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Die
vorliegende Erfindung bezieht sich auf Rotationsfluiddruckvorrichtungen
wie z.B. Niederdrehzahl-Gerotormotoren
mit hohem Drehmoment (LSHT-Motoren), und genauer auf eine verbesserte
Hochdruckwellendichtungsbaugruppe zur Verwendung in solchen Vorrichtungen.
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Gerotormotoren
vom LSHT-Typ werden normalerweise bezüglich ihrer Ventilkonfiguration
klassifiziert und sind entweder vom "Spulenventil"-Typ, wie in
EP 0 814 264 offenbart, oder vom "Tellerventil"-Typ. Wie hier verwendet
bezieht sich der Begriff "Spulenventil" auf ein generell
zylindrisches Ventilorgan, bei dem die Ventilwirkung zwischen der
zylindrischen Außenfläche des
Spulenventils und der benachbarten zylindrischen Innenfläche (Bohrung)
des umgebenden Gehäuses
auftritt. Im Unterschied dazu bezeichnet der Begriff "Tellerventil" ein Ventilorgan,
das im Allgemeinen scheibenförmig
beschaffen ist und wo die Ventilwirkung zwischen einer quer verlaufenden
Oberfläche
(senkrecht zu der Drehachse) des Tellerventils und einer benachbarten quer
verlaufenden Oberfläche
des Gehäuses
(stationäre
Ventiloberfläche)
auftritt. Weiterhin gibt es unter den Tellerventilmotoren eine Unterkategorie,
die als "Ventil-in-Stern"-Motoren bezeichnet wird und wobei das
Gerotorsternbauteil selbst ein integral mit ihm ausgebildetes Tellerventil
aufweist, wobei ein Beispiel eines derartigen Motors in US-4 741
681, das auf den Anmelder der vorliegenden Erfindung übertragen
ist, illustriert und beschrieben ist.
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Obwohl
die vorliegende Erfindung mit LSHT-Gerotormotoren verwendet werden
kann, die jede beliebige unterschiedliche Ventilkonfigurationen
aufweisen können,
ist sie für
eine Verwendung mit Spulenventilmotoren besonders gut geeignet,
weshalb sie in Verbindung damit beschrieben werden wird. Es sei
darauf hingewiesen, dass die Verwendung von Spulenventil-Gerotormotoren
typischerweise auf relativ kleinere Motoren mit relativ niedrigeren
Durchfluss- und Druckbetriebswerten begrenzt war. Der Grund hierfür bestand
teilweise in bestimmten in Spulenventilmotoren inhärenten Begrenzungen,
die sich aus dem Radialspiel zwischen dem Spulenventil und der benachbarten
zylindrischen Oberfläche
("stationäre Ventiloberfläche") des Gehäuses ergaben.
Dieses Radialspiel stellt einen potentiellen Zwischenanschluss-Leckageweg dar, so
dass sich bei einer Zunahme der radialen Abmessung des Spiels die
volumetrische Effizienz (und die gesamte Effizienz) des Motors verringert.
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Eines
der mit Gerotormotoren vom Spulenventiltyp in Verbindung stehenden
Probleme besteht darin, dass wenn der Anwender den Drehmomentausgang
des Motors durch eine Steigerung des Einlassdruckes kontinuierlich
erhöhen
möchte,
für das
Spulenventil eine Tendenz zu einem "Kollabieren" unter dem höheren Druck besteht, wodurch
das Radialspiel zwischen der Oberfläche des Spulenventils und der
stationären
Ventiloberfläche
des Gehäuses
erhöht
wird. Wie oben erwähnt
führt das
zunehmende Radialspiel zu einer Abnahme der volumetrischen Effizienz
des Motors, was aus dem Blickwinkel des Anwenders unerwünscht ist.
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Für den Fachmann
ist bekannt, dass eine mögliche
Lösung
für das
Problem eines "kollabierenden" Spulenventils darin
besteht, den "Gehäusedrainage"-Druck zu erhöhen, d.h.
den Druck in einer innerhalb des Motors angeordneten Kammer einschließlich des
innerhalb des hohlen zylindrischen Spulenventils vorgesehenen Volumens.
