DE3402710A1 - Hydraulische kreiskolbenmaschine - Google Patents

Description

Bei einer bekannten Kreiskolbenmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1 gibt der Kreiskolben mittels eines Parallelkurbelgetriebes seine Reaktionskräfte an das Gehäuse ab.

Das Parallelkurbelgetriebe gestattet dem Kolben eine Kreisbewegung um den Betrag der Exzentrizität, ohne daß der Kreiskolben selbst eine Drehbewegung gegenüber dem Gehäuse ausführt. Bei der bekannten Maschine besteht das Parallelkurbelgetriebe aus kreisförmig ausgebildeten Zahnlücken am Kreiskolben und aus kreisförmigen Zähnen, die als zylindrische Bolzen ausgeführt sind, am Gehäuse. Derartige Parallelkurbelgetriebe sind beispielsweise vom Zyklorgetriebe her bekannt. Bei der bekannten Kreiskolbenmaschine sind jedoch die kreisförmigen Zahnlücken, in die beim Zyklorgetriebe die Kreiszylinderzapfen eingreifen, nur als Drittel-Kreise ausgeführt. Dadurch werden die Abmessungen der Maschine kleiner und der Aufwand für die Herstellung der Teile geringer,

Wie schon oben erwähnt, muß das Parallelkurbelgetriebe bei dieser bekannten Maschine die gesamten Reaktionskräfte des mit hohen Momenten arbeitenden Langsamläufers auf das Gehäuse übertragen. Da der Betriebseingriffwinkel eines derartigen Parallelkurbelgetriebes sehr ungünstig ist, entsteht bei der übertragung der sehr hohen Momente auf das Gehäuse ein sehr schlechter Wirkungsgrad, sofern im Parallelkurbelgetriebe nicht reine rollende Reibung erzielt wird. Insbesondere beim Anfahren unter hoher Last

tritt bei dieser Verzahnung ein sehr hoher Reibungsverlust auf, der unter Umständen zusammen mit dem Reibungsverlust in der die Kammern veränderlichen Volumens bildenden Verdrängungsverzahnung im Innern der Maschine zur Selbsthemmung führen kann. Aus diesem Grunde eignen sich solche langsamlaufenden Kreiskolbenmaschinen z.B. nicht für die Anwendung bei Seilwinden, da dort stets die volle Last in der Schwebe feinfühlig manipulierbar sein muß.

Bei dieser bekannten Maschine besitzt auch die Verdrängungskammern bildende Zahnringinnenverzahnung in manchen Stellungen sehr ungünstige Pressungswinkel, weshalb auch dort in manchen Winkelstellungen hohe Reibungen entstehen, sofern die Maschine unter hoher Druck- und somit auch unter hoher Momentbelastung steht.

Die Maschine gemäß der Erfindung löst insbesondere die Aufgabe, diese hohen Reibungsverluste zu vermeiden dadurch, daß die hohen Reaktionsmomente an das Gehäuse nicht über ein Parallelkurbelgetriebe, sondern über eine sehr effektive Innenverzahnung übertragen werden. Der Pressungswinkel, unter dem die Umfangskräfte zur Momentübertragung wirken, kann durch die Wahl der Verzahnungen weitgehend bestimmt werden. Am besten eignen sich neuere Trochoidenverzahnungen; es sind aber auch stark korrigierte Evolentenverzahnungen möglich.

Die Verbesserung gemäß der Erfindung wird dadurch erreicht, daß der Kreiskolben an seinem äußeren Umfang eine zu seiner Innenverzahnung konzentrische Aussenverzahnung - z.B. in Form eines

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zweiten Zahnrades - aufweist, welche mit einer gehäusefesten, zum zentralen Zahnrad (Zentralrad) und dessen Welle konzentrischen gehäusefesten Innenverzahnung kämmt. Dabei bildet der Quotient aus dem Produkt der Zähnezahlen des zentralen Zahnrades und der Aussenverzahnung (13) des Kreiskolbens (2) einerseits und diesem um das Produkt der Zähnezahlen der beiden Innenverzahnungen verringerten Produkt andererseits eine negative ganze Zahl. Formelmäßig heißt das:

^Z1 ^{x Z}3

= ganze Zahl (negativ)

*"\ ^{x Δ}3 ^ά2 ^{χ Δ}Α

Dabei ist

Z. = Zähnezahl des Zentralrades

Z₂ = Zähnezahl der Innenverzahnung des Kreiskolbens Z, = Zähnezahl der Aussenverzahnung des Kreiskolbens

Z. = Zähnezahl der gehäusefesten Innenverzahnung.

Durch die erfindungsgemäße Übertragung des Reaktionsmomentes vom Kreiskolben auf das Gehäuse treten äußerst geringe Zahnreibungsverluste auf, die Übertragung der Umfangskraft aus dem Reaktionsmoment auf das Gehäuse geschieht praktisch über eine rollende Reibung. Das Merkmal, daß der Quotient eine ganze Zahl ist, ist notwendig, damit am Verteilerventil ein einwandfreier, sich wiederholender Steuerzyklus eingehalten werden kann und nur eine möglichst kleine Anzahl von Steuerschlitzen untergebracht werden muß. Auf diese Weise erhält man ausreichenden Zeitquerschnitt für die Befüllung und Entleerung der von den Kammern

veränderlichen Volumens gebildeten Verdrängungsräume.

