EP0401408A1 - Radialkolbenmaschine - Google Patents
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- EP0401408A1 EP0401408A1 EP89110348A EP89110348A EP0401408A1 EP 0401408 A1 EP0401408 A1 EP 0401408A1 EP 89110348 A EP89110348 A EP 89110348A EP 89110348 A EP89110348 A EP 89110348A EP 0401408 A1 EP0401408 A1 EP 0401408A1
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
- F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
- F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
- F04B1/10—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement the cylinders being movable, e.g. rotary
- F04B1/107—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement the cylinders being movable, e.g. rotary with actuating or actuated elements at the outer ends of the cylinders
- F04B1/1071—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement the cylinders being movable, e.g. rotary with actuating or actuated elements at the outer ends of the cylinders with rotary cylinder blocks
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- F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
- F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
- F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
- F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
- F04B1/04—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinders in star- or fan-arrangement
- F04B1/0404—Details or component parts
- F04B1/0408—Pistons
Definitions
- the invention relates to a radial piston machine and in particular radial piston pump for automobiles.
- the invention has for its object to provide a radial piston machine (pump or motor) which is small compared to known radial piston machines of the same power, can be easily manufactured and works quietly. Furthermore, the construction principle should open up the possibility of changing the displacement volume of the machine with additional components.
- the length of the respective cylinder bore is only slightly larger than the stroke of the associated piston. Furthermore, the supply and discharge of the fluid can save space through the central arranged control mirror pin take place, ie you can avoid inflow and outflow channels in radially outer housing parts.
- the manufacture is inexpensive insofar as it is essentially a matter of rotationally symmetrical components, the pistons have a simple design and there are also no high demands on the manufacturing accuracy of the cylinder bores.
- a special feature of the new radial piston machine is that the pistons are inclined when the cylinder star rotates. This means that pressure in the torque (and vice versa) is converted directly, so that the pistons are relieved of the lateral force.
- the largest inclination angle ⁇ occurs at a piston position of 90 ° if the zero position in the main eccentricity plane is assumed.
- a line seal by means of a piston ring is preferred, which can adapt to the changing shape between the ellipse and the circle and does not lead to excessive edge pressures.
- the piston ring groove with its neck-side edge is arranged on the largest diameter of the piston head and the piston ring has a conical-spherical outer surface.
- the basic shape of the piston ring is therefore conical, with the piston ring being revised spherically at the largest diameter.
- the piston shoe which is preferably made in one piece with the piston neck and piston head, has a cylindrical bearing surface in order to engage with the
- the cylindrical wing is connected asymmetrically to the piston head above the piston neck, the front wing part in the running direction being larger than the rear wing part. If the wings of the piston shoes are lubricated from the respective pump chamber via a hole in the piston, a symmetrical arrangement of the piston shoe and piston head can also be carried out. This type of lubrication also leads to hydrostatic relief of the pistons.
- the fluid enclosed between the separating web and the cylinder space can be pre-compressed before it is connected to the actual pressure space. If the pre-compression at the time of connection corresponds exactly to the pressure in the pressure chamber, there is no structure-borne noise excitation. Therefore, the separator between low pressure and high pressure is widened in the direction of rotation of the pump by an amount that is suitable for producing a suitable pre-compression of the enclosed pressure fluid. Adjustments to different operating pressures can be made using pilot control notches.
- the stroke ring of the radial piston machine is adjusted tangentially along a specially aligned guide, as a result of which the eccentricity of the stroke ring is spatially aligned in a certain way, which is noticeable like an adjustment of the advance angle between pump star and control pin.
- the cam ring is tangential along a guide by a first amount of eccentricity adjustable, and the vertical distance of the guide from the axis of rotation of the cylindrical star is smaller by a second amount of eccentricity than the diameter of the cam ring.
- the novel radial piston machine can be constructed with one or more disks, i. H. two or more cylinder stars arranged next to one another can be provided, which run on the same control mirror journal and are connected to one another via entrainment means.
- a control mirror pin 2 is inserted in a sealed manner in a housing 1.
- Inlet channels 3 and outlet channels 4 each lead to inlet grooves 5 and outlet grooves 6.
- the grooves 5 and 6 are separated from one another by separating webs 7 and 8.
- the control mirror pin 2 also has a central bore 9 through which a shaft 10 is passed in order to drive a further unit, not shown.
- the shaft 10 is supported by bearings 11 in the housing 1 and drives a drive disk 12 via a spline 13 or the like.
- the drive pulley 12 is connected to a cylindrical star 14, which is provided with a number of radially extending cylinder bores 15, which are each provided with a passage opening 17 on their base 16.
- the number of cylinder bores 15 can be freely selected within a certain range, i. H. both even and odd numbered cylinders can be used.
- a one-piece piston 20 is guided, which has a spherical piston head 21, a piston groove 22, a piston neck 23 and one Piston shoe 24 has.
