DE69521950T2

DE69521950T2 - Innenzahnradanlage

Info

Publication number: DE69521950T2
Application number: DE69521950T
Authority: DE
Inventors: John Carl Bierlein; Wayne Bernard Wenker; Jerry Lee Yoho
Original assignee: Eaton Corp
Current assignee: Eaton Corp
Priority date: 1994-09-15
Filing date: 1995-09-11
Publication date: 2002-01-24
Anticipated expiration: 2015-09-12
Also published as: DE69521950D1; EP0702154A3; US5466137A; JPH08177754A; EP0702154A2; EP0702154B1

Description

Hintergrund der Erfindung

Die vorliegende Erfindung bezieht sich auf hydraulische Vorrichtungen wie z. B. Pumpen und Motoren, und genauer auf derartige Vorrichtungen, in denen der Fluidverdrängungsmechanismus vom Walzengerotortyp ist. Hydraulische Vorrichtungen einschließlich Verdrängungsmechanismen vom Walzengerotortyp werden von dem Anmelder der vorliegenden Erfindung kommerziell unter der Handelsbezeichnung Geroler® verkauft, wobei der Anmelder der vorliegenden Erfindung dieses Markenzeichen besitzt.
Obgleich die vorliegende Erfindung mit jedem Typ von hydraulischer Vorrichtung mit einem Fluidverdrängungsmechanismus vom Walzengerotortyp verwendet werden kann, ist sie für eine Verwendung bei Gerotoren mit Innenrotor (IGR) besonders geeignet, weshalb sie im Zusammenhang mit ihnen beschrieben werden wird.
Ein Fluidverdrängungsmechanismus des IGR-Typs ist in US-A-3 623 829 illustriert und beschrieben. In einer IGR-Vorrichtung ist ein Innenrad (oder Innenrotor) vorhanden, das eine Mehrzahl N von zylindrischen Öffnungen festlegt, in welchen jeweils eine zylindrische Walze angeordnet ist. Die zylindrischen Walzen fungieren als die Außenzähne des Innenrades. Das Innenrad ist exzentrisch in einem konjugierten innenverzahnten Außenrad (oder Außenrotor) mit einer Mehrzahl N + 1 von Innenzähnen angeordnet.
Eine IGR-Vorrichtung ist für eine Verwendung in einer Pumpe besonders geeignet, wobei sich in diesem Fall sowohl das Innen- wie das Außenrad um ihre jeweiligen Drehachsen drehen. Bei der Verwendung einer IGR-Vorrichtung in einer Pumpe liegt keine relative Umlaufdrehung zwischen den Achsen der Räder vor, wie dies normalerweise bei einem umlaufenden Gerotor der Fall ist, wie er bei einem Motor mit niedriger Drehzahl und hohem Drehmoment verwendet wird. Der Hauptvorteil einer IGR-Vorrichtung, wenn sie in einer Pumpe verwendet wird, besteht darin, dass die Zentrifugalkraft auf den Walzen (die Außenzähne des Innenrades) ein Abdichten der Walze gegen die konjugierte Oberfläche (Innenzähne) des Außenrades bewirkt, wodurch eine verbesserte volumetrische Effizienz bewerkstelligt wird.
Trotz der oben erwähnten Vorteile waren Pumpvorrichtungen vom IGR-Typ bisher kommerziell nicht besonders erfolgreich. Für IGR-Pumpen sind zwei grundlegende Entwurfsansätze verfügbar. In einem Entwurfsansatz, der als ein Entwurf mit "festem Zwischenraum" bezeichnet wird, werden die Gehäusebauteile, die axial unmittelbar benachbart zu den Endflächen des Gerotors liegen, in einem festen Axialabstabd gehalten, wodurch es nahezu sicher wird, dass ein kleiner Zwischenraum zwischen den Endflächen des Gerotors und den benachbarten Gehäuseoberflächen entsteht. Ein derartiger Zwischenraum begrenzt inhärent die Wirksamkeit der Pumpe. Falls eine relativ hohe volumetrische Effizienz erwünscht ist, muss der Nenndruck der Pumpe relativ niedriger ausfallen. Wenn umgekehrt dazu ein relativ höherer Nenndruck für die Pumpe erwünscht ist, wird die volumetrische Effizienz niedriger sein.
Der andere Entwurfsansatz besteht im Vorliegen von axial beweglichen Ausgleichsbauteilen in der Nachbarschaft der aalen Endflächen des Gerotors, wobei die Ausgleichsbauteile z. B. mittels Fluiddruck in Dichteingriff mit den Endflächen des Gerotors vorgespannt sind. Typischerweise wird in einem solchen Entwurf der Ausgleich unter Verwendung des Ausgangsdrucks der Pumpe bewerkstelligt. Die Verwendung dieses Entwurfsansatzes beseitigt im wesentlichen die Zwischenräume entlang den axialen Endstirnflächen des Gerotors, wodurch es möglich wird, die Pumpe bei einem relativ hohen Nenndruck zu betreiben, während die relativ hohe volumetrische Effizienz nach wie vor aufrechterhalten wird.
Trotz der theoretischen Vorteile einer IGR-Pumpe mit druckvorgespannten Dichtbauteilen liegt allerdings offenbar keine kommerziell erfolgreiche Pumpe dieses Entwurfs vor. In Verbindung mit der Entwicklung der vorliegenden Erfindung traten mehrere mögliche Gründe für einen derartigen ausbleibenden kommerziellen Erfolg auf. Die Druckvorspannung oder Klemmung der Bauteile benachbart zu dem Gerotor vom IGR-Typ führt zu einer relativen Reibbewegung mit hoher Drehzahl zwischen dem (rotierenden) Gerotor und den benachbarten (stationären) Dichtbauteilen. Es ist beobachtet worden, dass eine derartige relative Bewegung mit hoher Drehzahl zu einem Scheuern zwischen den Endstirnflächen des Außenrades und der benachbarten Oberfläche des Dichtbauteils führt. Wie dem Fachmann wohlbekannt tritt ein Scheuern typischerweise dann auf, wenn ein Zusammenbruch oder der gesamte Verlust des Fluidfilms zwischen zwei relativ zueinander rotierenden, in Eingriff stehenden Metalloberflächen stattfindet. Wie dem Fachmann ebenfalls wohlbekannt, führt ein Scheuern zwischen zwei benachbarten, in Eingriff stehenden Metalloberflächen typischerweise zur Zerstörung oder Betriebsunfähigkeit der Vorrichtung innerhalb eines ziemlich kurzen Zeitraums.
Im Zusammenhang mit der Entwicklung der vorliegenden Erfindung wurde ebenfalls beobachtet, dass die Endflächen der Walzen die benachbarte Oberfläche des Dichtbauteils aushöhlen und manchmal zusätzlich ein Scheuern bewirken, wobei jeder dieser Vorgänge ebenfalls zu einer Zerstörung oder Betriebsunfähigkeit der Vorrichtung in einem ziemlich kurzen Zeitraum führen würde. Es ist vermutet worden, dass ein Grund für das Aushöhlen der benachbarten Oberfläche in der fehlenden perfekten lotrechten Stellung zwischen der Endfläche der Walze und der Achse der Walze besteht, so dass die Endfläche der Walze nicht perfekt parallel zu der benachbarten Abdichtfläche liegt, sondern stattdessen ein Teil der Endfläche der Walze die benachbarte Abdichtfläche aushöhlt oder sich in diese eingräbt.
Dem Fachmann sind die Versuche bekannt, eine Bruchstelle oder Abschrägung an den Rändern der Walzen anzuordnen und sogar die Endflächen der Walzen ballig zu gestalten, um über unter Druck stehendes Fluid zu verfügen, das auf die: axial entgegengesetzten Enden der Walzen wirkt. Allerdings ist jeder Versuch zum Ausgleichen der Walzen, der eine Übertragung von unter Druck stehendem Fluid von den benachbarten Volumenkammern beteiligt, im Endeffekt ein Leckweg, der zu einem Verlust an volumetrischer Effizienz führt.

