DE4310211A1 - Hydraulische Zahnradmaschine (Pumpe oder Motor) - Google Patents
Hydraulische Zahnradmaschine (Pumpe oder Motor)Info
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Description
Die Erfindung geht aus von einer hydraulischen Zahnradmaschine (Pum
pe oder Motor) nach der Gattung der unabhängigen Ansprüche 1 und 2.
Hydraulische Zahnradmaschinen weisen bauartbedingt ausgangsseitige
Pulsationen auf. Bei Zahnradpumpen ist dies bei konstanter Drehzahl
der miteinander kämmenden Zahnräder eine Förderstrompulsation. Bei
Zahnradmotoren ist bei konstantem zugeführten Volumenstrom die
Winkelgeschwindigkeit der Abtriebswelle pulsationsbehaftet. So gilt
beispielsweise für den Momentanförderstrom q einer Zahnradpumpe mit
zwei im Außeneingriff kämmenden gleichen Zahnrädern:
wobei K eine Konstante, RK der Kopfkreisradius, a der Achsabstand
und ρ der richtungsunabhängige Abstand des jeweiligen Eingriffs
punktes vom Wälzpunkt ist. Bei drehenden Zahnrädern sind die Kon
stante K, der Kopfkreisradius RK und der Abstand a konstant,
während ρ beim Durchlaufen der Eingriffslinie der miteinander
kämmenden Zahnräder periodisch schwankt. Damit schwankt bzw. pul
siert bei jeder herkömmlichen Zahnradpumpe auch der Momentanförder
strom q. Die Schwankungen des Momentanförderstromes q liegen
zwischen einem Maximalwert bei ρ = 0 und einem Minimalwert bei
ρ = ρmax. Um den Einfluß des sich periodisch verändernden Ab
standes zwischen momentanem Eingriffspunkt und Wälzpunkt zu mini
mieren, geht man vielfach dahin, bei Zahnradmaschinen mit vorgegebe
ner Zähnezahl einen möglichst großen Kopfkreisradius RK und einen
möglichst kleinen Achsabstand a auszubilden. Damit soll der Kon
stantanteil am Momentanförderstrom möglichst groß gemacht werden. Es
ist damit jedoch nicht möglich, die absolute Größe des pulsierenden
Anteils am Förderstrom zu beeinflussen.
Die erfindungsgemäße hydraulische Zahnradmaschine mit den kenn
zeichnenden Merkmalen eines der unabhängigen Ansprüche 1 oder 2 hat
demgegenüber den Vorteil, daß mit einfachen Mitteln ein Pulsieren
des Förderstroms vermindert bzw. verhindert werden kann. Durch die
Verwendung eines oder mehrerer Kompensationszahnräder kann der
pulsationsbehaftete Anteil des Förderstroms wesentlich verringert
bzw. ausgeglichen werden. Der konstante Anteil des Förderstroms
bleibt dennoch relativ hoch. Der Erfindung liegt der Gedanke
zugrunde, innerhalb einer hydraulischen Zahnradmaschine dem
Momentanförderstrom einer Hauptzahnradmaschine (Hauptzahnradpaar)
den Volumenstrom einer Kompensationszahnradmaschine
(Kompensationszahnradpaar) subtrahierend zu überlagern. In einer
vorteilhaften Ausgestaltung der Erfindung ist das Kompensa
tionszahnradpaar so ausgelegt, daß der pulsierende Anteil des Momen
tanförderstroms in Amplitude und Phase dem des Hauptzahnradpaares
entspricht. Weiterhin sollte der Konstantanteil am Momentanförder
strom des Kompensationszahnradpaares möglichst gering sein, um einen
möglichst großen pulsationsfreien Gesamtförderstrom zu ermöglichen.
In einer weiteren vorteilhaften Ausgestaltung der hydraulischen
Zahnradmaschine ist das Kompensationszahnradpaar so ausgelegt, daß
sein pulsierender Anteil am Momentanförderstrom dem des Hauptzahn
radpaares in Frequenz und Phase entspricht, daß seine Amplitude je
doch zumindest teilweise etwas größer ist. Durch diese "Über"-Kom
pensation können auch Sekundärpulsationen der hydraulischen Zahnrad
maschine ausgeglichen bzw. vermindert werden. Diese druckabhängige
Sekundärpulsation wird durch Teilvolumenströme ausgelöst, die in
folge der Kompressibilität des Fördermediums von einem unter Hoch
druck stehenden Druckraum in einen Zahnzwischenraum bzw. Förderraum
geringeren Druckes strömen, sobald diese Räume durch die Drehung der
Zahnräder miteinander in Verbindung geraten. Durch dieses periodi
sche Rückströmen von unter hohem Druck stehendem Druckmittel kommt
es zu kurzzeitigen Einbrüchen des Momentanförderstromes und somit zu
Sekundärpulsationen, die selbst bei geometrisch pulsationsfreien Ma
schinen auftreten.
Weitere Vorteile und vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung er
geben sich aus den Unteransprüchen und der Beschreibung.
Mehrere Ausführungsbeispiele der Erfindung sind in der nachfolgenden
Beschreibung und Zeichnung näher erläutert. Letztere zeigt in Fig.
1 einen Schnitt durch eine hydraulische Zahnradmaschine, in verein
fachter Darstellung, in Fig. 2 einen Schnitt längs II-II nach Fig.
1 und in Fig. 3 eine vergrößerte Ansicht eines Details nach Fig.
2. Fig. 4 zeigt qualitativ den Verlauf des Momentanförderstroms
bzw. des Drehmoments in Abhängigkeit vom Drehwinkel. Fig. 5 zeigt
die schematische Darstellung eines zweiten Ausführungsbeispiels der
Erfindung mit drei Zahnrädern gleicher Zähnezahl. Fig. 6 zeigt ein
drittes Ausführungsbeispiel der Erfindung mit drei Zahnrädern unter
schiedlicher Zähnezahl. Fig. 7 zeigt die schematische Darstellung
einer Dreikreispumpe. Fig. 8 zeigt qualitativ den Momentanförder
strom in Abhängigkeit vom Drehwinkel eines weiteren Ausführungsbei
spiels.
