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Mechanisches Differentialgetriebe mit zwei Abtriebswellen Die Erfindung
betrifft ein mechanisches Differentialgetriebe mit zwei Abtriebswellen, insbesondere
für die Ubertragung mittlerer und großer Antriebs leistungen.
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Für den Betrieb von Maschinen, Aggregaten o.dgl. müssen oft die verschiedensten
antriebstechnischen Voraussetzungen erfüllt werden. So ist es vielfach notwendig,
eine stufenlose Drehzahlregelung vorzunehmen. Hierbei ergibt sich auch die Forderung,
einen Regelbereich zu schaffen, der von der Drehzahl 0 bis zur maximalen möglichen
Drehzahl reicht, welche sich aus der- Antriebsdrehzahl und dem Ubersetzungsverhältnis
ergibt. Auch wird vielfach ein langsames Hochfahren des Antriebes von der Drehzahl
0 bis zur maximalen Drehzahl gefordert.
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Andererseits ist es aber auch in vielen Anwendungsfällen erwünscht,
über den gesamten regelbaren Drehzahlbereich mit großer Genauigkeit ein konstantes
Drehmoment zu erhalten.
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Es kann aber auch notwendig sein, Antriebe so auszulegen, daß eine
absolute Absicherung gegen Uberlast gewährleistet oder aber ein hoch-elastisches
Verhalten gegenüber Belastungsstößen erreicht wird.
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Um alle diese verschiedenen Bedingungen erfüllen zu können, bedient
man sich auf dem Gebiet der Antriebstechnik der unterschiedlichsten Mittel.
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Grundsätzlich ist dabei zu unterscheiden zwischen regelbaren Antrieben
und regelbaren Getrieben.
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Regelbare Antriebe werden dabei hauptsächlich als elektrische oder
hydraulische Antriebe ausgelegt.
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Bei den elektrischen Antrieben hängt die Wirtschaftlichkeit stark
von der geforderten Antriebsleistung, von der Drehzahl und vom notwendigen Regelbereich
ab. Alle elektrischen Antriebe haben aber den Nachteil gemeinsam, daß sie sehr aufwendig
und teuer sind, wenn sie die Explosionsschutz-Bedingungen erfüllen sollen. Dieser
Nachteil gilt besonders für große Antriebsleistungen. Außerdem können mit ihnen
niedrige Drehzahlen bei hohen Drehmomenten nur durch Zwischenschaltung von Untersetzungsgetrieben
erreicht werden.
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Hydraulische Antriebe bestehen in der Regel aus Hydraulikmotor und
Hydraulikpumpe. Es ist hierbei möglich, entweder den Hydraulikmotor oder die Hydraulikpumpe
regelbar zu machen. Andererseits kommt es aber auch vor, daß sowohl der Hydraulikmotor
als auch die Hydraulikpumpe regelbar ausgebildet sind.
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Die hydraulischen Antriebe haben im allgemeinen den Vorteil, daß sie
mit einfachen Mitteln den verschiedensten Anforderungen angepaßt werden können.
Auch hier sind jedoch die gebräuchlichsten Antriebe nur für kleine bis mittlere
Antriebsleistungen wirtschaftlich. Für mittlere bis schwere Antriebs leistungen
bei verhältnismäßig niedrigen Drehzahlen ist jedoch ein erheblicher technischer
Aufwand notwendig. So sind in diesen Fällen regelmäßig nur Radialkolbenmotoren verwendbar,
welche auch mit verhältnismäßig hohen Brücken betrieben werden können. Zur
Erzeugung
dieser hohen Hydraulikdrücke eignen sich wiederum nur Kolbenpumpen, deren Verschleiß
dann bestimmt wird, durch die Kolbengeschwindigkeit und das Verhältnis von Kolbendurchmesser
zum Kolbenhub. Die zum Betrieb großer Antriebe erforderliche ölmenge kann dann nur
durch Pumpen mit elektrischen Antrieben in den normalen Drehzahlbereichen gefördert
werden, wobei die Pumpen entweder eine große Anzahl kleiner Pumpkolben und -zylinder
besitzen oder aber wenige große Pumpkolben und -zylinder besitzen.