Der typische Weg für
eine Erhöhung
des Gehäusedrainagedrucks
besteht einfach darin, den Ausfluss aus dem Gehäusedrainageanschluss zu begrenzen,
wodurch ein Druckaufbau innerhalb des Gehäusedrainagebereiches bewirkt
wird. Somit kann der Druck des Gehäusedrainagebereiches, anstatt
bei Reservoirdruck zu liegen, auf einen Wert erhöht werden, der im Bereich von
6,89 MPa (1000 psi) bis 13,8 MPa (200 psi) liegt, wobei dieser Druck
der Tendenz des Spulenventils zu einem Kollabieren entgegenwirkt.
Wie für
den Fachmann wohlbekannt wird, wenn der Ausfluss aus dem Gehäusedrainagebereich
begrenzt wird, der Druck in dem Gehäusedrainagebereich typischerweise
in der Mitte zwischen dem Einlassdruck und dem Auslassdruck liegen
(oder etwas größer sein).
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Unglücklicherweise
wird eine Steigerung des Gehäusedrainagedrucks
als keine akzeptable Lösung für das Problem
einer kollabierenden Spule erachtet, da die Wellendichtungsbaugruppe
(d.h. die Dichtung zwischen dem Gehäuse und der sich drehenden
Abtriebswelle) dadurch viel schneller verschleißt als andernfalls, wodurch
eine viel häufigere
Ausfallzeit des Motors zwecks einer Ersetzung der Wellendichtungsbaugruppe notwendig
wird. Für
einen Anwender ist ein häufiges
Ersetzen der Motorwellendichtungen und die damit in Verbindung stehende
Ausfallzeit des Motors ebenfalls nicht akzeptabel.
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Kurze Zusammenfassung
der Erfindung
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Dementsprechend
besteht eine Aufgabe der vorliegenden Erfindung in der Bereitstellung
eines verbesserten Motors, der bei erhöhten Gehäusedruckpegeln betrieben werden
kann, ohne einen schnelleren Verschleiß der Wellendichtungsbaugruppe
zu bewirken, wodurch eine häufigere
Ersetzung der Wellendichtungsbaugruppe notwendig wäre.
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Eine
spezifischere Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht in der
Bereitstellung eines verbesserten Niederdrehzahl-Gerotormotors mit
hohem Drehmoment mit einer verbesserten Wellendichtungsbaugruppe,
wodurch die volumetrische Effizienz des Motors insbesondere bei
relativ höheren
Einlassdrücken
gesteigert werden kann, während
zugleich eine erhöhte
Lebensdauer der Wellendichtungsbaugruppe bewerkstelligt wird.
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Noch
eine spezifischere Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht in
der Bereitstellung eines verbesserten Gerotormotors vom Spulenventiltyp,
wobei die volumetrische Effizienz des Motors durch einen Betrieb
mit einem gesteigerten Gehäusedruckpegel
wesentlich angehoben werden kann, ohne dass die Verschleißrate der
Wellendichtung und deren Ersetzungsrate erhöht wird.
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Die
obigen und weitere Aufgaben der vorliegenden Erfindung werden durch
die Bereitstellung einer verbesserten Rotationsfluiddruckvorrichtung
des Typs gelöst,
der eine Gehäuseanordnung
mit einem Fluideinlassanschluss und einem Fluidauslassanschluss
beinhaltet. Ein fluiddruckbetätigter
Verdrängungsmechanismus
ist mit der Gehäuseanordnung
assoziiert und bildet eine Mehrzahl von sich ausdehnenden und sich
zusammenziehenden Fluidvolumenkammern in Ansprechen auf die Bewegung
eines beweglichen Bauteils der Verdrängungsanordnung aus. Ein Ventilorgan
wirkt mit der Gehäuseanordnung
zusammen, um eine Fluidverbindung zwischen dem Einlassanschluss
und den sich ausdehnenden Volumenkammern sowie zwischen den sich
zusammenziehenden Volumenkammern in dem Auslassanschluss herzustellen.