In den Fig. 1 und 2 ist mit 10 das Gehäuse einer in diesem Aus
führungsbeispiel als Zahnradpumpe beschriebenen Zahnradmaschine be
zeichnet. Dieses Gehäuse 10 wird an seinen beiden Stirnseiten durch
einen Gehäuseboden 11 bzw. einen Gehäusedeckel 12 verschlossen. Das
Gehäuse 10 wird von zwei parallel verlaufenden Bohrungen 13 bzw. 14
durchdrungen, die sich als Sackbohrungen 15 bzw. 16 im Gehäuseboden
11 fortsetzen. Im Gehäusedeckel 12 setzt sich die Bohrung 14 eben
falls als Sackbohrung 17 fort, während die Bohrung 13 mit einer
durchgehenden Bohrung 18 verbunden ist. Im Bereich der dem Gehäuse
deckel 12 zugewandten Stirnseite des Gehäuses 10 sind die Bohrungen
13 bzw. 14 jeweils von einer zylindrischen Vertiefung 21 bzw. 22 um
geben. Diese beiden Vertiefungen 21 und 22 gehen ineinander über und
dienen zur Aufnahme zweier Zahnräder 23 bzw. 24. In der gegenüber
liegenden, dem Gehäuseboden 11 zugewandten Stirnseite 25 sind um die
Bohrungen 13 und 14 ebenso jeweils eine zylindrische Vertiefung 26
bzw. 27 ausgebildet. Die beiden Vertiefungen 26 und 27 gehen eben
falls ineinander über, haben jedoch einen geringeren Durchmesser als
die Vertiefungen 21 bzw. 22. Auch die Vertiefungen 26 und 27 dienen
zur Aufnahme zweier Zahnräder 28 bzw. 29. Jedes der Zahnräder 23, 24
und 28, 29 ist mit einem Wellenzapfen 30 bis 33 verbunden. Der
Wellenzapfen 31 dient zur Lagerung des Zahnrades 24 und ist in der
Sackbohrung 17 bzw. der Bohrung 14 gelagert. Der achsgleich angeord
nete Wellenzapfen 33 dient zur Lagerung des Zahnrades 29 und ist in
der Bohrung 14 bzw. der Sackbohrung 16 geführt. Der Wellenzapfen 32
zur Lagerung des Zahnrades 28 ist entsprechend in der Sackbohrung 15
und der Bohrung 13 gelagert. Der Wellenzapfen 30 dient zur Lagerung
des Zahnrades 23 und ist in der Bohrung 13 sowie der Bohrung 18 im
Gehäusedeckel gelagert. Der Wellenzapfen 30 hat darüber hinaus einen
verlängerten Abschnitt 35, der die Bohrung 18 im Gehäusedeckel 12
durchdringt und zum Antrieb des Zahnrades 23 dient. Dazu ist zumin
destens das Zahnrad 23 drehfest mit dem Wellenzapfen 30 verbunden.
Dieser wiederum ist drehfest mit dem Wellenzapfen 32 bzw. dem Zahn
rad 28 gekoppelt.
Die beiden Zahnräder 23 und 24 bzw. 28 und 29 kämmen jeweils im
Außeneingriff miteinander, wobei die beiden Zahnräder 23 und 24 ein
Hauptzahnradpaar 36 und die beiden Zahnräder 28 und 29 ein Kompen
sationszahnradpaar 37 bilden. In die zylindrischen Vertiefungen 21
und 22 münden im Bereich ihres Überganges ein Zulaufkanal 38 bzw.
Ablaufkanal 39. Der Zulaufkanal 38 ist in Fig. 2 oberhalb der im
Eingriff befindlichen Zähne des Hauptzahnradpaares 36 angeordnet,
während der Ablaufkanal 39 sich unterhalb befindet. Der Zulaufkanal
38 ist mit einer nicht dargestellten Zulaufbohrung im Gehäuse
deckel 12 verbunden, während der Ablaufkanal 39 mit der im Gehäuse
deckel 12 angedeuteten Ablaufbohrung 40 in Verbindung steht. Gleich
zeitig ist der Ablaufkanal 39 über eine im Gehäuse 10 verlaufende
Schrägbohrung 41 mit dem nicht dargestellten Zulaufkanal des Kom
pensationszahnradpaares 37 verbunden. Dieser Zulaufkanal befindet
sich in Fig. 2 oberhalb der im Eingriff befindlichen Zahnpaare des
Kompensationszahnradpaares 37. Gleichzeitig ist der - nicht darge
stellte - Ablaufkanal unterhalb der sich im Eingriff befindlichen
Zahnpaare des Kompensationszahnradpaares 37 über einen im Gehäuse 10
angedeuteten zweiten Schrägkanal 42 mit dem Zulaufkanal 38 des
Hauptzahnradpaares verbunden. Die beiden Schrägkanäle 41 und 42 sind
auf geeignete Weise so im Gehäuse angeordnet, daß sie sich berüh
rungsfrei kreuzen.
Das Hauptzahnradpaar 36 und das Kompensationszahnradpaar 37 sind
über ihre Antriebs- bzw. Abtriebswelle 35, 30, 32 gekoppelt. Aus der
zuvor beschriebenen Anordnung der Zulauf- und Ablaufkanäle und ihrer
gegenseitigen Kopplung wird jedoch deutlich, daß das Hauptzahnrad
paar 36 und das Kompensationszahnradpaar 37 gegensinnig betrieben
werden, d. h. das Hauptzahnradpaar 36 wirkt als Pumpe, während das
Kompensationszahnradpaar 37 als Motor wirkt. Bei einer Nutzung der
hydraulischen Zahnradmaschine als Motor wären diese Wirkungsweisen
entsprechend vertauscht.
Kehrt man in Abwandlung des Ausführungsbeispiels die Drehrichtung
eines der beiden Zahnradpaare 36, 37 um, z. B. über einen Kegel
trieb, können die einander gegenüberliegenden Zuläufe und Abläufe
bzw. die entsprechenden hydraulischen Kammern direkt (kreuzungsfrei)
miteinander verbunden werden.
Das in den Fig. 2 und 3 dargestellte Hauptzahnradpaar 36 mit den
Zahnrädern 23 und 24 fördert Druckmittel vom Zulaufkanal 38 auf an
sich bekannte Weise entlang des Außenumfanges der Vertiefungen 21
bzw. 22 zum Ablaufkanal 39. Dazu wird das Zahnrad 23 von der An
triebswelle 35 bzw. 30 in der in den Fig. 1 und 2 gewählten Dar
stellungsrichtung gegen den Uhrzeigersinn angetrieben. Die beiden
Zahnräder 23 und 24 sind hier der einfachen Übersicht halber als
Zahnräder gleichen Durchmessers und gleicher Zähnezahl dargestellt.
Der Achsabstand aH des Hauptzahnradpaares 36, d. h. der Abstand der
Mittelpunkte M1 bzw. M2 der beiden Zahnräder 23 bzw. 24 ist dabei
gleich dem Achsabstand aK des Kompensationszahnradpaares 37. Auch
das Kompensationszahnradpaar 37 ist aus zwei Zahnrädern mit gleichem
Kopfkreisdurchmesser RKK und gleicher Zähnezahl ZK zusammenge
setzt. Dabei entspricht die Zähnezahl ZK eines Zahnrades 28 bzw.