Das bevorzugte Verteilerventil ist im Prinzip von dem sogenannten "Orbit"-Prinzip her bekannt und kann auf die Maschine nach der Erfindung übertragen werden, indem beim Verteilerventil ein erstes Steuerteil dieselbe Drehzahl wie das zentrale Zahnrad, ein zweites Steuerteil dieselbe Drehzahl wie der Kreiskolben ausführt. Hierzu führen vorteilhaft beide Teile des Verteilerventils eine Drehung um die An- bzw. Abtriebswelle aus, damit stets eine einwandfreie überdeckung der Steuerschlitze sichergestellt ist. Die Anordnung der Steuerschlitze in radialer Richtung muß derart sein, daß die Arbeitsflüssigkeit stets in die jeweiligen Arbeitskammern zwischen dem zentralen Zahnrad und der Innenverzahnung des Kreiskolbens strömen kann. Durch die Kreisbewegungen des Kreiskolbens um den Betrag der Exzentrizität um die Mittelachse der Maschine, insbesondere des Verteilerventilsystems, tritt zyklisch eine radiale Verschiebung der Steuerschlitze relativ zur Innenverzahnung des Kreiskolbens auf. Diese spielt jedoch bei richtiger Dimensionierung der.Steuerschlitze keine Rolle.

Damit die Kinematik für die zyklische Steuerung des Verteilerventils sichergestellt ist, ist vorzugsweise das erste Steuerteil fest mit der An- bzw. Abtriebswelle verbunden und das zweite Steuerteil auf dieser drehbar gelagert und über ein Parallelkurbelgetriebe vom Kreiskolben angetrieben. Dieses Parallelkurbelgetriebe überträgt somit keine hohen Drehmomente, sondern

hat lediglich die Aufgabe, diese Kinematik sicherzustellen. Da beide Steuerteile des Verteilerventils eine Drehbewegung gegenüber dein Gehäuse ausführen, sind die Steueröffnungen (8, 9) des ersten Steuerteils vorzugsweise durch zwei axiale oder zwei radiale Drehdurchführungen mit den gehäusefesten Eintritts- und Austrittsöffnungen verbunden. Hierbei ist zweckmäßig zwischen der An- bzw. Abtriebswelle und den beiden Steuerteilen genügend Radialspiel vorgesehen, damit die unter hohen Kräften stehende Welle keine störenden Zwangseinflüsse auf das Verteilerventil ausüben kann. Ein besonderer Vorteil der erfindungsgemäßen Maschine liegt darin, daß man der An- bzw. Abtriebswelle auch beträchtliche Radialkräfte am Stummel zugestehen kann.

Dem Grunde nach kann die Reaktionsverzahnung zwischen dem Kreiskolben und dem Gehäuse in der Zähnezahl beliebig ausgeführt v/erden, sofern die Zähnezahlbedingung gemäß Anspruch 1 erfüllt wird. Die Zähnezahlausführung beeinflußt das Schluckvolumen der Maschine pro Umdrehung der An- bzw. Abtriebswelle. Das Schluckvolumen wird um so höher, je langsamer sich der Kreiskolben im Gehäuse dreht. Würde man beispielsweise in der Zähnezahlbedingung gemäß Anspruch 1 Z^ = Z» festlegen, was nur mit einem Parallelkurbelgetriebe möglich wäre, dann läge eine Maschine vor gemäß dem eingangs gewürdigten technischen Stand. Das Drehzahlverhältnis zwischen der Exzentrizität und dem zentralen Zahnrad, also der An- bzw. Abtriebswelle, wäre dann:

- Z₂

Wäre beispielsweise Z- =7, wie dies bei der eingangs geschilderten, vorbekannten Maschine der Fall ist, dann wäre das Drehzahlverhältnis der Exzentrizität gegenüber der Antriebs- bzw. Abtriebswelle gleich Minus sieben. Das bedeutet, daß die Exzentrizität und somit die Kreisbewegung des Kreiskolbens die siebenfache, entgegengesetzte Drehzahl ausführt, als die Antriebsbzw. Abtriebswelle. Man wird deshalb bestrebt sein, die Zähnezahldifferenz des Reaktionsgetriebes zwischen dem Kreiskolben und dem Gehäuse möglichst klein auszuführen. Bevorzugt wird eine Ausführung, bei der die gehäusefeste Innenverzahnung einen Zahn mehr aufweist, als die kreiskolbenfeste Aussenverzahnung. In diesem Falle ergibt sich aus den geometrischen Verhältnissen, daß beide Zahnradinnengetriebe den selben Modul aufweisen.

