DE19754637A1 - Hydrostatische Radialkolbenpumpe - Google Patents

Description

Die Erfindung betrifft eine hydrostatische Radialkolbenpumpe entsprechend dem Oberbegriff des Anspruchs 1.

Eine gattungsgemäße Radialkolbenpumpe ist in der GB 524 384 beschrieben.

Eine hydrostatische Radialkolbenpumpe kann entweder von der Art sein, bei der eine von einer Welle angetriebene Zylindertrommel drehbar auf einem festste­ henden Steuerzapfen mit Niederdruck- und Hochdruckkanälen angeordnet ist (US 2 105 454), oder bei der die Zylindertrommel auf einer umlaufenden Welle angeordnet ist und anstelle des Steuerzapfens eine feststehende axiale Ventil­ fläche vorgesehen ist, die mit nierenförmigen Zufluß- und Abfluß-Steueröffnun­ gen versehen ist, die über Kanäle in der Zylindertrommel mit den einzelnen Zylindern zusammenwirken (US 3 010 405). In jedem Fall erfolgt bei Drehung der Zylindertrommel und exzentrischen Lage des Laufringes zur Zylindertrommel eine Hin- und Herbewegung der Kolben in ihren Zylindern.

Steuerzapfen haben den Nachteil, daß nur wenig Platz für die Unterbringung der Fluidkanäle zur Verfügung steht, ohne die mechanische Festigkeit des Steuerzapfens zu beeinträchtigen. Um die Gefahr einer Kavitation in den relativ engen Fluidkanälen im Steuerzapfen zu verringern, ist es üblich, den Einlaß solcher Steuerzapfen-Maschinen mittels einer eigenen Ladepumpe aufzuladen.

Es ist auch üblich, die Antriebswelle der Radialkolbenpumpe axial zu verlängern, um eine weitere separate hydraulische Pumpe in Tandem-Anordnung anzu­ treiben, wie dies z. B. in der GB 1 465 876 dargestellt ist. Dazu muß der Steuer­ zapfen mit einer Durchgangsbohrung versehen werden, durch die sich die verlängerte Antriebswelle erstreckt, was zur Folge hat, daß der Niederdruckkanal im Steuerzapfen verkleinert werden muß. Da der Durchmesser des Steuerzapfens u. a. durch die Größe des hydrostatischen Lagerfeldes zur Aufnahme der Kolbenkräfte bestimmt ist, ist es normalerweise nicht möglich, einfach den Durchmesser des Steuerzapfens zu vergrößern, um mehr Platz für die Fluid­ kanäle und ihre Steueröffnungen zu schaffen. Der zusätzliche, für die Durch­ führung der Antriebswelle erforderliche Platz hat somit zur Folge, daß der Querschnitt des Niederdruckkanals noch kleiner wird als bei einer Maschine ohne durchgehende Antriebswelle und die Gefahr einer Kavitation steigt. Dieses Problem wird noch gravierender, wenn bei einer solchen Tandem-Anordnung in dem Hydraulikkreis eine Ladepumpe zum vollständigen Füllen der ersten hydrostatischen Pumpe in jedem Betriebszustand vorgesehen wird, da diese Ladepumpe vorzugsweise hinter der zweiten Radialkolbenpumpe angeordnet und von der durchgehenden Welle angetrieben wird. Wenn aber eine entsprechend starke Antriebswelle, die sowohl die zweite Radialkolbenpumpe als auch die Ladepumpe anzutreiben hat, durch den Steuerzapfen der ersten Radialkolben­ pumpe geführt wird, so verringert sich der Platz für die Fluidkanäle in diesem Steuerzapfen noch mehr.

Ein Versuch, die Gefahr einer Kavitation in den relativ engen Fluid-Kanälen in dem Steuerzapfen ohne eine eigene Ladepumpe zu verringern, ist in der gattungsbildenden GB 524 384 beschrieben. Bei dieser Pumpe wird das Fluid in der ersten Verdrängerstufe in die die Rotationseinheit umgebende Kammer eingeführt, durch die Fliehkraft radial nach außen geschleudert und durch eine Diffusoröffnung im Laufring in eine Leitung eingeführt, die zu dem Niederdruck­ kanal im Steuerzapfen führt. Diese Ausführung hat den Nachteil, daß die Diffusoröffnung die Festigkeit des Laufringes verringert. Dies hat zur Folge, daß diese Pumpe nur für relativ niedrige Drücke geeignet ist oder daß der Durchmes­ ser der Kolben relativ klein gehalten werden muß, um zu vermeiden, daß der Laufring Belastungen ausgesetzt ist, denen er aufgrund der Schwächung und die Diffusoröffnung nicht gewachsen ist und die ihn daher verformen oder gar zerbrechen können. Ein weiterer Nachteil dieser Ausführung besteht darin, daß zur Weiterleitung des Fluids in den Steuerzapfen eine zusätzliche Leitung vorzusehen ist, in der Strömungsverluste entstehen.