29 des Kompensationszahnradpaares 37 der Zähnezahl ZH eines Zahn
rades 23 bzw. 24 des Hauptzahnradpaares 36. Im Gegensatz zum Haupt
zahnradpaar 36 ist beim Kompensationszahnradpaar 37 jedoch der Kopf
kreisdurchmesser RKK eines jeden Zahnrades 28 bzw. 29 kleiner als
der Kopfkreisdurchmesser RKH eines der Zahnräder 23 bzw. 24.
Die Eingriffsgeometrie der beiden Zahnradpaare 36, 37 wird hier in
Fig. 3 am Beispiel des Hauptzahnradpaares 36 erläutert. Das ange
triebene Zahnrad 23 kämmt mit dem mitlaufenden Zahnrad 24 im Ein
griffsbereich so, daß ständig mindestens ein Zahnpaar 43 bzw. 44
miteinander im Eingriff steht. Das Zahnpaar 43 berührt sich dabei im
Eingriffspunkt E1 bzw. auf der Eingriffslinie E, während das zweite
Zahnpaar 44 sich im Eingriffspunkt E2 bzw. auf der Eingriffslinie E
aneinanderlegt. Die Eingriffspunkte E1 bzw. E2 sind ortsveränderlich,
abhängig vom Drehwinkel ϕ(t) eines Zahnrades. Die jeweiligen Ein
griffspunkte E1 überstreichen die in Fig. 3 dargestellte Eingriffs
linie E, die durch den Wälzpunkt W läuft. Dieser Wälzpunkt W liegt
auf der Verbindungslinie der beiden Mittelpunkte M1 bzw. M2 der
Zahnräder 23 und 24. Beim Durchlaufen der Eingriffslinie E über
streicht jeder Eingriffspunkt E1 bzw. E2 den Bereich der Steuernut
47 und den Bereich der Steuernut 46 sowie die dazwischen liegende
Dichtzone 48. Beim Überstreichen der Dichtzone 48 liegt dann das je
weils im Eingriff befindliche Zahnpaar dichtend aneinander. Die
Dichtzone 48 bzw. die Steuernuten 46 und 47 sind in Abhängigkeit von
Zahnform und Zahnradgeometrie so bemessen, daß jeweils nur ein Zahn
paar dichtend (d. h. im Bereich der Dichtzone 48) im Eingriff steht,
d. h. wenn ein vorlaufendes Zahnpaar (z. B. 44) den Bereich der
Dichtzone 48 verläßt, muß das nachfolgende Zahnpaar (z. B. 43) in
die Dichtzone 48 einlaufen. Dabei hat jeder dichtende Eingriffspunkt
E1 einen sich mit dem Drehwinkel ϕ ändernden Abstand ρ(ϕ) vom Wälz
punkt W. Dieser Abstand ρ(ϕ) hat einen ersten Maximalwert ρmax1
beim Einlaufen des Zahnpaares 43 in die Dichtzone 48, d. h. wenn der
Eingriffspunkt E1 den Übergang 49 zwischen Steuernut 47 und Dichtzone
48 überstreicht. Zu diesem Zeitpunkt gerät der zweite Eingriffspunkt
E2 aus der Dichtzone 48 in den Bereich der Steuernut 46. Der Abstand
ρ(ϕ) geht bei fortlaufender Drehung gegen Null (beim Durchlaufen des
Wälzpunktes W), um dann wieder gegen den zweiten Maximalwert ρmax2
beim Überstreichen des Überganges 50 zwischen Dichtzone 48 und
Steuernut 46 anzusteigen. Das Momentanfördervolumen des Hauptzahn
radpaares 36 ist - wie bereits zuvor angeführt -
der Momentanförderstrom qK des Kompensationszahnradpaares ist ent
sprechend
Das Kompensationszahnradpaar 37 und das Hauptzahnradpaar 36 sind so
aufeinander abgestimmt, daß der Verlauf des Abstandes ρH(ϕ) bzw.
ρK(ϕ) eines momentanen (dichtenden) Eingriffspunktes E1 zum je
weiligen Wälzpunkt W gleich ist. Darüber hinaus werden die beiden
Zahnradpaare 36 bzw. 37 so miteinander gekoppelt, daß sie phasen
gleich und synchron laufen, so daß sich bei der zuvor beschriebenen
gegensinnigen Betriebsweise die aufgrund des sich ändernden Ab
standes ρH(ϕ) bzw. ρK(ϕ) ändernden pulsierenden Anteile des Mo
mentanförderstromes qK bzw. qH aufheben. Der Verlauf der beiden
Momentanförderströme bzw. der Verlauf der zugehörigen Drehmomente
beim Betrieb der hydraulischen Zahnradmaschine als Motor sind qua
litativ in Fig. 4 dargestellt. Dabei ist der Momentanförderstrom q
über dem Drehwinkel ϕ(t) aufgetragen. Die untere Kurve zeigt dabei
den Verlauf des Momentanförderstroms qK(ϕ) des Kompensationszahn
radpaares 37 und die obere Kurve den Momentanförderstrom qH(ϕ) des
Hauptzahnradpaares 36. Bei gegensinniger Förderung bzw. Förderrich
tung der beiden Zahnradpaare (ein Zahnradpaar wirkt als Pumpe, das
andere als Motor) löschen sich die pulsierenden Anteile der jeweili
gen Förderströme gegenseitig aus, so daß als nutzbarer Momentanför
derstrom die konstante Differenz der beiden Einzelförderströme ver
bleibt. Dieser nutzbare Anteil qN des Momentanförderstromes ist
bei gleichem Achsabstand aH bzw. aK der beiden Zahnradpaare ab
hängig vom Kopfkreisdurchmesser RKH bzw. RKK.
Bei dem in Fig. 1 und 2 dargestellten Ausführungsbeispiel sind das
Hauptzahnradpaar 36 und das Kompensationszahnradpaar 37 aus jeweils
zwei einzelnen Zahnrädern 23, 24 bzw. 28, 29 zusammengesetzt. Dabei
sind die Zahnräder 28 bzw. 29 des Kompensationszahnradpaares 37 vor
teilhafterweise durch Abschleifen zweier Zahnräder gebildet, die
denen des Hauptzahnradpaares 36 entsprechen. Dazu muß das ursprüng
liche Zahnradpaar einen extrem hohen Überdeckungsgrad besitzen, da
mit dieser beim Verringern des Kopfkreisdurchmessers nicht unter
einen Mindestbetrag absinkt, der wenig über 1 liegen kann.