Wenn auch die Erfindung nicht auf eine bestimmte Zähnezahl des Zentralrades beschränkt ist, so sollte diese aus kinematischen Gründen nicht zu klein und schon wegen des Schluckvermögens der Maschine nicht zu groß sein. Bevorzugt hat das Zentralrad vier bis zehn, besser sechs bis neun, am besten sieben oder acht Zähne.

Es ist natürlich auch möglich, die Zähnezahldifferenz des Reaktionsgetriebes mit zwei auszuführen. In diesem Fall ist der Modul dieser Verzahnung halb so groß. Die in Anspruch 1 gegebene Zähnezahlbedingung kann dann trotzdem eingehalten werden.

Für die Wahl der die Verdrängungskammern bildenden Zahnringverzahnung besteht ebenfalls weitgehend Freiheit. Weitverbreitet wird die Hohlradverzahnung aus kreiszylindrischen Rollen als Zäh-

nen gebildet, die beispielsweise in einen aus pulvermetallurgischen Werkstoffen hergestellten Kreiskolben eingelegt sind, so daß bei höheren Drehzahlen ein hydrodynamischer Schmierfilm entsteht zwischen den Rollen und den mit ihnen korrespondierenden halbkreisförmigen Vertiefungen im Kreiskolben.

Gemäß einer weiteren möglichen Zahnringverzahnung zur Bildung der Verdrängungskammern werden beide Zahnformen durch Epi- und Hypozykloiden gebildet, weisen also überhaupt keine kreisförmigen Zahnflanken mehr auf. Vorteil dieser Verzahnung ist, daß die gesamte Eingriffslinie ein Kreis ist, dessen Mittelpunkt zwischen den beiden Mittelpunkten des zentralen Zahnrads und des Kreiskolbens liegt. Dadurch entsteht an der Stelle des tiefsten Zahneingriffs ein besonders kleiner Pressungswinkel, der sicherstellt, daß die Radialkomponente der Zahnkraft besonders klein wird. Dadurch ist ein guter mechanischer Wirkungsgrad zu erwarten.

Bevorzugt wird jedoch eine Zahnringverzahnung gemäß der Europäischen Offenlegungsschrift Nr. 0073 271, bei der zwischen der Stelle des tiefsten Zahneingriffes und der Stelle des Außereingriffkommens der Trieb-Zahnflanken ein beträchtlicher eingriffsfreier Bereich existiert, so daß d=r durch die einzelnen Zahnlücken gebildete Verdrängungsraum weitgehend zusammenhängend ist.

Diese Verzahnung hat außerdem den Vorteil, daß die unvermeidlichen elliptischen Verformungen des Kreiskolbens unter dem Ein-

fluß der hohen Arbeitsdrücke auf die Eingriffsverhältnisse der Zahnringverzahnung einen nur sehr geringen negativen Einfluß ausübt.

In der Zeichnung ist die erfindungsgemäße Maschine in etlichen Varianten als erläuterndes Beispiel dargestellt und zwar zeigt:

Fig. 1 einen Längsschnitt durch die Maschine;

Fig. 2 einen Querschnitt der Maschine entlang der Schnittlinie A-A in Figur 1;

Fig. 3 eine separate Darstellung der sich bewegenden Zahnradteile;

Fig. 4 ebenfalls die bewegten Zahnradteile, jedoch mit einer modifizierten Verdrängungsverzahnung;

Fig. 5 einen Querschnitt durch eine erfindungsgemäße^ Maschine, bei der die bekannte Eatonverzahnung als Verdrängungsverzahnung verwendet wird, und

Fig. 6 eine Ansicht auf dasjenige Steuerteil, welches sich mit der An- bzw. Abtriebswelle dreht und auch auf dieser befestigt ist, und zwar in Richtung des in Fig. 1 angegebenen Pfeiles 25 gesehen.

Die in Fig. 1 bis 3 und Fig. 6 dargestellte Maschine kann ein

Motor oder auch eine Pumpe sein. Sie besitzt ein Gehäuse, das im wesentlichen aus einem mittleren Gehäusering 1, einem rechten Gehäuseflansch 1a und einem linken Gehäuseflansch 1b besteht.

Die drei Gehäuseteile sind in nicht gezeigter Weise gegeneinander zentriert und mit Hilfe von Zugbolzen 60 gegeneinander gespannt.

Der Gehäusering 1 umschließt zusammen mit den einander zugekehrten Stirnflächen der beiden Gehäuseflansche 1a und 1b eine Arbeitskammer, in welcher die rotierenden Teile umlaufen.

