EP0561855A1 - Drehkolbenmaschine. - Google Patents

Drehkolbenmaschine.

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Publication number
EP0561855A1
EP0561855A1 EP92900081A EP92900081A EP0561855A1 EP 0561855 A1 EP0561855 A1 EP 0561855A1 EP 92900081 A EP92900081 A EP 92900081A EP 92900081 A EP92900081 A EP 92900081A EP 0561855 A1 EP0561855 A1 EP 0561855A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
cam
piston machine
rotary piston
machine according
rolling elements
Prior art date
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Granted
Application number
EP92900081A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP0561855B1 (de
Inventor
Juergen Schukey
Current Assignee (The listed assignees may be inaccurate. Google has not performed a legal analysis and makes no representation or warranty as to the accuracy of the list.)
SITA Maschinenbau und Forschungs GmbH
Original Assignee
SITA Maschinenbau und Forschungs GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by SITA Maschinenbau und Forschungs GmbH filed Critical SITA Maschinenbau und Forschungs GmbH
Publication of EP0561855A1 publication Critical patent/EP0561855A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP0561855B1 publication Critical patent/EP0561855B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01C—ROTARY-PISTON OR OSCILLATING-PISTON MACHINES OR ENGINES
    • F01C1/00—Rotary-piston machines or engines
    • F01C1/02—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents
    • F01C1/063—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents with coaxially-mounted members having continuously-changing circumferential spacing between them
    • F01C1/067—Rotary-piston machines or engines of arcuate-engagement type, i.e. with circular translatory movement of co-operating members, each member having the same number of teeth or tooth-equivalents with coaxially-mounted members having continuously-changing circumferential spacing between them having cam-and-follower type drive

Definitions

  • the invention relates to a rotary lobe machine with a housing, with a shaft mounted in the housing, with an annular space in which two rotating bodies are arranged and on the walls, in which inlet and outlet openings are provided for the working medium, the rotating bodies bear tightly, each Rotating body has radially outwardly extending sector-shaped wings, the two rotating bodies are arranged coaxially and their wings engage in such a way that one wing of one rotating body is arranged between two wings of the other rotating body, with a cam track control It is provided, by means of which, when the shaft rotates, the two rotating bodies perform rotations with cyclical changes in the rotational speed and the distances between the vanes of the two rotating bodies, and the cam track control means first cam track control means in the form of first cam rings, second cam track Control means in the form of second cam rings and third cam control means in the form of a cage with rolling elements which are held immovably in the circumferential direction and taper conically towards both end faces and which roll on the first and second cam rings, one
  • the cam track control of the rotating bodies is carried out with two sets of elements, each of which has an inner cam ring, rolling bodies and an outer cam ring.
  • Two such sets of controls are required since the rolling elements can only be pressed outward from the inner cam ring over a certain angular range (for example 45 °) and then these rolling elements in turn turn the outer cam ring by the force directed outwards so that a Torque can be transferred from the inner cam ring to the outer cam ring. Then the rolling elements must be moved inwards again; no torque can be transferred from the inner cam ring to the outer cam ring during this time.
  • a second set of such a cam path control must therefore be provided, which effects the torque transmission in this rotation angle range.
  • torques are to be transmitted from the outer cam ring to the inner cam ring.
  • the large number of elements of the cam track control makes the structure relatively complex and that increased frictional losses can also occur.
  • the cam rings have a relatively complicated shape, so that 'their preparation is complex and expensive.
  • the object of the invention is to provide a rotary piston machine of the type mentioned, which is of simpler construction.
  • the solution according to the invention is that the rolling elements are provided with bevel gear teeth, that the surfaces of the cam tracks of the cam rings facing the rolling elements are arranged in a rotationally symmetrical surface corresponding to the surface of the rolling elements and are provided with corresponding internal bevel gear teeth, and that at most one cam track control with a first and second outer cam ring and rolling elements is provided for each rotating body.
  • the rolling elements no longer transmit the torque from the first to the second cam ring or vice versa by moving outwards or inwards. Rather, they maintain their radial position at least essentially and transmit the torques by rotation with the help of the toothings.
  • the rolling elements roll on the relatively narrow cam tracks which protrude from the surfaces of the cam rings facing the rolling elements. These surfaces lie in surfaces which have essentially the same double cone shape as the rolling elements and which are also provided with toothing. Such essentially conical surfaces can be produced much more easily than the complicated curve shapes of the previously known rotary piston machine.
  • the surfaces of the cam rings facing the rolling elements as a whole can also be rotationally symmetrical or double-conical except for the above cam tracks, which also makes them easier to manufacture.
  • the toothings are involute toothings, the involute geometry of which is perpendicular to the axis of the rolling element.
  • involute toothing The advantages of involute toothing are known to the person skilled in the art. If the involute geometry is perpendicular to the axis of the rolling element and not, as is usually the case with bevel gearwheels, perpendicular to the surface of the cone, then besides the center line of the cam track there is a profile shift in which the gearwheels are still in one another without play intervention. So you have a zero gear on the center line and V-zero gear on both sides (Decker, "Machine elements, design and calculation", Carl Hanser Verlag Kunststoff 1963, pp. 370-373).
  • the pressure angle is 20 ° according to DIN 867. If it is provided that the pressure angle is approximately 30 to 50 °, in particular approximately 35 to 40 °, not only the torques can be transmitted as desired by the cam rings and the rolling elements, but also radial forces can be absorbed.
  • the cam track controls can therefore serve as additional bearings. Under certain circumstances, it will even be possible to dispense entirely with other bearings, which further simplifies the construction of the rotary piston machine.