Die Zahnform der Zahnradpaare kann jede beliebige kinematisch geeig
nete sein. Die Anwendung der erfindungsgemäßen hydraulischen Zahn
radmaschine ist keineswegs nur auf Zahnräder mit Evolventenverzah
nungen beschränkt, es können beliebige, nicht-evolventische Verzah
nungen eingesetzt werden. Für den Betrieb der hydraulischen Zahnrad
maschine ist es aber wichtig, die Differenz der Verdrängungsvolumina
des Hauptzahnradpaares 36 und des Kompensationszahnradpaares 37 mög
lichst groß zu wählen. Weiterhin ist es bei der beschriebenen räum
lichen Trennung des Hauptzahnradpaares 36 und des Kompensationszahn
radpaares 37 möglich, auch den Achsabstand aK des Kompensations
zahnrades zu verändern, insbesondere zu vergrößern, um somit den
Konstantanteil des Momentanförderstromes qK des Kompensationszahn
radpaares zu verändern bzw. zu verringern. Es ist selbstverständ
lich, daß sowohl die Veränderung des Kopfkreisdurchmessers als auch
die Veränderung des Achsabstandes des Kompensationszahnradpaares 37
gleichzeitig vorgenommen werden können.
In Fig. 5 ist ein weiteres Ausführungsbeispiel der hydraulischen
Zahnradmaschine vereinfacht dargestellt, das auch hier als Pumpe be
schrieben ist. Bei diesem Ausführungsbeispiel wirken drei Zahnräder
51, 52, 53 so zusammen, daß das Hauptzahnradpaar 54 aus den Zahn
rädern 51 und 52 und das Kompensationszahnradpaar 55 aus den Zahn
rädern 52 und 53 gebildet werden und ein gemeinsames Zahnrad 52 ha
ben. Die drei Zahnräder 51 bis 53 haben jeweils gleichen Kopfkreis
durchmesser RK und gleiche Zähnezahl Z. Der Achsabstand aK des
Kompensationszahnradpaares 55 ist dagegen größer als der Achsabstand
aH des Hauptzahnradpaares 54. Die durch die Mittelpunkte M51 und
M52 verlaufende Achse AH des Hauptsystems und die durch die
Mittelpunkte M52 und M53 der Zahnräder 52, 53 des Kompensationszahn
radpaares 55 verlaufende Achse AK schließen einen Winkel ϕS ein.
Der Winkel ϕS zwischen den beiden Achsen AK und AH orien
tiert sich an einem (wählbaren) Vielfachen des Teilungswinkel eines
Zahnrades und wird über einen kleinen zusätzlichen Winkel, der ab
hängig von der Zahnkontur und Zahndicke ist, einmalig so festgelegt,
daß bei beiden jeweils im Eingriff befindlichen Zahnrädern 51, 52
bzw. 52, 53 von den jeweils zugehörigen Zahnpaaren gleichzeitig der
Wälzpunkt WH bzw. WK durchlaufen wird.
Der Antrieb bzw. Abtrieb der hydraulischen Maschine erfolgt vorzugs
weise über das gemeinsame Zahnrad 52. Dieses ist im hier dargestell
ten Ausführungsbeispiel der Zahnradpumpe so angetrieben, daß es sich
bei der in Fig. 5 gewählten Darstellung gegen den Uhrzeigersinn
dreht. Die beiden Zahnräder 51 und 53 sind dabei dann so angeordnet,
daß das Zahnrad 51 des Hauptzahnradpaares 54 im Uhrzeigersinn ange
trieben wird und das Zahnrad 53 des Kompensationszahnradpaares 55
ebenfalls im Uhrzeigersinn läuft. Somit ist über den Antrieb bzw.
Abtrieb über das gemeinsame Zahnrad 52 gewährleistet, daß die Gegen
zahnräder 51 bzw. 53 jeweils mit unterschiedlichen Zahnflanken des
gemeinsamen Zahnrades 52 kämmen. Damit wird in vorteilhafter Weise
eine Optimierung der Verzahnungsgeometrie wesentlich erleichtert.
Dabei können die Zahnflanken eines Zahnes des gemeinsamen Zahnrades
52 unsymmetrisch jeweils so ausgebildet werden, daß eine Zahnflanke
für die Eingriffsverhältnisse des Hauptzahnradpaares 54 und die
andere Zahnflanke jeweils für die Eingriffsverhältnisse des
Kompensationszahnradpaares 55 ausgelegt und optimiert wird.
Die beiden Zahnradpaare werden analog zum zuvor angeführten Aus
führungsbeispiel so beaufschlagt, daß sie gegensinnig fördern. Im
hier dargestellten Ausführungsbeispiel der Zahnradpumpe liegt der
hochdruckführende Druckraum 57 zwischen den beiden Zahnrädern 51 und
53. Dieser Druckraum 57 ist - analog zum zuvor beschriebenen Aus
führungsbeispiel - Ausgangsanschluß des Hauptzahnradpaares 54 und
Eingangsanschluß des Kompensationszahnradpaares 55. Der Zulauf des
Hauptzahnradpaares 54 und der Ablauf des Kompensationszahnradpaares
55 erfolgen über den am Außenumfang der Zahnräder 51 und 52 bzw. 52
und 53 ausgebildeten Ringraum 58. In diesen Ringraum 58 mündet in
diesem Ausführungsbeispiel zwischen den Zahnrädern 51 und 52 ein
Niederdruckanschluß 61. Der im Pumpenbetrieb hochdruckführende
Druckraum 57 wird in radialer Richtung durch die drei zusammenwir
kenden Zahnräder 51 bis 53 abgedichtet. Auf der dem Zahnrad 52 ge
genüberliegenden Seite ist zwischen den beiden Zahnrädern 51 und 53
ein etwa keilförmiges Abdichtelement 60 eingesetzt, das von einem
Hochdruckanschluß 62 durchdrungen wird, der in den Druckraum 57 mün
det. Durch entsprechende Wahl des zwischen den Achsen RK und AH
eingeschlossenen Winkels ϕS läßt sich der zwischen den Zahnrädern
51 und 53 liegende gemeinsame Druckraum 57 relativ kleinhalten.
Dieser Druckraum 57 ist im wesentlichen durch die einander zugewan
dten, jeweils im Eingriff befindlichen Zahnpaare des Hauptzahnrad
paares 54 und des Kompensationszahnradpaares 55 begrenzt. Durch ent
sprechend kleine Wahl des Winkels ϕS zwischen den beiden Achsen
RK und AH läßt sich der mit Hochdruck beaufschlagte Winkelbe
reich bzw. Umfangsbereich am gemeinsamen Zahnrad 52 kleinhalten, so
daß die auf die Lagerung dieses Zahnrades wirkende Belastung eben
falls klein ist. Das radiale Kopfspiel (Zahnkopf - Gehäuse) dieses
gemeinsamen Zahnrades 52 kann darüber hinaus relativ groß gewählt
werden, da am Außenumfang des Zahnrades keine Dichtwirkung erfolgen
muß. Die Hochdruckbeaufschlagung der beiden anderen Zahnräder 51
bzw. 53 entspricht im wesentlichen der einer herkömmlichen Zahnrad
pumpe und reicht vom jeweils dichtenden Eingriff bis zu einem Ab
dichtbereich am Außenumfang bzw. am Abdichtelement 60. Durch ent
sprechende Gestaltung des Gehäuses kann die Lage und Fläche des
Hochdruckfeldes durch dafür geeignete Ausbildungen am Gehäuse beein
flußt werden. Besonders vorteilhaft ist die Ausbildung des keil
förmigen Abdichtelementes 60 wie in Fig. 5 dargestellt, wodurch so
wohl die Lagerbelastung der beiden Zahnräder 51 und 53 als auch die
des Gehäuses gering ist. Anstelle des Abdichtelements 60 kann die
Dichtwirkung auch durch geeignete Ausbildung des Gehäuses erfolgen,
wobei dann die Zahnräder zumindest im Bereich des Druckraumes 57
dichtend an der Gehäusewand anliegen.