Der rechte Gehäuseflansch 1a besitzt einen Zulaufkanal 11 für die Arbeitsflüssigkeit der Maschine. Er besitzt ferner einen Ablaufkanal 12. An die Kanäle können entsprechende Leitungen angeschlossen werden.

In die der Arbeitskammer zugewandte Stirnfläche des Gehäuseflansches 1a ist eine radial äußere Ringnut konzentrisch zur Drehachse der Welle 3 der Maschine eingestochen. Weiter innen verläuft in der gleichen Stirnfläche eine zweite Ringnut 18 ebenfalls konzentrisch zur Drehachse der Welle 3. Die Ringnut 18 öffnet sich zur Zulaufleitung 11, während die Ringnut 19 mit der Ablaufleitung 12 in Verbindung steht.

Wie aus Fig. 1 ersichtlich, ist die Welle 3, die je nach der Ver-

wendung der Maschine dem Antrieb bzw. dem Abtrieb dient, mittels Nadellagern 26 und 27 in den beiden Stirnflanschen 1a und 1b gelagert.

Das zentrale Zahnrad 4 ist im Ausführungsbeispiel einstückig mit der Welle 3 ausgebildet.

Wie am übersichtlichsten aus Fig. 3 ersichtlich, kämmt das acht Zähne aufweisende konzentrisch auf der Welle 3 sitzende Zentralrad 4 mit der Innenverzahnung des den Kreiskolben 2 bildenden Zahnrings. Die Innenverzahnung 5 des Kreiskolbens 2 hat einen Zahn mehr als das zentrale Zahnrad 4. Das zentrale Zahnrad 4 wirkt also mit der Innenverzahnung des Kreiskolbens 2 nach dem Prinzip der Eaton-Verzahnung zusammen.

An seinem Außenumfang trägt der Kreiskolben 2 eine Außenverzahnung 13, die im Ausführungsbeispiel 15 Zähne aufweist. Die Außenverzahnung 13 des Kreiskolbens 2 kämmt mit einer gehäusefesten Innenverzahnung 14, die im Ausführungsbeispiel sechzehn Zähne aufweist.

Während die Welle 3 mit dem zentralen Zahnrad 4 um die Achse 3a rotiert, rotiert der Kreiskolben 2 um die Achse 2a, die ihrerseits wiederum um die Achse 3a rotiert.

Der Flüssigkeitsdurchsatz durch die Maschine wird mittels des Steuerventils 17 geregelt. Dieses besitzt als Hauptteile die bei-

den Steuerscheiben 15 und 16. Wie aus Fig. 6 ersichtlich, besitzt die Steuerscheibe 15 sechzehn gleichmäßig über den Umfang verteilte Durchlaßöffnungen 9, 9¹, die abwechselnd mit der Ringnut 19 und der Ringnut 18 verbunden sind. Die Steuerscheibe 15 sitzt drehfest, wie in Fig. 1 durch einen Keil angedeutet, auf der Welle 3.

Links von der Steuerscheibe 15 erkennt man in Fig. 1 die zweite Steuerscheibe 16, die auf der Welle 3 drehbar gelagert ist und neun Schlitze oder Durchlaßöffnungen 8 aufweist. Der Drehantrieb der Steuerscheibe 16 erfolgt durch den Kreiskolben 2. Zu diesem Zweck besitzt die Steuerscheibe 16 gleichmäßig über den Umfang verteilt in Richtung des Kreiskolbens aus ihrer diesem zugekehrten Oberfläche herausragende Zylinderstifte 20. Diese Zylinderstifte 20 sind im Eingriff mit einer gleichen Zahl von etwa halbkreisförmigen Aussparungen in der linfangsf lache einer seitlichen Ausdehnung des Kreiskolbens 2. Wie aus Fig. 2 ersichtlich, ist dieser Eingriff jeweils gegenüber der Stelle tiefsten Zahneingriffs zwischen dem Kreiskolben und dem zentralen Zahnrad am tiefsten. Auf diese Weise rotiert die Steuerscheibe 16 mit der Drehzahl des Kreiskolbens 2. Die Steuerscheibe 16 besitzt ebenso viele Schlitze Ofler Durchlaßöffnungen 8, wie die Innenverzahnung 5 des Kreiskolbens 2 Zähne aufweist. Die Schlitze 8 sind auf gleichem Radius wie die Durchlaßöffnungen 9 und 9' der Steuerscheibe 15 angeordnet. Je nach der Relativdrehlage der beiden Steuerscheiben zueinander bilden Sie gemeinsam mit den Öffnungen 9 und 9' Durchlaßkanäle in die volumenveränderlichen Kammern 6, 7 und aus diesen heraus.