- the groove 22 is made along the largest diameter of the spherical piston head 21, namely the neck-side edge of the piston groove 22 coincides with the equator of the piston head 21.
- the piston shoe 24 has a rectangular outline and a cylindrical wing, in which a front wing part 25 and a rear wing part 26 can be distinguished. The areas of these two wing parts are 58 and 42%, respectively.
- the shoe 24 is connected asymmetrically to the piston neck 23 and piston head 22. This design is used for hydrodynamic lubrication since the lift on the rear wing part 26 is somewhat greater than on the front wing part 25.
- the wing parts 25 and 26 can also be arranged symmetrically, as shown in FIGS. 5 and 6, which is particularly considered when a lubrication channel 27 leads from the pump chamber 17 to the wings 25, 26.
- the wing parts 25, 26 can also be interrupted by an annular groove 28 which delimit a surface corresponding to the head 21 and are connected via a relief bore 29 with low pressure in order to provide hydrostatic relief.
- a slotted piston ring 30 is inserted in the piston groove 22, the slot 31 of which can be seen in FIG. 2 and which enables a certain elastic change in shape of the piston ring 30, which is necessary because the piston head 21 can be inclined in the cylinder bore 15.
- the piston ring 30 must therefore temporarily change from the circular shape to a weak elliptical shape, which also leads to displacements and swivels of the outer piston ring surface 32 to the cylinder wall.
- the fluid pressure acts on the piston ring 30 from the outside and also from the inside, the piston groove 22, forth and in order to balance the fluid pressure on the piston ring, a trapezoidal cross-sectional shape of the piston ring 30 would be preferred.
- the piston ring 30 is designed spherical in the region of its largest diameter 33, as can best be seen from FIG. 7 at 34.
- the crowning radius can also be continued up to the smaller diameter of the piston ring.
- the piston shoes 24 work together with a cam ring 35 (FIGS. 1 and 2) which has an inner running surface 36 and an outer surface 37.
- the inner running surface 36 is arranged eccentrically to the cylinder star 14 and therefore transmits a stroke movement to the pistons 20 when the cylinder star rotates.
- the return stroke is provided by hold-down rings 38 which engage on the inside of the piston shoes 24 in edge grooves formed there, so that overall positive guidance is achieved becomes.
- the pump chamber 18 enclosed between the piston head 20 and the cylinder bore 15 widens at the inlet grooves 5 and narrows at the outlet grooves 6. As a result, the fluid is sucked in on the side 5 and displaced on the side 6, which results in the pump flow.
- the separating webs 7 and 8 are each wider than the passage openings 17, namely that widening points in the angular range ⁇ are offset at least in each case in the direction of rotation of the cylindrical star 14. Accordingly, if the pumping spaces 18 move over the web 7 during their circulation, then the piston 20 already begins to compress the enclosed fluid before it comes into contact with the groove 6, in which the high pressure prevails. If this pre-compression corresponds exactly to the fluid pressure in the groove 6, there is no pressure release and thus no sound excitation. The aim is therefore to design the amount of pre-compression so that it corresponds to the desired pump pressure. Deviations can be compensated for by pre-tax notches in the range ⁇ as long as these deviations are not too large.
- the dividers 7, 8 can also be arranged symmetrically to the plane 40-40, the widening points then being on both sides.
- the radial piston pump described can also be designed as a control pump, as shown in FIG. 2.
- the actuating system acts along an actuating plane 40 and has a small cylinder 41 with a small actuating piston 42 and a large actuating cylinder 43 with a large actuating piston 44 and a spring 45.
- the small actuating piston 42 is constantly pressurized with the pump pressure and the large actuating piston 44 with control pressure which is less than the pump pressure. It can be regulated to a constant delivery volume or to a constant delivery pressure, which need not be described further. In general, however, this leads to adjusting movements of the cam ring 35 and thus to changed eccentricities e and changed pre-compression amounts, which would thus be mismatched with the system.
- a guide 46 is provided in the housing 1 for the cam ring 35, against which the cam ring rests and is guided between different eccentric positions.
- the vertical distance of the guide 46 from the axis of rotation 14a of the cylindrical star that is to say the distance 460-14a, is smaller than the radius of the outer surface 37 of the cam ring 35 with which it is supported on the guide 46.
- the center 35a of the lifting ring does not coincide with the axis of rotation 14a of the cylindrical star, but takes up a distance c which represents a "constant" eccentricity.
- the circumferential angle of the cylindrical star is designated by ⁇ .
- the angle difference between the width of the web 7 and the width of the opening 17 is the separation angle ⁇ .
- the piston 20 should cover a pre-compression path k when passing the angular range ⁇ , although the radial speed of the pistons 20 depends on the delivery volume and therefore different pre-compression paths seem to be the inevitable result.
- the lead angle ⁇ is small for large delivery volumes and large for small delivery volumes.