Eine Antriebs-/Abtriebswelle ist mit Bezug auf die Gehäuseanordnung
drehbar abgestützt
und es ist eine Antriebsanordnung zur Übertragung der Drehbewegung
zwischen der Antriebs- /Abtriebswelle
und dem beweglichen Bauteil der Verdrängungsanordnung vorgesehen.
Eine Dichtungsbaugruppe ist radial zwischen der Antriebs-/Abtriebswelle
und der Gehäuseanordnung
angeordnet und wirkt mit ihr zusammen, um einen unter Druck stehenden
Gehäusedrainagebereich
auszubilden.
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Die
verbesserte Rotationsfluiddruckvorrichtung ist dadurch gekennzeichnet,
dass die Dichtungsbaugruppe der Reihe nach in Richtung des Leckagestroms
von dem unter Druck stehenden Gehäusedrainagebereich aus eine
Hochdruckwellendichtung und danach eine ringförmige Kammer aufweist, in der
ein steifes Stützbauteil
vorgesehen ist, das benachbart zu der Hochdruckwellendichtung angeordnet
ist und entweder mit der Gehäuseanordnung
oder der Hochdruckwellendichtung zusammenwirkt, um eine Radialfluiddurchlassanordnung
auszubilden. Ein Drainagedurchlass ist zwischen der ringförmigen Kammer
und einem Gehäusedrainageanschluss
angeordnet, wobei von dem Gehäusedrainagebereich
an der Hochdruckwellendichtung vorbeileckendes Fluid durch die Radialfluiddurchlassanordnung
und danach durch den Drainagedurchlass zu dem Gehäusedrainageanschluss
fließt.
Schließlich
weist die Dichtungsbaugruppe eine Niederdruckwellendichtung auf.
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Kurze Beschreibung
der Zeichnungen
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1 ist
ein axialer Querschnitt eines Gerotormotors vom Spulenventiltyp,
mit dem die vorliegende Erfindung verwendet werden kann.
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2 ist
ein vergrößerter fragmentarischer
axialer Querschnitt ähnlich
zu 1, der jedoch in einer unterschiedlichen Ebene
entnommen ist und die verbesserte Hochdruckwellendichtungsbaugruppe
der vorliegenden Erfindung illustrier.
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3 ist
eine weiter vergrößerte Entwurfsdraufsicht
entlang der Linie 3-3 von 2 und stellt
die Radialfluiddurchlässe
dar, die einen wichtigen Aspekt der Erfindung ausmachen.
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Ausführliche
Beschreibung der bevorzugten Ausführungsform
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Nun
auf die Zeichnungen Bezug nehmend, welche die Erfindung nicht einzugrenzen
beabsichtigen, illustriert 1 einen
axialen Querschnitt einer Rotationsfluiddruckvorrichtung des Typs,
mit welchem die vorliegende Erfindung verwendet werden kann. Im
Einzelnen ist in 1 ein Niederdrehzahl-Gerotormotor mit
hohem Drehmoment vom Spulenventiltyp dargestellt, der allgemein
mit 11 gekennzeichnet ist und verschiedene unterschiedliche
Abschnitte aufweist. Der Motor 11 verfügt über ein Ventilgehäuse 13 und
einen Fluidenergie übertragenden
Verdrängungsmechanismus,
der allgemein mit 15 gekennzeichnet und in der vorliegenden Ausführungsform
ein Walzen-Gerotorradsatz ist. Benachbart zu dem Radsatz 15 ist
eine Endkappe 17 vorgesehen, und der Gehäuseabschnitt 13,
der Radsatz 15 und die Endkappe 17 werden durch
eine Mehrzahl von Bolzen 19 in fluiddichtem Eingriff gehalten,
wobei in 1 nur einer der Bolzen dargestellt
ist. Der Ventilgehäuseabschnitt 13 beinhaltet
einen Fluideinlassanschluss 21 und einen Fluidauslassanschluss 23.