Zusammenfassung der Erfindung

Dementsprechend besteht eine Aufgabe; der vorliegenden Erfindung in der Bereitstellung einer verbesserten hydraulischen Vorrichtung des Typs, der einen Fluidverdrängungsmechanismus aufweist, welcher es ermöglicht, die Mängel des Entwurfs mit "festem Zwischenraum" zu beseitigen, während gleichzeitig die oben beschriebenen Probleme des Scheuerns und Aushöhlens vermieden werden, ohne die volumetrische Effizienz der Vorrichtung abzusenken.
Eine spezifischere Aufgabe der vorliegenden Erfindung besteht in der Bereitstellung einer verbesserten hydraulischen Vorrichtung einschließlich eines Fluidverdrängungsmechanismus vom IGR-Typ, in der benachbarte Dichtbauteile in einen Eingriff mit dem Gerotor vom IGR-Typ vorgespannt sind, aber wo jedoch eine Anordnung zum Vermeiden eines Metall-zu-Metall-Eingriffs zwischen den Endflächen der Räder und Walzen und der benachbarten Abdichtfläche bereitgestellt ist.
Die obigen und weitere Aufgaben der Erfindung werden durch die Bereitstellung eines Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 1 gelöst.

Kurze Beschreibung der Zeichnungen

Fig. 1 ist ein horizontaler Schnitt einer hydraulischen Pumpe einschließlich eines Fluidverdrängungsmechanismus des IGR-Typs;
Fig. 2 ist ein vertikaler axialer Schnitt entlang der Linie 2-2 aus Fig. 1 und im gleichen Maßstab;
Fig. 3 ist ein Querschnitt entlang der Linie 3-3 aus Fig. 2 und in einem etwas größeren Maßstab, der den IGR-Verdrängungsmechanismus darstellt;
Fig. 4 ist ein Querschnitt entlang der Linie 4-4 aus Fig. 2 und im gleichen Maßstab wie Fig. 3, der das gemäß der vorliegenden Erfindung angefertigte Dichtbauteil der Pumpe illustriert;
Fig. 5 ist eine leicht schematische Überlagerungsansicht ähnlich zu den Fig. 3 und 4, aber in einem größeren Maßstab, welche die Beziehung des in Fig. 3 gezeigten Gerotors und dem in Fig. 4 gezeigten Dichtbauteil illustriert; und
Fig. 6 ist ein wesentlich vergrößerter Schnitt entlang der Linie 6-6 aus Fig. 5, der die Konfiguration von einer der Nuten der vorliegenden Erfindung darstellt.
Fig. 7 ist eine fragmentarische, leicht schematische Überlagerungsansicht ähnlich zu Fig. 5, welche eine alternative Ausführungsform der vorliegenden Erfindung illustriert.
Fig. 8 ist ein vergrößerter, fragmentarischer Querschnitt entlang der Linie 8-8 aus Fig. 7.
Fig. 9 ist eine fragmentarische, leicht schematische Überlagerungsansicht ähnlich zu Fig. 7, welche eine weitere alternative Ausführungsform der vorliegenden Erfindung darstellt.
Fig. 10 ist ein vergrößerter, fragmentarischer Querschnitt entlang der Linie 10-10 aus Fig. 9.