In Fig. 6 ist eine Abwandlung des in Fig. 5 dargestellten Ausfüh
rungsbeispiels gezeigt, bei dem wiederum drei Zahnräder 51a, 52a und
53a wie beim Ausbildungsbeispiel zuvor miteinander im Eingriff sind.
Dabei haben die Zahnräder 51a bis 53a unterschiedliche Zähnezahl,
wobei im hier dargestellten Ausführungsbeispiel die Zähnezahlen des
gemeinsamen Zahnrades 52a und des dritten Zahnrades 53a des Kompen
sationssystems 55a gleich sind. Dagegen ist die Zähnezahl des ersten
Zahnrades 51a des Hauptzahnradpaares 54a verringert. Es ist jedoch
auch hier so, daß der Verlauf der Abstände ρ(ϕ) zwischen den jewei
ligen Eingriffspunkten und dem Wälzpunkt im Hauptzahnradpaar 54a und
Kompensationszahnradpaar 55a für den Ausgleich der Pulsation phasen
gleich erfolgen muß, und daß der Betrag der Abstände ρK(ϕ) bzw.
ρH(ϕ) exakt oder zumindestens näherungsweise der Beziehung
folgt. Dabei sind
die Übersetzungsverhältnisse der jeweiligen zusammenwirkenden Zahn
radpaare. Das in Fig. 6 dargestellte Ausführungsbeispiel ist eben
falls als Zahnradpumpe dargestellt, wobei der gemeinsame hochdruck
führende Druckraum 57a wiederum zwischen den Zahnrädern 51a bis 53a
angeordnet ist. Die radiale Abdichtung des in diesem Bereich befind
lichen Druckraumes erfolgt wiederum durch die im Eingriff befind
lichen Zahnräder 51a und 52a des Hauptzahnradpaares 54a sowie die
Zahnräder 53a und 52a des Kompensationszahnradpaares 55a und ein
etwa keilförmiges Abdichtelement 60a. Durch Vergrößerung der Zähne
zahl des Kompensationszahnradpaares 55a kann beispielsweise der
Überdeckungsgrad der im Eingriff befindlichen Zahnräder verbessert
werden, wodurch der Achsabstand RK des Kompensationszahnradpaares
55a gegenüber dem nach Fig. 5 vergrößert werden kann. Beim Haupt
zahnradpaar 54a ist u. a. auch aufgrund des geringeren Achsabstandes
der Überdeckungsgrad der miteinander kämmenden Zahnräder relativ
hoch, so daß das Zahnrad 51a ohne weiteres mit einer geringeren
Zähnezahl versehen sein kann. Diese Ausführung der Zahnräder 51a bis
53a hat darüber hinaus den Vorteil, daß der Winkel ϕS zwischen den
Achsen RK und AH gegenüber dem Ausführungsbeispiel nach Fig. 5
verringert werden kann, was zu einer Verkleinerung des Druckraumes
führt. Bei entsprechender Abstimmung der Zähnezahlen und der dadurch
möglichen Verringerung des Winkels ϕS zwischen den Achsen der
Zahnradpaare ist auch die Ausbildung einer Mehrkreiszahnradmaschine
möglich, wie sie in Fig. 7 vereinfacht dargestellt ist.
Die in Fig. 7 dargestellte Mehrkreiszahnradmaschine ist wie die zu
vor dargestellten Ausführungsbeispiele als Zahnradpumpe dargestellt
und beschrieben. Sie ist hier als Dreikreispumpe ausgeführt. Diese
hat ein zentrales Antriebszahnrad 70, das mit drei Zahnrädern 71 bis
73 mit geringerer, aber untereinander gleicher Zähnezahl kämmt. Die
drei Zahnräder 71 bis 73 bilden jeweils zusammen mit dem zentralen
Antriebszahnrad 70 ein um jeweils etwa 120° gegeneinander versetztes
Kompensationszahnradpaar 74 bis 76. Zwischen jeweils zwei benachbar
ten Zahnrädern 71 bis 73 ist jeweils eines von drei Zahnrädern 77
bis 79 angeordnet. Diese drei Zahnräder 77 bis 79 kämmen ebenfalls
jeweils mit dem zentralen Antriebszahnrad 70 und bilden somit die
drei Hauptzahnradpaare 80 bis 82. Dabei wirken jeweils das Zahnrad
77 und 72 in einem gemeinsamen Kreis mit dem zentralen Antriebszahn
rad 70 zusammen, die beiden Zahnräder 78 und 73 bilden einen zweiten
Kreis mit dem zentralen Antriebszahnrad 70 und die Zahnräder 79 und
71 bilden den dritten Kreis zusammen mit dem zentralen Antriebszahn
rad 70. Die hochdruckseitigen Anschlüsse 84 bis 86 der drei Einzel
gruppen der Dreikreispumpe liegen jeweils zwischen dem zentralen An
triebszahnrad 70 und den beiden zusammenwirkenden Zahnrädern 77, 72
bzw. 78, 73 bzw. 79, 71. Die radiale Abdichtung der hochdruckführen
den Druckräume erfolgt, wie bei den Ausbildungsbeispielen zuvor, je
weils über die im Eingriff befindlichen Zahnräder und ein keilförmi
ges Abdichtelement 87 bis 89. Die drei Einzelkreise der Dreikreis
pumpe können in eine gemeinsame Hochdruckleitung fördern, wobei dann
die Hochdruckanschlüsse 84 bis 86 zusammengefaßt werden. Es ist auch
möglich, jeden der Einzelkreise einzeln an eine separate Hochdruck
leitung anzuschließen. Weiterhin ist es möglich, zwei der drei Ein
zelkreise zusammenzufassen. Darüber hinaus ist es möglich, insbeson
dere bei der Einzelförderung der Einzelkreise, die Achsabstände auch
unter den wirkungsgleichen Zahnrädern, d. h. unter den Zahnrädern je
weils der Kompressionszahnradpaare bzw. Hauptzahnradpaare 80 bis 82
zu variieren, um damit unterschiedliche Fördervolumina zu ermög
lichen.