Der Gerotorradsatz 15 weist ein innenverzahntes Ringbauteil 25 auf,
dessen Innenzähne
typischerweise von Walzen gebildet sind. Weiterhin verfügt der Radsatz 15 über ein
außenverzahntes
Sternbauteil 27, und die Innenzähne des Ringbauteils 25 und
die Außenzähne des
Sternbauteils 27 treten miteinander in Eingriff, um eine
Mehrzahl von sich ausdehnenden und sich zusammenziehenden Fluidvolumenkammern 29 auszubilden,
was für
den Fachmann wohlbekannt ist.
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Das
Ventilgehäuse 13 beinhaltet
ein vorderes Flanschbauteil 31, das im folgenden ausführlicher
beschrieben werden wird. Das Ventilgehäuse 13 legt eine Spulenbohrung 33 fest,
und zwei ringförmige
Nuten 35 und 37 werden durch das nachfolgend ausführlicher
beschriebene Spulenventil ausgebildet. Die Nut 35 steht mit
dem Einlassanschluss 21 durch einen Durchlass 39 in
Fluidverbindung, während
die ringförmige
Nut 37 mit dem Auslassanschluss 23 durch einen
Durchlass 41 in Fluidverbindung steht. Ebenfalls bildet
das Ventilgehäuse 13 eine
Mehrzahl von radialen Öffnungen 43 aus,
die sich jeweils zu der Spulenbohrung 33 hin öffnen, und
jede Öffnung 43 steht
mit einem axialen Durchlass 45 in Fluidverbindung, der über eine
Verbindung mit einer rückwärtigen Oberfläche des
Ventilgehäuses 13 verfügt, wobei
sich jeder der axialen Durchlässe 45 entweder
zu den ausdehnenden oder zu den sich zusammenziehenden Fluidvolumenkammern 29 hin öffnet.
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Das
vordere Flanschbauteil 31 bildet einen hier als mit Stopfen
versehenen dargestellten Gehäusedrainageanschluss 47 aus,
dessen Funktion im Folgenden ausführlicher erläutert werden
wird. Innerhalb der Spulenbohrung 33 ist eine Abtriebswellenbaugruppe
einschließlich
eines Antriebs-/Abtriebswellenabschnitts 49 und eines Spulenventilabschnitts 51 angeordnet.
Innerhalb des hohlen zylindrischen Spulenventilabschnitts 51 ist
eine Hauptantriebswelle 53 vorgesehen, die allgemein als
eine "Dogbone"-Welle bezeichnet wird. Die Abtriebswellenbaugruppe
bildet einen Satz gerader Innenkeilzähne 55 aus und das
Sternbauteil 27 bildet einen Satz gerader Innenkeilzähne 57 aus.
Die Hauptantriebswelle 53 beinhaltet einen in Eingriff
mit den Innenkeilzähnen 55 stehenden
Satz balliger Außenkeilzähne 59 sowie
einen Satz balliger Außenkeilzähne 61,
der mit den Innenkeilzähnen 57 in
Eingriff steht.
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Wie
am besten in 1 ersichtlich wirken der Spulenventilabschnitt 51 und
die Hauptantriebswelle 53 zusammen, um einen Gehäusedrainagebereich 63 auszubilden,
was für
den Fachmann im Allgemeinen wohlbekannt ist. Der Spulenventilabschnitt 51 bildet
eine Mehrzahl von mit der ringförmigen
Nut 35 in Verbindung stehenden axialen Durchlässe 65 sowie
eine Mehrzahl von axialen Durchlässen 67 aus,
die mit der ringförmigen
Nut 37 in Verbindung stehen. Häufig werden die axialen Durchlässe 65 und 67 auch
als "Taktschlitze" bezeichnet. Wie
für den
Fachmann im Allgemeinen wohlbekannt sind es die Taktschlitze 65,
die für
eine Fluidverbindung von unter Druck stehendem Fluid von dem unter
Druck stehenden Einlassanschluss 21 durch die ringförmige Nut 35 zu
den radialen Öffnungen 43 und
von dort zu den Fluidvolumenkammern 29 sorgen, die daraufhin
unmittelbar aufgeweitet werden. Wie für den Fachmann ebenfalls wohlbekannt
liegt eine Mehrzahl der axialen Durchlässe 65 und eine Mehrzahl
der axialen Durchlässe 67 vor,
und die Durchlässe 65 und 67 sind
derart abwechselnd um den Umfang des Spulenventilabschnitts 51 herum
angeordnet, dass unabhängig davon,
ob der Anschluss 21 oder 23 Hochdruck enthält, auf
den Umfang des Spulenventilabschnitts 51 Hochdruckfluid
einwirkt, wodurch, wie im Abschnitt "Hintergrund der Erfindung" erwähnt, die
Tendenz zu einem Kollabieren des Spulenventilabschnitts 51 besteht.