Beschreibung der bevorzugten Ausführungsform

Unter Bezugnahme auf die Zeichnungen, welche die Erfindung nicht zu begrenzen beabsichtigen, sind in den Fig. 1 und 2 axiale Schnittansichten einer hydraulischen Pumpe des Typs dargestellt, mit dem die vorliegende Erfindung verwendet werden kann. Die Pumpe kann im allgemeinen gemäß den Anweisungen aus US-A-3 623 829 aufgebaut sein. Für den Fachmann versteht sich, dass außer wenn es im folgenden besonders hervorgehoben ist, die Gesamtkonfiguration sowie viele der Konstruktionseinzelheiten der Pumpe keine wesentlichen Merkmale der Erfindung darstellen.
Die Pumpe weist ein Gehäusebauteil 11 auf, das mit einer vorderen Endkappe 13 und einer hinteren Endkappe 15 zusammenwirkt, um darin einen umschlossenen Pumpenhohlraum auszubilden. Das Gehäusebauteil 11 und die Endkappen 13 und 15 sind mittels einer Mehrzahl von (in der Fig. 1 nicht dargestellten) Bolzen 17 in festsitzendem Dichteingriff gehalten. Das Gehäusebauteil 11 bildet einen Fluideinlassanschluss 19 und einen (in der Fig. 2 nicht dargestellten) Fluidauslassanschluss 21. Der Einlassanschluss 19 öffnet sich zu einer Einlasskammer 23, während der Auslassanschluss 21 in offener Verbindung mit einer Auslasskammer 25 steht.
Mit Bezugnahme auf Fig. 3 in Zusammenhang mit den Fig. 1 und 2 erstreckt sich eine Antriebswelle 27 durch eine Öffnung in der vorderen Endkappe 13, und sie erstreckt sich axial fast zu der hinteren Endkappe 15. Die Antriebswelle 27 erstreckt sich durch einen Pumpelement oder einen im allgemeinen mit 29 bezeichneten Fluidverdrängungsmechanismus und steht damit in Antriebseingriff. In der vorliegenden Ausführungsform weist der Verdrängungsmechanismus 29 einen Gerotor mit Innenrotor (IGR) auf. Die IGR-Vorrichtung beinhaltet einen Innenrotor 31, der um seinen Innendurchmesser herum eine Mehrzahl von Zahnungen 33 festlegt, mittels derer der Innenrotor 31 in Antriebseingriff mit der Antriebswelle 27 steht. Der Innenrotor bildet fünf im allgemeinen halbzylindrische Öffnungen 35 aus, und innerhalb jeder dieser Öffnungen ist ein zylindrisches Walzenbauteil 37 angeordnet. Der Innenrotor 31 ist exzentrisch in einem Außenrotor 39 angeordnet, der eine zylindrische Außenfläche 41 ausbildet. Der Innenrotor wird innerhalb einer durch das Gehäusebauteil 11 festgelegten zylindrischen Öffnung 43 aufgenommen und dort gelagert ist.
Unter hauptsächlicher Bezugnahme auf die Fig. 2 und 3 legt der Außenrotor 39 eine Drehachse A1 fest, um die er rotiert, und gleichzeitig bestimmt der Innenrotor 31 eine Drehachse A2, um die sich dieser dreht. Allerdings ist in der vorliegenden Ausführungsform das Pumpelement 29 vom "feststehenden Achsen"-Typ, d. h. dass beide Drehachsen A1 und A2 feststehend oder stationär bleiben und dass keine der Achse die ändere Achse umläuft, wie dies für Vorrichtungen vom umlaufenden Gerotortyp der Fall ist.
Wie am einfachsten in den Fig. 1 und 2 zu sehen, erstreckt sich die zylindrische Öffnung 43 im wesentlichen über die gesamte Axiallänge des Gehäusebauteils 11. In der Öffnung 43 angeordnet und darin gelagert befindet sich ein vorderer Laufbuchsenblock 45 (der im folgenden auch als ein Dichtbauteil bezeichnet wird). Der vordere Laufbuchsenblock 45 ist axial zwischen dem Pumpelement 29 und der vorderen Endkappe 13 angeordnet. In der Öffnung 43 angeordnet und darin gelagert befindet sich auch ein rückwärtiger Laufbuchsenblock 47 (nur in den Fig. 1 und 2 dargestellt). Jeder der Laufbuchsenblöcke 45 und 47 kann ein in dem Innendurchmesser des Laufbuchsenblocks angeordnetes zylindrisches Laufbuchsenbauteil 49 zum Aufnehmen und drehbaren Abstützen der Antriebswelle 27 aufweisen.
Wie am einfachsten aus Fig. 1 zu entnehmen, bildet der Laufbuchsenblock 45 einen Ausschnittsabschnitt 51 aus, und der hintere Laufbuchsenblock 47 bestimmt einen Ausschnittsabschnitt 53, wobei beide Ausschnittsabschnitte 51 und 53 in offener Fluidverbindung mit der Auslasskammer 25 stehen. Somit wirkt in der vorliegenden Ausführungsform, in welcher der Einlassanschluss 19 Niederdruckfluid aufnimmt und Hochdruckfluid aus dem Auslassanschluss 21 hinaus gepumpt wird, ein hoher (System)- Druck auf die Rückfläche (d. h. die dem Pumpelement 29 gegenüberliegende Oberfläche) von jedem der Laufbuchsenblöcke 45 und 47. Wie dem Fachmann wohlbekannt, besteht die Folge des hohen Drucks auf die Blöcke 45 und 47 in ihrer axialen Vorspannung zu den Rotoren 31 und 39 in einen relativ engen Dichteingriff mit ihnen. Wie im Abschnitt "Hintergrund der Erfindung" beschrieben wurde, besteht die typische Auswirkung einer solchen Voirspannung oder Klemmung der Laufbuchsenblöcke in einen Eingriff mit den Rotoren darin, im wesentlichen den Nenndruck der Pumpe sowie ihre volumetrische Effizienz zu erhöhen, während zur gleichen Zeit das Risiko eines Scheuerns zwischen benachbarten, relativ zueinander rotierenden Oberflächen und eines Aushöhlens durch die Endflächen der Walzenbauteile 37 im wesentlichen erhöht wird.
