DE19641779C1 - Hydraulische Arbeitsmaschine - Google Patents

Description

Stand der Technik

Die Erfindung geht von einer hydraulischen Arbeitsmaschine nach der Gattung des Anspruchs 1 aus.

Eine derartige Arbeitsmaschine ist beispielsweise in Form einer Radialkolbenmaschine aus der DE 41 43 152 A1 bekannt. Diese Radialkolbenmaschine weist eine ungerade Anzahl von Zylindern auf, die in einem angetriebenen Rotor angeordnet sind. In den Zylindern sind zur Forderung eines Druckmittels Arbeitskolben geführt, denen während einer Umdrehung des Rotors eine Hubbewegung aufgezwungen wird.

Die im Verlauf der Umdrehung des Rotors dabei in den einzelnen Zylindern entstehenden hydraulischen Kräfte werden an einen Hubring weitergeleitet und unterliegen in ihrer Größe Schwankungen, die vom augenblicklichen Drehwinkel des Rotors abhängig sind. Dadurch wird der Hubring, sowie die mit ihm verbundenen Bauteile, zu Schwingungen angeregt. Besonders in den Umsteuerphasen der Arbeitskolben sind die Schwankungen der hydraulischen Kräfte relativ groß. Diese Umsteuerphasen erfolgen bei der bekannten Arbeitsmaschine in zeitlich konstanten Abständen aufeinander. In manchen Einsatzfällen wird daher deren Betriebsgeräusch als unangenehm laut empfunden.

Eine Pumpe mit einem reduzierten Betriebsgeräusch beschreibt die DE 44 10 719 A1. Diese an sich konventionell aufgebaute Pumpe hat eine Verstelleinrichtung, deren auf den Hubring einwirkende Gegenkraft vom augenblicklichen Drehwinkel der Pumpe abhängig ist. Dadurch wird den Oszillationen an Hubring, Verstelleinrichtung und Gehäuse entgegengewirkt und das Betriebsgeräusch der Arbeitsmaschine gesenkt. Allerdings ist die Regelung zur Erzeugung des angepaßten Gegenkraftverlaufs nur mit elektronischem Zusatzaufwand realisierbar und daher relativ aufwendig und teuer.

Vorteile der Erfindung

Die erfindungsgemäße hydraulische Arbeitsmaschine mit den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 1 weist demgegenüber den Vorteil auf, daß sie relativ geräuscharm arbeitet, ohne dazu zusätzliche Regeleinrichtungen zu erfordern.

Dies wird dadurch erreicht, daß die Winkelabstände zwischen den einzelnen zylinderbildenden Ausnehmungen des Rotors unterschiedlich groß ausgeführt sind. Dadurch erfolgt die Umsteuerung der Zylinder und damit die mechanische Schwingungsanregung der mit diesen Zylindern zusammenwirkenden Bauteile der Arbeitsmaschine in zeitlich nicht äquidistanten Abständen. Resonanzerscheinungen bzw. ausgeprägte harmonische Frequenzen, wie sie für das Geräuschspektrum einer konventionellen Arbeitsmaschine typisch sind, werden dadurch weitestgehend gedämpft. Dies führt trotz gleichbleibendem Schalleistungspegel der Arbeitsmaschine zu einer geringen Geräuschbelastung der Umwelt.

Diese Primärmaßnahme zur Geräuschminderung bei hydraulischen Arbeitsmaschinen ist relativ einfach und kostengünstig realisierbar. Zudem ist sie auf verschiedene Bauformen von Arbeitsmaschinen anwendbar.

Weitere Vorteile oder vorteilhafte Weiterbildungen ergeben sich aus den Unteransprüchen oder der Beschreibung.

Zeichnung

Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Fig. 1 zeigt eine erfindungsgemäß verbesserte Radialkolbenmaschine im Querschnitt. In Fig. 2 ist in einem Diagramm der rechnerische Kraftverlauf an einem maximal ausgestellten Hubring einer konventionellen Radialkolbenmaschine über den Drehwinkel des Rotors aufgetragen und in Fig. 3 ist ein ebensolcher Kraftverlauf an einer erfindungsgemäß verbesserten Radialkolbenmaschine dargestellt.

