DE2630222A1

DE2630222A1 - Innenzahnradpumpe oder -motor

Info

Publication number: DE2630222A1
Application number: DE19762630222
Authority: DE
Inventors: Siegfried Dipl Ing Eisenmann; Hermann Haerle
Original assignee: HOHENZOLLERN HUETTENVERWALT
Current assignee: HOHENZOLLERN HUETTENVERWALT
Priority date: 1976-07-06
Filing date: 1976-07-06
Publication date: 1978-01-19
Also published as: GB1574785A; CA1081043A; US4177025A; SE432285B; FR2357759A1; FR2357759B1; SE7707834L; JPS536906A

Description

FÜRSTLICH HOHENZOLLERNSCHc

HüTTENVEßWALTUMG LAUCHERFHAL 2630222

Geschäftsbereich

ZOLLERN HYDRAULIK 7960 Aulendorf·

Innenzahnradpumpe oder -motor

Die Erfindung bezieht sich auf eine Innenzahnradpumpe oder einen Innen— zahnradmotor mit einem zwischen zwei die Arbeitsräume axial begrenzenden Stirnplatten mit konstantem Axialspiel und Radialspiel drehbaren, innen verzahnten Hohlrad und einem mit diesem kämmenden, auf der Well.e verdrehfest sitzendem außenverzahnten Ritzel, wobei an der der Stelle tiefsten Zahneingriffs gegenüberliegenden Seite ein halbmondförmiges Füllstück mit abgebrochenen Spitzen vorgesehen ist, an welchem die Zahnkopfflächen der Zahnräder dichtend entlanggleiten.

Es sind Innenläufermaschinen bekannt mit Trochoiden-Innenzahnrädern, die sowohl als Pumpe wie auch als Motoren arbeiten können, bei denen die

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Abdichtung zwischen Niederdruck und Hoch druck im Bereich zwischen den ;

einander zugekehrten Zahnkränzen ausschließlich durch das miteinander Zusammenwirken der Zahnflanken der beiden Zahnräder erfolgt. Die Forderung nach geringen Leckmengen der Arbe^.tsflüssigkeit bei gleichzeitig hohen Arbeitsdrücken führt zu außerordentlich engen Fertxgungstoleranzen für die Verzahnung, die insbesondere bei Innenverzahnungen in den meisten Fällen zu nicht vertretbaren hohen Fertigungskosten führen. Zwar ist der Aufbau solcher Maschinen auf den ersten Blick verhältnismäßig einfach, es hat sich jedoch gezeigt daß das instantane Fördervolumen und somit die Drehmomentaufnähme oder -abgabe über dem Drehwinkel stark schwankt, so daß ein

s pulsierender Flüssigkeitsstrom oder im Falle eines Motors ein schwanken- *

des Drehmoment erzeugt wird.

Es sind auch Maschinen bekannt geworden, mit Evolventen- oder Trochoideninnenverzahnungen der eingangs erwähnten Art, die diese Nachteile durch die Anordnung eines halbmondförmigen Füllstücks im eingriffsfreien Bereich der Verzahnungen weitgehend beseitigen. Das Hauptaugenmerk bei der Konzeption dieser Maschine ist jedoch in erster Linie auf guten volumetrischen Wirkungsgrad und auf ein hohes Maß an Verschleißausgleich ausgerichtet, nicht jedoch auf kompromißlose Reversierbarkeit der Drehrichtung und hohes Startmoment beim Anfahren, also nicht auf Eigenschaften, die für Hydromotoren unverzichtbar sind.

Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, bei einer Maschine der eingangs erwähnten Art die Merkmale geringster Pulsation und guten volumetrischen Wirkungsgrades bei hohen Drücken zu vereinen mit kompromißloser Reversierbarkeit der Drehrichtung und geringster Eigenreibung beim Anfahren unter hohem Drehmoment bzw. Druck. Um diese Aufgabe zu erfüllen, ergibt sich aus dem bekannten technischen Stand die Forderung nach einem hydrostatisch sowohl

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axial wie radial schwimmenden Hohlrad mit ausreichendem Spiel im gesamten Druckbereich, die Notwendigkeit engster Laufspiele zwischen den Zahnkopfkreisen des Füllstücks und der Vermeidung sich vergrößernden Axial- und Radialspalte unter dem EjLnfluß großer hydrostatischer Kräfte. Ferner muß sichergestellt sein, daß die Lagerung der Ritzelwelle nur sehr kleine Reibkoeffizienten aufweist und auch bei Stillstand der Maschine eine hervorragende Schmierölzufuhr besitzt. Schließlich muß die Konstruktion so sein, daß zwei Bauteilegruppen vorgesehen sind, die eine mit außergewöhnlich steifen Bauteilen zur Aufnahme großer Verschraubungskräfte durch hohen Elastizitätsmodul ihres Werkstoffs, an die jedoch keine übertriebenen Genauigkeitsforderungen gestellt werden, und eine solche mit Bauteilen, die gute Gleiteigenschaften haben bei gleichzeitig sehr großer Genauigkeit, jedoch geringer Steifigkeit zur Regelung gewisser Axial- und Radialspalte. * Erfindungsgemäß wird die Aufgabe dadurch gelöst, daß die beiden die Arbeitsräume axial begrenzenden und zwischen die Gehäuseteile eingespannten Stirnplatten nach außen ragende Lagerfortsätze aufweisen für die Lagerung der Ritzelwelle und diese zusammen mit dem die Axialabdichtung der Arbeitsräume im Ritzelbereich bildenden Teil der Stirnplatten in geringem Maße im Gehäuse axialbeweglich sind.

Das axiale Spiel des innenverzahnten Hohlrades ist durch die Dicke des Zwischengehäuses zusammen mit der elastischen statischen Verformung der Vers£hraubungsflachen festgelegt.

Das axiale Spiel des außenverzahnten Ritzels ist durch die Dicke des Zwischengehäuses und die im Zusammenwirken der Kräfte der axialen·Arbeite-- und Kompensationsflächen verbleibende elastische Ausweichung der Ritzel- partie der Stirnplatten festgelegt.

Der hohe volumetrische Wirkungsgrad unter hohem Arbeitsdruck der Flüssig-

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keit wird dadurch erreicht, daß zum Zwecke eines axialen Kräfteausgleichs beiderseits der Stirnplatten im Bereich der Arbeitsräume von deren jeweiligem Arbeitsdruck beaufschlagte, zwischen den Außenseiten der Stirnplatten und dem Gehäuse liegende Kompensationsfelder vorgesehen sind und daß als Erweiterung

auch die Lagerfortsätze zwischen ihren äußeren Stirnflächen und dem Gehäuse ein axiales Kompensationsfeld aufweisen.

Die Vorteile einer derartigen Konzeption sind enorm. Sie ermöglicht ein weitgehendes Konstanthalten des Axialspieles für das Hohlrad durch die Steifigkeit der Verschraubung der dieses umgebenden Gehäuseteile, so daß nicht nur ein axiales, sondern auch ein radiales Schwimmen des Hohlrades auch bei Drehzahl Null möglich ist dadurch, daß die Arbeitsflüssigkeit das Hohlrad im Bereich des Hochdruckarbeitsräumes allseitig, also auch im Laufspalt zwischen dem Hohlradaußendurchmesser und dem Zwischengehäuse mit gleichem Druck umfassen kann, (Dieser Ausgleich ist nachweisbar von der Drehzahl der Maschine unabhängig), bei gleichzeitiger Regulierbarkeit des Axialspieles des Ritzels auf wenige Tausendstel Millimeter Schmierfilmdicke herunter ohne die Gefahr des axialen Klemmens oder gar Fressens in dessen Nabenbereiches. Zugleich ist durch das unmittelbare einstückige Anschließen der Lagerfortsätze an die eingespannten Stirnplatten dafür gesorgt, daß der Lagerabstand so klein wie möglich ist, um eine nennenswerte Durchbiegung der Ritzelwelle zu vermeiden. Ferner ist dadurch eine Zwangsdurchlaufschmierung und Kühlung der beiden Ritzelwellenlager gegeben, indem das Lecköl, das durch den Axialspalt zwischen Ritzelnabe und Stirnplatten fließt, zwangsläufig durch die Wellenlager fließen muß. Auf diese Weise ist etwa ein mit dem Quadrat des Druckes verlaufender Zuwachs am Öldurchfluß durch die Lager sichergestellt, so daß die mit zunehmendem Arbeitsdruck steigende Reibleistung der Lager abgeführt werden kann. Die Betriebssicherheit