Unter erneuter hauptsächlicher Bezugnahme auf die Fig. 3 in hauptsächlichem Zusammenhang mit Fig. 2 bildet der Innenrotor 31 eine (nur in Fig. 2 zu sehende) vordere Endfläche 55 und eine rückwärtige Endfläche 57 aus. Ähnlich dazu legt jedes der Walzenbauteile 37 eine vordere Endfläche 59 und eine rückwärtige Endfläche 61 fest. Schließlich bildet der Außenrotor 39 eine vordere Endfläche 63 und eine rückwärtige Endfläche 65. Der vordere Laufbuchsenblock 45 legt eine Verschleißfläche oder Abdichtfläche 67 fest, die in Dichteingriff mit den vorderen Endflächen 55, 59 und 63 angeordnet ist. Ähnlich dazu bildet der rückwärtige Laufbuchsenblock 47 eine Verschleißfläche oder Abdichtfläche 69 aus, die in Dichteingriff mit den rückwärtigen Endflächen 57, 61 und 65 steht.
Unter hauptsächlicher Bezugnahme auf die Fig. 1, 3 und 4 drehen sich bei einer Rotation der Antriebswelle 27 gegen den Uhrzeigersinn (siehe die Pfeile in Fig. 3) die Innen- und Außenrotoren 31 und 39 auch gegen den Uhrzeigersinn, und die verzahnte Interaktion dazwischen bildet eine sich vergrößernde Volumenkammer 71 und eine sich verkleinernde Volumenkammer 73 aus. Der vordere Laufbuchsenblock 45 legt eine Einlassniere 75 fest, die durch die Einlasskammer 23 Einlassfluid aufnimmt. Ähnlich dazu bildet der rückwärtige Laufbuchsenblock 47 eine (nur in der Fig. 1 dargestellte) Einlassniere 77 aus, die Einlassfluid von der Einlasskammer 23 aufnimmt. Der vordere Laufbuchsenblock 45 bildet auch eine Auslassniere 79 aus, durch die Hochdruckfluid in die Auslasskammer 25 gepumpt wird. Ähnlich dazu legt der rückwärtige Laufbuchsenblock 47 eine Auslassniere 81 fest, durch die unter Druck stehendes Fluid in die Auslasskammer 25 gepumpt wird. Die vorderen und rückwärtigen axialen Enden der sich vergrößernden Volumenkammern 71 nehmen Einlassfluid von den Einlassnieren 75 bzw. 77 auf, während die vorderen und rückwärtigen axialen Enden der sich verkleinernden Volumenkammern 73 unter Druck stehendes Fluid in die Auslassnieren 79 bzw. 81 übertragen. Für den Fachmann versteht sich, dass der vordere und der rückwärtige Laufbuchsenblock 45 und 47 vorzugsweise (nicht austauschbare) Spiegelbilder voneinander, aber ansonsten identisch beschaffen sind, so dass die ausführliche Beschreibung eines dieser Blöcke ein vollständiges Verständnis des anderen Blockes gestattet.
Unter hauptsächlicher Bezugnahme auf die Fig. 4 bildet die Verschleißfläche 67 einen im allgemeinen ringförmigen Fluiddurchlass 83 auf, der in Fluidverbindung mit hohem Druck in der Auslassniere 79 mittels eines Paars von radialen Durchlässen 85 steht. Somit enthält der ringförmige Durchlass 83 im wesentlichen Pumpenauslassdruck. Es sollte sich für den Fachmann verstehen, dass der ringförmige Durchlass 83 in verschiedene einzelne gekrümmte Durchlässe "segmentiert" sein kann, so lange jeder einzelne Durchlass in Fluidverbindung mit irgendeiner der Nieren steht, die Fluid bei dem in dem Durchlass 83 vorhandenen erwünschten Druck enthält. In offener Verbindung mit dem ringförmigen Durchlass 83 befindet sich eine Mehrzahl von kurzen Fluidnuten 87, die sich jeweils im allgemeinen radial nach außen von dem ringförmigen Durchlass 83 erstrecken. Wie hier verwendet, bezieht sich der Begriff "radial nach außen" nicht darauf, dass die Nuten 87 radial ausgerichtet sind (obgleich dies für einen Abschnitt von ihnen zutreffen könnte), sondern er bedeutet bloß, dass sich die Nuten 87 nach außen mit einer bestimmten Distanz über den Durchlass 83 hinaus erstrecken. Die Gründe hierfür werden im folgenden deutlich werden. Darüber hinaus besteht ein ziemlich signifikanter Aspekt der vorliegenden Erfindung darin, dass jede der Fluidnuten 87 im allgemeinen in Richtung der Drehung der Rotoren 31 und 39 ausgerichtet ist. Wie am einfachsten durch die Fig. 3 und 4 zu sehen, erstreckt sich bei sich gegen den Uhrzeigersinn drehenden Rotoren jede der Fluidnuten 87 von dem ringförmigen Durchlass 83 in eine Richtung, die etwas radial nach außen von dem Durchlass und etwas "vorwärts" in der Drehrichtung gegen den Uhrzeigersinn liegt.