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Der
Anschluss 21 ist hier als der "Einlassanschluss" bezeichnet worden, wobei in diesem
Fall die Drehung des Abtriebswellenabschnitts 49 in der
Richtung im Uhrzeigersinn auftreten würde. Wenn jedoch der Anschluss 23 unter
Druck gesetzt wird und als der Einlassanschluss fungieren würde, was
wohlbekannt ist, würde die
Drehung des Abtriebswellenabschnitts 49 in der Richtung
gegen den Uhrzeigersinn auftreten. In der vorliegenden Ausführungsform
ist das Problem eines Hochdruck-Spulenkollabierens dann relativ
groß,
wenn der Anschluss 23 der Einlassanschluss ist und die
ringförmige
Nut 37 unter Druck stehendes Fluid enthält. Für den Fachmann versteht sich,
dass sich der hier verwendete Begriff "Kollabieren" mit Bezug auf den Spulenventilabschnitt 51 auf
eine Abnahme des Radius des Spulenventilabschnitts bezieht, und
typischerweise läge
diese Abnahme im Bereich von etwa 0,0005 inch (0,0127 mm) bis etwa
0,001 inch (0,0254 mm), was zu einer Erhöhung des diametralen Zwischenraums
auf etwa 0,001 inch (0,0254 mm) bis etwa 0,002 Inch (0,0508 mm)
führen
würde.
Infolgedessen basieren die sämtlichen
nachfolgend dargestellten Testdaten auf einem Betrieb des Motors
in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn.
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Nun
hauptsächlich
auf 2 Bezug nehmend bildet das vordere Flanschbauteil 31 eine
gestufte Bohrung 71 aus, die den Antriebs-/Abtriebswellenabschnitt 49 umgibt,
wobei die Außenfläche dieses
Abschnitts in 2 schematisch durch die als "S" bezeichnete Linie dargestellt ist.
Innerhalb der gestuften Bohrung 71 ist eine allgemein als 73 gekennzeichnete
Hochdruckwellendichtungsbaugruppe angeordnet, die einen wichtigen Aspekt
der vorliegenden Erfindung ausmacht. Wie beim Stand der Technik
typisch und wohlbekannt bildet der Antriebs-/Abtriebswellenabschnitt 49 einen
axialen Fluiddurchlass 75 und einen oder mehrere Radialfluiddurchlässe 76 aus,
durch den/die Fluid von dem Gehäusedrainagebereich 63 zu
einem benachbart zu der Wellendichtungsbaugruppe 73 liegenden
Bereich fließen
kann. Die Wellendichtungsbaugruppe 73 weist der Reihe nach
in Richtung des Leckagestroms von dem Gehäusedrainagebereich 63 aus
(d.h. in 2 von rechts nach links) eine
Hochdruckwellendichtung 77, eine als ein Stützring für die Hochdruckwellendichtung 77 dienende ringförmige Scheibe 79 sowie
einen Drainagedurchlass 81 auf, der eine Fluidverbindung
von der gestuften Bohrung 71 zu dem Gehäusedrainageanschluss 47 herstellt,
was nachfolgend ausführlicher
beschrieben werden wird. Schließlich
beinhaltet die Wellendichtungsbaugruppe 73 eine konventionelle
Niederdruckwellendichtung 83. Obgleich nicht als Teil der
Hochdruckwellendichtungsbaugruppe 73 betrachtet, ist zusätzlich und
vorzugsweise eine Staubdichtung 85 vorgesehen, die benachbart
zu einer vorderen Fläche
des Flanschbauteils 31 angeordnet ist. Wie für den Fachmann
wohlbekannt besteht die hauptsächliche
Funktion der Staubdichtung 85 in einer Verhinderung, dass
Staub und Schmutz von der Außenseite
des Motors her eindringt, sich in den 1 oder 2 nach
rechts entlang der Außenfläche des
Wellenabschnitts 49 bewegt und in den inneren Abschnitt
des Motors 11 eintritt.