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-10-derartiger Maschinen ist absolut gegeben und der Verschleiß der Lager außergewöhnlich gering. Schließlich ist es durch die einstückige Ausführung der Lagerfortsätze mit den Stirnplatten möglich, das axial nach innen wirkende Kompensationsdruckfeld der Wellenmitte zu bis auf den

fr-Wellendurchmesser auszudehnen, so daß in jedem Falle ein ausreichender Kräfteausgleich möglich ist. Auch erspart diese Lösung die bei den meisten bekannten Konstruktionen erforderlichen Stützteile für die O-Ringe oder Gummiformteile, weil hier nur Fugen zwischen den einzelnen Teilen entstehen, die wenige Hundertstel Millimeter dick sind.

Weitere einleuchtende vorteilhafte Merkmale der Erfindung sind in den Unteransprüchen beschrieben und hier nicht weiter erläutert.

In der Zeichnung s ind im wesentlichen zwei Ausführungen des Erfindungsgegenstandes dargestellt, und zwar zeigt

» Fig. J. einen Querschnitt etwa entlang der Schnittlinie I - I in Fig. 2,

Fig. 2 einen Längsschnitt entlang der Schnittlinie II - II in Fig. I,

Fig. 3 einen weiteren Längsschnitt entlang der Schnittlinie III III in Fig. I, der senkrecht steht auf dem Längsschnitt nach Fig. 2 als Beispiel

einer Maschine, deren Ritzelwelle hydrodynamisch gleitgelagert ist, dazu zeigt

Fig. 4 analog zu Fig. 3 einen Längsschnitt als Beispiel einer Maschine mit einer hydrostatisch gelagerten Ritzelwelle und eingebauter Antriebs- bzw. Abtriebswelle und

Fig. 5 eine perspektivische Darstellung der Befestigung des Füllstücks in den Stirnplatten.

Die Wirkungsweise der Maschine wird im folgenden anhand des Betriebs als Hydromotor erläutert, weil dort die absolute Reversierbarkeit des Öldruckflusses und der Drehrichtung von Bedeutung ist. Dem Fachmann ist ohne weiteres klar, wie die einzelnen Bauteile und Merkmale funktionieren im Pumpenbetrieb,

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so daß dieser nicht besonders erläutert werden muß.