- the piston travel curve s crosses the separation angle ⁇ for large delivery volumes more in the range of an extreme value, while for small delivery volumes it is shifted more onto the flank of the piston travel curve s, as can be seen from the comparison of FIGS. 9 and 10.
- an inclined contact surface (corresponding to the guide 46).
- Such an inclined contact surface can be a straight or a curved guide.
- the amount of constant eccentricity c is otherwise very small.
- 11 and 12 show that the radial piston pump can also be designed for two or more cylinder stars 14.
- the individual cylinder stars are coupled with one another in their rotational movement via driving claws 48 or the like, while a certain radial displacement between the cylinder stars remains possible.
- two common suction connections 3 are provided, while the pressure connections 4a, 4b are separated for the two pump disks. It goes without saying that the bushing 9 is not absolutely required for the shaft 10 and this space could also be used for fluid channels.
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Abstract
Description
- Die Erfindung bezieht sich auf eine Radialkolbenmaschine und insbesondere Radialkolbenpumpe für Automobile.
- Im Automobilbau sind die Forderungen nach kleinem Bauvolumen und niedrigen Herstellungspreisen miteinander in Einklang zu bringen. Als weitere Anforderung ist die Geräuscharmut der Pumpe zu nennen. Da Automobilpumpen vom Hauptmotor aus angetrieben werden, müssen stark schwankende Antriebsdrehzahlen zwischen beispielsweise 700 und 7000 U/min bewältigt werden. Bei Verdrängerpumpen führt dies zu einem stark schwankenden Pumpenstrom, während vom Verbrauchersystem her ein konstanter Pumpenstrom oder ein konstanter Fluiddruck erwünscht wäre.
- Der Erfindung liegt die Aufgabe zugrunde, eine Radialkolbenmaschine (Pumpe oder Motor) zu schaffen, die im Vergleich zu bekannten Radialkolbenmaschinen gleicher Leistung klein gebaut ist, einfach gefertigt werden kann und leise arbeitet. Ferner soll das Bauprinzip die Möglichkeit eröffnen, durch Zusatzbauteile das Verdrängungsvolumen der Maschine zu verändern.
- Die gestellte Aufgabe wird bei einer Radialkolbenmaschine mit den Merkmalen des Anspruches 1 gelöst.
- Bei der erfindungsgemäßen Bauart ist die Länge der jeweiligen Zylinderbohrung nur unwesentlich größer als der Hub des zugehörigen Kolbens. Ferner kann die Zu- und Abfuhr des Fluids raumsparend durch den zentral angeordneten Steuerspiegelzapfen erfolgen, d. h. man kann Zu- und Abflußkanäle in radial äußeren Gehäuseteilen vermeiden. Die Fertigung ist insofern kostengünstig, als es sich im wesentlichen um rotationssymmetrische Bauteile handelt, die Kolben einfache Bauform aufweisen und auch keine erhöhten Ansprüche an die Fertigungsgenauigkeit der Zylinderbohrungen gestellt werden müssen.
- Eine Besonderheit der neuen Radialkolbenmaschine besteht darin, daß sich die Kolben beim Umlauf des Zylindersterns schrägstellen. Dies bedeutet, daß Druck im Drehmoment (und umgekehrt) direkt umgesetzt wird, so daß die Kolben insofern von der Querkraft entlastet werden. Der größte Schrägstellungswinkel α stellt sich bei einer Kolbenposition von 90° ein, wenn die Nullstellung in der Hauptexzentrizitätsebene angenommen wird. Die Größe dieses Schrägstellungswinkels α hängt von dem Ausmaß der Exzentrizität des Hubringes ab, die wiederum mit der Zylinderlänge in Beziehung steht. Bei dem erfindungsgemäßen Aufbau können maximale Schrägstellungswinkel α von etwa 10° erreicht werden. Bei einer bevorzugten Ausführungsform der Erfindung beträgt der Schrägstellungswinkel α = 7,75°.
- Wegen der wechselnden Schrägstellung der Kolben wird eine Liniendichtung mittels eines Kolbenringes bevorzugt, der sich der wechselnden Form zwischen Ellipse und Kreis anpassen kann und zu keinen übermäßigen Kantenpressungen führt. Zu diesem Zweck ist die Kolbenringnut mit ihrem halsseitigen Rand am größten Durchmesser des Kolbenkopfes angeordnet und der Kolbenring weist eine konisch-ballige Außenoberfläche auf. Die Grundform des Kolbenringes ist demnach konisch, wobei der Kolbenring am größten Durchmesser ballig überarbeitet ist.