Durch die beschriebene Ausbildung einer hydraulischen Zahnradma
schine mit mindestens einem Hauptzahnradpaar und einem gegensinnig
wirkenden Kompensationszahnradpaar lassen sich die pulsierenden An
teile im Förderstrom einer Zahnradmaschine ausgleichen bzw. vermin
dern, sofern gewährleistet ist, daß sich die Zahnformen und Zahngeo
metrien der beiden Zahnradpaarungen so gleichen, daß wenigstens
näherungsweise gilt:
d. h. der Verlauf des Abstandes zwischen einem jeweiligen Eingriffs
punkt und dem Wälzpunkt des entsprechenden Zahnradpaares sollte im
wesentlichen gleich sein. Bei gegensinniger Beaufschlagung der zu
sammenwirkenden Zahnradpaarungen kann somit der variable Faktor für
die Größe des Momentanförderstroms einer Zahnradpumpe bzw. des mo
mentanen Drehmomentes eines Zahnradmotors in starkem Maße verringert
bzw. ausgeglichen werden.
Der sich bei den vorbeschriebenen Zahnradmaschinen ergebende geome
trische Verdrängungsvolumenstrom ist bei Einhaltung der obigen Be
ziehung zwischen ρK und ρH pulsationsfrei. Wie bei herkömmlichen
Zahnradmaschinen auch ergibt sich jedoch aufgrund der Kompressibili
tät des Fördermediums eine druckabhängige, sekundäre Pulsation. Er
reicht beispielsweise im Pumpenbetrieb eine mit Druckmittel relativ
geringen Druckes gefüllte Zahnkammer aufgrund des Umlaufes den hoch
druckführenden bzw. ausgangsseitigen Druckraum oder erhält sie über
Steuerkanäle bzw. Steuernuten Verbindung zu diesem hochdruckführen
den Druckraum, fließt kurzzeitig ein Kompressionsvolumen vom Hoch
druckraum in diese Zahnkammer. Damit kommt es zu einem kurzzeitigen
Einbruch des Momentanförderstroms und somit zu einer sekundären Pul
sation, die selbst bei geometrisch pulsationsfreien Zahnradmaschinen
auftritt. Diese sekundären Pulsationen lassen sich durch gering
fügige Änderungen bzw. Abwandlungen der zuvor beschriebenen Zahnrad
maschinen ganz bzw. teilweise ausgleichen. Dazu wird das jeweilige
Kompensationszahnradpaar so ausgelegt, daß dieses die ursprüngliche
Pulsation des mit ihm zusammenwirkenden Hauptzahnradpaares "über
kompensiert", d. h. die Pulsation des Kompensationszahnradpaares wird
etwas größer gewählt als die des zugehörigen Hauptzahnradpaares.
Dies kann beispielsweise durch Wahl eines gegenüber der Auslegung
auf exakte Kompensation verkleinerten Eingriffswinkels am Kompen
sationszahnradpaar geschehen. Es sind jedoch alle Maßnahmen geeig
net, die die Größe oder den Einfluß des Abstandes ρK(ϕ), insbe
sondere ρKmax erhöhen. Der Momentanförderstrom des Kompensations
zahnradpaares wird durch entsprechende Wahl der Zahngeometrie in Be
zug auf das Hauptzahnradpaar also so gewählt, daß gilt:
wobei fü knapp über 1 liegt und die Überkompensation bewirkt. Da
mit ergibt sich im Pumpenbetrieb bei drucklosem Umlauf der Zahnrad
maschine ein Momentanförderstrom q(ϕ) mit einer geringen Förder
strompulsation unüblichen Verlaufs, wie er qualitativ in Fig. 8
dargestellt ist. Diese zeigt den Momentanförderstrom q über den
Drehwinkel ϕ aufgetragen. Um die sekundäre Pulsation zu verringern
bzw. zu verhindern, werden die relativ kurzen Förderstrommaxima dazu
genutzt, die Einbrüche des Momentanförderstroms aufgrund des Kom
pressionsvolumens ganz oder teilweise auszugleichen. Dies erfolgt
über Steuernuten oder Steuerbohrungen in den kopf- oder stirn
seitigen Dichtflächen der Zahnräder. In Fig. 2 sind zwei derartige
Steuernuten beispielhaft dargestellt. Im Bereich des hochdruckbeauf
schlagten Ablaufkanals 39 sind beispielsweise an den stirnseitigen
Begrenzungsflächen der Zahnräder 23, 24 (Grund der Vertiefungen 21,
22 bzw. Gehäusedeckel 12) zwei Steuernuten 90 bzw. 91 angebracht.
Diese Steuernuten sind hier im Gehäusedeckel 12 angeordnet und ver
laufen im Bereich des Außenumfangs der Vertiefungen 21 bzw. 22 vom
hochdruckführenden Druckraum 93 jeweils am Außenumfang gegen die
Drehrichtung der Zahnräder 23 und 24. Die Länge der Steuernuten 90,
91 ist so gewählt, daß sie eine noch nicht zum hochdruckführenden
Druckraum 93 geöffnete Zahnkammer 94 vor dem Einlaufen in diesen
Druckraum mit diesem verbinden. Eine Zahnkammer 94 oder 95, die noch
im Bereich ihres Kopfkreises durch das Gehäuse 10 abgedichtet wird,
wird damit über die Steuernut 90 bzw. 91 mit dem hochdruckführenden
Druckraum 93 bzw. dem Ablaufkanal 39 verbunden. Dies erfolgt bei
spielsweise bei der in Fig. 2 dargestellten Zahnradlage am Zahnrad
24 durch die Steuernut 91 und die Zahnkammer 95. Die Länge der
Steuernuten 90 bzw. 91 ist darüber hinaus so gewählt, daß diese Ver
bindung einer noch nicht in den Hochdruckraum 93 eingelaufenen Zahn
kammer 94 bzw. 95 gerade in der Winkellage erfolgt, in der der Mo
mentanförderstrom q(ϕ) (Fig. 8) im Bereich seines Maximums ist. Es
ist auch möglich, derartige Steuernuten am Kompensationszahnradpaar
einzusetzen, wenn die Zahnradmaschine als Motor verwendet wird. Es
ist weiterhin möglich, derartige Steuernuten an beiden Zahnradpaaren
auszubilden.
Besonders vorteilhaft ist es, wenn die beiden mit jeweils einem der
Zahnräder zusammenwirkenden Steuernuten 90 bzw. 91 nicht symmetrisch
ausgebildet sind, sondern daß ihre Form und Länge so gewählt wird,
daß die an sich vorhandene Phasenverschiebung zwischen den Sekundär
pulsationen der beiden zusammenwirkenden Zahnräder ganz oder teil
weise mit ausgeglichen wird.