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Die unter Druck stehende Hydraulikflüssigkeit tritt am Gewindeflanseh 1 in die Maschine ein und fließt dem Druckraum 2 zwischen der Ritzelverzahnung 3 und der Hohlradverzahnung 4 zu. In Pig. I beaufschlagt dieser Arbeitsdruck die Zahnflanken 5 und 6 der Räder, deren wirksame Arbeitsflächen in der gezeichneten Stellung jedem Rad etwa die Hälfte des effektiven Abtriebsmomentes vermitteln. Das Hohlrad überträgt seinen Drehmomentanteil über den Zahneingriff spunkt 7 an das Ritzel, so daß dort beide hydraulischen Momente zusammenfließen und über die Abtriebswelle 8 mit bekannten Mitteln an die anzutreibende Arbeitsmaschine abgegeben werden. Der hydraulische Momentanteil der Zahnräder schwankt über dem Drehwinkel der Abtriebswelle, je nachdem, ob der mechanische Zahneingriffspunkt 7 gerade im Bereich des Zahnfußes ·η oder Zahnkopfes des jeweiligen Zahnrades sich befindet. Die Summe beider Momente an der Abtriebswelle sollte jedoch so wenig wie möglich schwanken, und es ist eine der wichtigsten Aufgaben beim Entwurf einer Pumpen- bzw. Motorenverzahnung, diese Ungleichförmigkeit möglichst klein zu halten. Innenläuferverzahnungen haben in diesem Punkt besondere Vorteile, und die in der Zeichnung dieser Erfindung beispielsweise zugrundegelegte spezielle Trochoidenverzahnung besitzt nur einen Ungleichförmigkeitsgrad von theoretisch 0,9 %. Die auf die Zahnräder wirkenden hydraulischen Momente sollen mit möglichst wenig Verlusten an die Abtriebswelle gelangen. Diese mechanischen Verluste entstehen an verschiedenen Stellen des Getriebes. Einer der größten Anteile ist das Reibmoment des Hohlrades an seinem verhältnismäßig großen Außendurchmesser. Er ist umso kleiner, je kleiner der Außendurchmesser ist und je besser die vom Arbeitsraum ausgehenden Radialkräfte auf das Hohlrad 13 hydraulisch angeglichen sind. Dieser Ausgleich erfolgt in der Weise, daß das Hohlrad ein definiertes Axialspiel aufweist, so daß durch die Axialspalte 9 und ΊΩ

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der Flüssigkeitsdruck auch in den äußeren Radialspalt 11 gelangen kann, so daß eine schwimmende Lage des Hohlrades 13 entsteht. Damit dieser Ausgleich möglichst vollkommen geschieht, auch bei plötzlich sich änderndem Druck oder sehr stark unterschiedlichen Drehzahl, muß das Axialspiel am Hohlrad stets einen von den Betrxebsverhältnissen weitgehend unabhängigen Wert besitzen. Andererseits muß in den Spalten 9 und 10 eine definierte Drosselung des Druckes erfolgen, da der Außenumfang des Hohlrades größer ist als der innere Umfang. Die Praxis hat nun gezeigt, daß Axialspiele im Bereich von 0,5 bis 1 %o der Radbreite einen guten Radialausgleich bringen. Würde man die Axialspiele jedoch auf Schmierfilmdicke von nur 1 bis 2 pm verkleinern, wäre ein Ausgleich und eine Minimalisierung der Reibung am Hohlrad nicht möglich. Darin unterscheidet sich die Maschine gemäß der Erfindung grundsätzlich von bisher bekannten Konstruktionen dieser Art.

Im Gegensatz dazu soll jedoch im Bereich der Ritzelnabe 14 der" Axialspalt auf Schmierfil<^nicke reduziert werden, damit die Leckverluste in Grenzen bleiben. Die dazu erforderliche Überkompensation wird dadurch erreicht, daß der Arbeitsdruck nicht nur im Spalt 15 wirksam wird, sondern über die Bohrung 25 noch in dem Ringraum 17 an der äußeren Stirnseite 18 der Lagefortsätze 19. Die Dichtstücke 26 und 27 können am Durchmesser 28 und 29 variiert werden, so daß das Lecköl am Ritzelspalt 22 optimal einstellbar ist. Die Verbxndungsbohrungen 21 sorgen dafür, daß das Lecköl am Ritzelaxialspalt 22 sich gleichmäßig als Schmieröl auf die beiden Ritzelwellenlager 23 und 24 verteilt

In den Fig. 1 bis 3 ist eine Maschine dargestellt, bei der die Ritzelwelle hydrodynamisch gelagert ist. Bekanntlich ist bei hydrodynamischen Gleitlagern die Reibung erst gering, wenn eine Mindestdrehzahl vorhanden ist und sich ein Schmierfilm bilden kann. Bei Hydromotoren muß jedoch ein Anfahren

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unter vollem Drehmoment möglich sein. Aus diesem Grunde verwendet man für diese Lager SpezialWerkstoffe mit besonders kleiner Haftreibung. Diese sind bis zu einem bestimmten Arbeitsdruck der Maschine einsetzbar und kostengünstig. Sie ermöglichen auch ein Anfahren unter hoher Last, sind jedoch nur begrenzt belastbar in bezug auf Lebensdauer, insbesondere bei großem Drehzahlbereich. Ferner ist ein laufender Anfahrverschleiß unvermeidlich.

