind. Diese Nuten 49 erstrecken sich axial über eine Länge, die ausreicht, um eine Verbindung zwischen jedem Durchlaß 43 und der Ringnut 39 herzustellen, wenn eine Nut 49 bei der Drehung des Steuerdrehschiebers auf einem Durchlaß 43 zu stehen kommt, wie in F i g. 1 an der Unterseite des Steuerdrehschiebers 20 dargestellt ist.
Zur Erläuterung der Arbeitsweise der Pumpe und des Zusammenwirkens des Stators 12 und des Rotors 13 mit dem Steuerdrehschieber 20 wird auf die F i g. 1, 2 und 3 bezug genommen. Die Schnitte in den F i g. 2 und 3 zeigen den Rotor 13 und den Steuerdrehschieber 20 in derselben Winkellage, die sie infolge ihrer mechanischen Verbindung mit der Welle 11 relativ zueinander einnehmen. Wenn angenommen wird, daß die Welle 11 im Uhrzeigersinn gemäß dem Pfeil 29 in Fig.2 gedreht wird, befinden sich die Arbeitsräume A, B und C im Einlaßtakt, die Arbeitsräume D, E und F im Ausstoßtakt, und der Arbeitsraum G nimmt die Stellung ein, in der gerade ein Ausstoßtakt beendet ist und ein Einlaßtakt beginnt. Die Arbeitsräume A, B und C sind gemäß F i g. 3 über die Radialkanäle a, b undc mit der Einlaßseite der Pumpe verbunden, während die Arbeitsräume D, fund F über die Axialnuten d',d und /' mit der Auslaßseite der Pumpe verbunden sind, der Arbeitsraum G befindet sich in einer Übergangslage, in der er weder mit dem Radialkanal /noch mit der Axialnut ä verbunden ist. Aus dieser Beschreibung ist ersichtlich, daß der sich synchron mit dem Rotor 13 und der Welle 11 drehende Steuerdrehschieber 20 bei jedem Umlauf des Rotors 13, also während des sechsten Teils seiner eigenen Umdrehung, jeden Arbeitsraum 32 während der einen Hälfte des Umlaufs mit der Einlaßseite und während der anderen Hälfte des Umlaufs mit der Auslaßseite verbindet und beim Übergang von Einlaß zu Auslaß sowie beim Übergang von Auslaß zu Einlaß den Arbeitsraum kurzzeitig vollständig abschließt. Ferner gibt es in jedem Zeitpunkt (außer während des: kurzzeitigen Übergangs eines Arbeitsraumes von Einlaß zu Auslaß) immer zwei nebeneinanderliegende Arbeitsräume, von denen der eine mit der Einlaßseite der Pumpe verbunden ist, also unter niederem Druck steht, und der andere mit der Auslaßseite verbunden ist, also unter hohem Druck steht. In F i g. 2 sind dies die Arbeitsräume C und D, von denen der Arbeitsraum C sich auf dem niedrigen Einlaßdruck und der Arbeitsraum D sich auf dem hohen Auslaßdruck befinden.
Wenn die Welle 11 in entgegengesetzter Richtung gedreht wird, kehrt sich der Zustand der Arbeitsräume um, so daß dann die Kanäle a, b und c mit der Auslaßseite der Pumpe und die Nuten d', d und /' mit der Einlaßseite der Pumpe verbunden sein müssen. Durch einfaches Vertauschen von Einlaß und Auslaß kann also die Pumpe in beiden Richtungen betrieben werdem.