  • cam rings are constructed from two halves arranged axially one behind the other, they are easier to manufacture. In addition, the cam track control can be put together more easily. If the cam rings are clamped together axially, which can be done by clamping and / or using appropriate springs, radial forces could act on the bearings of the rolling elements, e.g. if the inner cam rings exert a greater radial force than the outer cam rings. It is therefore expediently provided that the rolling elements, which cannot move in the circumferential direction, are held in bearings which are displaceable at least by a certain amount in the radial direction. In this case, the rolling elements can avoid the uneven forces.
  • the axes of the rolling elements in the bearings are expediently subjected to an elastic force in the direction of the axis of rotation. If no torques act, the axes assume the position adjacent to the axis of rotation without play. If the torque increases, the axes in the bearings can move outwards to a new limit position give in. In this way, the required backlash is achieved with a precisely defined maximum game.
  • the rotary bodies do not perform a net rotational movement against one another.
  • the number of teeth of the inner and outer cam ring is the same and is divisible by the number of wings.
  • Each cam track control advantageously has the same number of rolling elements as the number of vanes per rotating body.
  • the invention is not limited to the cases in which inner and outer cam rings are present, as is the case with the prior art (EP-B1-0 316 346).
  • the cam rings are connected to the shaft in a rotationally fixed manner and the second cam rings are connected in a rotationally fixed manner and the cage is connected to the housing. Dabe.
  • the first cam rings can be arranged radially on the inside of the rolling elements and the second cam rings enclose the first cam rings and the rolling elements.
  • the second cam rings are arranged radially on the inside of the rolling elements and the first cam rings are second and enclose the rolling elements.
  • the second cam rings have a smaller mass and a smaller moment of inertia, so that the mass to be accelerated and braked again and again is reduced.
  • first and second cam rings are arranged next to one another radially on the inside of the rolling elements. In this case too, the forces or torques can be transmitted effectively due to the toothing, which would not be possible without toothing in this embodiment.
  • the rolling elements can be enclosed by a massive third cam ring which (except for the guidance through the toothing) can be freely rotated and can be decelerated or accelerated exactly in the opposite direction to the accelerating and decelerating movements of the rotating elements, in order to achieve a more even running to ensure.
  • the torque can first be transmitted from the first cam ring to the first part of the rolling element and from there to the massive third cam ring. From the latter, the torque is then transmitted further via the second part of the rolling element to the second cam ring and from there to the rotating element. In this case you get a larger number of translation stages.
  • first and second cam rings enclose the rolling elements; Both cam rings, which are arranged next to each other, work together with the rolling elements from the outside.
  • first cam rings are connected to the housing, the second cam rings are connected to a rotating body and the cage is connected to the shaft.
  • the torque is not transmitted from the shaft to the first cam rings, but to the cage that carries the rolling elements.
  • gears and cam tracks are designed so that a maximum angular velocity of one rotating body corresponds to a minimum angular velocity of the other rotating body, that the angular velocity maxima and minima are arranged at intervals of half the cycle time , have the same values in the middle between two extreme values, and that in the area of the maxima the change over time is a flattened function.
  • 1 shows a section through a radial plane of the annular space of a rotary piston machine of the invention with the two rotating bodies. 2 shows the two rotating bodies in different positions;
  • Figure 4 shows the cam track on the surface of the inner cam ring.
  • FIG. 5 shows in section a somewhat modified embodiment of the rotary piston machine of FIG. 1;
  • Fig. 8 is a cross section along the line VIII-VIII of Fig. 7;
  • Fig. 11 shows yet another embodiment in cross section
  • FIG. 13 shows a cam ring with the modified toothing or cam track of FIG. 12.
  • Fig. 14 • a graphical representation of the temporal change in the angular velocity of the cam rings.
  • annular space 1 shows the annular space 1 of a rotary piston machine of the invention, which is enclosed by parts of the housing 2.
  • the impeller 3 has the vanes 3a, 3b, 3c and 3d
  • the impeller 4 has the vanes 4a, 4b, 4c and 4d. Both impellers are driven by a shaft 5 arranged in the center in a manner still to be described. With 6a-h different inlet openings and outlet openings in the end wall of the annular space 1 are designated.
  • the wing 3d begins to move faster than the wing 4a, so that the working space between the two wings is reduced and the gas is compressed until both wings have moved so far that the working space has reached the outlet opening 6b , so that the gas can escape here.
  • the wing 3d can be brought up to the wing 4a, so that the gas is pushed out completely here.
  • This mode of operation can be used both for a compressor and for an internal combustion engine. Only combustion chambers, fuel lines, etc. would have to be provided.
  • FIG 3 shows half of the machine according to the invention in an axial section. The other half of the The machine continues essentially mirror-symmetrically to the left.
  • the drive shaft 5 is rotatably mounted in the housing 2 via a spacer sleeve 15 and radial and axial bearings 16, 17 and a housing flange 18. Outside the spacer sleeve 15 there is also a coupling flange 19 and a nut 20.
  • the inner of the spacer sleeve 15 is followed by the inner cam ring 7, which consists of two parts. Then on the right is a spacer sleeve 21, which leads to the corresponding inner cam ring 7 on the other side, which is intended for driving the other of the two rotating bodies .
  • the two halves of the inner cam rings 7 are now pressed together via the spacer sleeves 15 and 21 and by a corresponding counter-pressure element on the left side of the machine, not shown, so that the rolling elements 9 are pressed outwards against the outer cam rings 8.