Die Verschleißfläche 67 des vorderen Laufbuchsenblocks 45 bildet ebenfalls ein Paar gekrümmter Fluiddurchlässe 89 aus, die jeweils in offener Verbindung mit dem in der Auslassniere 79 vorliegenden hohen Druck stehen. In Abhängigkeit von der Konfiguration des Laufbuchsenblocks 45 könnten die gekrümmten Fluiddurchlässe 89 einen einzigen ringförmigen Fluiddurchlass in der gleichen Weise wie der ringförmige Fluiddurchlass 83 aufweisen. Eine Mehrzahl von Fluidnuten 90 steht in offener Verbindung mit dem gekrümmten Fluiddurchlass 89, und sie erstrecken sich im allgemeinen radial innenliegend und vorwärts davon in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn, und zwar in der gleichen Weise und der gleichen Gründe wie für die Fluidnuten 87 wegen. Eine Mehrzahl von Fluidnuten 91 steht in offener Verbindung mit dem gekrümmten Fluiddurchlass 89, und sie erstrecken sich im allgemeinen radial nach außen und vorwärts in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn davon, und zwar ebenfalls in der gleichen Weise und der gleichen Gründe halber, die für die Fluidnuten 87 angegeben sind. Somit können sich in dem Rahmen der vorliegenden Erfindung in Abhängigkeit von den jeweiligen Konfigurationseinzelheiten die Fluidnuten radial nach innen oder nach außen erstrecken.
Vorzugsweise weist der rückwärtige Laufbuchsenblock 47 im wesentlichen identische Fluiddurchlässe und Fluidnuten auf wie diejenigen, die im Zusammenhang mit dem Laufbuchsenblock 45 beschrieben worden sind. Es ist wichtig, dass wenn der rückwärtige Laufbuchsenblock 47 die gleiche Anordnung von Fluiddurchlässen und Nuten wie der Laufbuchsenblock 45 aufweist, die Fluiddurchlässe und Fluidnuten der zwei Laufbuchsenblöcke "spiegelbildlich" zueinander angeordnet sein sollten. Zum Beispiel sollten sich beide Enden einer bestimmten Walze unmittelbar gleichzeitig und im gleichen Ausmaß mit den entsprechenden Fluidnuten 87 in Verbindung setzen, damit die Walzen axial "ausgeglichen" bleiben und nicht irgendwelchen unausgeglichenen axialen Kräften ausgesetzt werden. Allerdings stellt dies kein wesentliches Merkmal der vorliegenden Erfindung dar. Sollte jedoch nur einer der Laufbuchsenblöcke mit den gerade beschriebenen Fluiddurchlässen und Fluidnuten versehen sein, sollte der andere Laufbuchsenblock mindestens über ein geeignetes Stützmaterial auf seiner Verschleißfläche (Abdichtfläche) verfügen.
Unter hauptsächlicher Bezugnahme auf die Fig. 5 und 6 wird die bevorzugte Anordnung der verschiedenen Durchlässe und Nuten 83-91 relativ zu dem Innenrotor 31 und den Walzenbauteilen 37 beschrieben werden. Bei der Auswahl der Anordnung des ringförmigen Durchlasses 83 und der Fluidnuten 87 liegen zwei konkurrierende Betrachtungen vor. Einerseits ist es für die Fluidnuten 87 erwünscht, sich radial so weit als möglich nach außen zu erstrecken, um das Ausmaß zu maximieren, mit dem die Endfläche 59 des Walzenbauteils 37 dem Fluiddruck in den Fluidnuten 87 ausgesetzt wird. Andererseits kann sich kein Abschnitt der Fluidnuten 87 (oder des ringförmigen Durchlasses 83) radial nach außen über das "Tal" des Innenrotors 31 hinaus erstrecken. Wie hier verwendet bezieht sich der Begriff "Tal" auf denjenigen Teil des Innenrotorprofils, der zwischen benachbarten Walzen 37 angeordnet und wo der Radius des Rotors minimal ist. Mit anderen Worten muss zwischen der radial am außen liegendsten Ausdehnung der Fluidnut 87 und dem minimalen Radius oder Tal des Innenrotors 31 ein in der Fig. 5 als SL bezeichneter ausreichender Abdichtsteg vorliegen, so dass das Hochdruckfluid in den Fluidnuten 87 nicht in das Niederdruckfluid in die sich vergrößernden Volumenkammern 71 hineinleckt.
Mit Bezug auf die Anzahl der Fluidnuten 87 ist es bevorzugt, dass bei der Drehung der Innen- und Außenrotoren die Endfläche 59 von jeder der Walzen 37 stets (kontinuierlich) mindestens einen Abschnitt von einer der dazu axial benachbart angeordneten Fluidnuten 87 aufweist.
Unter erneuter hauptsächlicher Bezugnahme auf die Fig. 4 ist die Anordnung der gekrümmten Fluiddurchlässe 89 und Fluidnuten 90 und 91 etwas weniger kritisch als die des Durchlasses 83 und der Nuten 87. Wesentlich ist lediglich, dass die gekrümmten Durchlässe 89 radial weit genug nach außen angeordnet sind, so dass kein Fluid von dem Durchlass 89 in den Niederdruckbereich der sich vergrößernden Volumenkammern 71 leckt. Ähnlich dazu sollten sich die Fluidnuten radial weit genug nach außen erstrecken, um die (nachfolgend beschriebene) erwünschte Auswirkung zu bewerkstelligen, aber es sollte immer noch ein wesentlicher Abdichtsteg zwischen der radial äußeren Ausdehnung von jeder der Nuten 91 und dem Aussendurchmesser des Laufbuchsenblocks 45 vorhanden sein.