- Der Kolbenschuh, der vorzugsweise einstückig mit dem Kolbenhals und Kolbenkopf gefertigt ist, weist eine zylindrische Tragfläche auf, um sich an der
- Innenlauffläche des Hubringes abzustützen. Im Falle einer reinen hydrodynamischen Lagerschmierung ist die zylindrische Tragfläche asymmetrisch über dem Kolbenhals mit dem Kolbenkopf verbunden, wobei der in Laufrichtung vordere Tragflächenteil größer als der hintere Tragflächenteil ist. Wenn die Tragflächen der Kolbenschuhe über eine Bohrung im Kolben vom jeweiligen Pumpenraum her geschmiert werden, kann man auch eine symmetrische Anordnung von Kolbenschuh und Kolbenkopf vornehmen. Diese Art der Schmierung führt im übrigen zur hydrostatischen Entlastung der Kolben.
- Um die Körperschallanregung zu verringern, kann man das zwischen Trennsteg und Zylinderraum eingeschlossene Fluid vorzukomprimieren, bevor es mit dem eigentlichen Druckraum verbunden wird. Wenn die Vorkompression im Verbindungszeitpunkt exakt dem Druck im Druckraum entspricht, gibt es keine Körperschallanregung. Deshalb wird der Trennsteg zwischen Niederdruck und Hochdruck in Drehrichtung der Pumpe um einen Betrag verbreitert, der geeignet ist, eine passende Vorkompression des eingeschlossenen Druckfluids zu erzeugen. Die Anpassung an unterschiedliche Betriebsdrücke kann durch Vorsteuerkerben vorgenommen werden.
- Wenn die Radialkolbenmaschine mit veränderbarem Verdrängungsvolumen ausgebildet ist, bedeutet dies, daß die jeweiligen Kolbenhübe verringert und damit auch der erreichbare Vorkompressionsdruck mit abnehmendem Verdrängungsvolumen reduziert wird. Erfindungsgemäß wird der Hubring der Radialkolbenmaschine tangential entlang einer besonders ausgerichteten Führung verstellt, wodurch die Exzentrizität des Hubringes in bestimmter Weise räumlich ausgerichtet wird, was sich wie eine Verstellung des Vorlaufwinkels zwischen Pumpenstern und Steuerzapfen bemerkbar macht. Im einzelnen ist der Hubring tangential entlang einer Führung um einen ersten Exzentrizitätsbetrag verstellbar, und der senkrechte Abstand der Führung von der Drehachse des Hylindersterns ist um einen zweiten Exzentrizitätsbetrag kleiner als der Durchmesser des Hubrings. Durch diese Maßnahmen wird überraschenderweise ein etwa gleichbleibender Vorkompressionsweg unabhängig von der Verdrängungseinstellung der Maschine erzielt.
- Wenn es sich um Radialkolbenmaschinen handelt, bei denen sich das Totvolumen bei der Verdrängungsverstellung ändert, dann kann bei Bedarf der zweite Exzentrizitätsbetrag hubabhängig variiert werden, indem die Führung des Hubringes eine geneigte Anlagefläche erhält. Die neuartige Radialkolbenmaschine kann ein- oder mehrscheibig aufgebaut sein, d. h. es können zwei oder mehrere nebeneinander angeordnete Zylindersterne vorgesehen sein, die auf dem gleichen Steuerspiegelzapfen laufen und untereinander über Mitnahmemittel verbunden sind.
- Die Erfindung wird anhand der Zeichnung beschrieben. Dabei zeigt:
- Fig. 1 einen Längsschnitt durch eine Radialkolbenpumpe,
- Fig. 2 einen schematischen Querschnitt,
- Fig. 3 eine vergrößerte Einzelheit, nämlich einen Kolbenschuh,
- Fig. 4 eine Seitenansicht eines Kolbens,
- Fig. 5 die Ansicht eines weiteren Kolbenschuhs,
- Fig. 6 einen Querschnitt durch einen Kolben,
- Fig. 7 einen Querschnitt durch einen Kolbenring in vergrößerter Darstellung,
- Fig. 8 eine schematische Darstellung einer Hubringführung,
- Fig. 9 ein Diagramm des Kolbenweges und des erzeugten Druckes über dem Drehwinkel für einen einzelnen Zylinder bei großem Fördervolumen,
- Fig. 10 ein entsprechendes Diagramm, jedoch bei kleinem Fördervolumen,
- Fig. 11 einen Längsschnitt durch eine Radialkolbenpumpe mit zwei Zylindersternen und
- Fig. 12 einen schematischen Querschnitt der Pumpe nach Fig. 11.