  • These also consist of two halves and are rotatably arranged in a casing sleeve 22 which is connected to the rotating body 3.
  • Closure flanges 23 not only hold the outer cam rings 8 firmly but also press them against one another in order to create a counterpressure for the pressure of the rolling elements 9 here.
  • the compression of the halves of the inner rings 7 or outer rings 8 can also be done via spring elements.
  • the cage 14, in which the rolling elements 9 are mounted, is finally fastened to the housing flange 18 and connected in a rotationally fixed manner to the cage on the other side of the arrangement via a spline toothing 24.
  • the cage is fixed against the housing 2 in the circumferential direction.
  • the angle setting of the cage 14 with respect to the housing can, however, still be changed by changing the angular position of the housing flange 18 with respect to the housing 2 by means of an adjustment bearing 25.
  • the rolling elements 9 are not mounted directly in the cage 14, but rather in bearings 50 which are designed in the form of a guader and which are received in corresponding grooves in the cage 14 in such a way that they have no play in the circumferential direction, but move a little back and forth in the radial direction can. This enables the rolling elements 9 to be pressed outwards during tensioning.
  • the housing 2 is composed of two halves, the seal 31 being provided at the dividing line 33 thereof. If the sealing effect between the vanes of the rotating bodies 3, 4 and the wall of the annular space 1 deteriorates, tightening a bolt guided through the bore 34 can ensure that the two housing halves are moved closer together, as a result of which better contact between the housing walls and Rotational bodies 3, 4 is given in the annular space, whereby the sealing effect is improved.
  • the rolling elements 9 designed in the form of a double cone are provided with bevel gear teeth 51. This involves involute toothing, the involute plane being perpendicular to the axis of the rolling elements 9.
  • the inside of the cam rings 7 and 8 have essentially a similar surface to the outer surface of the rolling elements 9. However, there are gaps 52 between the rings 7, 8 on the one hand and the rolling element 9 on the other hand. Rings 7, 8 on the one hand and rolling elements 9 on the other only touch in Area of the cam tracks 53, which are provided on the inner surfaces of the cam rings 7, 8 as elongate projections, which have an involute toothing on their surface which corresponds to that of the rolling elements 9.
  • the teeth not only of the rolling elements 9, but also of the cam tracks 53, have one Bevel gear toothing corresponds to a larger module or a larger pitch in the middle than towards the axial ends of the rolling element 9.
  • the cam tracks 53 have different distances from the center plane.
  • the transmission ratio changes both from the inner cam ring 7 to the rolling element 9 and from the rolling element 9 to the outer cam ring 8. If the shaft 5 is now driven, the inner ring 7 rotates uniformly with it.
  • the roller body 9 will assume a changing rotational speed, depending on how far the cam track 53 is at the point of contact between the roller body 9 and the inner ring 7 just from the center line.
  • the transmission ratio between the rolling element 9 and the outer ring also varies accordingly, so that the rotating element 3 performs the desired, non-uniform rotational movement.
  • the embodiment of FIG. 3 has four rolling elements 9, two of which are visible in the figure. Two further rolling elements 9 are located at an angular distance of 90 ° in front of the drawing plane and behind the drawing plane.
  • the cam tracks 53 have a profile (distance from the center plane as a function of the angle around the center axis of the rolling element 9) which has a period of 90 °.
  • the cam track 53 has a distance from the central plane that varies with the angle.
  • the involute toothing 54 has a larger module (pitch, tooth spacing) near the center line (at B) than in the outer area (at A).
  • FIG. 5 essentially corresponds to the embodiment of FIG. 3.
  • the housing 2 needs therefore have only a relatively small bore through which the second cam ring 8 and the rotating body 4 are connected on the circumference of the shaft 5.
  • the first cam ring 7, which is connected directly to the shaft 5, is arranged outside the rolling elements 9. A better engagement takes place between these two parts, which enables a better transmission of the torque to the rolling elements 9.
  • the second cam ring 8 is arranged within the rolling elements 9 and is connected again to the rotating element 4. The advantage is that the non-uniformly moving mass is smaller than in the first embodiment.
  • the first cam ring 7 is arranged next to the second cam ring 8; both cam rings are arranged within the rolling element 9.
  • the first cam ring 7 is connected to the shaft 5, the second cam ring 8 to the rotary body 4 in a rotationally fixed manner.
  • the torque transmission takes place without an outer cam ring.
  • a freely rotatable cam ring 54 is provided, which is moved in opposite directions to the rotating body 4 and is accelerated or decelerated so that the machine runs more smoothly.
  • the rotating body 9 is constructed from two parts and with a stepped bearing
  • the central axis 57 is mounted on a central axis 57.
  • the central axis 57 is mounted on a central axis 57.
  • the rolling element consists of two parts 9a and 9b, between which bearings 60 are arranged.
  • the torque is transmitted from the shaft 5 to the first cam ring 7 7 from there to the left rolling element part 9a and from there to the outer massive cam ring 54, which again counteracts or fluctuates torque fluctuations or rotational accelerations of the rotating body 4 equal.
  • the torque is then transmitted from the massive cam ring 54 to the right-hand part 9b of the rolling element and from there to the inner second cam ring 8, which in turn is connected to the rotating body 4. You have a double translation here.
  • both the first cam ring 7 and the second cam ring 8 act externally on the roller body 9. This results in a more reliable torque transmission from the cam rings to the rolling element and vice versa, since the rolling element 9 nestles into corresponding curved surfaces of the cam rings 7 and 8, while a more or less point-like contact takes place in the case of an inner curve ring.