Unter hauptsächlicher Bezugnahme auf die Fig. 6 werden die Konfiguration der Fluidnuten und die Arbeitsweise der vorliegenden Erfindung beschrieben werden. Jede Fluidnut 87 ist zu dem ringförmigen Fluiddurchlass 83 hin vorzugsweise vollständig offen und bildet benachbart dazu eine untere Verbindungsoberfläche 93 in dem relativ tieferen Abschnitt der Nut 87. In der vorliegenden Ausführungsform beinhaltet die Nut 87 auch einen Endabschnitt (d. h. denjenigen Abschnitt der Nut 87, der am weitesten entfernt von dem Durchlass 83 liegt), der durch eine abgewinkelte untere Oberfläche 95 ausgebildet ist. Obgleich kein wesentliches Merkmal der vorliegenden Erfindung ist die Oberfläche 93 etwas steiler als die Oberfläche 95.
Bei den sich gegen den Uhrzeigersinn drehenden Rotoren in Fig. 5 läuft die Endfläche 59 jeder Walze 37 über jede Fluidnut 87 und zieht einen Teil des Fluids von dem ringförmigen Durchlass 83 in die durch den Pfeil in der Fig. 6 dargestellte Richtung. Wenn die Walzenendfläche das Fluid in die Nut 87, auf die abgewinkelte Oberfläche 93 und danach auf die flachere Oberfläche 95 mitzieht, baut sich Fluiddruck in der Nut 87 auf und erreicht genau dann einen Spitzendruck (der möglicherweise wesentlich größer als der Pumpenauslassdruck ist), wenn die Walzenendfläche 59 die Stelle passiert, an der die abgewinkelte Oberfläche 95 an der Endfläche 67 endet. Der sich aufbauende Druck spannt das Walzenbauteil 37 in einem Ausmaß von der Endfläche 67 des vorderen Laufbuchsenblocks 45 axial weg, das gerade ausreicht, ein Aushöhlen oder Scheuern zu vermeiden, und er wird bei richtiger Auslegung solange ausreichend Fluid unter der Endfläche 59 der Walze beibehalten, um eine Schmierung zwischen der Endfläche 59 und der Verschleißfläche 67 aufrechtzuerhalten, bis das Walzenbauteil den Zyklus durch die Überquerung der nächst folgenden Fluidnut 87 wiederholt.
Für den Fachmann versteht sich, dass die vorliegende Erfindung nicht auf die in Fig. 6 dargestellte Konfiguration der Fluidnuten 87 begrenzt ist. Zum Beispiel könnte die Fluidnut 87 eine einzige abgewinkelte untere Oberfläche aufweisen (anstelle der zwei Oberflächen 93 und 95), oder sie könnte über eine stufenweise Anordnung verfügen. Somit ist die spezifische Konfiguration der unteren Oberfläche der Nut 87 nicht wesentlich. Von Bedeutung ist jedoch, dass die Fluidnut in Richtung der Drehung zunehmend flacher wird, so dass das von der Walzenendfläche 59 mitgezogene Fluid zusammengepresst wird und sich in der Nut ein Fluiddruck aufbaut. Ebenfalls versteht sich für den Fachmann, dass wenn der Druck einen Spitzenpegel an oder unmittelbar hinter der Verbindung der abgewinkelten Oberfläche 95 und der Endfläche 67 erreicht, ein abwärtiger Druck-"gradient" vorliegt, d. h. dass der Fluiddruck zwischen der Endfläche 67 und der Walzenendfläche 59 graduell abnimmt, wenn sich die Walze von dem Ende der Fluidnut 87 weiter weg bewegt. Wie oben erwähnt ist es bevorzugt, dass die Walze in Verbindung mit der nächsten Fluidnut 87 steht, bevor der Gradient von der vorherigen Fluidnut 87 einen wesentlich geringeren Druck erreicht.
Es ist ein weiteres wichtiges Merkmal der vorliegenden Erfindung, dass die illustrierte und beschriebene Anordnung etwas "selbstkompensierend" ist. Mit anderen Worten werden, wenn der Druck in dem Fluidauslassanschluss 21 steigt, die Laufbuchsenblöcke 45 und 47 zu den Rotoren 31 und 39 mit größerer Kraft vorgespannt, was den "Zwischenraum" zwischen den Endflächen der Rotoren und den Laufbuchsenblöcken weiter verringert. Wenn die Laufbuchsenblöcke fester gegen die Enden der Rotoren gepresst werden, wodurch die Wahrscheinlichkeit eines Scheuerns und Aushöhlens steigt, steigt der Fluiddruck in den Nuten 87 und 91, wodurch die größere Klemmkraft, die den Laufbuchsenblöcken 45 und 47 zugeführt wird, automatisch ausgeglichen oder kompensiert wird.
Für den Fachmann sollte sich verstehen, dass die obige Erläuterung des Betriebs der Fluidnuten 87 ebenso für die Fluidnuten 91 zutrifft, wobei der einzige Unterschied in der Beschaffenheit der Oberfläche besteht, die über die gekrümmten Durchlässe 89 und die Fluidnuten 91 läuft. Mit anderen Worten besteht bei dem Überschreiten der vorderen Endfläche 63 und der rückwärtigen Endfläche 65 über die Durchlässe 89 und die Nuten 90 und 91 sowie bei dem Überschreiten der vorderen Endfläche 55 und der rückwärtigen Endfläche 57 über den Durchlass 83 und die Nuten 87 keine Wahrscheinlichkeit eines Aushöhlens wie in dem Fall der Endflächen 59 und 61 der Walzen 37. Allerdings liegt besonders in dem Fall der Endflächen 55 und 57 des Innenrotors 31 die Möglichkeit eines Verspannens oder Verkantens vor, was zu einer Beanspruchung der Ränder gegen die benachbarten Verschleißflächen 67 und 69 führen kann.