Ein wesentlicher Vorteil der Erfindung beruht nur darauf, daß mit äußerst geringem Fertigungsaufwand auch die Ritzellagerung voll hydrostatisch erfolgen kann. Eine solche Maschine ist als Längsschnitt in Fig. 4 dargestellt, wobei gegenüber der hydrodynamisch gelagerten Version nur kleine, jedoch äußerst wirksame Veränderungen vorgenommen wurden. Der besseren Anschaulichkeit wegen und der Vollständigkeit halber ist hier die An- bzw. Abtriebswelle mit Abdichtung nach außen ergänzt, so daß in dieser Form die Maschine voll betriebsfähig ist.

Wir gehen wieder vom Motorbetrieb aus, wobei die unter Druck stehende Hydraulikflüssigkeit am Gewindeflansch 1 in die Maschine eintritt. Die Drehmomententwicklung ist genau dieselbe wie soeben bei der hydrodynamisch gelagerten Maschine beschrieben, ebenso die radiale Entlastung des Hohlrades und die axiale Kompensation der Axialspalte an den Zahnrädern. Völlig andersartig ist die Beherrschung der Lagerkräfte an der Ritzelwelle, die nunmehr hydrostatisch erfolgt und nicht auf eine hydrodynamische Schmierfilmbildung angewiesen ist.

Der Hochdruck wird über die Bohrung 25 zunächst in den bereits beschriebenen Ringraum 17 geleitet und von da durch die Schrägbohrung 30 im Lagerfortsatz 19 der rechten Seitenplatte 39 in eine dem Hochdruck-Arbeitsraum 2 gegenüberliegenden rechten Lagertasche 31. In analoger Weise gelangt der Hochdruck jedoch auch aus dem Arbeitsraum 2 durch die axiale Bohrung

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und die radiale Bahrung 33 in einen druckdichten Ringraum 34 im hinteren Gehäuseteil 35 und durch die radiale Bohrung 37 im Lagerfortsatz 19 der linken Stirnplatte 38 in die linke Lagertasche 40.

Die Größen der Lagertaschen 31 und 40 sind so dimensiert, daß sie zusammen mit den Stegen 41, 42 und 43 und 44 einen exakten Ausgleich der hydraulischen Kräfte ergeben. Die Reversierbarkeit der Maschine ist dadurch sichergestellt, daß die Gehäuseteile 35 und 42 und die Stirnplatten 38 und 39 genau gleich sind, jedoch verdrehsymmetrisch montiert sind. Dadurch arbeitet die Maschine in der gleichen beschirebenen Weise, wenn das Hochdrucköl am Anschlußflansch 1 a eintritt. In diesem Falle arbeiten die Taschen 31a und 40a in analoger Weise als hydrostatische Lager und der Motor läuft mit umgekehrter Drehrichtung.

In Fig. 5 ist das Füllstück 45 herausgezeichnet, wobei zu erkennen ist, daß die Befestigungsfortsätze 46 und 46a bzw."47 und 47a mit möglichst geringem Spiel in korrespondierende Öffnungen 48 und 49 der Stirnplatten 38 und 39 hineinpassen für eine exakte Fixierung dessen relativ zu den Zahnrädern und den Lagerbohrungen.