  • the first cam ring 7 is connected to the shaft 5, the second cam ring 8 with the rotating body 4 in a rotationally fixed manner.
  • the first cam ring 7 is connected to the housing 2.
  • the torque from the shaft 5 is transferred to the associated cage 14, which rotates with the shaft 5.
  • the torque is then transmitted via the freely rotatable rolling element 9 to the second cam ring 8, which in turn is connected to the rotating element 4.
  • the inner ring (only one inner ring half is shown), e.g. the inner ring 7 of the embodiment of FIGS. 1 to 4, as shown in FIG. 13, is provided with bevel gear teeth 54 in the pointed part and with curved tooth teeth 53 in the part lying further to the end of the truncated cone. This prevents the teeth from being very far apart at the end of the truncated cone.
  • the rolling element 9 or the rolling element half 9, which is shown in FIG. 12, is of exactly complementary design.
  • the interrupted cam tracks 53 continue analogously in the other part.
  • the diagram in FIG. 14 shows that in the course of a cycle (0-1 on the t-axis) the angular velocity of the two cam rings 8 moves back from a minimum value to a maximum value and then back to a minimum value . After half a period, the minimum value of one curve ring has changed to the maximum value and vice versa. Exactly in the middle between the maximum values, both reach half the value. In the area of the maxima and minima, the curves are not pointed, but flattened, so that a longer period of time for gas exchange is available.

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Description

Drehkolbenmaschine
Die Erfindung betrifft eine Drehkolbenmaschine mit einem Gehäuse, mit einer im Gehäuse gelagerten Welle, mit einem Ringraum, in dem zwei Rotationskörper angeordnet sind und an dessen Wänden, in denen Ein- und Auslaßöffnungen für das Arbeitsmedium vorgesehen sind, die Rotationskörper dichtend anliegen, wobei jeder Rotationskörper radial sich nach außen erstreckende sektorför ige Flügel aufweist, die beiden Rota¬ tionskörper koaxial angeordnet sind und ihre Flügel so inein¬ andergreifen, daß jeweils ein Flügel des einen Rotationskör¬ pers zwischen zwei Flügeln des anderen Rotationskörpers ange¬ ordnet ist, wobei eine Kurvenbahnsteuerung vorgesehen ist, durch die bei Rotation der Welle beide Rotationskörper Drehun¬ gen mit zyklischen Änderungen der Rotationsgeschwindigkeit und der Abstände zwischen den Flügeln der beiden Rotationskörper ausführen und die Kurvenbahnsteuerung erste Kurvenbahnsteue¬ rungsmittel in Form von ersten Kurvenringen, zweite Kurven- bahnsteuerungsmittel in Form von zweiten Kurvenringen und dritte Kurvenbahnsteuerungsmittel in Form eines Käfigs mit darin in U fangsrichtung unverschiebbar gehaltenen, sich zu beiden Stirnflächen hin kegelförmig verjüngenden Wälzkörpern, die auf den ersten und zweiten Kurvenringen abrollen, wobei eines der Kurvenbahnsteuerungsmittel mit der Welle und ein anderes der Kurvenbahnsteuerungsmittel mit einem der Rota¬ tionskörper drehfest und das verbleibende der Kurvenbahn- st'euerungsmittel mit dem Gehäuse verbunden ist. Bei einer solchen Drehkolbenmaschine (EP-B1-0 316 346) erfolgt die Kurvenbahnsteuerung der Rotationskörper jeweils mit zwei Sätzen von Elementen, die jeweils einen inneren Kurvenring, Wälzkörper und einen äußeren Kurvenring aufweisen. Zwei sol¬ cher Sätze von Steuerungen sind erforderlich, da nur über einen gewissen Winkelbereich (z.B. 45°) die Wälzkörper vom inneren Kurvenring nach außen gedrückt werden können und dann diese Wälzkörper wiederum den äußeren Kurvenring durch die nach außen gerichtete Kraft so drehen, daß ein Drehmoment vom inneren Kurvenring auf den äußeren Kurvenring übertragen werden kann. Anschließend müssen dann die Wälzkörper wieder nach innen bewegt werden; während dieser Zeit kann kein Drehmoment vom inneren Kurvenring auf den äußeren Kurvenring übertragen werden. Es muß daher ein zweiter Satz einer solchen Kurvenbahnsteuerung vorgesehen sein, der in diesem Drehwinkel¬ bereich die Drehmomentübertragung bewirkt. Das Entsprechende gilt natürlich, wenn vom äußeren Kurvenring auf den inneren Kurvenring Drehmomente übertragen werden sollen. Es versteht sich, daß durch die große Zahl von Elementen der Kurvenbahn¬ steuerung der Aufbau verhältnismäßig aufwendig wird und auch erhöhte Reibungsverluste auftreten können. Außerdem haben die Kurvenringe verhältnismäßig komplizierte Form, so daß' ihre Herstellung aufwendig und teuer ist.
Die Aufgabe der Erfindung besteht in der Schaffung einer Drehkolbenmaschine der eingangs genannten Art, die einfacher aufgebaut ist.