Ausgehend von der GB 524 384 ist es die Aufgabe der Erfindung, den Ansaug­ vorgang einer gattungsgemäßen hydrostatischen Radialkolbenpumpe ohne Schwächung des Laufringes zu verbessern.

Diese Aufgabe wird durch die im Kennzeichen des Anspruchs 1 angegebenen Merkmale gelöst.

Bei dem erfindungsgemäßen Vorschlag wird das Fluid aus der ersten Verdrän­ gerstufe, die aus der innerhalb des Laufringes umlaufenden Rotationseinheit besteht, ohne Umwege und insbesondere nicht durch eine Öffnung im Laufring der zweiten Verdrängerstufe zugeführt, die von den Zylindern und Kolben in der Zylindertrommel gebildet ist.

Wenn der Laufring konzentrisch zur Zylindertrommel liegt, die zweite Verdränger­ stufe also nicht arbeitet, rotiert das Fluid lediglich in der Kammer mit der umlau­ fenden Rotationseinheit. Vorzugsweise kann jedoch ein Teil dieses Fluids durch einen weiteren Kanal aus der Kammer entweichen, damit Wärme aus der Maschine abgezogen werden kann.

Es ist ersichtlich, daß durch den erfindungsgemäßen Vorschlag der Durchmesser des Saug- oder Niederdruckkanals in dem Steuerzapfen kleiner sein kann als er normalerweise bei einer selbstansaugenden Maschine sein muß. Daher kann eine relativ große zentrale Durchgangsbohrung für eine durchgehende Welle zum Antrieb einer zweiten hydrostatischen Maschine vorgesehen werden. Die durch den erfindungsgemäßen Vorschlag gleichzeitig bewirkte Verbesserung des Ansaugvorganges, insbesondere die Verringerung der Gefahr einer Kavitation im Niederdruckbereich bei Kälte und hohen Drehzahlen ist auch bei einer Radial­ kolbenpumpe mit axialer Ventilfläche gegeben.

Weiterbildungen der Erfindung sind in den Unteransprüchen angegeben.

Einige Ausführungsbeispiele der Erfindung werden im folgenden unter Bezugnahme auf die Zeichnung beschrieben.

Fig. 1 ist ein Längsschnitt einer hydrostatischen Radialkolbenpumpe mit feststehendem Steuerzapfen.

Fig. 2 ist ein Schnitt entlang Linie I-I in Fig. 1.

Fig. 3 ist ein Schnitt entlang Linie II-II in Fig. 1, wobei der Laufring konzentrisch zur Drehachse der Pumpe ist.

Fig. 4 ist ein Schnitt entlang Linie III-III in Fig. 1, wobei die Rotationseinheit weggelassen wurde.

Fig. 5 ist ein Schnitt entlang Linie II in Fig. 1, wobei jedoch der Laufring in der maximalen exzentrischen Lage zur Drehachse der Pumpe liegt.

Fig. 6 ist im wesentlichen der gleiche Schnitt wie Fig. 5, wobei jedoch die Rotationseinheit strichpunktiert eingezeichnet ist, um die relativen Lagen der Kolben und Gleitschuhe bezüglich der Kanale und der die beiden Kanäle miteinander verbindenden Spiralnut zu illustrieren.

Fig. 7 ist im wesentlichen der gleiche Schnitt wie Fig. 5, wobei jedoch die Spiralnut weggelassen und der Laufring strichpunktiert eingezeichnet ist.

Fig. 8 ist im wesentlichen der gleiche Schnitt wie Fig. 7, wobei jedoch die Rotationseinheit strichpunktiert eingezeichnet ist, um die relativen Lagen der Kolben und deren Gleitschuhe bezüglich der Kanäle besser zu illustrieren.

Fig. 9 ist ein Längsschnitt einer Radialkolbenpumpe mit weiteren Einzelheiten der Erfindung.