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In diesen Fällen würde jedoch wieder durch das erforderliche Durchmesser-Hub-Verhältnis
die Kolbengeschwindigkeit und damit der Verschleiß bei direktem elektrischem Antrieb
sehr groß. Deshalb ist es auch hier in den meisten Fällen unumgänglich, zwischen
Elektromotor und Hydraulikpumpe ein Untersetzungsgetriebe einzuschalten. Die Folge
hiervon.
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ist aber, daß das Pumpaggregat oftmals aufwendiger und teurer als
das eigentliche Abtriebsaggregat wird.
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Ein weiteres Problem bei hydraulischen Antrieben entsteht dadurch,
daß über den gesamten Drehzahlbereich die bei Radialkolbenpumpen konstante Fördermenge
durch die hydraulischen Regelorgane bewältigt werden muß. Hierdurch sind große Regeleinheiten
erforderlich, und es tritt außerdem eine erhebliche ölerwärmung auf, welche wiederum
die Einbeziehung eines ölkühlers in das Aggregat erforderlich macht.
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Bedingt durch die geringe Regelgenauigkeit großer Regeleinheiten bei
kleinen ölmengen ergibt.sich das weitere Problem, daß im unteren Drehzahlbereich
des Antriebs die Konstanthaltung der Drehzahl bzw. der Winkelgeschwindigkeit viel
schwieriger ist als im oberen Drehzahlbereich. Diese Schwierigkeiten können nur
mit einem großen technischen Aufwand beherrscht werden.
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Bei hydraulischem Antrieb ist ferner zu beachten, daß Hydraulikpumpe
und Hydraulikmotor verhältnismäßig große Einheiten sind, die getrennt aufgestellt
werden müssen.
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Diese Tatsache ist für manche Fälle von Vorteil; sehr oft muß sie
jedoch als wesentlicher Nachteil angesehen werden. In jedem Falle ist für die getrennte
Aufstellung von Hydraulikpumpe und Kydraulikmotor aber eine zusätzliche Installationsarbeit
erforderlich, die den Anlagenaufwand erhöht.
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Mechanische Getriebe, welche insbesondere den letztgenannten Nachteil
vermeiden, werden in der Regel als kraftschlüssige oder formschlüssige Über- oder
Untersetzungsgetriebe mit einem begrenzten Regelbereich ausgelegt.
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Hierdurch wird jedoch keine genügende Anpassungsfähigkeit an die sonstigen
Anforderungen der Abtriebe erreicht. Im übrigen sind auch die mechanischen Regelgetriebe
nur bei kleinen bis mittleren Leistungen und in den oberen Drehzahlbereichen wirtschaftlich
einsetzbar. Für niedrige Drehzahlen müssen den mechanischen Regelgetrieben durch
zusätzliche Untersetzungsgetriebe vorgeschaltet werden.
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Die Erfindung hat sich zum Ziel gesetzt, die oben beschriebenen Nachteile
der regelbaren Antriebe und der regelbaren Getriebe zu beseitigen, jedoch ihre Vorteile
zu vereinigen.
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Es liegt daher der Erfindung die Aufgabe zugrunde, eine Antriebsanordnung
zu schaffen, der sich insbesondere zur Übertragung mittlerer bis schwerer Antriebs
leistungen eignet und dabei die Möglichkeit bietet, eine stufenlose Drehzahlregelung
von Null bis max. Drehzahl vorzunehmen; über den gesamten Drehzahlbereich mit großer
Genauigkeit ein konstantes Drehmoment aufrecht zu erhalten; eine absolute Absicherung
gegen Überlastung zu gewährleisten sowie einfache Regelmaßnahmen ein zeitabhängiqes,
langsames Hochfahren des Antriebes von Drehzahl 0 auf max. Drehzahl zu ermöglichen
und außerdem
ein hochelastisches Verhalten gegenüber Stoßbelastungen
zu erreichen.
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Unter Benutzung eines mechanischen Differentialgetriebes mit zwei
Abtriebswellen wird eine einfache Lösung dieses komplexen Problems dadurch erreicht,
daß auf einer der beiden Abtriebswellen eine Hydraulikpumpe sitzt, durch welche
Flüssigkeit in einem regelbaren Kreislauf förderbar ist.