Die erfindungsgemäße Lösung besteht darin, daß die Wälzkörper mit Kegelradverzahnungen versehen sind, daß die zu den Wälz¬ körpern gerichteten Oberflächen der Kurvenbahnen der Kurven¬ ringe in einer rotationssymmetrischen, der Oberfläche der Wälzkörper entsprechenden Fläche angeordnet und mit entspre¬ chenden Innenkegelradverzahnungen versehen sind, und daß für jeden Rotationskörper höchstens eine Kurvenbahnsteuerung mit einem ersten und zweiten äußeren Kurvenring und Wälzkörpern vorgesehen ist. Statt zwei der erwähnten Sätze von Elementen benötigt man nur noch einen Satz. Die Wälzkörper übertragen das Drehmoment vom ersten auf den zweiten Kurvenring oder umgekehrt nicht mehr dadurch, daß sie sich nach außen oder nach innen bewegen. Sie behalten vielmehr ihre Radialstellung zumindest im wesentli¬ chen bei und übertragen die Drehmomente durch Drehung mit Hilfe der Verzahnungen.
Die Wälzkörper rollen dabei auf den verhältnismäßig schmalen Kurvenbahnen ab, die von den zu den Wälzkörpern gerichteten Oberflächen der Kurvenringe hervorstehen. Diese Oberflächen liegen in Flächen, die im wesentlichen die gleiche Doppelke¬ gelform wie die Wälzkörper haben und ebenfalls mit Verzah¬ nungen versehen sind. Solche im wesentlichen kegelförmigen Oberflächen können wesentlich leichter hergestellt werden als die komplizierten Kurvenformen der vorbekannten Drehkolbenma¬ schine. Auch die zu den Wälzkörpern gerichteten Oberflächen der Kurvenringe insgesamt können bis auf die vorstehenden Kurvenbahnen rotationssymmetrisch oder doppelkegelförmig sein, wodurch sie ebenfalls leichter herzustellen sind.
Obwohl es denkbar ist, daß nur ein Rotationskörper mit einer Kurvenbahnsteuerung versehen ist, ist zweckmäßigerweise für jeden der Rotationskörper eine solche Kurvenbahnsteuerung vorgesehen.
Damit die Kurvenbahnsteuerung spielfrei arbeitet, ist zweckmä¬ ßigerweise vorgesehen, daß die Verzahnungen Evolventenverzah¬ nungen sind, deren Evolventengeometrie senkrecht zur Achse des Wälzkörpers steht.
Die Vorteile von Evolventenverzahnungen sind dem Fachmann bekannt. Steht die Evolventengeometrie senkrecht zur Achse des Wälzkörpers und nicht, wie dies sonst bei Kegelzahnrädern üblich ist, senkrecht auf der Oberfläche des Kegels, so hat man neben der Mittellinie der Kurvenbahn eine Profilverschie¬ bung, in der die Zahnräder immer noch spielfrei ineinander eingreifen. Man hat also sozusagen jeweils auf der Mittellinie ein Nullgetriebe und auf beiden Seiten V-Nullgetriebe (Decker, "Maschinenelemente, Gestaltung und Berechnung", Carl Hanser Verlag München 1963, S. 370-373).
Bei Evolventengetrieben beträgt nach DIN 867 der Eingriffs¬ winkel 20°. Wird vorgesehen, daß der Eingriffswinkel ungefähr 30 bis 50°, insbesondere ungefähr 35 bis 40° beträgt, so können durch die Kurvenringe und die Wälzkörper nicht nur die Drehmomente wie gewünscht übertragen werden, sondern auch radiale Kräfte aufgenommen werden. Die Kurvenbahnsteuerungen können daher als zusätzliche Lager dienen. Unter gewissen Umständen wird man sogar völlig auf andere Lager verzichten können, was den Aufbau der Drehkolbenmaschine weiter verein¬ facht.
Wenn die Kurvenringe aus zwei axial hintereinander angeordne¬ ten Hälften aufgebaut sind, so sind sie leichter herzustellen. Außerdem kann die Kurvenbahnsteuerung leichter zusammengesetzt werden. Werden die Kurvenringe axial zusammengespannt, was durch eine Einspannung und/oder mit entsprechenden Federn geschehen kann, so könnten auf die Lager der Wälzkörper Radialkräfte einwirken, wenn z.B. die inneren Kurvenringe eine größere Radialkraft als die äußeren Kurvenringe ausüben. Es ist daher zweckmäßigerweise vorgesehen, daß die Wälzkörper, die sich in Umfangsrichtung nicht bewegen können, in Lagerun¬ gen gehalten sind, die in Radialrichtung zumindest um einen gewissen Betrag verschiebbar sind. In diesem Falle können die Wälzkörper den ungleichmäßigen Kräften ausweichen.
Zweckmäßigerweise sind die Achsen der Wälzkörper in den Lage¬ rungen dabei mit einer elastischen Kraft in Richtung zur Rota¬ tionsachse beaufschlagt. Wirken keine Drehmomente, so nehmen die Achsen ohne Spiel die der Rotationsachse benachbarte Stel¬ lung ein. Wächst das Drehmoment an, so können die Achsen in den Lagerungen nach außen bis zu einer neuen Grenzstellung nachgeben. Auf diese Weise wird das benötigte Flankenspiel mit einem genau definierten Maximalspiel erzielt.
In den meisten Fällen wird man beabsichtigen, daß die Rota¬ tionskörper keine Nettodrehbewegung gegeneinander ausführen. Zu diesem Zweck ist zweckmäßigerweise vorgesehen, daß die Zahl der Zähne von innerem und äußerem Kurvenring gleich ist und durch die Zahl der Flügel teilbar ist. Beim Betrieb wird dann der Wälzkörper mit seinem mittleren Bereich mit dem äußeren Kurvenring und mit seinen Endbereichen mit dem Innenring zusammenwirken.
Vorteilhafterweise weist jede Kurvenbahnsteuerung die gleiche Anzahl von Wälzkörpern auf wie die Anzahl der Flügel pro Rotationskörper.