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Immer
noch hauptsächlich
auf 2 Bezug nehmend weist die Hochdruckwellendichtung 77 vorzugsweise
eine Hochdruck-Lippendichtung bzw. -"Quad Seal"-Dichtung oder jede andere Art der typischerweise verwendeten
Hochdruckdichtungen auf. Wie hier und in den beiliegenden Ansprüchen verwendet
bezieht sich der Begriff "Hochdruck"-Dichtung, der z.B.
für die
Dichtung 77 benutzt wird, auf ein Dichtungsbauteil, das
Abdichtdruckpegel von mindestens etwa 10,3 MPa (1500 psi) und vorzugsweise
in der Höhe
von 20,7 MPa (3000 psi) oder darüber
bewerkstelligen kann. Der Elastomerabschnitt der Hochdruckwellendichtung 77 würde typischerweise
einen Härtegrad
aufweisen, der etwas höher
als der für
eine konventionelle Niederdruckdichtung wie z.B. die Niederdruckwellendichtung 83 verwendete
Härtegrad
ist. Weiterhin wäre
es für
die Lippe der Hochdruckwellendichtung 77 ebenfalls typisch,
dass sie ein größeres Ausmaß an Überdeckung
mit der benachbarten Oberfläche
des Wellenabschnitts 49 aufweist, als dies für eine typische
Niederdruckwellendichtung der Fall wäre. Obgleich die Hochdruckwellendichtung 77 hier
als "elastomer" bezeichnet worden
ist, sollte sich verstehen, dass dieser Begriff im breiten Wortsinn
und gattungmäßig zu verstehen
ist, weshalb die Dichtung 77 auch aus einem Material wie
z.B. Polytetrafluorethylen bestehen könnte.
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Nun
hauptsächlich
auf 3 Bezug nehmend ist ersichtlich, dass die ringförmige Scheibe 79 vorzugsweise
eine Reihe von in Umfangsrichtung untereinander mit Abstand angeordnete
Vertefungen 87 aufweist. In der vorliegenden Ausführungsform
und lediglich beispielshalber weist jede der Vertiefungen 87 eine
axiale Tiefe von etwa 0,050 inch (1,27 mm) auf. Jedoch besteht der
einzige Faktor, der bei der Auswahl der Konfiguration der Vertiefungen 87 wichtig
ist, darin, dass sie groß genug
sind, damit bei dem Auftreten eines an der Hochdruckwellendichtung 77 vorbeileckenden
Stroms kein wesentlicher Druckaufbau in dem den Wellenabschnitt 49 umgebenden
Bereich zwischen der Hochdruckwellendichtung 77 und der
Niederdruckwellendichtung 83 auftritt. Mit anderen Worten
sollte ein minimales Druckdifferential von den Vertiefungen 87 zu
dem Gehäusedrainageanschluss 47 vorhanden
sein. Vorzugsweise verfügt
die ringförmige
Scheibe 79 vorzugsweise über einen Innendurchmesser,
der etwas größer als
derjenige des Wellenabschnitts 49 ist, sodass die ringförmige Scheibe 79 lose
um den Antriebs-/Abtriebswellenabschnitt 49 angeordnet
werden und sich in der Radialrichtung relativ zu diesem Abschnitt
etwas bewegen kann.
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Während des
Betriebs des Motors 11 empfängt der Gehäusedrainagebereich 63 unter
Druck stehendes Fluid hauptsächlich
infolge einer Leckage von den unter Druck stehenden, sich ausdehnenden
Fluidvolumenkammern 29, die sich wie beim Stand der Technik
wohlbekannt radial nach innen entlang der Endflächen des Sternbauteils 27 vollzieht.