- Es wird auf Fig. 1 und 2 Bezug genommen. In einem Gehäuse 1 ist ein Steuerspiegelzapfen 2 abgedichtet eingefügt. Einlaßkanäle 3 und Auslaßkanäle 4 führen jeweils zu Einlaßnuten 5 bzw. Auslaßnuten 6. Die Nuten 5 und 6 sind durch Trennstege 7 und 8 voneinander getrennt. Der Steuerspiegelzapfen 2 weist noch eine mittige Bohrung 9 auf, durch die eine Welle 10 hindurchgeführt ist, um ein weiteres, nicht dargestelltes Aggregat anzutreiben. Die Welle 10 ist über Lager 11 im Gehäuse 1 gelagert und treibt eine Antriebsscheibe 12 über eine Keilverzahnung 13 oder dergleichen an. Die Antriebsscheibe 12 ist mit einem Zylinderstern 14 verbunden, der mit einer Anzahl radial verlaufender Zylinderbohrungen 15 versehen ist, die an ihrem Boden 16 mit jeweils einer Durchlaßöffnung 17 versehen sind. Die Anzahl der Zylinderbohrungen 15 ist in einem gewissen Rahmen frei wählbar, d. h. es können sowohl geradzahlige als auch ungeradzahlige Zylinderzahlen verwendet werden. Eine Zylinderzahl Z = 8 wird deshalb bevorzugt, weil sie einen guten Kompromiß zwischen den Anforderungen nach geringer Baugröße und geringer Volumenstrompulsation bildet und außerdem genügend Platz für den Steuerspiegelzapfen 2 bietet.
- In jeder Zylinderbohrung 15 ist ein einteiliger Kolben 20 geführt, der einen sphärischen Kolbenkopf 21, eine Kolbennut 22, einen Kolbenhals 23 und einen Kolbenschuh 24 aufweist. Die Nut 22 ist längs des größten Durchmessers des sphärischen Kolbenkopfes 21 gestellt, und zwar fällt der halsseitige Rand der Kolbennut 22 mit dem Äquator des Kolbenkopfes 21 zusammen.
- Wie aus Fig. 3 und 4 hervorgeht, besitzt der Kolbenschuh 24 einen rechteckförmigen Umriß und eine zylindrische Tragfläche, bei der man ein vorderes Tragflächenteil 25 und ein rückwärtiges Tragflächenteil 26 unterscheiden kann. Die Flächenanteile dieser beiden Tragflächenteile betragen 58 bzw. 42 %. Der Schuh 24 ist asymmetrisch mit Kolbenhals 23 und Kolbenkopf 22 verbunden. Diese Gestaltung wird bei hydrodynamischer Schmierung eingesetzt, da der Auftrieb an dem rückwärtigen Tragflächenteil 26 etwas größer als am vorderen Tragflächenteil 25 ist.
- Man kann die Tragflächenteile 25 und 26 auch symmetrisch anordnen, wie in Fig. 5 und 6 dargestellt ist, was vor allem dann in Betracht kommt, wenn ein Schmierkanal 27 vom Pumpraum 17 zu den Tragflächen 25, 26 hinführt. Die Tragflächenteile 25, 26 können auch durch eine Ringnut 28 unterbrochen sein, die eine dem Kopf 21 entsprechende Fläche eingrenzen und über eine Entlastungsbohrung 29 mit Niederdruck verbunden sind, um eine hydrostatische Entlastung zu bieten.
- In der Kolbennut 22 ist ein geschlitzter Kolbenring 30 eingesetzt, dessen Schlitz 31 in Fig. 2 zu erkennen ist und der eine gewisse elastische Formänderung des Kolbenringes 30 ermöglicht, die deshalb notwendig ist, weil sich der Kolbenkopf 21 in der Zylinderbohrung 15 schrägstellen kann. Der Kolbenring 30 muß demnach zeitweise von der Kreisform in eine schwache Ellipsenform übergehen, wobei es außerdem zu Verschiebungen und Schwenkungen der äußeren Kolbenringfläche 32 zur Zylinderwand kommt. Außerdem wirkt der Fluiddruck auf den Kolbenring 30 von außen und auch von innen, der Kolbennut 22, her ein und, um den Fluiddruck auf dem Kolbenring auszugleichen, wäre eine trapezförmige Querschnittsform des Kolbenringes 30 zu bevorzugen. Um jedoch den Verschleiß infolge der erwähnten Schwenkbewegungen zu reduzieren und eine hydrodynamische Schmierung des Kolbenringes 30 zu ermöglichen, wird der Kolbenring 30 im Bereich seines größten Durchmessers 33 ballig gestaltet, wie am besten aus Fig. 7 bei 34 ersichtlich. Aus Herstellungsgründen kann der Balligkeitsradius auch bis zu dem kleineren Durchmesser des Kolbenrings weitergeführt werden.
- Die Kolbenschuhe 24 arbeiten mit einem Hubring 35 (Fig. 1 und 2) zusammen, der eine Innenlauffläche 36 und eine Außenfläche 37 aufweist. Die Innenlauffläche 36 ist exzentrisch zum Zylinderstern 14 angeordnet und überträgt deshalb beim Umlauf des Zylindersterns eine Hubbewegung auf die Kolben 20. Der Rückhub wird durch Niederhalterringe 38 besorgt, die an der Innenseite der Kolbenschuhe 24 in dort ausgebildeten Randnuten eingreifen, so daß insgesamt eine Zwangsführung erzielt wird. Der zwischen Kolbenkopf 20 und Zylinderbohrung 15 eingeschlossene Pumpraum 18 erweitert sich bei den Einlaßnuten 5 und verengt sich bei den Auslaßnuten 6. Dadurch wird das Fluid auf der Seite 5 angesaugt und auf der Seite 6 verdrängt, woraus der Pumpenstrom resultiert.