Es ist ohne weiteres möglich, die äußeren Kurvenringe mit den entsprechenden Rotationskörpern so zu verbinden, daß die Ver¬ bindung völlig im achsnahen Teil vorhanden ist. Die den ent¬ sprechenden Verbindungsteil umschließende Dichtung kann daher ebenfalls verhältnismäßig klein gemacht werden und nutzt wenig ab, da hier verhältnismäßig kleine Relativgeschwindigkeiten zwischen Drehung und sich drehenden Teilen auftreten.
Die Erfindung ist nicht auf die Fälle beschränkt, bei denen innere und äußere Kurvenringe vorhanden sind, wie dies beim Stand der Technik (EP-B1-0 316 346) der Fall ist. Vorteil¬ hafterweise, aber nicht notwendigerweise kann vorgesehen werden, daß die Kurvenringe mit der Welle und die zweiten Kurvenringe mit einem Rotationskörper drehfest verbunden und der Käfig mit dem Gehäuse verbunden ist. Dabe. können zwar, wie dies beim Stand der Technik der Fall ist, die ersten Kurvenringe radial innen von den Wälzkörpern angeordnet sein und die zweiten Kurvenringe die ersten Kurvenringe und die Wälzkörper umschließen. Erfindungsgemäß kann aber auch vorge¬ sehen werden, daß die zweiten Kurvenringe radial innen von den Wälzkörpern angeordnet sind und die ersten Kurvenringe die zweiten und die Wälzkörper umschließen. Wegen des in diesem Falle sich über einen größeren Winkelbereich erstreckenden Eingriffs der ersten Kurvenringe mit den Wälzkörpern kann so besser das möglicherweise beträchtliche Drehmoment von der Welle auf die Wälzkörper übertragen werden. Außerdem haben die zweiten Kurvenringe kleinere Masse und kleineres Trägheits¬ moment, so daß die immer wieder zu beschleunigende und immer wieder abzubremsende Masse verringert wird.
Bei einer weiteren vorteilhaften Aus ührungsform kann vorge¬ sehen werden, daß die ersten und zweiten Kurvenringe neben¬ einander radial innen von den Wälzkörpern angeordnet sind. Auch in diesem Falle können die Kräfte bzw. Drehmomente auf¬ grund der Verzahnungen wirkungsvoll übertragen werden, was bei dieser Ausführungsform ohne Verzahnungen nicht möglich wäre.
Außerhalb der Wälzkörper befindet sich in diesem Falle kein Kurvenring. Die Wälzkörper können jedoch von einem masse¬ reichen dritten Kurvenring umschlossen sein, der (bis auf die Führung durch die Verzahnung) frei drehbar ist und jeweils genau entgegen den Beschleunigungs- und Verzögerungsbewegungen der Rotationskörper verzögert bzw. beschleunigt werden kann, um so ein gleichmäßigeres Laufen zu gewährleisten.
Wenn die Wälzkörper aus zwei unabhängig voneinander drehbaren Teilen bestehen, so kann im letzteren Falle das Drehmoment zunächst vom ersten Kurvenring auf den ersten Teil des Wälz¬ körpers und von dort auf den massereichen dritten Kurvenring übertragen werden. Von dem letzteren wird das Drehmoment dann weiter über den zweiten Teil des Wälzkörpers auf den zweiten Kurvenring und von dort auf den Rotationskörper übertragen. In diesem Falle erhält man eine größere Zahl von Übersetzungs- stufen.
Bei einer weiteren Ausführungsform kann vorgesehen sein, daß die ersten und zweiten Kurvenringe die Wälzkörper umschließen; beide Kurvenringe, die nebeneinander angeordnet sind, arbeiten also von außen mit den Wälzkörpern zusammen.
Bei einer anderen vorteilhaften Ausführungsform sind die ersten Kurvenringe mit dem Gehäuse, die zweiten Kurvenringe mit einem Rotationskörper und der Käfig mit der Welle verbun¬ den. In diesem Falle wird also das Drehmoment von der Welle nicht auf die ersten Kurvenringe, sondern auf den Käfig über¬ tragen, der die Wälzkörper trägt.
Da sich der Zahnabstand der Verzahnungen mit wachsendem Durch¬ messer in Richtung zum Kegelstumpfende vergrößern, können hier Probleme auftreten. Diese großen Abstände können vermieden werden, wenn die Kegelflächen der Wälzkörper und der Kurven¬ ringe jeweils zur Hälfte Kegelradverzahnungen und zur anderen Hälfte erhabene Kurvenbahnen aufweisen. Die Kurvenbahn ist so¬ zusagen unterbrochen und setzt sich nach einem gewissen Winkelbereich auf der einen Fläche auf der anderen Fläche des anderen Teiles fort.
Für einen gleichmäßigen Lauf ist es sehr wichtig, daß die Verzahnungen und Kurvenbahnen so ausgebildet sind, daß eine maximale Winkelgeschwindigkeit des einen Rotationskörpers jeweils einer minimalen Winkelgeschwindigkeit des anderen Rotationskörpers entspricht, daß die Winkelgeschwindigkeits- maxima und -minima jeweils in Abständen der halben Zyklusdauer angeordnet sind, in der Mitte zwischen zwei Extremwerten gleiche Werte haben, und daß im Bereich der Maxima die zeit¬ liche Änderung eine abgeflachte Funktion ist.