Beschreibung des Ausführungsbeispiels

Fig. 1 zeigt exemplarisch eine Radialkolbenmaschine (Pumpe oder Motor) 10, deren Gehäuse 11 eine nach außen abgedichtete Ausnehmung 12 aufweist. In die Ausnehmung 12 ragt ein zentrisch angeordneter gehäusefester Steuerzapfen 13, auf dessen Mantelfläche ein Rotor 14 drehbar gelagert ist. Der Rotor 14 weist eine ungerade Anzahl - im Ausführungsbeispiel 7 - radial verlaufender Bohrungen auf, die Zylinder 16.1 bis 16.7 bilden. Diese Zylinder 16.1 bis 16.7 sind über den Umfang des Rotors 14 verteilt angeordnet und begrenzen Winkelsegmente W.1 bis W.7 von jeweils unterschiedlicher Größe. Die Größe der Winkelsegmente W.1 bis W.7 schwankt im Ausführungsbeispiel im Bereich zwischen 40 und 60 Winkelgrad. Die Anordnung der Zylinder 16.1 bis 16.7. ist dabei so gewählt, daß zwischen jeweils zwei benachbarten Winkelsegmenten W.1 bis W.7 ein Größenunterschied von wenigstens 1,5 Winkelgrad besteht. Es treten keine unmittelbar gegenüberliegenden Zylinder 16.1 bis 16.7 auf. Ferner verbleibt zwischen zwei Zylindern 16.1 bis 16.7, an deren dem Steuerzapfen 13 zugewandten Enden, eine Wandung, die eine gegenseitige Abdichtung der Zylinder 16.1 bis 16.7 ermöglicht.

In den Zylindern 16.1 bis 16.7 sind Arbeitskolben 17.1 bis 17.7. geführt, die gelenkig mit Gleitschuhen 18 verbunden sind. Die Gleitschuhe 18 stützen sich an einem den Rotor 14 umgreifenden Hubring 19 ab. Zur Fesselung der Gleitschuhe 18 an den Hubring sind nicht dargestellte Halteringe vorhanden. Der Hubring 19 ist relativ zum Steuerzapfen 13 verschiebbar und wird von einer Verstelleinrichtung 20 in seine Position gebracht bzw. in dieser gehalten. Die Verstelleinrichtung 20 wird von zwei diametral gegenüberliegenden Kolben/Zylindereinheiten 22, 23 gebildet. Zwischen Hubring 19 und Steuerzapfen 13 ist somit eine Exzentrizität 25 einstellbar, aufgrund der den Arbeitskolben 17.1 bis 17.7 im Verlauf einer Umdrehung des Rotors 14 eine dazu proportionale Hubbewegung aufgezwungen wird. Infolge dieser Hubbewegung strömt ein Druckmittel von einem nicht erkennbaren Zu- zu einem Ablaufanschluß, die jeweils am Gehäuse 11 angeordnet sind. Hierzu ist der Zu- bzw. der Ablaufanschluß der Radialkolbenmaschine 10 mit den Zylindern 16.1 bis 16.7 über sacklochartige Kanäle 26, 27 im Steuerzapfen 13 verbunden. Im Bereich der Lagerung des Rotors 14 münden diese Kanäle 26, 27 in am Umfang des Steuerzapfens 13 ausgebildeten Steuerschlitzen 28, 29.

Die Fig. 2 und 3 zeigen Diagramme mit den rechnerisch ermittelten Kraftverläufen 32, 32a von in Richtung der Verstelleinrichtung 20 auf den Hubring 19 einwirkenden Radialkräften, wie sie sich während einer Umdrehung eines maximal ausgelenkten Rotors 14 ergeben. Der Kraftverlauf 32 ergibt sich im Gegensatz zum Kraftverlauf 32a ohne geräuschdämpfende Maßnahmen an der Radialkolbenmaschine 10.