Wie aus Fig. 2 ersichtlich, sind diese Steuerscheiben in einer solchen Relativdrehlage zueinander angeordnet, daß bei an der Stelle tiefsten Zahneingriffs zwischen dem zentralen Zahnrad 4 und dem Kreiskolben 2 befindlicher Durchlaßöffnung 8 diese genau durch den Zwischenraum zwischen zwei benachbarten Durchlaßöffnungen 9 und 9' verschlossen ist. Auf diese Weise ergibt sich eine einwandfreie Steuerung des Zu- und Abflusses.

So wie der Zufluß über die öffnungen 9¹ erfolgt, erfolgt der Abfluß über die in Umfangsrichtung jeweils zwischen zwei öffnungen 9¹ angeordneten öffnungen 9, die mit der zentrumsnäheren Ringnut 18 in Verbindung stehen, welche wiederum an die Abflußleitung 12 angeschlossen ist, wie dies im Einzelnen aus Fig. 1 in Verbindung mit Fig. 6 erkennbar ist.

Es ist zweckmäßig, die Wirkungsweise der erfindungsgenäßen Maschine als langsam laufender Hydromotor zu beschreiben, da diese Anwendung bevorzugt wird. Es gibt jedoch auch eine Fülle von Anwendungsfällen, beispielsweise für hydrostatische Lenkungen, bei denen diese Art Maschinen als Hydraulikpumpen verwendet werden. In diesem Falle wird die Welle 3, auf der das zentrale Zahnrad 4 sitzt, angetrieben.

In der Wirkungsweise als langsamlaufender Hydraulikmotor tritt beispielsweise an Anschluß 11 die unter Druck stehende Arbeitsflüssigkeit in die Maschine ein und wird über die Ringnut 18 und die Steueröffnungen 9 der ersten Steuerscheibe 15 den Schlitzen 8 der zweiten Steuerscheibe 16 zugeleitet, über die das Me-

dium dann in die Verdrängungskammer 6 gelangt, die wie bei Zahnradmaschinen üblich in einzelne Zahnlückenkammern aufgeteilt ist. Das Verteilerventil 17 sorgt dafür, daß die unter Druck stehende Ringkammer 19 zusammen mit den Steuerschlitzen 9 stets mit denjenigen Steuerschlitzen 8 der zweiten Steuerscheibe 16 verbunden wird, welche mit den unter Druck stehenden Zahnkammern 6 in Verbindung stehen. Der auf diese Weise entstehende Hydraulikdruck in der Verdrängerkammer 6 erzeugt zusammen mit der Wirkungsfläche des Kreiskolbens 2, die sich errechnet aus dem Produkt aus Zahnradbreite mal dem Durchmesser des zentralen Zahnrades 4, eine sehr große Kraft auf den Kreiskolben 2, deren Wirkungslinie etwa durch die Maschinenmitte verläuft. Geht man in der Darstellung von Fig. 2 und Fig. 5 aus, dann hat der Kreiskolben 2 das Bestreben, sich nach links zu bewegen, da die Hydraulikkraft auf ihn in diese Richtung wirkt. Dabei stützt er sich an den beiden Zahneingriffen 28 und 29 (Fig. 5) ab und übt auf diese Weise Zahnumfangskräfte 22 und 30 aus, die an der Stelle 29 auf das Gehäuse wirken, an der Stelle 28 jedoch auf das im Gehäuse drehbar angeordnete zentrale Zahnrad 4. Diese Abstützkräfte 30 und 22 stehen unter einem Winkel 31 und 41, der ganz wesentlich vom Betriebseingriffswinkel der Verzahnung abhängig ist. Wie man beispielsweise in Fig. 5 erkennen kann, ist bei einer verwendeten Eatonverzahnung die entstehende Radialkomponente 24 dieser Zahnkraft verhältnismäßig groß. Jedoch bei der in Fig. 4 verwendeten doppelzykloidischen Verdrängerverzahnung ist diese Radialkomponente 24 wesentlich kleiner, weil der Betriebseingriffswinkel 31 dort klein ist.

Die in Fig. 3 dargestellte Verdrängungsverzahnung besitzt Eingriff swinkelbereiche, die etwa der Evolventenverzahnung entspricht. Insbesondere ist dort der Eingriffswinkel besser konstant über dem Drehwinkel des zentralen Zahnrads 4, als beispielsweise bei der Eatonverzahnung in Fig. 5. Die Radialkomponente bewirkt ein Anliegen des zentralen Zahnrades an den Zähnen des Kreiskolbens 2 an der dem tiefsten Eingriff gegenüberliegenden Seite und erzeugt somit Flankenauflagekräfte 32, die unter Umständen zu beträchtlichen Reibungskräften in Umfangsrichtung führen können. Die Folge davon ist ein verringerter mechanischer Wirkungsgrad der Maschine und erhöhter Verschleiß. Man muß somit bestrebt sein, diese Radialkomponente 24 so klein wie möglich zu halten.