Die Erfindung wird im folgenden anhand von vorteilhaften Aus- führungsformen unter Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnun¬ gen beschrieben. Es zeigen:
Fig. 1 einen Schnitt durch eine Radialebene des Ringraums einer Drehkolbenmaschine der Erfindung mit den beiden Rotationskörpern; Fig. 2 die beiden Rotationskörper in verschiedenen Stel¬ lungen;
Fig. 3 eine Hälfte der Maschine im Querschnitt;
Fig. 4 die Kurvenbahn auf der Oberfläche des inneren Kurvenrings;
Fig. 5 im Schnitt eine etwas abgewandelte Ausführungsform der Drehkolbenmaschine der Fig. 1;
Fig. 6 im Querschnitt eine andere Ausführungsform;
Fig. 7 noch eine andere Ausführungsform im Schnitt;
Fig. 8 einen Querschnitt entlang der Linie VIII-VIII von Fig. 7;
Fig. 9 im Querschnitt noch eine weitere Ausführungsform;
Fig. 10 im Querschnitt noch eine weitere Ausführungsform;
Fig. 11 eine noch andere Ausführungsform im Querschnitt;
Fig. 12 im Axialschnitt eine andere Art der Verzahnung bzw. Kurvenbahnen;
Fig. 13 einen Kurvenring mit der abgewandelten Verzahnung bzw. Kurvenbahn der Fig. 12; und
Fig. 14 • eine graphische Darstellung der zeitlichen Änderung der Winkelgeschwindigkeit der Kurvenringe.
In Fig. 1 ist der Ringraum 1 einer Drehkolbenmaschine der Erfindung gezeigt, der von Teilen des Gehäuses 2 umschlossen wird. Im Ringraum 1 befinden sich die beiden ineinandergrei¬ fenden Rotationskörper, die als Flügelräder 3 und 4 ausgebildet sind. Das Flügelrad 3 weist dabei die Flügel 3a, 3b, 3c und 3d auf, während das Flügelrad 4 die Flügel 4a, 4b, 4c und 4d aufweist. Beide Flügelräder werden durch eine mittig angeordnete Welle 5 auf noch zu beschreibende Weise angetrie¬ ben. Mit 6a-h sind verschiedene Einlaßöffnungen und Auslaßöff¬ nungen in der Stirnwand des Ringraumes 1 bezeichnet.
Die Arbeitsweise dieser Anordnung ist die folgende. Bewegt sich die Welle 5 im Gegenuhrzeigersinn, so werden die Flügel¬ räder 3 und 4 auf noch zu beschreibende Weise mit unterschied¬ lichen Geschwindigkeiten im Uhrzeigersinn gedreht. Bei der gezeigten Stellung würde sich zum Beispiel das Flügelrad 4 im Uhrzeigersinn schneller drehen als das Flügelrad 3. In f esem Fall würde sich der Arbeitsraum zwischen den Flügeln 3d und 4a vergrößern, so daß Gas durch den Einlaßkanal 6a eingesaugt wird. Zu einem späteren Zeitpunkt wird dann dieser Einlaßkanal 6a durch den langsam nachfolgenden Flügel 3d verschlossen. Etwa von diesem Moment an beginnt sich der Flügel 3d schneller zu bewegen als der Flügel 4a, so daß der Arbeitsraum zwischen beiden Flügeln verkleinert wird und das Gas komprimiert wird, bis sich beide Flügel soweit bewegt haben, daß der Arbeitsraum über der Auslaßöffnung 6b angelangt ist, so daß hier das Gas entweichen kann. Zu diesem Zeitpunkt kann dann der Flügel 3d bis an den Flügel 4a herangeführt werden, so daß das Gas hier völlig herausgedrückt wird.
Diese Wirkungsweise kann sowohl für einen Kompressor als auch für eine Verbrennungskraftmaschine verwendet werden. Es müßten lediglich Verbrennungsräume, Brennstoffleitungen usw. vorgese¬ hen werden.
In Fig. 2 sind vier Phasen des eben beschriebenen Arbeitszy¬ klus dargestellt. Nach einer 90°-Drehung der beiden Rotations¬ körper beginnt ein neuer Arbeitszyklus.
In Fig. 3 ist in einem Axialschnitt eine Hälfte der erfin¬ dungsgemäßen Maschine dargestellt. Die andere Hälfte der Maschine setzt sich dabei im wesentlichen spiegelsymmetrisch nach links hin fort.
Die Antriebswelle 5 ist über eine Distanzhülse 15 und Radial- sowie Axiallager 16, 17 und einen Gehäuseflansch 18 im Gehäuse 2 drehbar gelagert. Außerhalb der Distanzhülse 15 schließen sich noch ein Kupplungsflansch 19 sowie eine Mutter 20 an. Innen von der Distanzhülse 15 folgt der aus zwei Teilen bestehende innere Kurvenring 7. Rechts schließt sich dann eine Distanzhülse 21 an, die zu dem entsprechenden inneren Kurven¬ ring 7 auf der anderen Seite führt, der für den Antrieb des anderen der beiden Rotationskörper bestimmt ist.
Durch Spannen der Mutter 20 werden nun über die Distanzhülsen 15 und 21 sowie durch ein entsprechendes Gegendruckelement auf der linken nicht gezeigten Seite der Maschine die beiden Hälften der Kurveninnenringe 7 zusammengedrückt, so daß die Wälzkörper 9 nach außen gedrückt werden, und zwar gegen die äußeren Kurvenringe 8. Diese bestehen ebenfalls aus zwei Hälften und sind in einer Mantelhülse 22 drehfest angeordnet, die mit dem Rotationskörper 3 verbunden ist. Durch Verschlu߬ flansche 23 werden die äußeren Kurvenringe 8 nicht nur festge¬ halten, sondern auch gegeneinander gedrückt, um hier einen Gegendruck für den Druck der Wälzkörper 9 zu schaffen. Das Zusammendrücken der Hälften der Innenringe 7 oder Außenringe 8 kann dabei auch über Federelemente erfolge .