- Wenn mit einer Kolbenzahl Z = 8 ein maximales Fördervolumen von V = 12 cm³ pro Umdrehung erzielt werden soll, dann wird ein Kolbendurchmesser von D = 16 mm und eine Exzentrizität von e = 3,7 mm benötigt. Bei einer derartigen Radialkolbenmaschine müssen die Kolben 20 Schrägstellungen bis α = 7,75° zulassen. Wenn man auf eine noch höhere Exzentrizität und damit einen größeren Kolbenhub geht, nehmen die maximalen Schrägstellungen zu. Es wird angenommen, daß das beschriebene System maximale Schrägstellungswinkel α von 10° verträgt.
- Wie aus Fig. 2 ersichtlich, sind die Trennstege 7 und 8 jeweils breiter als die Durchlassöffnungen 17, und zwar sind Verbreiterungsstellen im Winkelbereich τ wenigstens jeweils in Drehrichtung des Zylindersterns 14 versetzt angeordnet. Wenn demnach die Pumpräume 18 bei ihrem Umlauf über den Steg 7 wandern, dann beginnt der Kolben 20 bereits, das eingeschlossene Fluid zu komprimieren, bevor dieses mit der Nut 6 in Verbindung kommt, in welcher der Hochdruck herrscht. Wenn diese Vorkomprimierung genau dem Fluiddruck in der Nut 6 entspricht, kommt es zu keiner Druckentspannung und damit zu keiner Schallanregung. Man strebt deshalb an, den Betrag der Vorkomprimierung so auszulegen, daß er mit dem gewünschten Pumpendruck übereinstimmt. Abweichungen können durch Vorsteuerkerben im Bereich τ ausgeglichen werden, so lange diese Abweichungen nicht zu groß sind.
- Die Trennstege 7, 8 können auch symmetrisch zur Ebene 40-40 angeordnet werden, wobei dann die Verbreiterungsstellen beidseitig liegen.
- Die beschriebene Radialkolbenpumpe kann auch als Stellpumpe ausgebildet sein, wie Fig. 2 zeigt. Das Stellsystem wirkt entlang einer Stellebene 40 und weist einen kleinen Zylinder 41 mit kleinem Stellkolben 42 und einen großen Stellzylinder 43 mit großem Stellkolben 44 sowie eine Feder 45 auf. Der kleine Stellkolben 42 wird ständig mit dem Pumpendruck und der große Stellkolben 44 mit Steuerdruck beaufschlagt, der kleiner als der Pumpendruck ist. Es kann auf konstantes Fördervolumen oder auf konstanten Förderdruck geregelt werden, was nicht weiter beschrieben zu werden braucht. Im allgemeinen führt dies jedoch zu Verstellbewegungen des Hubringes 35 und damit zu veränderten Exzentrizitäten e und veränderten Vorkompressionsbeträgen, die damit fehlangepaßt an das System wären.
- Anhand der Fig. 8 bis 10 wird gezeigt, wie dieses Problem gelöst wird. Im Gehäuse 1 ist für den Hubring 35 eine Führung 46 vorgesehen, an die sich der Hubring anlegt und zwischen verschiedenen Exzenterpositionen geführt wird. Der senkrechte Abstand der Führung 46 von der Drehachse 14a des Zylindersterns, also die Strecke 46₀ - 14a, ist kleiner als der Radius der Außenfläche 37 des Hubringes 35, mit der sich dieser an der Führung 46 abstützt. In einer Stellung des Hubringes 35, welche sonst als Nullhubstellung bezeichnet wird, fällt somit der Mittelpunkt 35a des Hubringes nicht mit der Drehachse 14a des Zylindersterns zusammen, sondern nimmt einen Abstand c ein, der eine "konstante" Exzentrizität darstellt. In der Nullhubstellung stellt sich ein oberer Totpunkt OT₀ und ein unterer Totpunkt UT₀ ein, die um 90° gegenüber der Stellebene 40 abweichen. Bei dieser Stellung wird natürlich kein Fluid durch die Pumpe gefördert, weil sich die Kolben 20 symmetrisch zu den Nuten 5 bzw. 6 hin- und herbewegen.
- Wenn nunmehr der Hubring 35 um einen bestimmten Exzentrizitätsbetrag e1 in Fig. 8 nach rechts verschoben wird, verschieben sich die oberen und unteren Totpunkte in die Positionen OT₁ und UT₁ und es wird ein kleines Fördervolumen gepumpt, wie in Fig. 10 dargestellt.