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Die Regelung der Abtriebsseite erfolgt dabei ausschließlich durch
die Regelung des Flüssigkeitsstromes innerhalb des Kreislaufs. Ist der Flüssigkeitsstrom
innerhalb des Kreislaufs Null, dann hat die Antriebs anordnung an ihrer Abtriebswelle
die ihrem Ubersetzungsverhältnis entsprechende max. Drehzahl. Wird hingegen der
durch den Antreibsmotor in seinem Volumen pumpfähige Flüssigkeitsstrom völlig frei
gegeben, dann hat die Abtriebswelle die Drehzahl Null.
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Durch entsprechende Regelung des Flüssigkeitsstromes zwischen diesen
Grenzwerten läßt sich die Abtriebsdrehzahl praktisch stufenlos variieren. Um das
zu erreichen ist nach einem vorteilhaften Weiterbildungsmerkmal der Erfindung des
flüssigkeitskreislaufdruck- und mengenregulierbar ausgebildet.
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An einem anderen erfindungsgemäßen Ausgestaltungsmerkmal ist in den
Flüssigkeitskreislauf ein Druckbegrenzungsventil eingebaut. Hierdurch wird eine
Antriebs anordnung geschaffen, die nicht nur eine Überlastsicherung aufweist, sondern
über den gesamten Drehzahlbereich auch ein konstantes Drehmomentverhalten zeigt.
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Nach einer weiteren Ausgestaltungsmöglichkeit der Erfindunge ist der
Flüssigkeitskreislauf von einem Druckspeicher beaufschlagt. Hierdurch besitzt die
Antriebs anordnung eine hohe Sicherheit gegen Stoßbelastungen, ohne daß sie eine
den jeweiligen Stoß faktoren entsprechend Uberdimens:ionierung erforderlichmacht.
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Ein besonders vorteilhafter und kostensparender Aufbau für eine erfindungsgemäße
Antriebs anordnung wird gemäß der Erfindung dann erreicht, wenn die Druckseite der
Hydraulikpumpe unter Zwischenschaltung eines Druck-und/oder eines Mengenregulierventils
unmittelbar mit der Saugseite verbunden ist. Es kann aber natürlich auch zwischen
die Druckseite und die Saugseite der Hydraulikpumpe ein Flüssigkeitsspeicher geschaltet
werden.
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Hierbei hat es sich als besonders zweckentsprechend erwiesen, als
Förderflüssigkeit für die Hydraulikpumpe das Getriebeschmieröl zu verwenden.
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Das Differentialgetriebe kann erfindungsgemäß als Kegelrad-Planetengetriebe
ausgebildet werden, dessen Differentialgehäuse an einem angetriebenen Zahnrad sitzt.
In diesem Falle ist es zu empfehlen, das angetriebene Zahnrad mittels einer Hohlwelle
im Getriebegehäuse zu lagern und durch die Hohlwände die mit der Hydraulikpumpe
verbundene Abtriebswelle des Kegelrad-Planetengetriebes herauszuführen, während
die andere Abtriebswelle des Kegelrad-Planetengetriebes durch das Planetengehäuse
und das Getriebegehäuse herausragt.
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Es kann sich jedoch in manchen Fällen auch als zweckmäßig erweisen,
das Differentialgetriebe als Stirnrad-Planetengetriebe auszubilden, dessen Differentialgehäuse
mit der einen Abtriebswelle verbunden ist, während ein mit den Planetenrädern in
Eingriff-stehendes Innenzahnrad auf der anderen Abtriebswelle sitzt. In diesem Falle
ist dann die mit dem Differentialgehäuse verbundene Abtriebswelle nach der Erfindung
eine Hohlwelle, durch welche die Antriebswelle für das Sonnenrad hindurchgeführt
ist. Auf der Hohlwelle ist hier die Hydraulikpumpe angeordnet.
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Da bei Hydraulikpumpen die saugseitige Flüssigkeitsmenge um den Betrag
der Leckflüssigkeit größer ist als die druckseitig verdrängte Flüssigkeit, ist es
nach der Erfindung
zweckmäßig, eine Ladepumpe vorzusehen, die eine
zusätzliche ölmenge aus dem Flüssigkeitsspeicher zur Saugseite der Hydraulikpumpe
fördert. Damit die Ladepumpe die Antriebsanordnung nicht nachteilig beeinflußt ist
sie erfindungsgemäß auf der Antriebswelle angeordnet.