In den jeweiligen Diagrammen ist auf der X-Achse der Drehwinkel des Rotors 14 aufgetragen, wobei die Null-Grad- Stellung etwa der in Fig. 1 gezeichneten Position des Rotors 14 entspricht. Auf der Y-Achse der Diagramme ist der Betrag der den Hubring 19 in Richtung seiner Verstelleinrichtung 20 belastenden resultierenden Radialkraft aufgetragen. Ein negatives Vorzeichen bedeutet dabei eine zur Exzentrizität 25 des Hubrings 19 entgegengesetzt gerichtete Radialkraft.

Die dargestellten Kraftverläufe 32, 32a haben nach ca. 10 Grad Drehwinkel des Rotors 10 eine erste abfallende Flanke 33, 33a. Diese Flanke 33, 33a wird vom Arbeitskolben 17.1 verursacht, der zu diesem Zeitpunkt seinen äußeren Totpunkt AT durchläuft und dabei von Niederdruck auf Hochdruck umsteuert. Die Umsteuerung führt zu einer Erhöhung des Druckniveaus im Zylinder 16.1. Die dabei entstehende Radialkraft wirkt in Richtung der Exzentrizität 25 und schwächt somit die bislang entgegengesetzt zur Exzentrizität 25 wirksame Resultierende am Hubring 19 ab. Im weiteren Verlauf der Umdrehung des Rotors 14 verändern sich die Wirkungsrichtungen der Radialkräfte aus den Zylindern 16.1 bis 16.7. Dadurch steigt die am Hubring 19 angreifende Radialkraft entlang der Flanke 34, 34a wieder kontinuierlich auf ihr ursprüngliches Niveau an. Nach einem Drehwinkel des Rotors 14 von ca. 30 Grad ist in den Kraftverläufen 32, 32a eine zweite Flanke 35, 35a erkennbar. Diese ist auf den nun umsteuernden Zylinder 16.4 zurückzuführen. Dieser Zylinder 16.4 durchläuft seinen inneren Totpunkt IT und steuert demnach von Hochdruck auf Niederdruck um. Dies bewirkt den Wegfall der bislang auf den Hubring 19 einwirkenden und entgegengesetzt zur Exzentrizität 25 gerichteten Radialkraft des Zylinders 16.4. Eine erneute Absenkung der den Hubring 19 beaufschlagenden Resultierenden ist die Folge. Im Kraftverlauf 32, 32a entsteht dadurch eine erste Kraftspitze 39, 39a. Die Radialkraft auf den Hubring 19 steigt bei weiterer Drehung des Rotors 14 aufgrund der sich ändernden Wirkungslinien der Radialkräfte aus den Zylindern 16.1 bis 16.7 entlang der Flanke 36, 36a wiederum auf ihr ursprüngliches Niveau an. Sobald der Zylinder 16.7 seinen äußeren Totpunkt AT erreicht hat, beginnt der beschriebene Ablauf neu, wodurch sich im Kraftverlauf 32, 32a eine zweite Kraftspitze 40, 40a ausbildet. Der Kraftverlauf 32, 32a über einer Umdrehung des Rotors 14 gleicht somit dem eines Sägezahnprofils.

Die Kraftspitzen 39, 39a und 40, 40a dieses Sägezahnprofils versetzen den Hubring 19, dessen Verstelleinrichtung 20 sowie das Gehäuse 11 in Schwingungen, die das Betriebsgeräusch der Radialkolbenmaschine 10 bestimmen.

Der Kraftverlauf 32a nach Fig. 3 wird, wie bereits erwähnt, von einer Radialkolbenmaschine 10 erzeugt, wie sie in Fig. 1 dargestellt und in der Beschreibung erläutert wurde. Diese Radialkolbenmaschine 10 ist in Bezug auf ihr Geräuschverhalten optimiert, indem ihre Zylinder 16.1 bis 16.7 hierzu unterschiedliche Winkelabstände W.1 bis W.7 zueinander aufweisen. Die erzeugten Kraftspitzen 39a, 40a im Kraftverlauf 32a haben - im Gegensatz zu den Kraftspitzen 39, 40 nach Fig. 2 - dementsprechend unterschiedliche Winkelabstände W.1 bis W.7 zueinander. Dies bewirkt im Unterschied zum Kraftverlauf 32 nach Fig. 2 eine Modulation 38 des Kraftverlaufs 32a mit einer harmonischen Schwingung. Aus dieser Modulation 38 ergibt sich, daß der Hubring 19 mit sich permanent in ihrer Stärke verändernden und zudem in unterschiedlichen Zeitabständen zueinander erfolgenden Kraftstößen zu Schwingungen angeregt wird. Das ausgelöste Schwingungsverhalten des Rotors 14 bzw. der mit ihm gekoppelten Bauelemente erzeugt dadurch ein verringertes Betriebsgeräusch der Radialkolbenmaschine 10.