Die erfindungsgemäße Ausbildung einer derartigen Zahnradmaschine ist
nicht auf die hier beschriebenen im Außeneingriff kämmenden Zahn
radmaschinen beschränkt. Es ist grundsätzlich möglich, den Erfin
dungsgedanken auch auf innenverzahnte Zahnradmaschinen zu übertra
gen. Darüber hinaus besteht die Möglichkeit, die Pulsation einer
innenverzahnten Zahnradmaschine über eine - kleinere - außenver
zahnte Zahnradmaschine zu kompensieren.
Claims (13)
1. Zahnradmaschine (Pumpe oder Motor) mit mindestens einem Haupt
zahnradpaar (36; 54; 54a; 81 bis 83), von dem ständig mindestens ein
Zahnpaar (43) in jeweils einem momentanen, mit dem Drehwinkel ϕ
ortsveränderlichen Eingriffspunkt (E1, E2) in Eingriff steht, wobei
der Abstand ρ(ϕ) zwischen dem momentan abdichtenden Eingriffspunkt
(E1, E2) und dem Wälzpunkt (W) in Abhängigkeit vom Drehwinkel ϕ pe
riodisch schwankt, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens ein
zweites Kompensationszahnradpaar (37; 55; 55a; 74 bis 76) mit stän
dig mindestens einem im Eingriff stehenden Zahnpaar vorgesehen ist,
welches jeweils synchron zu dem entsprechenden Zahnpaar des Haupt
zahnradpaares im Eingriff steht, daß das Hauptzahnradpaar (36; 54;
54a; 81 bis 83) und das Kompensationszahnradpaar (37; 55; 55a; 74
bis 76) gegensinnig fördern, und daß die Zahnform des Kompensations
zahnrades so ist, daß wenigstens näherungsweise gilt:
wobei ρH der Betrag des Abstandes zwischen dem momentan abdichten
den Eingriffspunkt E1, E2 und dem Wälzpunkt W beim Hauptzahnradpaar,
ρK der entsprechende Abstand des Kompensationszahnradpaares und
iK und iH die Übersetzungsverhältnisse des Kompensationszahnrad
paares bzw. des Hauptzahnradpaares sind.
2. Zahnradmaschine (Pumpe oder Motor) mit mindestens einem Haupt
zahnradpaar (36; 54; 54a; 81 bis 83), von dem ständig mindestens ein
Zahnpaar (43) in jeweils einem momentanen, mit dem Drehwinkel ϕ
ortsveränderlichen Eingriffspunkt (E1, E2) in Eingriff steht, wobei
der Abstand ρ(ϕ) zwischen dem momentan abdichtenden Eingriffspunkt
(E1, E2) und dem Wälzpunkt (W) in Abhängigkeit vom Drehwinkel ϕ
periodisch schwankt, dadurch gekennzeichnet, daß mindestens ein
zweites Kompensationszahnradpaar (37; 55; 55a; 74 bis 76) mit
ständig mindestens einem im Eingriff stehenden Zahnpaar vorgesehen
ist, welches jeweils synchron zu dem entsprechenden Zahnpaar des
Hauptzahnradpaares im Eingriff steht, daß das Hauptzahnradpaar (36;
54; 54a; 81 bis 83) und das Kompensationszahnradpaar (37; 55; 55a;
74 bis 76) gegensinnig fördern und daß die Zahnform des Kompensa
tionszahnradpaares so ist, daß wenigstens näherungsweise gilt;
wobei ρH der Betrag des Abstandes zwischen dem momentan abdichten
den Eingriffspunkt (E1, E2) und dem Wälzpunkt (W) beim Hauptzahnrad
paar, ρK der entsprechende Abstand des Kompensationszahnradpaares,
iK und iH die Übersetzungsverhältnisse des Kompensationszahnrad
paares bzw. des Hauptzahnradpaares und fü ein Überkompensations
faktor, der knapp über 1 liegt, sind, und daß mindestens ein Steuer
kanal (90, 91) vorgesehen ist, der eine umlaufende Zahnkammer (94,
95) mindestens eines Zahnradpaares bei einer vorbestimmten Winkel
stellung mit einem hochdruckführenden Druckraum (93, 57) verbindet.
3. Zahnradmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der
Steuerkanal (90, 91) so angeordnet ist, daß die Verbindung zwischen
dem hochdruckführenden Druckraum (93, 57) und der geschlossenen
Zahnkammer (94, 95) zu einem Zeitpunkt erfolgt, zu dem der Momentan
förderstrom und das Momentandrehmoment der Zahnradmaschine den Be
reich ihres Maximalwertes durchlaufen.
4. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekenn
zeichnet, daß das Hauptzahnradpaar (54; 54a; 80 bis 82) und das Kom
pensationszahnradpaar (55; 55a; 74 bis 76) ein gemeinsames Zahnrad
(52; 52a; 70) haben.
5. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekenn
zeichnet, daß das Hauptzahnradpaar (36) und das Kompensationszahn
radpaar (37) jeweils ein drehfest miteinander verbundenes Zahnrad
(23, 28) haben.
6. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekenn
zeichnet, daß ein zentrales Zahnrad (52; 52a; 70) mit einer An
triebswelle oder Abtriebswelle verbunden ist.
7. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekenn
zeichnet, daß mindestens ein Zahnrad (28, 29; 53; 53a; 71 bis 73)
des Kompensationszahnradpaares (37; 55; 55a; 74 bis 76) im wesent
lichen baugleich zu den Zahnrädern (23, 24; 51; 51a; 77 bis 79) des
Hauptzahnradpaares (36; 54; 54a; 81 bis 83) ist, wobei der Kopf
kreisdurchmesser des Zahnrades des Kompensationszahnradpaares durch
Materialabtrag verkleinert ist.
8. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekenn
zeichnet, daß die Zähnezahl mindestens eines der nicht angetriebenen
Zahnräder des Hauptzahnradpaares kleiner ist als die Zähnezahl des
kleineren Zahnrades des Kompensationszahnradpaares.
9. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekenn
zeichnet, daß jeweils der zulaufseitige Druckmittelanschluß des
Hauptzahnradpaares mit dem ablaufseitigen Druckmittelanschluß des
Kompensationszahnradpaares und der ablaufseitige Druckmittelanschluß
des Hauptzahnradpaares mit dem eingangsseitigen Druckmittelanschluß
des Kompensationszahnradpaares verbunden ist.
10. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch ge
kennzeichnet, daß das Hauptzahnradpaar und das Kompensationszahnrad
paar einen gemeinsamen hochdruckseitigen Druckmittelanschluß haben.
11. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch ge
kennzeichnet, daß das Hauptzahnradpaar und das Kompensationszahnrad
paar einen gemeinsamen niederdruckseitigen Druckmittelanschluß haben.
12. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 11, dadurch ge
kennzeichnet, daß der An- bzw. Abtrieb über ein Zahnrad des Kompensa
tionszahnradpaares erfolgt.
13. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 12, dadurch ge
kennzeichnet, daß mindestens das gemeinsame Zahnrad Zähne mit nicht
symmetrischen Zahnflanken aufweist, wobei die eine Flanke für die
Eingriffsverhältnisse des Hauptzahnradpaares, die andere Zahnflanke
auf die Eingriffsverhältnisse des Kompensationszahnradpaares ausge
legt ist.
Priority Applications (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19934310211 DE4310211A1 (de) | 1993-03-29 | 1993-03-29 | Hydraulische Zahnradmaschine (Pumpe oder Motor) |
Applications Claiming Priority (1)
Application Number | Priority Date | Filing Date | Title |
---|---|---|---|
DE19934310211 DE4310211A1 (de) | 1993-03-29 | 1993-03-29 | Hydraulische Zahnradmaschine (Pumpe oder Motor) |
Publications (1)
Publication Number | Publication Date |
---|---|
DE4310211A1 true DE4310211A1 (de) | 1994-03-24 |
Family
ID=6484161
Family Applications (1)
Application Number | Title | Priority Date | Filing Date |
---|---|---|---|
DE19934310211 Ceased DE4310211A1 (de) | 1993-03-29 | 1993-03-29 | Hydraulische Zahnradmaschine (Pumpe oder Motor) |
Country Status (1)
Country | Link |
---|---|
DE (1) | DE4310211A1 (de) |
Cited By (9)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2000026539A1 (de) * | 1998-10-29 | 2000-05-11 | Voith Turbo Gmbh & Co. Kg | Baureihe für zahnradpumpen mit unterschiedlicher förderleistung und verfahren zur herstellung der einzelnen zahnradpumpen der baureihe |
WO2000026540A1 (de) * | 1998-10-29 | 2000-05-11 | Voith Turbo Gmbh & Co. Kg | Baureihe für zahnradmotoren mit unterschiedlich theoretisch abgehbarem drehmoment und verfahren zur herstellung der einzelnen zahnradmotoren der baureihe |
EP1081381A3 (de) * | 1999-09-06 | 2002-09-11 | Koyo Seiko Co., Ltd. | Zahnradpumpe |
EP1635063A1 (de) * | 2004-09-08 | 2006-03-15 | Johann Sagawe | Hydraulischer Zahnradmotor mit reduziertem Schluckvolumen |
FR2881188A1 (fr) * | 2005-01-26 | 2006-07-28 | Koyo Hpi Soc Par Actions Simpl | Procede de conception des profils des dents des pignons d'une pompe a engrenages et pompe realisee selon ce procede |
EP1925822A1 (de) * | 2006-11-21 | 2008-05-28 | Johann Sagawe | Umlaufverdrängermaschine |
WO2014082953A2 (de) * | 2012-11-30 | 2014-06-05 | Trw Automotive Gmbh | Pumpeneinheit, insbesondere für kraftfahrzeuge |
CN104389640B (zh) * | 2013-09-28 | 2017-09-05 | 摩尔动力(北京)技术股份有限公司 | 等模数齿轮流体机构及应用其的发动机 |
EP4386177A1 (de) * | 2022-12-16 | 2024-06-19 | Klaus Lübke | Zahnradpumpe |
Citations (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DD75238A (de) * | ||||
DE3406349A1 (de) * | 1983-06-03 | 1984-12-06 | Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart | Verdraengermaschine |
DD218412A1 (de) * | 1982-07-21 | 1985-02-06 | Karl Marx Stadt Ind Werke | Hydraulik- zahnradmotor oder -zahnradpumpe |
-
1993
- 1993-03-29 DE DE19934310211 patent/DE4310211A1/de not_active Ceased
Patent Citations (3)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
DD75238A (de) * | ||||
DD218412A1 (de) * | 1982-07-21 | 1985-02-06 | Karl Marx Stadt Ind Werke | Hydraulik- zahnradmotor oder -zahnradpumpe |
DE3406349A1 (de) * | 1983-06-03 | 1984-12-06 | Robert Bosch Gmbh, 7000 Stuttgart | Verdraengermaschine |
Cited By (13)
Publication number | Priority date | Publication date | Assignee | Title |
---|---|---|---|---|
WO2000026539A1 (de) * | 1998-10-29 | 2000-05-11 | Voith Turbo Gmbh & Co. Kg | Baureihe für zahnradpumpen mit unterschiedlicher förderleistung und verfahren zur herstellung der einzelnen zahnradpumpen der baureihe |
WO2000026540A1 (de) * | 1998-10-29 | 2000-05-11 | Voith Turbo Gmbh & Co. Kg | Baureihe für zahnradmotoren mit unterschiedlich theoretisch abgehbarem drehmoment und verfahren zur herstellung der einzelnen zahnradmotoren der baureihe |
US6540493B1 (en) | 1998-10-29 | 2003-04-01 | Vohn Turbo Gmbh & Company Kg | Series for gear pumps with differing capacities and method for manufacturing the individual gear pump of the series |
US6547542B1 (en) | 1998-10-29 | 2003-04-15 | Voith Turbo Gmbh & Co Kg | Series for compressed air motors with torque which can be theoretically output in a varied manner and a method for producing the individual compressed air motors of said series |
EP1081381A3 (de) * | 1999-09-06 | 2002-09-11 | Koyo Seiko Co., Ltd. | Zahnradpumpe |
WO2006027256A1 (de) * | 2004-09-08 | 2006-03-16 | Johann Sagawe | Hydraulischer zahnradmotor mit reduziertem schluckvolumen |
EP1635063A1 (de) * | 2004-09-08 | 2006-03-15 | Johann Sagawe | Hydraulischer Zahnradmotor mit reduziertem Schluckvolumen |
FR2881188A1 (fr) * | 2005-01-26 | 2006-07-28 | Koyo Hpi Soc Par Actions Simpl | Procede de conception des profils des dents des pignons d'une pompe a engrenages et pompe realisee selon ce procede |
EP1925822A1 (de) * | 2006-11-21 | 2008-05-28 | Johann Sagawe | Umlaufverdrängermaschine |
WO2014082953A2 (de) * | 2012-11-30 | 2014-06-05 | Trw Automotive Gmbh | Pumpeneinheit, insbesondere für kraftfahrzeuge |
WO2014082953A3 (de) * | 2012-11-30 | 2014-10-23 | Trw Automotive Gmbh | Pumpeneinheit, insbesondere für kraftfahrzeuge |
CN104389640B (zh) * | 2013-09-28 | 2017-09-05 | 摩尔动力(北京)技术股份有限公司 | 等模数齿轮流体机构及应用其的发动机 |
EP4386177A1 (de) * | 2022-12-16 | 2024-06-19 | Klaus Lübke | Zahnradpumpe |
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