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Als Hydraulikpumpe kann eine Axial-Kolbenpumpe verwendet werden. Besonders
zweckentsprechend ist es jedoch, als Hydraulikpumpe eine Radial-Kolbenpumpe zu verwenden.
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Wenn eine solche Radial-Kolbenpumpe mit ein- oder mehrreihig sternförmig
um einen Antriebsexzenter angeordneten Kolben-Zylinder-Einheiten ausgestattet ist,
deren Kolben über Gleitschuhe am Antriebsexzenter angreifen, während die Zylinder
über Kugelflächen in Kugelflächen des Pumpengehyäuses winkelbeweglich abgestützt
und durch Federn mit diesen in Kontaktberührung gehalten sind, dann wird ein wesentliches
Erfindungsmerkmal noch darin gesehen, daß die Zylinder als Rohr mit Boden ausgebildet
sind, bei dem die Abstützfläche des Bodens aus einer Kugelzone oder -Kalotte besteht,
deren Kugelfläche wesentlich kleiner als die wirksame Kolbenfläche ist.
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Da als Folge dieser Ausgestaltungen die vom druckbeaufschlagte Fläche
des Zylinderbodens wesentlich größer ist als die Dichtfläche zwischen dem Zylinderboden
und dem Gehäusedeckel, wird der Dichtungsdruck selbsttätig durch den Zylinderinnendruck
geregelt. Die innerhalb des Zylinders angeordnete Feder dient lediglich dazu, den
Zylinderboden in drucklosem Zustand in der Dichtzone zu fixieren.
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Bei einer solchen Radial-Kolbenpumpe hat es sich als zweckmäßig erwiesen,
wenn erfindungsgemäß der Krümmungsradius der Kugelzone oder - Kalotte höchstens
gleich dem halben Kolbendurchmesser ist.
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Damit die notwendige Winkelbeweglichkeit der Kolben-Zylinder-Einheiten
innerhalb des Pumpengehäuses gewährleistet wird, ist erfindungsgemäß weiterhin vorgesehen,
daß die Kugelzone -Kalotte sich an eine Kegelfläche des Rohrbodens anschließt.
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Im Zentrum der Kugelzone oder -Kalotte geht schließlich noch eine
Bohrung durch den Boden des Rohres, die in eine Bohrung eines am Umfang des Pumpengehäuses
sitzenden Deckels mündet, welche mit zwei verschiedenen, Rückschlagventile aufweisenden
Kanälen verbunden ist, von denen einer in den Saugraum und der andere in den Druckraum
des Pumpengehäuses mündet.
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Sowohl der Saugraum als auch der Druckraum des Pumpengehäuses ist
vorteilhafter Weise als in sich geschlossener Ringraum ausgebildet, welche über
die Bohrungen und die Rückschlagventile mit den Kolben-Zylinder-Einheiten in Verbindung
stehen. Um die Reibungsverhältnisse zwischen dem Antriebsexzenter der Hydraulikpumpe
und den Gleitschuhen der Pumpenkolben zu vermindern1 sind in Längsrichtung durch
den Kolben Bohrungen geführt, welche an den Stützflächen der Gleitschuhe ausmünden
und Drucköl aus dem Zylinderraum zwischen die Umfangsfläche des Exzenters und die
Stützfläche des Gleitschuhes fördern.
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In der Zeichnung ist der Gegenstand der Erfindung in Ausführungsbeispielen
dargestellt. Es zeigt Figur 1 in rein schematischer Draufsichtdarstellung eine erfindungsgemäße
Antriebs anordnung mit Kegelrad-Differentialgetriebe, Figur 2 wiederrum in rein
schematischer Draufsichtdarstellung eine erfindungsgemäße Antriebs anordnung mit
Stirnrad-Differentialgetriebe, Figur 3 in ausführlicher Darstellung und im Längsschnitt
eine aus einem Stirnrad-Differentialgetriebe und einer Radial-Kolbenpumpe bestehende
Antriebs anordnung,
Figur 4 einen Schnitt längs der Linie IV -
IV durch die Radial-Kolbenpumpe nach Fig. 3 und Figur 5 in vergrößertem Maßstab
eine Kolben-Zylinder-Einheit der Radialkolbenpumpe nach Fig. 4.