- Wenn der Hubring 35 noch weiter, in seine Endstellung, verschoben wird, stellen sich der obere und untere Totpunkt bei OT₂ und UT₂ ein. Der Umlaufwinkel des Zylindersterns wird, ausgehend von der Hauptexzentrizitätsebene 40-40, mit Φ bezeichnet. Die Winkellage des unteren Totpunkts vor Erreichen der Hauptexzentrizitätsebene bei Φ = 180° wird als Vorlaufwinkel ε bezeichnet. Die Winkeldifferenz zwischen der Breite des Stegs 7 und der Weite der Öffnung 17 ist der Trennwinkel τ. Wenn ein Zylinder 15 diesen Trennwinkel τ passiert, steigt der Zylinderdruck P von Niederdruck ND auf den Hochdruck HD. Damit dieser Druckanstieg gleichmäßig vor sich geht, benötigt man eine Vorkompression in dem eingeschlossenen Volumen des Zylinders im Winkelbereich τ. Hierzu soll der Kolben 20 einen Vorkompressionsweg k beim Passieren des Winkelbereiches τ zurücklegen, obzwar die radiale Geschwindigkeit der Kolben 20 vom Fördervolumen abhängt und daher unterschiedliche Vorkompressionswege die unausweichliche Folge zu sein scheinen. Die Korrektur der radialen Kolbengeschwindigkeit im Stegbereich τ wird tatsächlich lediglich durch das Zusammenspiel der konstanten Exzentrizität c mit der verstellbaren Exzentrizität e erzielt, wobei gilt:
ε = arc tan c/e.
Für große Fördervolumina ist der Vorlaufwinkel ε klein und für kleine Fördervolumina groß. In den Diagrammen nach Fig. 9 und 10 bedeutet dies eine Verschiebung der sinusförmigen Kolbenwegkurve s mehr oder weniger weit nach links, und zwar bei kleinen Fördervolumina eine stärkere Verschiebung ε₁ und bei großen Fördervolumina eine kleinere Verschiebung ε₂ . Demgemäß kreuzt die Kolbenwegkurve s den Trennwinkel τ bei großen Fördervolumina mehr im Bereich eines Extremwertes, während sie bei kleinen Fördervolumina mehr auf die Flanke der Kolbenwegkurve s verschoben ist, wie aus dem Vergleich der Fig. 9 und 10 hervorgeht. Mit anderen Worten: Man nutzt die größere radiale Geschwindigkeit der Kolben abseits von den Extremstellen dazu aus, trotz kleinen Fördervolumens noch einen ausreichend großen Vorkompressionsweg k₁ zu erzielen. Man kann dafür sorgen, daß die Vorkompressionswege k₁ und k₂ etwa gleich groß sind, es ist aber auch möglich, k₁ etwas größer zu machen (wie in Fig. 10 dargestellt), um die stärkere Auswirkung des Leckölverlustes bei kleinerem Fördervolumen zu kompensieren. - Um die Wirkung von Toträumen zu kompensieren, kann es zweckmäßig sein, die konstante Exzentrizität c durch eine geneigte Anlagefläche (entsprechend der Führung 46) hubabhängig zu variieren. Eine solche geneigte Anlagefläche kann eine gerade oder eine gekrümmte Führung darstellen.
- Der Betrag der konstanten Exzentrizität c ist im übrigen sehr klein. Für einen Vorkompressionsdruck von 140 bar, einem Ersatzkompressionsmodul von Öl von 14 000 bar, einem Totvolumen von 1,5 cm³ , einem Zylinderdurchmesser von 1,6 cm und einem Trennstegwinkel von 10° ergibt sich eine konstante Exzentrizität von c = 0,43 mm. Es ist denkbar, die Führung 46 über ein Feingewinde verstellbar zu machen, um den optimalen Wert der konstanten Exzentrizität c aus Schallminimierungsmessungen zu ermitteln.
- Fig. 11 und 12 zeigen, daß die Radialkolbenpumpe auch für zwei oder mehrere Zylindersterne 14 ausgelegt sein kann. Die einzelnen Zylindersterne werden über Mitnahmeklauen 48 oder dergleichen in ihrer Drehbewegung miteinander gekoppelt, während eine gewisse radiale Verschieblichkeit zwischen den Zylindersternen möglich bleibt. Im gezeigten Ausführungsbeispiel sind zwei gemeinsame Sauganschlüsse 3 vorgesehen, während die Druckanschlüsse 4a, 4b für die beiden Pumpenscheiben getrennt sind. Es versteht sich, daß die Durchführung 9 für die Welle 10 nicht unbedingt benötigt wird und dieser Raum ebenfalls für Fluidkanäle ausgenutzt werden könnte.