Alternative Ausführungsformen

Unter hauptsächlicher Bezugnahme auf die Fig. 7 und 8 ist eine alternative Ausführungsform der vorliegenden Erfindung illustriert. In der primären Ausführungsform sind sämtliche Fluidnuten 87, 90 und 91 in nur einer Richtung ausgerichtet und führen daher die erwünschte Funktion für nur eine Drehrichtung der Rotoren 31 und 39 aus. Eine derartige Anordnung ist z. B. in dem Fall einer Pumpe annehmbar, die dazu ausgelegt ist, ihren Eingang nur im Uhrzeigersinn oder nur gegen den Uhrzeigersinn zu rotieren. Allerdings ist es im Fall eines Motors erwünscht, dass die Vorrichtung in einer bidirektionalen Weise arbeiten kann.
In der alternative Ausführungsform aus den Fig. 7 und 8 tragen gleiche Elemente gleiche Bezugszeichen und neue oder modifizierte Elemente tragen Bezugszeichen über 100. Somit bildet der Laufbuchsenblock 45 wiederum einen im allgemeinen ringförmigen Fluiddurchlass 83 aus. Sich radial nach außen von dem Durchlass 83 erstreckend liegt eine Mehrzahl von radialen Fluidnuten 101 vor, die sich jeweils zu einer Umfangsfluidnut 103 hin öffnen. Jede Fluidnut 103 bildet eine abgewinkelte untere Oberfläche 105 und einen Endabschnitt 107 in der Drehrichtung gegen den Uhrzeigersinn aus, und eine abgewinkelte untere Oberfläche 109 und einen Endabschnitt 111 in der Drehrichtung im Uhrzeigersinn aus.
Somit zieht bei der Drehung der Rotoren in der Richtung gegen den Uhrzeigersinn in Fig. 7 (und wobei sich jede Walze 37 in der Fig. 8 relativ nach rechts bewegt) die Endfläche 59 jeder Walze auf die gleiche wie oben beschriebene Weise das Fluid auf die Oberfläche 105 und durch den Endabschnitt 107. Bei der Drehung der Rotoren in der Richtung im Uhrzeigersinn (und wobei sich jede Walze in der Fig. 8 relativ nach links bewegt) zieht die Endfläche 59 jeder Walze Fluid auf die Oberfläche 109 und durch den Endabschnitt 111, wodurch unter Druck stehendes Fluid an dem Ende der Walze für jede Drehrichtung der Rotoren bereitgestellt wird.
Im Fall der "bidirektionalen" Ausführungsformen der Erfindung ist der Winkel der Oberflächen 105-111 wichtiger als der Winkel der Oberflächen 93 und 95 in der "unidirektionalen" Ausführungsform. Die Winkel sollten derart gewählt werden, dass die Rate des Druckanstiegs beim Hochziehen von Fluid auf die Oberfläche durch die Walze akzeptabel ausfällt. Gleichzeitig sollte allerdings der Winkel auf der "divergierenden" Seite nicht so flach ausfallen, dass die Bewegung der Walze zu einer zu geringen Fluidmenge führt, was eine Kavitation bewirken kann.
Unter hauptsächlicher Bezugnahme auf die Fig. 9 und 10 ist eine weitere alternative Ausführungsform der vorliegenden Erfindung illustriert, in der gleiche Elemente gleiche Bezugszeichen und neue oder modifizierte Elemente Bezugszeichen über 120 tragen. In der Ausführungsform der Fig. 9 und 10 bildet der Laufbuchsenblock 45 wiederum den im allgemeinen ringförmigen Fluiddurchlass 83 aus, aber in offener Verbindung damit steht ein weiterer im allgemeinen ringförmiger Fluiddurchlass, der im allgemeinen mit 121 bezeichnet ist. Im Unterschied zu dem Durchlass 83 weist der Durchlass 121 keine im allgemeinen konstante Tiefe auf. Stattdessen kann der Durchlass 121 einen flachen unteren Teil 123 beinhalten, wobei dessen Umfangsausdehnung nicht kritisch ist. Benachbart zu dem Teil 123 befinden sich eine abgewinkelte untere Oberfläche 125 und ein Endabschnitt 127. Bei der Bewegung der Walzen 37 in eine Richtung gegen den Uhrzeigersinn wie in der Ansicht aus Fig. 9 (nach rechts aus der Sicht von Fig. 10) wird Fluid in der gleichen wie in Verbindung mit der vorgängigen Ausführungsform beschriebenen Weise hoch auf die Oberfläche 125 und durch den Endabschnitt 127 gezogen. An der auf dem Umfang entgegengesetzt liegenden Seite des unteren Teils 123 befinden sich eine abgewinkelte untere Oberfläche 129 und ein Endabschnitt 131. Bei der Drehung der Walzen im Uhrzeigersinn wie in der Ansicht der Fig. 9 (nach links aus der Sicht von Fig. 10) ziehen die Walzenendflächen 59 Fluid in der gleichen wie in Verbindung mit der vorgängigen Ausführungsform beschriebenen Weise hoch auf die Oberfläche 129 und durch den Endabschnitt 131.
Für eine vereinfachte Darstellung ist die gerade beschriebene Struktur in den Fig. 9 und 10 als sich unmittelbar wiederholend dargestellt, d. h. dass jeder Endabschnitt 127 auf einen benachbarten Endabschnitt 131 bei einer kurzen Flachstelle trifft (wobei der Fluiddruck auf der Walzenendfläche 59 am größten wäre). Für den Fachmann sollte sich jedoch verstehen, dass die Abschnitte 127 und 131 nicht nur wie dargestellt bloß eine kurze Flachstelle ausbilden können, sondern auch durch eine etwas längere Flachstelle miteinander verbunden sein können. Es wird unterstellt, dass der Entwurf und die Optimierung von solchen Einzelheiten im Vermögen des Fachmanns liegen.
In der Ausführungsform der Fig. 9 und 10 liegen "Fluidnuten" und "Endabschnitte" genau wie in den vorgängigen Ausführungsformen vor, aber die Fluidnuten und Endabschnitte weisen die verschiedenen Oberflächen und Bereiche 123-131 auf; anstatt sich wie in den vorgängigen Ausführungsformen von einem ringförmigen Fluiddurchlass radial weg zu erstrecken.
Ein für die Ausführungsform der Fig. 9 und 10 bestehender Vorteil besteht in der Möglichkeit, den ringförmigen Fluiddurchlass 121 radial weiter nach außen als den Durchlass 83 zu legen, weil dort keine Nuten vorhanden sind, die sich von dem Durchlass 121 radial nach außen erstrecken. Stattdessen finden das gesamte notwendige Zusammendrücken von Fluid und der Druckaufbau in dem ringförmigen Durchlass 121 statt, anstatt in getrennten Fluidnuten 87 und 103 zu erfolgen.
Die Erfindung ist in der obigen Beschreibung ausführlich beschrieben worden, und es wird davon ausgegangen, dass sich für den Fachmann aus der Beschreibung verschiedene Abänderungen und Modifikationen der Erfindung ergeben. Es ist beabsichtigt, dass sämtliche derartigen Abänderungen und Modifikationen in der Erfindung eingeschlossen sind, insofern sie in den Rahmen der beiliegenden Ansprüche fallen.

Claims

1. Drehfluidverdrängungsmechanismus mit einer Gehäuseanordnung (11, 45, 47), die einen Fluideinlassanschluss (19) und einen Fluidauslassanschluss (21) aufweist, und einem Getriebesatz, welcher der Gehäuseanordnung betätigbar zugeordnet ist und einen ersten Rotor (31) und einen zweiten Rotor (39) umfasst, wobei der erste und der zweite Rotor Zähne aufweisen, und die Drehung der Rotoren eine sich vergrößernde Volumenkammer (71) in Fluidverbindung mit dem Fluideinlassanschluss (19) und eine sich verkleinernde Volumenkammer (73) in Fluidverbindung mit dem Fluidauslassanschluss (21) bestimmt; wobei die Gehäuseanordnung eine erste Verschleißfläche (67) aufweist, die axial benachbart mindestens einer ersten axialen Endfläche (55, 59, 63) des ersten (31) und des zweiten (39) Rotors angeordnet ist und in Dichteingriff damit steht; dadurch

gekennzeichnet, dass

(a) die erste Verschleißfläche (67) mit dem ersten (31) oder dem zweiten (39) Rotor zusammenwirkt, um einen ersten allgemein ringförmigen Fluiddurchlass (83, 89) in Fluidverbindung mit dem Fluideinlassanschluss (19) oder dem Fluidauslassanschluss (21) zu bestimmen;

(b) die erste Verschleißfläche (67) ferner eine Mehrzahl von Fluidnuten (87, 90, 91) aufweist, von denen jede in Fluidverbindung mit dem ersten ringförmigen Fluiddurchlass (83, 99) steht, wobei mindestens ein Endabschnitt (95) jeder der Fluidnuten benachbart zu der mindestens einen ersten axialen Endfläche des ersten (31) oder des zweiten (39) Rotors angeordnet ist, wenn sich die Rotoren drehen; und

(c) jeder der Endabschnitte (95) der Fluidnuten (87, 90, 91) in Richtung der Drehung des einen der Rotoren zunehmend flacher wird.

2. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass sich jede der Fluidnuten (87, 90, 91) radial von dem ersten ringförmigen Fluiddurchlass (83, 89) aus erstreckt.

3. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Gehäuseanordnung (11, 45, 47) eine zweite Verschleißfläche (69) aufweist, die axial benachbart zu einer zweiten axialen Endfläche (57, 61, 65) des ersten (31) und des zweiten (39) Rotors und in Dichteingriff damit angeordnet ist, wobei die zweite Verschleißfläche (69) mit dem ersten (31) oder dem (39) zweiten Rotor zusammenwirkt, um einen zweiten allgemein ringförmigen Fluiddurchlass in Fluidverbindung mit dem Fluideinlassanschluss (19) oder dem Fluidauslassanschluss (21) zu bilden.

4. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 3, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Verschleißfläche (69) ferner eine zweite Mehrzahl von Fluidnuten aufweist, von denen jede in Fluidverbindung mit dem zweiten ringförmigen Fluiddurchlass steht und sich radial von diesem aus erstreckt, wobei mindestens ein Erdabschnitt jeder der Fluidnuten benachbart zu der zweiten axialen Endfläche (57, 61, 65) des ersten (31) und des zweiten (39) Rotors angeordnet ist, wenn sich die Rotoren drehen, und wobei jeder der Endbereiche der Fluidnuten in der Richtung der Drehung des einen der Rotoren zunehmend flacher wird.

5. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Rotor (31) einen Innenrotor bildet und innerhalb des zweiten Rotors (39), der einen Außenrotor bildet, angeordnet ist, wobei die eine erste Axialendfläche (59), benachbart zu welcher die Fluidnuten angeordnet sind, durch jeden der Zähne (37) des inneren oder des äußeren Rotors bestimmt wird; und wobei die erste Verschleißfläche axial benachbart zu ersten axialen Endflächen des inneren bzw. des äußeren Rotors angeordnet ist und in Dichteingriff damit steht.

6. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass der Innenrotor (31) exzentrisch innerhalb des Außenrotors (39) angeordnet ist und eine Mehrzahl von Walzenbauteilen (37) als die Zähne dienen, benachbart zu welchen die Fluidnuten angeordnet sind.

7. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Anzahl der ersten Mehrzahl von Fluidnuten (87) so ausgewählt ist, dass, wenn sich die Rotoren (31, 39) drehen, für jedes Walzenbauteil (37) kontinuierlich mindestens ein Teil einer der Endabschnitte (95) benachbart zu der ersten axialen Endfläche (59) des Walzenbauteils angeordnet ist.

8. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Innenrotor (31) die Mehrzahl von Walzenbauteilen (37) aufweist und der erste allgemein ringförmige Fluiddurchlass (83) radial innenliegend bezüglich eines imaginären Kreises angeordnet ist, der von der Drehachse der Walzenbauteile bestimmt wird.

9. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Gehäuseanordnung (11, 45, 47) eine zweite Verschleißfläche (69) aufweist, die axial benachbart zu zweiten axialen Endflächen (57, 65) des Innenrotors (3I) bzw. des Außenrotors (39) angeordnet ist und in Dichteingriff damit steht, wobei die zweite Verschleißfläche (69) mit dem Innenrotor (31) oder dem Außenrotor (39) zusammenwirkt, um einen zweiten allgemein ringförmigen Fluiddurchlass in Fluidverbindung mit dem Fluideinlassanschluss (19) oder dem Fluidauslassanschluss (21) zu bestimmen.

10. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 9, dadurch gekennzeichnet, dass die zweite Verschleißfläche (69) ferner eine zweite Mehrzahl von Fluidnuten aufweist, von denen jede in Fluidverbindung mit dem zweiten ringförmigen Fluiddurchlass steht und sich radial von diesem erstreckt, wobei mindestens ein Endabschnitt jeder der Fluidnuten benachbart einer zweiten axialen Endfläche (61) eines jeden der Walzenbauteile (37) angeordnet ist; wenn sich die Rotoren drehen; und wobei jeder der Endabschnitte der Fluidnuten in der Richtung der Rotation des Rotors zunehmend flacher wird.

11. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass der erste ringförmige Durchlass (83), die erste Mehrzahl von Fluidnuten (87) und die Endabschnitte (95) derselben von einer direkten Fluidverbindung mit der sich vergrößernden (71) und der sich verkleinernden (73) Volumenkammer abgeschnitten sind.

12. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Gehäuseanordnung ein Hauptgehäusebauteil (11) und ein Dichtbauteil (45) aufweist, das betätigbar ist, um sich axial relativ zu dem Hauptgehäusebauteil zu bewegen, wobei das Dichtbauteil (45) die erste Verschleißfläche (67) aufweist, wobei ein Abschnitt (51) des Dichtbauteils in offener Fluidverbindung mit dem Fluideinlassanschluss (19) oder dem Fluidauslassanschluss (21) steht, je nachdem, welcher der Anschlüsse einen relativ hohen Druck aufweist, wodurch das Dichtbauteil (45) zu einem Eingriff mit den ersten axialen Endflächen (55, 63) des Innenrotors (31) bzw. des Außenrotors (39) hin vorgespannt wird.

13. Drehfluidverdrängungsmechanismus gemäß Anspruch 8, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Verschleißfläche (67) mit dem Außenrotor (39) zusammenwirkt, um einen zweiten allgemein ringförmigen Fluiddurchlass (89) in Fluidverbindung mit dem Fluideinlassanschluss (19) oder dem Fluidauslassanschluss (21) zu bestimmen, wobei die erste Verschleißfläche (67) ferner eine zweite Mehrzahl von Fluidnuten (90, 91) aufweist, von denen jede in Fluidverbindung mit dem zweiten ringförmigen Fluiddurchlass (89) steht und sich radial von diesem erstreckt, und wobei mindestens ein Endabschnitt einer jeden der Fluidnuten in der Richtung der Drehung der Rotoren zunehmend flacher wird.