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In den Figuren 1 und 2 der Zeichnung ist eine Antriebsanordnung schematisch
dargestellt, die im Wesentlichen aus einem mechanischen Getriebe 1 einer Hydraulikpumpe
2 und einem geschlossenen Flüssigkeitskreislauf 3 besteht.
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Bei der Antriebs anordnung nach Figur 1 wird das mechanische Getriebe
1 über eine Wile 4 angetrieben, auf der ein Ritzel 5 sitzt, welches unter setzen
mit einem Stirnrad 6 in Eingriff steht.
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An das Stirnrad 6 ist ein Differentialgehäuse 7 angeflanscht, in dem
ein Kegelrad-Differentialgetriebe 8 untergebracht ist.Dieses Kegelrad-Differentialgetriebe
8 besteht in bekannter Weise aus vier Kegelrädern 9,10,11 u.12 von denen die Kegelräder
9 und 10 um quer zur Achse des Stirnrades 6 gerichtete Wellen im Differentialgehäuse
7 gelagert sind. Das Kegelrad 11 wird auf einer Welle 13, die in Achfluchtlage mit
dem Stirnrad 6 einerseits das Differentialgehäuse 7 durchsetzt und andererseits
im stationären Getriebegehäuse 14 drehbar lagert.
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Das Stirnrad:6 ist im stationären Getriebegehäuse 14 mittels einer
Hohlwelle 15 gelagert und diese Hohlwelle 15 wird von einer Welle 16 durchsetzt,
auf der das Kegelrad 12 angeordnet ist.
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Die beiden Wellen 13 und 16 des Kegelrad-Differentialgetriebes 8 bilden
die Abtriebswellen der Antriebsanordnung, wobei die Abtriebswelle 13 zur Leistungsabgabe
an eine Maschine oder
ein Aggregat benutzt wird, während die Abtriebswelle
16 mit der Hydraulikpumpe 2 verbunden ist.
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Sowohl saugseitig als auch druckseitig steht die Hydraulikpumpe 2
mit dem geschlossenen Flüssigkeitskreislauf 3 in Verbindung, in welchen druckseitig
ein Mengenregler 17 sowie in Parallelschaltung dazu ein Druckbegrenzungsventil 18
eingebaut ist.
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Der Durchgangquerschnitt des Flüssigkeitskreislaufes 3 ist so ausgelegt,
daß er die gesamte von devEydraulikpumpe 2 geförderte ölmenge druckseitig passieren
läßt, und der Mengenregler 17 völlig geöffnet ist. Der Mengenregler 17 ist jedoch
stufenlos einstellbar und kann bis zum völligen Verschluß des druckseitigen Teils
des Flüssigkeitskreislaufs verstellt werden.
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Ist der Mengenregler 17 voll geöffnet, dann kann die gesamte von der
Hydraulikpumpe 2 geförderte ölmengeden Flüssigkeitskreis lauf passieren, d. h. die
die Hydraulikpumpe 2 bewegende Abtriebswelle 16 kann sich praktisch ungehindert
drehen. In Folge dessen steht dann die andere Abtriebswelle 13, welche mit der anzutreibenden
Maschine bzw. dem anzutreibenden Aggregat verbunden ist still. Wird hingegen der
Flüssigkeitskreislauf 3 durch völliges Schließen des Mengenreglers 17 für den öldurchfluß
gesperrt, dann kann die Hydraulikpumpe 2 druckseitig kein Getriebeöl abgeben, mit
der Folge, daß die Abtriebswelle 16 still steht. In diesem Falle läuft dann aber
die Abtriebswelle 13 mit der maximalen Drehzahl um und treibt die mit ihr verbundene
Maschine bzw. das Aggregat mit dieser Drehzahl ab.
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Es wird somit ohne Weiteres klar, daß die Drehzahl der Abtriebswelle
13 sich umgekehrt proporzional zu der druckseitig durch den Flüssigkeitskreislauf
3 strömenden ölmenge verhält.
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Dementsprechend ist es durch Regelung des öldurchflusses im druckseitigen
Teil des Flüssigkeitskreislaufs 3 mit Hilfe des Mengenreglers 17 auf einfache Weise
möglich die Drahzahl der Abtriebswelle 13 von Null bis zum Maximalwert stufenlos
zu regeln.