-
- 1 Gehäuse
- 2 Steuerspiegelzapfen
- 3 Einlaßkanäle
- 4 Auslaßkanäle
- 5 Einlaßnuten
- 6 Auslaßnuten
- 7, 8 Trennstege
- 9 Bohrung
- 10 Welle
- 11 Lager
- 12 Antriebsscheibe
- 13 Keilverzahnung
- 14 Zylinderstern
- 15 Zylinderbohrungen
- 16 Boden
- 17 Durchlaßöffnung
- 18 Pumpraum
- 20 Kolben
- 21 Kolbenkopf
- 22 Kolbennut
- 23 Kolbenhals
- 24 Kolbenschuh
- 25, 26 Tragflächenteil
- 27 Schmierkanal
- 28 Ringnut
- 29 Entlastungsbohrung
- 30 Kolbenring
- 31 Schlitz
- 32 Kolbenringfläche
- 33 größter Kolbenringdurchmesser
- 34 Balligkeit
- 35 Hubring
- 36 Innenlauffläche
- 37 Außenfläche
- 38 Niederhaltering
- 40 Stellebene
- 41 Zylinder
- 42 Stellkolben
- 43 Stellzylinder
- 44 Stellkolben
- 45 Feder
- 46 Führung
- 48 Klauen
- c konstante Exzentrizit.
- e verstellb. Exzentriz.
- k Vorkompressionsweg
- s Kolbenweg
- D Kolbendurchmesser
- P Zylinderdruck
- OT oberer Totpunkt
- UT unterer Totpunkt
- V Fördervolumen
- Z Zylinderzahl
- α Kolbenschrägstellwink.
- ε Vorlaufwinkel
- Φ Drehwinkel
- τ Trennwinkel
- 46₀ Nullhubstellung
Claims (10)
ein Steuerspiegelzapfen (2) ist mit Einlaß- und Auslaßkanälen (3, 4) versehen, die zu entsprechenden, durch Trennstege (7, 8) voneinander geschiedenen Einlaß- und Auslaßnuten (5, 6) für das die Maschine durchströmende Fluid führen;
ein Zylinderstern (14) ist relativ zum Steuerspiegelzapfen (2) drehbar gelagert und enthält eine Anzahl Zylinderbohrungen (15), die jeweils eine Durchlaßöffnung (17) besitzen, die je nach Drehstellung des Zylindersterns mit der Einlaßnut (5), der Auslaßnut (6) oder einem der Trennstege (7, 8) kooperiert;
in jeder Zylinderbohrung (15) ist ein Kolben (20) schwenkbar geführt, der hierzu einen sphärischen Kolbenkopf (21), eine Kolbennut (22) und wenigstens einen darin eingesetzten Kolbenring (30) aufweist, die jeweils einen radial einwärts liegenden Pumpraum (18) begrenzen; jeder Kolben besitzt noch einen Kolbenhals (23) und einen Kolbenschuh (24), um eine Gesamtlänge des Kolbens zu erreichen, die nur wenig größer als die Länge jeder Zylinderbohrung (15) ist;
die Kolbenschuhe (24) arbeiten mit einem Hubring (35) zusammen, der exzentrisch zum Zylinderstern (14) angeordnet ist und beim Zylindersternumlauf eine Hubbewegung auf die Kolben (20) überträgt, so daß die Kolben (20) sich um einen gewissen Winkel (α) schrägstellen und der zwischen Kolbenkopf (21) und Zylinderbohrung (15) eingeschlossene Pumpraum (18) bei den Einlaßnuten (5) sich vergrößert und bei den Auslaßnuten (6) sich verkleinert.
daß die Exzentrizität des Hubringes (35) auf einen Wert beschränkt ist, der zu einem Schrägstellungswinkel (α) der Kolben (20) von maximal 10° führt.
daß der größte Schrägstellungswinkel (α) etwa 7,75° beträgt.
daß die Kolbennut (22) mit ihrem halsseitigen Rand am größten Durchmesser des Kolbenkopfes (21) angeordnet ist und
daß der Kolbenring (30) eine konisch-ballige Außenoberfläche (32) aufweist.
daß der Kolbenschuh (24) eine zylindrische Tragfläche (25, 26) aufweist, die asymmetrisch über dem Kolbenhals (23) mit dem Kolbenkopf (21) verbunden ist, wobei der in Laufrichtung vordere Tragflächenteil (25) größer als der hintere Tragflächenteil (26) ist.
daß die Trennstege (7, 8) um einen Betrag (τ) verbreitert sind.
daß der Hubring (35) tangential entlang einer Führung (46) um einen ersten Exzentrizitätsbetrag (e) verstellbar ist und
daß der senkrechte Abstand der Führung (46) von der Drehachse (14a) des Zylindersterns (14) um einen zweiten Exzentrizitätsbetrag (c) kleiner als der Radius des Hubrings (35) ist.
daß die Führung (46) geneigt ist, um den Mittelpunkt (35a) des Hubringes (35) im variablen Abstand von der Symmetrieebene (40) der Trennstege (7, 8) zu führen.
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