Die Maschine ist nun mit den Durchgangsschrauben 50 und gegebenenfalls zusätzlich mit den Befestigungsschrauben 51 über die aus Stahl oder Sphäroguß außergewöhnlich steifen und hochfesten Gehäuseteile 35 und 42, die übrigens auch genau gleich sein können bei spiegelbildlicher Montage, intensiv auf Kraft- und Reibschluß verschraubt. Dadurch sind Dehnungen in diesem Verschraubungsbereich auch bei sl\er hohen Hydraulikdrücken weitgehend ausgeschaltet, wodurch sowehl axial als auch radial keine maßlichen Verschiebungen auftreten können.

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Leerseite

Claims

Patentansprüche;

l.J Innenzahnradpumpa oder -motor mit einem zwischen zwei die Arbaitsräume axial begrenzenden Stirnplatten mit konstantaifem Axialspiel und Radialspiel drehbaren,, innenverzahnten Hohlrad und «inem mit diesem kämmenden auf der Welle verdrehfest, sitzendem außenverzahnten Ritzel, wobei an dar Stelle tiefsten Zahneingriffs gegenüberliegenden Seite ein halbmondförmiges Füllstück mit abgabrochonen Spitas-n vorgesehen ist, an welchem die Zahnkopfflächen der Zahnräder dichtend entlanggleiten, dadurch gekennzeichnet, daß die zwischen die Gehäuseteile (8, 35, 42) eingespannten Stirnplatten (38) und (39) nach außen ragende Lagerfortsätze (19) aufweisen für die Lagerung der Ritzelwelle (14) und diese zusammen mit dem die Axialabdichtung der Arbeitsräume im Ritzel** bereich bildenden Teil der Stirnplatten (38) und ©9) in geringem Maße im Gehäuse ('., 35, 42) äxialbea'eglieh sind.
2. Znnenzahnradpumpe oder =motor nach Anspruch I₀ da~ durch gekennzeichnet, daß durch die Dicke dee Zwischen gehäuses (20) zusammen mit d<?r elastischen Verformung der Verschraubungsflächen das axiale Spiel des innenverzahnten Hohlrades (13) festgelegt ist.
3. Innenzahnradpumpe oder -motor nach einem der Ansprüche 1 und 2, dadurch gekennzeichnet, daß durch die Dicke des Swischengehäuses (20) und die im Zusammenwirken der Kräfte der axialen Arbeite- und

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und Kompensationsflächen verbleibende elastische Ausweichung der Ritzelpartie der Stirnplatten (38„ 39) das axiale Spiel des außenverzahnten Ritzels festgelegt ist.
4. Innenzahnradpumpe oder -motor nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß zum Zwecke eines axialen Kräfteausgleiches beiderseits der Stirnplattan (38, 39) im Bereich der Arbeitsräume von derem je= weiligen Arbeitsdruck beaufschlagte, zwischen dar Außenseite der Stirnplatten (38„ 39) und den Gehäuseteilen (35, 42) liegende Kompensationsfelder (15) und (18) vorgesehen sind und daß zugleich auch die Lagerfortsätze (19) zwischen ihren äußeren Stirnflächen (18) und den Gehäuseteilen (35, 42) ein axiales Kompensationsfeld ( 17) aufweisen.
5. Innenzahnradpumpe oder -motor nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß zur Übertragung der Hydraulikkräfte des Kompensationsfeldes (17) zwischen den Stirnflächen (18) der Lagerfortsätze (19) und dem Gehäuseteil (35, 42) ein besonderes Dichtstück (26), (27) vorgesehen ist.
6. Innenzahnradpumpe oder -motor nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das DichtstUck (26, 27) im Gehäuse axial durch einen Axialsicherungsring (12) an der axialen Bewegung gehindert ist.
7. Innenzahnradpumpe oder -motor nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß das DichtstUck (26) zugleich als Abschlußdeckel dient und mit dem Gehäuse (35, 42) verschraubt ist.