Fig. 10 ist ein Schnitt entlang Linie IV-IV in Fig. 9.

Fig. 11 ist ein Querschnitt einer hydrostatischen Radialkolbenpumpe mit einer axialen Ventilfläche anstelle des Steuerzapfens bei den vorherigen Ausführungen.

Die Fig. 1 bis 6 zeigen eine hydrostatische Radialkolbenpumpe 1 mit einem Gehäuse, das aus zwei Teilen 2 und 3 besteht, die an einer Paßfläche 4 entlang einer Trennebene 5 zusammenpassen und einen Innenraum 6 begrenzen. Das Gehäuseteil 2 hat eine zentrale Öffnung 7, in der eine Antriebswelle 8 über ein Lager 10 gelagert ist. Das Gehäuseteil 3 hat ebenfalls eine zentrale Öffnung 11, in der ein Steuerzapfen 12 feststehend angebracht ist. Auf dem Steuerzapfen ist drehbar eine Zylindertrommel 17 gelagert, die von einem Laufring 40 umgeben ist.

Die Welle 8 ist durch einen Keil 13 mit einer Kupplung 14 verbunden, die in einen Schlitz 15 an der Stirnfläche 16 der Zylindertrommel paßt. Die Welle 8 und die Zylindertrommel 17 rotieren um eine Achse 18. Die Welle 8 kann, falls nötig, axial über die Kupplung 14 hinaus verlängert und in einem Lager im Steuerzapfen 12 gelagert sein und sich über das Gehäuseteil 3 hinaus erstrecken, um eine weitere Pumpe oder hydrostatische Maschine anzutreiben. Dichtungen 21 und 22 dichten die Welle 8 ab. Für manche Anwendungen ist es zweckmäßig, die Welle 8 so kurz wie möglich zu halten, und in diesem Fall kann zum Antrieb einer zweiten hydrostatischen Pumpe eine eigene Hohlwelle verwendet werden, die mit der Antriebswelle 8 nahe der Kupplung 14 verbunden wird.

Wie in Fig. 2 gezeigt, ist in dem Gehäuseteil 3 ein Niederdruck-Zuflußanschluß 30 vorgesehen, von dem ein Kanal 31 ausgeht, der in den Gehäuseinnenraum 6 mündet. Der Gehäuseinnenraum 6 steht über Kanäle 23 und 24 mit einem Schlitz 25 im Steuerzapfen 12 in Verbindung. Das Fluid, das über den Kanal 24 in den Schlitz 25 eintritt, kann dann durch die zwei Längsbohrungen 26, 27 im Steuerzapfen 12 zu einem Niederdruck-Bogenschlitz 28 strömen.

Der Steuerzapfen 12 ist auch mit einem Hochdruck-Bogenschlitz 33 versehen, der mit Längsbohrungen 34,35 im Steuerzapfen 12 in Verbindung steht, die zu einer radialen Öffnung 36 führen. Die Öffnung 36 ist mit dem Hochdruck-Abfluß­ anschluß 37 im Gehäuseteil 3 in Verbindung.

Das in die Maschine 1 eintretende Fluid wird durch den Kanal 31 in den Innenraum 6 der Maschine geführt und gelangt dann durch die Kanäle 23 und 24 zu den Längsbohrungen 26, 27 im Steuerzapfen 12. Die Kanäle 23 und 31 liegen, im wesentlichen radial außerhalb des Durchmessers der Zylindertrommel 17 und im wesentlichen radial innerhalb des äußeren Durchmessers des Laufringes 40, der die Zylindertrommel 17 umgibt.

Die Zylindertrommel 17 ist drehbar auf dem Steuerzapfen angeordnet und enthält eine Mehrzahl von Zylindern 41, die jeweils durch eine Öffnung 42 periodisch mit den Bogenschlitzen 28, 33 in der Umfangsfläche des Steuerzapfens 12 in Verbindung kommen. Jeder Zylinder 41 enthält einen Kolben 43, der durch ein Kugelgelenk 45 mit einem Gleitschuh 44 verbunden ist. Zur Erzeugung einer hydrostatischen Lagerfläche sind die Gleitschuhe 44 mit einer Dichtlippe 46 versehen, die eine Aussparung 50 umgibt, der Hochdruckflüssigkeit aus dem zugehörigen Zylinder 41 durch zentrale Löcher 47 und 48 im Kolben und im Gleitschuh zugeführt wird.