Die Besonderheit der dargestellten Pumpe' liegt in der Ausbildung der sieben Zähne 25 des Stators 12. Jeder Zahn ist durch ein zylindrisches Teil in Form einer rohrförmigen Rolle 50 aus Metall gebildet, die in eine etwas größere teilzylindrische Aussparung 51 in dem Stator eingesetzt ist. Die Aussparungen 51 sind nach innen offen, und der nach innen hervorstehende Teil jeder Rolle 50 bildet einen der Zähne 25 des Stators. Wie in F i g. 1 gezeigt ist, erstrecken sich die Rollen 50 über den gesamten Abstand zwischen der Verschleißplatte 14 und dem Deckel 15, aber sie bilden an ihren Enden eine Gleitpassung mit dem Deckel und der Verschleißplatte, so daß sie sich in den Aussparungen 51 drehen und radial verschieben können. Die Gleitpassung zwischen den Enden der Rollen und der Verschleißplatte bzw. dem Deckel ist derart, daß Leckverluste möglichst gering sind. Die Schrauben 16 sind durch das hohle Innere der Rollen 50 geführt
Der Stator 12 weist daher gemäß Fig.4 eine mit Öffnungen versehene ringförmige metallische Scheibe 52 auf, die mit kreisringförmig angeordneten teilzylindrischen Aussparungen 51 versehen ist, die in gleichmäßigen Abständen um den inneren Umfang verteilt sind und die Rollen 50 lose aufnehmen. Die zwischen den Aussparungen 51 stehengebliebenen fingerförmigen Abschnitte 53 der Scheibe 52 begrenzen die Zahnlükken zwischen den Rollen 50, in welche die Rotorzähne 23 eintreten können. Etwa ein Drittel des Umfanges jeder Rolle 50 ragt aus der Aussparung 51 nach innen hervor, um die wirksamen Flächen der Zähne 25 des Stators zu bilden.
Da etwa die Hälfte des Rotorumfangs dem hohen Druck in den mit dem Auslaß verbundenen Arbeitsräumen ausgesetzt ist, während auf die gegenüberliegende Hälfte der niedrige Druck in den mit dem Einlaß verbundenen Arbeitsräumen einwirkt, wirkt auf den Rotor eine beträchtliche resultierende Kraft ein, die ihn, in der
as Querrichtung zu verschieben sucht. Dies hat zur Folge, daß die Zähne 23 des Rotors Kräfte auf die Rollen 50 ausüben, wie sie im wesentlichen durch die Pfeile 55,56, 57, 58 und 59 in F i g. 4 dargestellt sind. Dadurch werden die Rollen in dichte Anlage an die Wände der größer bemessenen Aussparungen 51 in der Nähe der Pfeilspitzen gedrückt. Dadurch wird ein loser Sitz der auf der Niederdruckseite befindlichen Rollen vermieden, und der Rotor wird bei seiner Kreisbewegung in gleicher Weise wie durch feste Statorzähne formschlüssig geführt. Zugleich werden dadurch übermäßige Laufgeräusche vermieden.
Die hauptsächliche Wirkung der Ausbildung der Statorzähne in Form von lose sitzenden Rollen 50 ergibt sich jedoch an der Stelle, wo sich von zwei aufeinanderfolgenden Arbeitsräumen der eine auf dem niederigen Einlaßdruck und der andere auf dem hohen Auslaßdruck befinden. Dies soll an Hand von F i g. 5 erläutert werden.
In F i g. 5 ist der Arbeitsraum C der letzte mit dem Einlaß verbundene Arbeitsraum, während im nächstfolgenden Arbeitsraum D gerade der Auslaßtakt beginnt. Der Arbeitsraum D steht daher unter größerem Druck als der Arbeitsraum C, und diese Druckdifferenz an der Rolle 50 preßt diese in dichtende Berührung mit dem Zahn 23 an dem Punkt 60 und mit der Aussparung 51 am Punkt 61. Die allgemeine Richtung der durch die Druckdifferenz auf die Rolle 50 ausgeübten resultierenden Kraft ist durch den Pfeil 62 angedeutet Trotz des losen Sitzes der Rolle 50 in der Aussparung 51 der Scheibe 52 wird dadurch ein Leckverlust aus dem unter hohem Druck stehenden Arbeitsraum D in den unter niedrigem Druck stehenden Arbeitsraum D wirksam verhindert.