Die Zahnreaktionskraft 30 besitzt naturgemäß ebenfalls die Radialkomponente 33, die das Bestreben hat, den Kreiskolben 2 in Richtung auf die Maschinenmitte zuzubewegen (Fig. 5). Beide Komponenten 24 und 33 wirken also auf den Kreiskolben 2 in derselben Richtung und erzeugen somit beträchtliche Pressungen durch die Zahnflankenkräfte 32 an der Verdrängerverzahnung 4, 5. Zwar sind gewisse Zahnflankenpressungen im Bereich des Dichtungseingriffs bei Zahnringverzahnungen an der dem tiefsten Zahneingriff gegenüberliegenden Stelle durchaus erwünscht, sie sollen aber ein bestimmtes zulässiges Maß nicht überschreiten. Man sollte somit Verzahnungen auswählen bei derartigen Maschinen, die einen möglichst kleinen Betriebseingriffswinkel und somit einen kleinen Pressungswinkel 31 und 41 besitzen. Bei geringen Zähnezahldifferenzen bei Innengetrieben hat die Trochoidenverzahnung beson-

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dere Vorteile, weil deren Betriebseingriffswinkel durch die Konstruktion besser beeinflußtwerden können als bei Evolventenverzahnungen. Insbesondere wenn bei Evolventeninnenverzahnungen die Zähnezahldifferenz nur 1 ist, steigt der Betriebseingriffswinkel beträchtlich an.

Dies führt nicht nur zu den oben erwähnten starken Radialkomponenten der Reaktionskräfte, sondern auch zu höheren Zahnreibungsverlusten an den Zahnflanken wegen der sich erhöhenden Gleitgeschwindigkeit am Eingriffspunkt.

Wie man aus dem oben erläuterten Zusammenhang erkennen kann, ist es bei der erfindungsgemäßen Maschine möglich, die Eingriffswinkel und somit die Reibungsverluste in der Maschine zu minimalisieren. Auch wird die Verschleißgefahr reduziert. Man erkauft sich allerdings diesen Vorteil mit einer gewissen Einbuße an Schluckvolunen pro Ritzelumdrehung, weil der Kreiskolben eine zwar langsame, aber doch merkliche gleichsinnige Drehbewegung ausführt wie die Welle. Man sollte daher die Drehzahl des Kreiskolbens so klein wie möglich halten. Dies ist dann der Fall, wenn die Zähnezahldifferenz des Reaktionsinnengetriebes, bestehend aus der Reactionsinnenverzahnung 14 und der Aussenverzahnung 13 nur eins ist. Da beide Verzahnungen, nämlich die Verdrängungsinnenverzahnung 4 und 5 und die Reaktionsverzahnung 13 und 14 mit derselben Exzentrizität arbeiten müssen, liegt es nahe, daß der Modul beider Verzahnungen gleich ist. Es ist natürlich ohne weiteres möglich, die Reaktionsverzahnung insgesamt mit doppelter Zähnezahl auszuführen. In diesem Falle wird der Modul dort

halbiert, die Zähnezahldifferenz wird dann 2.

Wie breit die Reaktionsverzahnung 13, 14 in axialer Richtung der Maschine ausgeführt werden muß, hängt weitgehend von der Wahl der Werkstoffe ab, damit die zulässigen Hertzschen Pressungen an den Zahnflanken nicht überschritten werden. Angestrebt werden sollte eine möglichst schmale Verzahnung, da der Kreiskolben 4 eine verhältnismäßig hohe Kreisfrequenz ausübt, die zu einem Verdrängungseffekt in der Reaktionsinnenverzahnung führt. Diese Panscharbeit führt insbesondere bei hohen Drehzahlen zu Quetschverlusten.

Man kann diese natürlich beträchtlich reduzieren, wenn man dafür sorgt, daß dieser Getrieberaum weitgehend von Betriebsflüssigkeit freigehalten wird.

Arbeitet die Druckdrehdurchführung in das Verteilerventil 17 mit axialen Ringnuten 18 und 19, wie dies in Fig. 1 dargestellt ist und wegen der Baulänge der Maschine auch bevorzugt wird, dann übt die unter Hochdruck stehende Ringnut eine Axialkraft aus auf den Triebsatz. Da diese Ringnut ganz umlaufend ist, kann sie auf der Niederdruckseite der Verdrängungskainmern nicht kompensiert werden. Aus diesem Grunde könnte es unter Umständen zweckmäßig sein, daß man über Druckleitungen 35, über Rückschlagventile 36, über eine weitere Druckleitung 37 und eine Ringnut 38 eine von der Drehrichtung des Motors abhängige Axialkompensation vorsieht. Auf diese Art und Weise kann man eventuell entstehenden Verschleiß an der Axialfläche 34 vermeiden.