Der Laufring 40 ist mit einem Loch 51 versehen, in den ein Lagerzapfen 52 eingesetzt ist, der mit beiden Enden von dem Loch vorsteht und in Schlitze 53, 54 in den Gehäuseteilen 2, 3 eingreift. Der Laufring 40 liegt innerhalb des Gehäuse­ innenraumes 6 zwischen den inneren Gehäusewänden 55, 56.

Ein Anschlag 57 begrenzt eine Radialbewegung des Laufringes 40, hervorgerufen von den unter Druck stehenden Kolben 43, und eine detaillierte Beschreibung eines solchen Anschlages ist in der US 5 651 301 zu finden. Die Erfindung kann jedoch auch mit alternativen Laufring-Ausführungen, z. B. gemäß US 3 010 405 und 2 105 454, verwendet werden.

Zur selbsttätigen Veränderung der Exzentrizität des Laufringes 40 relativ zu der Drehachse 18 der Zylindertrommel 17 ist im Ausführungsbeispiel ein mechani­ sches Einstellglied in Form einer Knickstütze 58 vorgesehen, die auf einer Seite des Laufringes 40 und nahe einer Umfangswand 60 des Gehäuseteils 3 ange­ ordnet ist. Die Knickstütze 58 ist am einen Ende in einer Nut 61 in einem Ansatz 63 an der Umfangswand 60 und am anderen Ende in einer Nut 62 in einem Vorsprung 64 am Laufring 40 gehalten. Die Knickstütze 58 ist anfänglich in einem teilweise deformierten Zustand, die der maximalen Exzentrizität des Laufrings 40 relativ zur Drehachse 18 der Zylindertrommel 17 entspricht, wie dies in Fig. 5 und 6 gezeigt ist. Wenn während des Betriebes der Maschine die auf den Laufring 40 von den unter Druck stehenden Kolben 43 ausgeübten Kräfte eine bestimmte Größe erreichen, erfolgt eine weitere Deformierung der Knickstütze mit entspre­ chender Verringerung der Exzentrizität des Laufringes wie in Fig. 3 und 4 gezeigt. Anstelle der Knickstütze können auch andere Steuereinrichtungen zur Veränderung der Exzentrizität des Laufringes verwendet werden, z. B. Hydraulik­ kolben oder ein manuell betätigbares Gestänge. Die Erfindung ist auch bei hydrostatischen Radialkolbenpumpen anwendbar, bei denen der Laufring ständig in einer exzentrischen Lage zur Zylindertrommel ist.

Wie in Fig. 6 gezeigt, bildet die Zylindertrommel 17 mit den Kolben 43 und deren Gleitschuhen 44 die Rotationseinheit 65 der Maschine 1, wobei der Laufring 40 mit der in ihm liegenden Rotationseinheit 65 den Gehäuseinnenraum 6 in eine äußere Kammer 66, die den Laufring 40 umgibt, und in eine innere Kammer 67 teilt, die im großen und ganzen innerhalb der Innenfläche 68 des Laufringes 40 liegt. Die Kammer 67 ist axial durch die Breite des Laufringes 40 und der Zylin­ dertrommel 17 und radial durch den radialen Abstand zwischen der Zylinder­ trommel und dem Laufring definiert.

Die Kolben 43 mit ihren Gleitschuhen 44, die sich von ihren Zylindern 41 radial nach außen in die Kammer 67 erstrecken, teilen die Kammer in eine Anzahl von Zellen 70 zwischen benachbarten Kolben. Die inneren Gehäusewände 55, 56 (Fig. 1) auf jeder Seite des Laufringes 40 und der Rotationseinheit 65 trennen die Kammer 67 und die Zellen 70 mehr oder weniger von der äußeren Kammer 66.

Die Kanäle 23, 31 sind so angeordnet, daß der Kanal 23 radial etwas näher an der Mittelachse 18 der Pumpe 1 liegt als der Kanal 31. Die Kanäle 23 und 31 sind miteinander durch eine Spiralnut 71 verbunden, die in der Innenwand 56 des Gehäuseteils 3 vorgesehen ist. Die Spiralnut liegt im großen und ganzen radial innerhalb der Innenfläche 68 des Laufringes 40. Der Fluid-Zufluß in Form der Kanäle 23, 31 ist also im Gehäuseteil 3 vorgesehen und liegt axial neben dem Laufring 40 und der Rotationseinheit 65 und im großen und ganzen radial innerhalb der Innenfläche 68 des Laufringes 40, damit er in der Lage ist, beim Umlauf der Zylindertrommel 17 mit jeder der aufeinanderfolgenden Zellen 70 in Verbindung zu kommen.