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Durch das parallel zum Mengenregler 17 in den druckseitigen Teil des
Flüssigkeitskreislaufes 3 eingeschaltete Druckbegrenzungsventil erhält die Antriebs
anordnung nicht nur eine Absicherung gegenüber Überlastung, sondern die Abtriebswelle
13 hat über den gesamten, regelbaren Drehzahlbereich ein konstantes Drehmoment verhalten.
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Durch das Druckbegrenzungsventil ist die Antriebsanordnung auch gut
gegen hohe Belastungsstöße gesichert, so daß es nicht entsprechend dem zu berücksichtigenden
Stoßfaktoren überdimesioniert werden muß. Die Sicherung gegen Belastungsstöße kann
durch Anordnung von Druckspeichern, die mit dem Flüssigkeitskreislauf 3 in Verbindung
stehen noch weiter verbessert werden.
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Durch Verwendung geeigneter Regelgeräte lassen sich mit der Antriebs
anordnung die unterschiedlichsten Antriebscharakteristiken erreichen. So ist es
bspw. durch einfache Regelmaßnahmen auch möglich, ein zeitabhängiges, langsames
Hochfahren der Abtriebsdrehzahl von Null bis zum Maximalwert zu bewirken.
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Praktisch die gleiche Wirkungsweise hat auch die Antriebsanordnung
nach Figur 2. Sie unterscheidet sich lediglich von der Antriebs anordnung nach Figur
1 durch einen anderen Aufbau des mechanischen Differentialgetriebes.
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Die Antriebsleistung wird der Antriebs anordnung hier über die Antriebswelle
104 zugeführt, welche das Ritzel 105 antreibt.
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Mit diesem Ritzel 105 kämmen die beiden Stirnräder 106, von denen
jedes mit einem weiteren Stirnrad 107 auf der gleichen Welle 108 sitzt. Die beiden
Wellen 108 lagern in dem als Differentialgehäuse wirkenden Planetenträger 109! welcher
achsgleich mit der Antriebswelle 104 über eine hohe Welle 110 im stationären Getriebegehäuse
114 lagert.
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Die beiden mit den Planetenrädern 106 umlaufenden Stirnräder 107 stehen
mit einem Innenzahnrad 111 in Dauereingriff, das über die Welle 113 im stationären
Getriebegehäuse 114 lagert, wobei die Welle 113 seitlich aus dem Getriebegehäuse
114 herausgeführt ist.
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Die beiden Wellen 110 und 113 der Antriebsanordnung nach Figur 2 bilden
die Abtriebswellen, wobei auf der Abtriebswelle 110 die Hydraulikpumpe 2 sitzt,
während die Abtriebswelle 113 zur Leistungsabgabe an die zu betreibende Maschine
bzw. das zu betreibende Aggregat dient.
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Der Flüssigkeitskreislauf 3 ist bei dieser Antriebsanordnung in gleicher
Weise aufgebaut, wie bei der Antriebsanordnung nach Figur 1. Daher ist auch die
Arbeitsweise der Antriebsanordnung nach Figur 2 derjenigen nach Figur 1 im Prinzip
gleich.
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In Figur 3 der Zeichnung ist eine praktische Ausführungsform einer
Antriebs anordnung wiedergegeben, welche prinzipiell der Antriebs anordnung nach
Figur 2 entspricht, bei der also das mechanische Getriebe als Stirnrad-Differentialgetriebe
ausgelegt ist. In der oberen Hälfte der Figur 3 ist das Stirnrad-Differentailgetriebe
als zweistufiges Getriebe dargestellt, während im unteren Teil der Figur 3 ein einstufiges
Stirnrad-Differentialgetriebe gezeigt ist.
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Die Bezugszeichen in Figur 3 stimmen dabei mit denjenigen der Figur2
überein, soweit sie gleiche Teile bezeichnen.
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Die in Verbindung mit den Antriebsanordnungen nach den Figuren 1
und 2 zum Einsatz gelangenden Hydraulikpumpen 2 können ohne Weiteres als Axial-Kolbenpumpen
ausgelegt sein.