Aus F i g. 5 ist auch ersichtlich, daß die Dichtwirkung der Anordnung selbst dann sichergestellt ist, wenn große Toleranzabweichungen zwischen den Rollen 50 und der Scheibe 52 des Stators 12 bestehen. An der Einlaßseite der Pumpe brauchen die Rollen 50 nicht in dichtender Anlage an ihren Aussparungen 51 zu sein, weil sich alle Arbeitsräume auf dem gleichen niedrigen Einlaßdruck befinden. Die zuvor geschilderten, von dem Rotor auf diese Rollen ausgeübten Kräfte, wie sie durch die Pfeile 55 bis 59 in F i g. 4 dargestellt sind,
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ergeben aber die Wirkung, daß die Rollen 50 in dem Ring 52 des Stators nicht rütteln oder vibrieren, da die Kraftvektoren eine Anlage jeder Rolle an irgendeinem Bereich der Aussparung sicherstellen. Auf diese Weise werden die »losen« Rollen automatisch durch die in der Pumpe entwickelten Drücke in ihre Aussparungen gedruckt. Die Anordnung ist dadurch selbst ausgleichend: Wenn an den Rollen oder an den Zähnen des Rotors eine Abnutzung auftritt, wird der Rotor dennoch immer
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in formschlüssiger Anlage an den Statorzähnen gehalten und dadurch bei seiner Kreisbewegung geführt. Ebenso gleicht die an der Grenze zwischen Hochdruckseite und Niederdruckseite liegende Rolle alle Toleranzen und Abnutzungserscheinungen aus, so daß Leckverluste an dieser Stelle vermieden werden. Schließlich ist auch die Reibung im Betrieb etwas verringert, da die Rollen 50 sich unter dem Einfluß des Rotors verschieben und bis zu einem gewissen Grad drehen können.
Hierzu 2 Blatt Zeichnungen

Claims (1)

  1. Patentanspruch:
    Rotationskolbenmaschine mit einem innenverzahnten feststehenden Stator und einem exzentrisch im Inneren des Stators drehbar und umlaufend angeordneten außenverzahnten Rotor, dessen Zähnezahl um 1 kleiner als diejenige des Stators ist, wobei die Form der Rotorzähne und der Statorzähne derart aneinander angepaßt ist, daß bei einer Drehung des Rotors dieser durch die Zähne des Stators derart gehalten und geführt ist, daß sich die Drehachse des Rotors längs einer kreisförmigen Umlaufbahn um die Achse des Stators bewegt und dabei zwischen den Rotorzähnen und den Statorzähnen Arbeitsräume gebildet werden, von denen jeder während eines vollständigen Umlaufs des Rotors von einem kleinsten Volumen zu einem größten Volumen zunimmt und wieder zu dem kleinsten Volumen abnimmt, und mit einer Steuereinrichtung, die synchron mit der Umlaufbewegung des Rotors die abnehmenden Arbeitsräume mit der einen Seite und die zunehmenden Arbeitsräume mit der anderen Seite eines Druckmittelsystems verbindet, wobei die Statorzähne durch zylindrische Teile gebildet sind, die in teilzylindrische Aussparungen des Stators eingesetzt sind, dadurch gekennzeichnet, daß die teilzylindrischen Aussparungen (51) derart größer als die zylindrischen Teile
    (50) sind, daß jeweils die zwischen zwei unter verschiedenen Drücken stehenden Arbeitsräumen (z. B. C, D) liegenden zylindrischen Teile (50) durch den Druckunterschied zwischen diesen Arbeitsräumen in dichtende Anlage an die Wand ihrer Aussparung
    (51) und an den entsprechenden Zahn (23) des Rotors (13) verschiebbar sind und die auf der Niederdruckseite dazwischenliegenden zylindrischen Teile (50) durch die an ihnen angreifenden Rotorzähne (23) im wesentlichen in Anlage (57 bis 59) an der Wand der entsprechenden teilzylindrischen Aussparungen (51) gehalten sind.
DE1553238A 1965-09-03 1966-01-07 Rotationskolbenmaschine Pending DE1553238B2 (de)

Applications Claiming Priority (1)

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