Obgleich in den Zeichnungen dargestellt ist, daß der Laufring 40 in geringem Abstand von den benachbarten Gehäusewänden 55, 56 liegt, um eine teilweise Trennung der inneren Kammer 67 von der äußeren Kammer 66 zu erreichen, kann diese Trennung noch dadurch verstärkt werden, daß nicht gezeigte Stirndichtungen zwischen dem Laufring und den benachbarten Gehäuseseiten­ wänden vorgesehen werden.

Die von ihren Zylindern 41 vorstehenden Teile der Kolben 43 und ihrer Gleit­ schuhe 44 wirken in ähnlicher Weise wie die Flügel einer Flügelzellenpumpe und fördern das Fluid innerhalb des Laufringes 40 in Umfangsrichtung durch den die Kammer 67 bildenden Ringraum. Das Volumen jeder Zelle 70 vergrößert und verringert sich bei jeder Umdrehung der Zylindertrommel, wenn der Laufring 40 in einer exzentrischen Lage zur Zylindertrommel 17 ist. Die Funktion der Zellen 70 in Verbindung mit den Kanälen 23, 31 bildet die erste Verdrängerstufe der hydrostatischen Pumpe 1. Diejenigen Zellen 70, die während der ersten Hälfte einer Umdrehung der Zylindertrommel 17 den Kanal 31 überstreichen, vergrößern ihr Volumen und nehmen Fluid aus dem Kanal 31 auf. Wenn dann diese Zellen innerhalb des Laufringes 40 weiter umlaufen, beginnt sich in der zweiten Hälfte der Umdrehung ihr Volumen zu verkleinern und ein Teil des Fluids in diesen Zellen wird in den Kanal 23 geschoben. Das Fluid gelangt von dem Kanal 23 in den Kanal 24 im Gehäuseteil 3 und von dort in den Schlitz 25 und in die Längsbohrungen 26, 27 im Steuerzapfen 12. Das den Niederdruck- Bogenschlitz 28 erreichende Fluid kann dann in jeden vorbeilaufenden Zylinder 41 eintreten. Das Volumen derjenigen Zylinder 41, die den Bogenschlitz 28 passieren, ver­ größert sich, da sich die zugehörigen Kolben 43 in dieser Phase des Arbeits­ zyklus der Pumpe radial nach außen bewegen, wenn der Laufring 40 in einer exzentrischen Lage ist. Während der nächsten Phase bewegen sich diese Kolben zurück, das Volumen der Zylinder verringert sich und das Fluid wird unter Druck in den Hochdruck-Bogenschlitz 33 ausgeschoben. Die Zylinder 41 mit ihren Kolben 43 bilden die zweite Verdrängerstufe der hydrostatischen Pumpe.

Es sei darauf hingewiesen, daß der Kanal 31 in Phase mit dem Bogenschlitz 28 und der Kanal 23 in Phase mit dem Bogenschlitz 33 ist.

Die Fig. 4 bis 6 zeigen die Anordnung eines dritten Kanals 72 in der Innenwand 56 des Gehäuseteils 3, der in Kombination mit den beiden anderen Kanälen 23 und 31 verwendet werden kann. Wie in Fig. 5 und 6 gezeigt, ist der Kanal 72 nicht in direkter Verbindung mit der Kammer 67, wenn der Laufring 40 eine exzentri­ sche Lage zur Drehachse 18 hat, da dieser dann den Kanal 72 abdeckt. In dieser Lage des Laufringes 40 ist der Kanal 72 nur in Verbindung mit der äußeren Kammer 66, die den Laufring 40 umgibt. Wenn jedoch die Exzentrizität des Lauf­ ringes nach Null hin verringert wird, wie in Fig. 4 gezeigt, gibt er den Kanal 72 zur Kammer 7 hin frei. Dadurch kann jedes übermäßige und von der zweiten Stufe nicht aufgenommene Fluid unter Umgehung der zweiten Stufe durch den Kanal 72 und die Bohrung 73 ausgeschoben werden. Dies tritt ein, wenn die zweite Stufe Fluid entweder in geringem Maße oder gar nicht pumpt. Das die zweite Stufe umgehende Fluid kann daher zum Abführen von Wärme aus der Pumpe 1 in einen äußeren Kühler oder in einen Behälter genutzt werden.