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Besonders vorteilhaft ist es jedoch die Hydraulikpumpen 2 als Radial-Kolbenpumpen
auszubilden, bei denen eine größere Zahl von Kolben-Zylinder-Einheiten 20 im Pumpengehäuse
21 in einer oder mehreren Reihen sternförmig um die Abtriebswelle 110 angeordnet
sind.
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Eine solche Rad-ial-Kolbenpumpe 2 ist in den Figuren 3 und 4 dargestellt.
Bei ihr ist auf die als hohe Welle ausgebildete Abtriebswelle 110 ein Exzenter 22
aufgekeilt, an dessen Umfang die einzelnen Kolben 23 der Kolben-Zylinder-Einheiten
20 mittels Gleitschuhen 24 anliegen.
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Die Zylinder 25 der Kolben-Zylinder-Einheiten 20 sind als Rohre mit
Boden ausgebildet, wobei sie sich über den Boden 26 jeweils gegen einen am Umfang
des Pumpengehäuses 21 sitzenden Deckel 27 abstützen.
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Eine Feder 28 innerhalb jeder Kolben-Zylinder-Einheit 20 hat den
Zweck, einerseits die Kolben 23 über ihre Gleitschuhe 24 mit dem Exzenter 22 und
andererseits den Zylinder 25 mit ihrem Boden 26 am Deckel 27'in KompaktberiZhrung
zu halten.
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Die genaue Ausbildung der einzelnen Kolben-Zylinder-Einheiten 20
für die Radial-Kolbenpumpe 2 ergibt sich aus Figur 5.
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Dort ist der besseren Übersicht halber'der zur Abstützung des Zylinders
25 dienende Gehäusedeckel 27 gegenüber seiner Normallage um 900verdreht angedeutet.
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Aus Figur 5 geht deutlich hervor, daß der Boden 26 des Zylinders
25 außenseitig als Kugelzone oder -kalotte 29 ausgebildet ist, die einen möglichst
kleinen Radius aufweist,
welcher vorzugsweise höchstens den halben
Durchmesser der wirksamen Kolbenfläche entspricht. Der größte Durchmesser der Kugel
zone oder -kalotte 29 ist dabei in jedem Falle kleiner als der wirksame Kolbendurchmesser
und schließ sich auch eine Kegelfläche 30 des Bodens 26 an. An der Unterseite des
Deckels 27 ist ebenfalls eine Kugelfläche 31 ausgebildet, an die sich eine Kegelfläche
32 anschließt. Die Kugelzone oder -kalotte 29 des Zylinderbodens 26 liegt an der
Kugelfläche 31 des Deckels 27 dichtend an, wobei eine im Zentrum der Kugelzone oder
-kalotte 29 befindliche Durchgangsbohrung 33 dauernd mit einer Bohrung 34 in Verbindung
steht. Diese Bohrung 34 steht mit zwei Kanälen 35 und 36 in Verbindung , von denereer
eine Kanal 35 unter Zwischenschaltung eines Rückschlagventils 37 mit dem Saugraum
39 des Pumpengehäuses 21 verbunden ist, während der andere Kanal 36 unter Zwischenschaltung
eines Rückschlagventils 38 in den Druckraum 40 des Pumpengehäuses 21 einmündet.
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Sowohl der Saugraum 39 als auch der Druckraum 40 ist im Pumpengehäuse
21 als Ringraum ausgebildet, so daß sämtliche Deckel 27 der Hydraulikpumpe 2 in
identischer Weise über ihre Kanäle 35 mit dem Saugraum 39 und über ihre Kanäle 36
mit dem Druckraum 40 in Verbindung stehen.
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Der Ausgang 41 dfes Druckraums 40 ist über den Flüssigkeitskreislauf
3 unter Zwischenschaltung des Mengenreglers 17 und-des Druckbegrenzungsventils 18
mit dem Eingang 42 des Saugraums 39 verbunden.
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Die Berührungsfläche zwischen der Kugelzone oder -kalotte 29 jedes
Zylinderbodens 26 und der kugeligen Fläche 31 des Deckels 27 bewirken eine verhältnismäßig
schmale Dichtbreite.
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Da nun die vom Druck beaufschlagte Fläche des Zylinderbodens 26 wesentlich
größer ist als diese Dichtflächen, wird der Dichtungsdruck selbsttätig durch den
Zylinderinnendruck geregelt.