In Fig. 6 ist eine Ansicht des ersten Steuerteils in Pfeilrichtung 25 gemäß Fig. 1 dargestellt, aus der man erkennen kann, daß diese Steuerventilteile sehr einfach sind und im pulvermetallurgischen Verfahren hergestellt werden können. Dasselbe gilt auch für die Steuerscheibe 16, die im Prinzip noch einfacher gestaltet ist mit lauter gerade durchlaufenden Durchbrüchen. Die kurzen Bolzen 20 für das Parallelkurbelgetriebe zum Antrieb der zweiten Steuerscheibe 16 sind in einfacher Weise in diese Steuerscheibe eingepreßt. Sofern es gelingt, die Axialtoleranzen für diese Ventilteile in engen Grenzen zu halten, können auch die Bolzen 20 einstückig mit dem Steuerteil 16 ausgeführt sein. In diesem Falle könnten die Bolzen 20 gleichzeitig mitangesintert werden. Die halbkreisförmigen Ausnehmungen 21 im Kreiskolben als Bestandteil des Parallelkurbelgetriebes zur Mitnahme der Steuerscheibe 16 können ebenfalls sehr einfach hergestellt werden. Im günstigsten Falle kann der Kreiskolben ebenfalls im pulvermetallurgischen Verfahren hergestellt werden, so daß diese kreisförmigen Ausnehmungen 21 gleich mitgesintert werden können.

Auch das Zwischengehäuseteil 1 kann im pulvermetallurgischen Verfahren hergestellt werden, da praktisch keine Hinterschneidungen vorliegen.

Es empfiehlt sich, die An- bzw. Abtriebswelle 3 mit Wälzlagern 26 und 27 im Gehäuse zu lagern, damit der Motor auch unter hoher Last aus der Drehzahl 0 gestartet werden kann. Bei hydrodynamischen Lagern würde dort eine Festkörperberührung stattfinden, die zu sehr hohen Verlustreibungen führt. Wegen der geringen

Drehzahl, die solche Langsamläufermotoren an ihrer Welle besitzen, kann das Lagerspiel der Wälzlager verhältnismäßig klein gehalten werden. Der Drehkolben erhält seine Radiallage durch die Verdrängungs-Zahnringverzahnung vorgegeben. Aus diesem Grunde ist es zweckmäßig, das Zahnflankenspiel der Reaktionsverzahnung 13, 14 entsprechend den Fertigungstöleranzen festzulegen, damit keine Zwänge entstehen.

Bezüglich des Lecköls ist dafür Sorge zu tragen, daß der Getrieberaum der Maschine, das bedeutet also der Raum zwischen den Zahnrädern des Reaktionsgetriebes, weitgehend drucklos gehalten wird, damit die Dichtung 39 nicht überlastet wird. Es wird sich jedoch in vielen Fällen des Einbaus ein bestimmter Rückstaudruck:

in der Niederdruckleitung nicht vermeiden lassen, insbesondere dann, wenn keine getrennte Leckölleitung angeschlossen wird. In diesem Falle wirkt dieser Rückstaudruck auf die Stirnfläche 40 der Welle 3 und kann somit beträchtliche axiale Lagerkräfte

hervorrufen. In diesem Falle ist es zwecikmäßig, ein Axiallager

I vorzusehen, wobei aber gleichzeitig das zentrale Zahnrad 4 nicht einstückig mit der Welle ausgeführt wird, sondern über eine Kerbverzahnung auf der Welle gegen Verdrehen gesichert ist. Dadurch kann die Welle 3 innerhalb der elastischen Verformungen geringe Axialbewegungen ausführen, ohne daß an der Stirnseite 38 zwi- _; sch£n Zentralrad und Gehäuse zu große Verschleißreibungskräfte entstehen.

Claims (10)

BERG ■ STAPF .5CWWABE · -SANDMAIR PATENTÄNWAbTE; ; " ;'": : : - MAUERKIRCHERsVrASSE 45 8000*MÜNCHEN 80 Anwaltsakte: 33 266 2 6. Jm Dipl.-Ing.Siegfried Eisenmann Conchesstr. 25 7960 Aulendorf Hydraulische Kreiskolbenmaschine Patentansprüche :

1. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine (Motor oder Pumpe) mit einem Gehäuse (1), mit einem darin exzentrisch um eine dem An- bzw. Abtrieb dienende Welle (3) kreisenden, als Zahnring mit Innenverzahnung (5) ausgebildeten Kreiskolben (2), mit einem auf der im Gehäuse (1) gelagerten Welle (3) konzentrisch und verdrehfest angeordneten zentralen Zahnrad (4), welches mit der Innenverzahnung (5) des Kreiskolbens (2) kämmt und einen Zahn weniger als diese aufweist, so daß zwischen der Zahnringinnenverzahnung (5) und der Verzahnung des Zentralrades (4) Kammern (6, 7) veränderlichen Volumens gebildet werden und mit einem Verteilerventil für den Flüssigkeitszu- und Abfluß, dadurch gekennzeichnet, daß der Zahnring (2) an seinem äußeren