Selbstverständlich sind Änderungen oder Weiterbildungen des Ausführungsbeispiels möglich, ohne vom Gedanken der Erfindung abzuweichen. So ist es beispielsweise denkbar, die erfindungsgemäße geräuschdämpfende Maßnahme auch auf andere Bauformen von Arbeitsmaschinen zu übertragen. Besonders Flügelzellenmaschinen bzw. Axialkolbenmaschinen erscheinen hierfür prädestiniert. Desweiteren ist es durchaus möglich, die hier erläuterte geräuschdämpfende Maßnahme für ein besonders geringes Betriebsgeräusch einer Arbeitsmaschine mit anderen derartigen Maßnahmen, beispielsweise einer optimierten Gestaltung der Steuerschlitze, zu kombinieren. Ebenso vorstellbar ist es, etwaige Unwuchten am Rotor, die sich aufgrund der ungleichen Zylinderabstände ergeben, mittels Ausgleichsgewichten bzw. Ausgleichsbohrungen zumindest teilweise zu beheben.

Claims (7)

1. Hydraulische Arbeitsmaschine (Pumpe oder Motor) (10), insbesondere Flügelzellen- oder Kolbenmaschine, mit einem Gehäuse (11), das einen Innenraum (12) begrenzt, in den ein ortsfester Steuerkörper (13) hineinragt, der voneinander getrennte und mit einem Zu- bzw. Ablaufanschluß verbundene Kanäle (26, 27) aufweist, mit einem drehbar auf dem Steuerkörper (13) gelagerten und mit einer Welle gekoppelten Rotor (14), in dem Zylinder (16) bildende Ausnehmungen mit darin gleitend geführten Hubelementen (17) angeordnet sind, und mit einer den Rotor (14) ringförmig umschließenden Hubeinrichtung (19), an der sich die Hubelemente (17) mit ihren vom Steuerkörper (13) abgewandt liegenden Enden abstützen, dadurch gekennzeichnet, daß die Zylinder (16) bildenden Ausnehmungen des Rotors (14) zwischen sich unterschiedlich große Winkelsegmente (W) einschließen.

2. Hydraulische Arbeitsmaschine (Pumpe oder Motor) (10) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß jeweils zwei nacheinander umsteuernde Hubelemente (17) ein Winkelsegment (W) begrenzen, dessen Größe ungleich 180 Grad ist.

3. Hydraulische Arbeitsmaschine (Pumpe oder Motor) (10) nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Winkelsegmente (W), die der Rotor (14) zwischen zwei nacheinander umsteuernden Hubelementen (17) durchläuft, unterschiedlich groß sind.

4. Hydraulische Arbeitsmaschine (Pumpe oder Motor) (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß der Rotor (14) eine ungerade Anzahl von Zylinder (16) bildenden Ausnehmungen aufweist.

5. Hydraulische Arbeitsmaschine (Pumpe oder Motor) (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß am Rotor (14) Ausgleichsmassen bzw. -ausnehmungen vorhanden sind.

6. Hydraulische Arbeitsmaschine (Pumpe oder Motor) (10) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß der Hub der Hubelemente (17) mit Hilfe der Hubeinrichtung (19) verstellbar ist.

7. Hydraulische Arbeitsmaschine (Pumpe oder Motor) (10) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß im Gehäuse (11) der Arbeitsmaschine (10) zur Verstellung der Hubeinrichtung (19) wenigstens eine Kolben/Zylindereinheit (22, 23) vorhanden ist.