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Die Feder 28 dient also lediglich dazu, den Zylinderboden 26 in drucklosem
Zustand der Hydraulikpumpe in der Dichtzone zu fixieren.
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Die Schmierung der Gleitflächen zwischen den Zylinderboden 26 und
dem Gehäusedeckel 27 wird durch das als Arbeitsmittel der Pumpe dienende Getriebeöl
bewirkt.
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In gleicher Weise erfolgt auch die Schmierung zwischen de; Gleitschuhen
24 und der Mantelfläche des Exzenters 22.
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Hier-: sind Bohrungen 43 durch den Gleitschuh 24 zur Druckseite des
Kolbens 23 geführt, so daß Drucköl während des Arbeitens der Pumpe nach der Lauffläche
des Gleitschuhes 24 durchtreten kann. Das hierbei sich ergebende Lecköl wird im
Pumpenarbeitsraum 44 aufgenommen, welcher durch das Steigrohr 45 in das Getriebegehäuse
114 einmündet. Das Steigrohr 45 ist dabei so angeordnet, daß das ölbad im Arbeitsraum
44 der Pumpe in jede Arbeitslage derselben eine gute Schmierung sicherstellt.
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Da die beim Arbeiten der Hydraulikpuwe 2 für die Kolben Zylinder-Einheiten
20 benötigte Saugmenge um den Betrag des zwischen den Gleitflächen 29 und 31 und
durch die Bohrungen 43 austretenden Lecköl größer sein muß als die von den Kolben
23 verdrängte Drucköfmenge, ist es notwendig diese zusätzliche ölmenge den Saugraum
39 besonders zuzuführen.
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Aus diesem Grunde ist es zweckmäßig, auf der Antriebswelle 104 eine
Ladepumpe 46 anzuordnen, die zusätzliches Getriebeöl aus dem stationären Getriebegehäuse
114 in den Saugraum 39 fördert.
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Um auch eventuelle Druckschwankungen im Saugraum 39, ist es zweckmäßig1
die Druckleitung 47 der Ladepumpe 46 gegen einen Drucksp-eicher 48 zu führen.
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Dieser Druckspeicher 48 kann gleichzeitig mit einem Abschaltventil
49 versehen werden, welches das zuviel geförderte öl, bspw. in das stationäre Getriebegehäuse
114 zurückfördert.
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Zweckmäßigerweise wird auch das über die Ladepumpe 46 geförderte öl
durch einen Filter 50 geführt. Die Ladepumpe 46 kann aber auch noch weitere Aufgaben
erfüllen. So ist es möglich, mit ihrer Hilfe innerhalb der Kolben- Zylinder-Einheiten
20 einen Druck zur Abdichtung der Gleitflächen zwischen Zylinderboden 26 und Gehäusedeckel
37 aufrechzuerhalten.
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Auch ist hierdurch die Möglichkeit gegeben, die saugseitigen Kanäle
35 und die darin befindlichen Rückschlagventile 37 kleiner auszuführen, weil die
Ströumgsgeschwindigkeit des bereits unter Druck gesetzten Getriebeöls größer ist
als bei druckloser Zuführung.
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Die Anordnung der Ladepumpe 46 begünstigt schließlich auch noch die
Einsatzmöglichkeiten der Antriebs anordnung, weil sie nämlich sowohl die senkrechte
als auch die wagerechte Anordnung des Getriebes ermöglicht und trotzdem eine sichere
Schmierung aller Teile bewirkt.
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Abschließend sei noch erwähnt, daß die Kolben-Zylinder-Einheiten 20
der Hydraulikpumpe innerhalb des Pumpengehäuses 21 auch die umgekehrte Anordnung
haben können. D.h., daß sich die Zylinder 25 über Gleitschuhe 24 am Exzenter 22
abstützen, während die Kolben 23 über Kugelabschnitte oder -kalotten winkelbeweglich
an den Gehäusedeckeln 27 zur Anlage kommen.
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Abschließend sei in Verbindung mit Figur 4 der Zeichnung noch darauf
hingewiesen, daß die im Pumpengehäuse 21 eingebauten Kolben- Zylinder-Einheiten
20 sämtlich eine solche Anordnung haben, daß die Zylinderachsen die Exzentermittelachse
in jeder Arbeitslage schneiden.