Ein Teil des in den Gehäusedrainagebereich 63 eintretenden
Leckagefluids fließt,
wie gerade beschrieben, durch die Fluiddurchlässe 75 und 76 und
drückt
gegen die Hochdruckwellendichtungsbaugruppe 73. Während der
Anfangsbetriebsstunden des Motors 11 wird erwartet, dass
es die Hochdruckwellendichtung 77 nicht erlauben würde, dass
irgendein wesentlicher Strom an der Dichtung 77 vorbeileckt
(d.h. zwischen der Lippe der Dichtung 77 und der Oberfläche des
Wellenabschnitts 49). In Abhängigkeit von Faktoren wie z.B.
dem Fluiddruck, der Betriebsdrehzahl des Motors usw. kann der Anfangszeitraum,
währenddessen
kein wesentlicher Strom an der Hochdruckwellendichtung 77 vorbeileckt,
von etwa 20 Stunden (des Motorbetriebs) bis zu etwa 200 Stunden
reichen.
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Wenn
kein wesentlicher Strom an der Hochdruckwellendichtung 77 vorbeileckt,
ist der Druck in dem Gehäusedrainagebereich 63 wie
zuvor beschrieben relativ hoch, so dass der Tendenz des Spulenventilabschnitts 51 zu
einem Kollabieren entgegengewirkt wird. Gemäß eines wichtigen Aspekts der
Erfindung beginnt nach dem oben beschriebenen Anfangszeitraum ohne
eine wesentliche Leckage die Hochdruckwellendichtung 77 schließlich leicht
zu lecken. Die Vertiefungen 87 und die Hochdruckwellendichtung 77 wirken
zusammen, um eine Mehrzahl von kleinen Öffnungen 89 auszubilden,
durch die das Fluid fließen
muss, nachdem es an der Hochdruckwellendichtung 77 vorbeigeleckt
ist. Die Größe der Öffnungen 89 stellt
sicher, dass wie zuvor beschrieben nahezu kein Druckaufbau innerhalb
der Wellendichtungsbaugruppe 73 auftritt. Obwohl die vorliegende
Erfindung in Verbindung mit einer Ausführungsform illustriert worden
ist, bei der die Öffnungen 89 zwischen
den Vertiefungen und der Dichtung 77 ausgebildet sind,
sollte sich verstehen, dass sich die Erfindung nicht darauf begrenzt.
Lediglich beispielshalber könnte
die ringförmige
Scheibe 79 in einer Position installiert werden, die umgekehrt
zu der in den 2 und 3 dargestellten
Position ausfällt,
sodass die Vertiefungen 87 nach vorne weisen (d.h. in den 2 und 3 nach
rechts). In dem Fall würden
die Öffnungen 89 durch die
Vertiefungen 87 und eine benachbarte Oberfläche des
Flanschbauteils 31 ausgebildet werden. Als eine weitere
Alternative könnten die Öffnungen 89 durch
ein Bohren (oder ein anderweitiges Ausformen) von radialen Löchern durch
die ringförmige
Scheibe 79 ausgebildet werden:
Für eine Illustration der wesentlichen
Verbesserung, die sich aus der vorliegenden Erfindung ergibt, wurden Vergleichsuntersuchungen
unter Bedingungen durchgeführt,
die nachfolgend ausführlicher
erläutert
werden. In diesen Vergleichsuntersuchungen wurde ein Motor vom "Stand der Technik" mit einem Motor
verglichen, der gemäß der "Erfindung" aufgebaut war (siehe
nachstehende Tabelle).
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Jeder
Vergleich wurde bei einem Durchfluss von entweder 15,1 l/min (4
gpm) oder 30,3 l/min (8 gpm) durch den Motor durchgeführt. In
jedem Test wurde an den Motor ein "Gegendruck" an den Auslassanschluss angelegt, wobei
die Pegel der Gegendrücke
3,45 MPa (500 psi), 6,89 MPa (1000 psi) oder 10,3 MPa (1500 psi)
betrugen.