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* (089) 9882 72-74 / Telex 524560 BERG d Bankkonten: Bayer. Veieinsbank München 453100 (BLZ 700202 70)

Tetegramme (cable). VI/ab Tetekopieret: (089)983049 Hypo-Bank München 4410122850 (BLZ 70020011) Swift Code HYPO Dt MM

u..orhi.n ΚλιΙρ Intntfic 6350 Gr ll + lll Postscheck München 65343-808 (BLZ 70010080)

Umfang eine zu seiner Innenverzahnung (5) konzentrische Aussenverzahnung (13) aufweist/ die mit einer zum mittleren Zahnrad (4) und zu der Welle (3) konzentrischen gehäusefesten Innenverzahnung (14) kämmt/ und daß der Quotient aus dem Produkt der Zähnezahlen des zentralen Zahnrades (4) und der Aussenverzahnung (13) des Zahnringes (2) einerseits und diesem um das Produkt der Zähnezahlen der beiden Innenverzahnungen (5/ 14) verringerten Produkt andererseits eine negative ganze Zahl bildet.

2. Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 1, bei der die Kammern veränderlichen Volumens jeweils über verschließbare Steueröffnungen (8, 9) des Verteilerventils (10) mit Eintritts- und Austrittsleitungen (11, 12) verbindbar sind, dadurch gekennzeichnet, daß das Verteilerventil (10) ein erstes Steuerteil (15) aufweist, das synchron (mit gleicher Drehzahl) mit dem Zentralrad (4) umläuft, sowie ein zweites Steuerteil (16), das synchron mit dem Kreiskolben (2) umläuft, und daß beide Steuerteile (15/ 16) Öffnungen (9, 9¹, 8, 8') aufweisen, die sich in Abhängigkeit von der Drehlage überdecken bzw. gegeneinander versetzt sind.

3. Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß beide Steuerteile (15, 16) koaxial mit der Welle (3) rotieren.

4. Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekenn-

zeichnet, daß das erste Steuerteil (15) fest mit der Welle (3) verbunden ist und daß das zweite Steuerteil (16) um die Welle (3) drehbar gelagert und über ein Parallelkurbelgetriebe (17) vom Kreiskolben (2) mitgenommen wird.

5. Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die beiden Steuerteile in Anlage aneinander umlaufende Scheiben sind, daß das erste Steuerteil (15) gleichmässig über den Umfang verteilt doppelt so viele öffnungen (9, 9') aufweist, wie das Zentralrad (4) Zähne hat, daß die öffnungen (9, 9¹) abwechselnd über schräg radial nach aussen und nach innen gerichtete Verlängerungen mit einer im Gehäuse vorgesehenen an die Eintrittsleitung (11) angeschlossenen Ringnut (19) und einer weiteren im Gehäuse vorgesehenen, an die Austrittsleitung (12) angeschlossenen Ringnut (18) in Verbindung stehen, daß das zweite Steuerteil (16) gleichmäßig über den Umfang verteilt auf gleichem Radius wie die öffnungen (9, 9¹) des ersten Steuerglieds (15) ebenso viele öffnungen (8, 8¹) aufweist, wie die Innenverzahnung (5) des Kreiskolbens (2) Zähne hat, daß die Zwischenräume zwischen den öffnungen (9, 9¹) des ersten Steuergliedes (15) jeweils eine öffnung (8, 8¹) des zweiten Steuergliedes (16) abdecken können und umgekehrt, und daß beim Überlaufen der Stelle tiefsten Zahneingriffs zwischen dem Zentralrad (4) und dem Kreiskolben (2) durch eine öffnung (8, 8') des zweiten Steuergliedes (16) diese öffnung gerade durch einen Zwischenraum des ersten Steuergliedes (15) abgedeckt ist.

6. Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß die gehäusefeste Innenverzahnung (14) einen Zahn mehr aufweist als die Aussenverzahnung (13) des Kreiskolbens.

7. Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß beide Zahnradinnengetriebe (13, 14; 4, 5) den selben Modul aufweisen.

8. Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung zwischen dem Kreiskolben (2) und dem Zentralrad (4) gemäß der europäischen Patentanmeldung Nr. 0073 271 ausgebildet ist.

9. Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung zwischen dem Kreiskolben (2) und dem Zentralrad (4) eine Eaton-Verzahnung ist.

10. Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung zwischen dem Kreiskolben (2) und dem Zentralrad (4) eine doppelzykloidische Innenverzahnung gemäß der schweizerischen Patentschrift Nr. 109955 ist.