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8. Innenzahnradpumpe oder -motor nach einem der Anspruch" 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß nur die beiden Stirnplatten (38, 39) mit den Lagerfortsätzen (19) für die genaue Bestimmung des Achsabstandes und der Relativ· lage der Zahnräder zum Füllstück (45) relativ zum ^vi· schengehäuse (20) genau fixiert sind, nicht die beide·? Gehäuseteile (35 und 42).
9. Innenzahnradpumpe oder -motor nach Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Gehäuseteile (35 und 4-2' mit vergrößertem Spiel lediglich auf den I.agerfortsätz\-r (19) zentriert sind und in ihrer Verdrehlage nur durch die Gehäuseschrauben (50, 51) festgelegt sind.
10. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, d^^j durch gekennzeichnet, daß die Ritzelwelle (14) in doe-n Lagerfortsätzen (19) hydrodynamisch gelagert sind.
11. Innenzahnradpumpe oder -motor nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, daß das im Ritzelbereich anfallende axiale Lecköl das hydrodynamische Lager nach Maßgabe des Arbeitsdruckes mit Kühl- und Schmieröl zwangsläufig veraort wird.
12. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Ritzelwelle (14) in den Lagerfortsätzen (19) hydrostatisch gelagert ist.
13. Innenzahnradpumpe nach Anpruch 12, dadurch gekennzeichnet, daß zur Versorgung der hydrostatischen Drucktasten (31, 31a, 40, 40a) mit dem jeweiligen hydrostatischen Arbeitsdruck in der Mittelbohrung der Gehäuseteile (35, 42) oder außen an den Lagerforteätzen (19) mit

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O-Ringen abgedichtete Ringnuten (34) vorgesehen sind» die mit zugehörigen Yerbindungsbohrungen (30, 32, 33} mit den damit zusammenwirkenden Arbeite- und Kompeesationsräumen verbunden sind.
14. Innenzahnradpumpe oder -motor nach einem der Ansprüche 1 bis 13j dadurch gekennzeichnet, daß zum Zwecke der Reversierbarkeit und der Herstellungsrationalisierung die beiden Stirnplatten (19) und die beiden Gehäuseteile (35, 42) jeweils genau gleich sind.
15. Innenzahnradpumpe oder -motor nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, daß das Lochbild für die Verschraubung der Maschine um die beiden Paßbohrungen (52) symmetrisch ist.
16. Innenzahnradpumpe oder -motor nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, daß das Füllstück (45) mit möglichst wenig Spiel in mindestens einer, vorzugsweise in beiden den Förderraum der Maschine axial begrenzenden Stirnplatten (38, 39) sitzt.
17. Innenzahnradpumpe oder -motor nach Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, daß das Füllstück (45) auf beiden Seiten jeweils im äußeren Drittel Vorsprünge (46, 47) besitzt, mit denen es in korrespondierenden Öffnungen (48, 49).„ der den Förderraum begrenzenden Stirnplatten (38, 39) sitzt.
18. Innenzahnradpumpe oder -motor nach einem der Ansprüche 1 bis 17, dadurch gekennzeichnet, daß die Innenverzahnung der Räder eine Trochoidenverzahnung ist.
19. Innenzahnradpumpe oder -motor nach einem der Ansprüche

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1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß die i.ygfrr; ί;ΐπι· g (11) für das Hohlrad im '/wisch&ngehause {27.) -.-L.ie fr = vorzugt aus einer Sinribronze bestehende "."ert-andg 1 «i ι ■ schi cht aufveis t,
20. Verfahren zur Montage der Zxraenzahnradpumpn ;.-'d--r -Ti ι ·■ nach einem der Ai^irüche 1 bis 19., dadurch g<-k--an/e ί ·. net, daß zur Festlegung dnr genauen Lag«· d^-r Kv-nl-r: Stirnplatten zur Lagerbohrung (11) fir das «-' hlr d im Swischengehäuse (20) Montagedo.rne in die bf-id^c'i Paßbohrungen (52) eingeführt werden, die nach dt*m } ι-...» ziehen der Schrauben (50) wieder entfernt •fi^ra'-r,.
21. Verfahren nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, d ii die Montagedorne zur Verkleinerung der Spieltol^jr.na in mehrere Durchmesser-Toleranzbereiche aufgeteilt :-i':]

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