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Für jeden
Gegendruck und jede Durchflussrate wurde die Überprüfung bei drei unterschiedlichen "Deltadrücken", d.h. der jeweiligen
Differenz zwischen dem Einlassanschlussdruck und dem Auslassanschlussdruck,
durchgeführt.
Wenn somit beispielshalber der Gegendruck 6,89 MPa (1000 psi) und
der Deltadruck 10,3 MPa (1500 psi) beträgt, liegt der Druck an dem
Einlassanschluss bei 17,2 MPa (2500 psi) und an dem Auslassanschluss
bei 6,89 MPa (1000 psi).
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In
dem Vergleich geben die in den Spalten "Stand der Technik" und "Erfindung" angeführten Zahlen die Gesamteffizienzen
an. Wie für
den Fachmann wohlbekannt ist die Gesamteffizienz lediglich das Produkt aus
der volumetrischen und der mechanischen Effizienz (wenn z.B. die
mechanische Effizienz 70% und die volumetrische Effizienz 80% ist,
dann beträgt
die Gesamteffizienz 56%), wobei die Gesamteffizienz für Vergleiche
die stichhaltigste Basis ist.
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Bei
der Durchführung
der Vergleichsuntersuchungen, erfolgte ein Vergleich zwischen einer
Vorrichtung vom "Stand
der Technik", die
einen Spulenventilmotor des allgemeinen Typs aufwies und die von
dem Anmelder der vorliegenden Erfindung kommerziell vertrieben wird.
In dieser Vorrichtung steht der Gehäusedrainagebereich in einer
relativ unbegrenzten Verbindung mit dem Gehäusedrainageanschluss, sodass
der Fluiddruck innerhalb des Gehäusedrainagebereichs
relativ niedrig ausfällt
(z.B. 0,345 bis 0,689 MPa (50 bis 100 psi)). Zum Vergleich war die
Vorrichtung gemäß der "Erfindung" im Wesentlichen
der gleiche Motor, allerdings wurde er gemäß der vorliegenden Erfindung
modifiziert (d.h. es wurden das vordere Flanschbauteil 31 und
die Hochdruckwellendichtungsbaugruppe 73 benutzt). Mit
der Erfindung wurde der Gehäusedrainagedruck
auf einem Pegel gehalten, der bei etwa 50% oder 60% der Differenz
zwischen dem Auslassanschluss- und dem Einlassanschlussdruck lag.
Wenn somit beispielshalber der Auslassanschlussdruck (Gegendruck) 6,89
MPa (1000 psi) und der Deltadruck 10,3 MPa (1500 psi) betrug, würde der
Gehäusedrainagedruck
etwa 12,1 MPa bis etwa 13,1 MPa (etwa 1750 bis etwa 1900 psi) betragen.
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Angesichts
der obigen Daten ist ersichtlich, dass mit einem steigenden Gegendruck
und Deltadruck das Ausmaß an
Verbesserung, das die Vorrichtung der Erfindung gegenüber der
Vorrichtung vom Stand der Technik bewerkstelligt, wesentlich zunimmt.
Jedoch sei darauf hingewiesen, dass dieser Zuwachs bei der relativen
niedrigeren Durchflussrate von 15,1 l/min (4 gpm) typischerweise
größer ausfällt als
bei der relativ höheren
Durchflussrate von 30,3 l/min (8 gpm). Somit ist ersichtlich, dass
die vorliegende Erfindung eine Anwendung von Motoren dieses Typs
bei höheren
Gegendrücken
und höheren
Deltadrücken
ermöglicht,
während
immer noch akzeptable Gesamteffizienzen beibehalten werden.
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Die
Erfindung ist oben ausführlich
beschrieben worden und es wird davon ausgegangen, dass sich anhand
dieser Beschreibung für
den Fachmann verschiedene Änderungen
und Modifikationen der Erfindung ergeben. Es ist beabsichtigt, dass
sämtliche
derartigen Änderungen
und Modifikationen in der Erfindung eingeschlossen sind, solange
sie in den Rahmen der beiliegenden Ansprüche fallen.