Einer der Vorteile einer hydrostatischen Pumpe mit einer ersten Verdrängerstufe besteht darin, daß die Niederdruck-Kanäle der zweiten Stufe, z. B. die Längsboh­ rungen 26, 27 im Steuerzapfen 12, mit kleinerem Querschnitt ausgeführt werden können als dies bei einer "selbstansaugenden" Pumpe der Fall ist. Folglich ist innerhalb des Steuerzapfens 12 mehr Platz für eine zentrale Öffnung 74, so daß die Pumpe mit einer größeren Durchgangswelle ausgestattet werden kann, was besonders wichtig ist, wenn eine oder mehrere zusätzliche hydrostatische Maschinen von dieser Welle angetrieben werden sollen.

Die Fig. 7 und 8 zeigen geringfügige Modifikationen der Ausführung gemäß Fig. 1 bis 6, und zwar sind die Kanäle 23 und 31 nicht mehr durch die Spiralnut 71 direkt miteinander verbunden. Bei dieser Ausführung wird das Fluid vom Kanal 31 zum Kanal 23 über die Zellen 70 befördert, wenn sie während eines vollen Zyklus der Antriebswelle 8 umlaufen.

Die Fig. 9 und 10 zeigen eine kleine Modifikation des Laufringes und der Kolben/­ Gleitschuh-Einheit, die eine verbesserte Leistung der hydrostatischen Pumpe bewirken kann. Die hydrostatische Pumpe 77 unterscheidet sich von dem vorherigen Ausführungsbeispiel erstens dadurch, daß jeder Kolben 78 und sein Gleitschuh 80 jeweils mit einer großen zentralen Durchgangsbohrung 81 bzw. 82 versehen ist anstelle der engen Bohrungen 37, 48 in den Kolben 43 und den Gleitschuhen 44 der vorherigen Ausführung. Zweitens ist in der Innenfläche 84 des Laufringes 85 eine flache Nut 83 vorgesehen, deren Länge vorzugsweise weniger als 180 Grad der Umfangslänge des Laufringes beträgt und die im großen und ganzen in Phase mit dem Bogenschlitz 86 im Steuerzapfen 87 ist. Die Nut 83 gestattet es einem Teil des Fluids, aus der Kammer 88 direkt in die Zylinder 90 einzutreten, um das Fluid, das in der vorher beschriebenen Weise in die Zylinder gelangte, zu ergänzen. Das Fluid in der Kammer 88 strömt in die Nut 83 und steht zur Verfügung, um durch die Bohrungen 81 und 82 in den Gleitschuhen und in den Kolben in die Zylinder gesaugt zu werden. Fluid aus der Kammer 88 kann in die Zylinder 90 nur dann auf diese Weise eintreten, wenn die Gleitschuhe die Nut 83 überstreichen, so daß die Nut 83 wirkungsmäßig die Dichtlippe 91 an jedem passierenden Gleitschuh umgeht und das Fluid in die Aussparung 92 und die Bohrung 82 im Gleitschuh 80 eintreten kann.

Die Nut 83 ist nicht über 180 Grad der Umfangslänge des Laufringes 85 hinaus verlängert, weil auf der Druckseite der zweiten Verdrängerstufe das hydro­ statische Lager der Gleitschuhe in der üblichen Weise arbeiten muß. Deshalb kommen die Gleitschuhe mit ihrer Aussparung 92 auf der Druckseite mit der Nut 83 nicht in Verbindung.

Obgleich diese Ausbildung auch in Kombination mit den vorher beschriebenen Merkmalen der Erfindung verwendet werden kann, wird hierdurch generell die Füllung der Zylinder verbessert, was besonders dann vorteilhaft ist, wenn die Pumpe mit hoher Drehzahl bei Kälte betrieben wird.

Fig. 11 zeigt eine Radialkolbenpumpe 93 mit einer axialen Ventilfläche 94 anstelle des Steuerzapfens in den vorherigen Ausführungen. Diese Ventilfläche 94 hat mindestens zwei Bogenschlitze im Gehäuseteil 95, hier in Form von nieren­ förmigen Steueröffnungen 96, 97, die radial innerhalb der Kanäle 23, 31 auf einem Teilkreis angeordnet sind, der innerhalb des Außendurchmessers der Zylindertrommel 98 und radial innerhalb der Kanäle 23, 31 liegt. Die Zylindertrommel 98 wird getragen und angetrieben von einer Welle 99 und enthält eine Mehrzahl von Zylindern 100, wobei jeder Zylinder 100 über eine Bohrung 101 während der Drehung der Antriebswelle 99 durch nicht gezeigte Kanäle in der Zylindertrommel mit den Steueröffnungen 96, 97 in Verbindung kommen kann. Auch hier erfolgt der Ansaugvorgang wie bei dem vorhergehenden Beispiel in zwei Stufen.

Arbeitsweise der Pumpe

Die Arbeitsweise der Pumpe 1 gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel ist folgende:
Die Antriebswelle 8 dreht sich im Uhrzeigersinn und bewirkt eine entsprechende Rotation der Zylindertrommel 17 auf dem Steuerzapfen 12. Wenn der Laufring 40 in eine exzentrische Lage zur Drehachse 18 gebracht ist, findet eine Auswärts­ bewegung der Kolben 43 in ihren Zylindern 41 statt, so daß Fluid aus einer externen Quelle, z. B. einem hydraulischen Reservoir, durch den Niederdruck- Fluid-Zuflußkanal 30 angesaugt wird. Das Fluid strömt vom Kanal 30 über den Kanal 31 in die Kammer 67, wo die Rotationseinheit 65, die als Flügelrad der ersten Stufe wirkt, das Fluid in den Zellen 70 aufnimmt und zum Kanal 23 befördert. Von dort wird das Fluid der zweiten Stufe zugeführt, indem es durch den Kanal 24 und den Schlitz 25 in die Längsbohrungen 26, 27 strömt, die zu dem Niederdruck-Bogenschlitz 28 führen. Von dort tritt das Fluid über die Öffnungen 42 in die Zylinder 41 ein. Wenn die Kolben 43 in ihre Zylinder 41 zurückkehren, wird das Fluid aus den Zylindern 41 unter Druck durch die Öffnungen 42 in den gegenüberliegenden Hochdruck-Bogenschlitz 33 ausgestoßen, von wo aus das Fluid durch die Längsbohrungen 34, 35 zum Hochdruck-Auslaßanschluß 37 gelangt und einem hydraulischen Kreis, z. B. einem hydraulischen Motor, zugeführt wird. Wenn der Laufring 40 konzentrisch zur Drehachse 18 der Pumpe ist verdrängt die zweite Stufe, die von den Zylindern 41 und den Kolben 43 gebildet ist, kein Fluid. Die erste Stufe, die von der in der Kammer 67 umlaufen­ den Rotationseinheit 65 gebildet ist, ist jedoch aktiv und in der Lage, Überschuß- Fluid durch den nun freigegebenen Kanal 72 und dessen Verbindungsbohrung 73 auszuschieben. Dadurch wird Wärme, die sich in der Pumpe sammelt, wenn die zweite Stufe kein oder nur wenig Fluid verdrängt, abgeführt und eine Beschädi­ gung von inneren Teilen der Pumpe in denjenigen Betriebszuständen vermieden, in denen von dem angeschlossenen Hochdruck-Kreis nur eine geringe Menge an Hochdruck-Flüssigkeit benötigt wird.

Claims (12)

1. Hydrostatische Radialkolbenpumpe mit einer ersten und einer zweiten Fluid- Verdrängerstufe und mit einem Gehäuse (2,3), in dessen Innenraum (6) eine drehbare Rotationseinheit (65), bestehend aus einer Zylindertrommel (17) mit einer Mehrzahl von Zylindern (41) mit jeweils einen Kolben (43) angeordnet ist, wobei die Zylinder mit ihren Kolben die zweite Verdrängerstufe bilden, einem die Zylindertrommel umgebenden Laufring (40) mit einer Innenfläche (68), mit dem die Kolben zusammenwirken, wobei die Kolben (43) in der von dem Laufring (68) umschlossenen Kammer (67) die erste Verdrängerstufe bilden und wobei das Gehäuse einen Fluid-Einlaß (30) und einen Fluid-Auslaß (37) aufweist und erste und zweite Kanäle (31 bzw. 23) zum Verbinden der Kammer (67) einerseits mit dem Fluid-Einlaß (67) und andererseits mit den Zylindern (41) in der Zylindertrommel (17) vorgesehen sind, dadurch gekennzeichnet, daß der erste Kanal (31) und der zweite Kanal (23) der Rotationseinheit (65) axial benachbart und im wesentlichen radial innerhalb der Laufring-Innenfläche (68) im Gehäuse (2,3) angeordnet sind und mit der Kammer (67) in Verbindung stehen, wobei die Rotationseinheit (65) in der Kammer (67) als erste Fluid-Verdrängerstufe wirkt zum Überführen des Fluids zwischen den ersten und zweiten Kanälen zu der zweiten Fluid-Verdränger­ stufe.

2. Radialkolbenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß beide Kanäle (31; 23) in einer Seitenwand (56) des Gehäuses angeordnet sind.

3. Radialkolbenpumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Kanäle (31, 23) durch eine Spiralnut (71) in der Gehäuseseitenwand (56) miteinander verbunden sind.

4. Radialkolbenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß benachbarte innere Gehäusewände (55, 56) zu beiden Seiten des Laufringes (40) die Kammer (67) ganz oder teilweise von dem Raum (66) radial außerhalb des Laufringes trennen.

5. Radialkolbenpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Zwischenräume zwischen benachbarten Kolben (43) Zellen (70) bilden, in denen das darin enthaltene Fluid beim Umlauf der Rotationseinheit (65) von dem ersten Kanal (31) zu dem zweiten Kanal (23) befördert wird.

6. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die ersten und zweiten Kanäle (31; 23) im wesentlichen radial außerhalb der Zylindertrommel (17) liegen.

7. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche mit einem Steuerzapfen (12), auf dem die Zylindertrommel (17) drehbar gelagert ist und der an seiner Umfangsfläche einen Niederdruck-Bogenschlitz (28) und einen Hochdruck-Bogenschlitz (33) aufweist, die alternativ mit den Zylindern (41) in der Zylindertrommel (17) zusammenwirken, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Kanal (23) mit dem Niederdruck-Bogenschlitz (28) in Verbindung ist und daß der erste Kanal (31) in Phase mit dem Niederdruck-Bogenschlitz (28) und der zweite Kanal (23) in Phase mit dem Hochdruck-Bogenschlitz (33) angeordnet ist.

8. Radialkolbenpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, mit einer axialen Ventilfläche (94) mit nierenförmigen Niederdruck- und Hochdruck-Steuer­ öffnungen (97, 96), die alternativ mit den Zylindern (100) zusammenwirken, dadurch gekennzeichnet, daß der zweite Kanal (23) mit der Niederdruck- Steueröffnung (97) in Verbindung steht und daß der erste Kanal (31) in Phase mit der Niederdruck-Steueröffnung (97) und der zweite Kanal (23) in Phase mit der Hochdruck-Steueröffnung (96) ist.

9. Radialkolbenpumpe nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, daß in dem Steuerzapfen (12) eine Durchgangsbohrung (74) zum Durchführen der mit der Zylindertrommel (17) verbundenen Antriebswelle (8) zum Antrieb von weiteren hydrostatischen Pumpen aufweist.

10. Radialkolbenpumpe nach einem der vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, daß die Fördermenge der ersten Verdrängerstufe stets größer ist als die Fluidmenge, die von der zweiten Verdrängerstufe benötigt wird, und daß Mittel (72, 73) zum Abführen der überschüssigen Fluidmenge aus der Kammer (67) unter Umgehung der zweiten Verdrängerstufe vorgesehen sind.

11. Radialkolbenpumpe nach Anspruch 10, bei der der Laufring (40) relativ zur Zylindertrommel (17) verschiebbar ist, dadurch gekennzeichnet, daß im Gehäuse (2, 3) ein dritter Kanal (72, 73) zum Abführen der Überschußmenge vorgesehen ist, der bezüglich der Lage des Laufringes so angeordnet ist, daß er um so mehr mit der Kammer (67) in Verbindung kommt, je mehr sich der Laufring einer zur Zylindertrommel konzentrischen Lage nähert.

12. Radialkolbenpumpe nach Anspruch 11, dadurch gekennzeichnet, daß der Kanal (72, 73) derart angeordnet ist, daß er durch den Laufring (40) von der Kammer (67) getrennt, ist, wenn sich der Laufring in einer exzentrischen Lage zur Zylindertrommel (17) befindet, und von dem Laufring zu der Kammer (67) hin freigegeben ist, wenn der Laufring konzentrisch zur Zylindertrommel liegt.