Der Käfig 14, in dem die Wälzkörper 9 gelagert sind, ist schließlich am Gehäuseflansch 18 befestigt und über eine Planverzahnung 24 mit dem Käfig auf der anderen Seite der Anordnung drehfest verbunden. Auf diese Weise ist der Käfig in Umfangsrichtung gegen das Gehäuse 2 festgelegt. Die Winkelein¬ stellung des Käfigs 14 in bezug auf das Gehäuse kann aber noch dadurch geändert werden, daß die Winkelstellung des Gehäuse¬ flansches 18 in bezug auf das Gehäuse 2 durch ein Verstellager 25 geändert wird. Die Wälzkörper 9 sind nicht direkt im Käfig 14 gelagert, sondern in außen guaderförmig ausgebildeten Lagern 50, die in entsprechenden Nuten des Käfigs 14 so aufgenommen sind, daß sie in Umfangsrichtung kein Spiel haben, sich aber in Radial¬ richtung ein wenig hin- und herbewegen können. Dies ermög¬ licht, daß die Wälzkörper 9 beim Spannen nach außen gedrückt werden können.
Bei 26 bis 30 sind noch Dichtungen gezeigt, bei 31 eine weitere Dichtung zwischen den Gehäusehälften. 32 schließlich ist eine Gleithülse zwischen Käfig 14 und Rotor 3.
Wie gesagt, ist das Gehäuse 2 aus zwei Hälften zusammenge¬ setzt, wobei bei der Trennlinie 33 derselben die Dichtung 31 vorgesehen ist. Wenn die Dichtwirkung zwischen den Flügeln der Rotationskörper 3, 4 und der Wand des Ringraums 1 schlechter wird, kann durch Anziehen eines durch die Bohrung 34 geführten Bolzens dafür gesorgt werden, daß die beiden Gehäusehälften enger aufeinander zubewegt werden, wodurch ein besserer Kontakt zwischen Gehäusewänden und Rotationskörpern 3, 4 im Ringraum gegeben ist, wodurch die Dichtwirkung verbessert wird.
Die in Form eines Doppelkegel ausgebildeten Wälzkörper 9 sind mit einer Kegelradverzahnung 51 versehen. Es handelt sich dabei um eine Evolventenverzahnung, wobei die Evolventenebene senkrecht zur Achse der Wälzkörper 9 steht. Die Kurvenringe 7 und 8 haben innen im wesentlichen eine ähnliche Fläche wie die Außenfläche der Wälzkörper 9. Es bestehen aber zwischen den Ringen 7, 8 einerseits und dem Wälzkörper 9 andererseits Zwischenräume 52. Ringe 7, 8 einerseits und Wälzkörper 9 andererseits berühren sich nur im Bereich der Kurvenbahnen 53, die auf den Innenflächen der Kurvenringe 7, 8 als längliche Vorsprünge vorgesehen sind, die an ihrer Oberfläche eine Evolventenverzahnung tragen, die derjenigen der Wälzkörper 9 entspricht. Die Verzahnungen nicht nur der Wälzkörper 9, sondern auch der Kurvenbahnen 53, haben, wie die einer Kegelradverzahnung entspricht, in der Mitte einen größeren Modul bzw. eine größere Teilung als zu den axialen Enden des Wälzkörpers 9 hin. In Umfangsrichtung haben die Kurvenbahnen 53 unterschiedliche Abstände von der Mittelebene. Dadurch ändert sich das Übersetzungsverhältnis sowohl vom inneren Kurvenring 7 zum Wälzkörper 9 als auch vom Wälzkörper 9 zum äußeren Kurvenring 8. Wird nun die Welle 5 angetrieben, so dreht sich mit ihr der Innenring 7 gleichförmig. Der Wälzkör¬ per 9 wird eine wechselnde Drehgeschwindigkeit annehmen, je nach dem, wie weit die Kurvenbahn 53 an der Berührungsstelle zwischen Wälzkörper 9 und Innenring 7 gerade von der Mittelli¬ nie entfernt ist. Auch das Übersetzungsverhältnis zwischen Wälzkörper 9 und Außenring variiert entsprechend, so daß der Rotationskörper 3 die gewünschte, nicht gleichförmige Drehbe¬ wegung durchführt.
Die Ausführungsform der Fig. 3 weist vier Wälzkörper 9 auf, von denen in der Figur zwei sichtbar sind. Zwei weitere Wälzkörper 9 befinden sich in einem Winkelabstand von 90° vor der Zeichnungsebene und hinter der Zeichnungsebene. Die Kurvenbahnen 53 haben dabei einen Verlauf (Abstand von der Mittelebene als Funktion des Winkels um die Mittelachse des Wälzkörpers 9), der eine Periode von 90° hat.
In Fig. 4 ist die Kurvenbahn der äußeren Oberfläche einer Hälfte eines inneren Kurvenrings 7 gezeigt. Die Kurvenbahn 53 hat, wie deutlich sichtbar, einen mit dem Winkel variierenden Abstand von der Mittelebene. Die Evolventenverzahnung 54 hat in der Nähe der Mittellinie (bei B) einen größeren Modul (Teilung, Zahnabstand) als im äußeren Bereich (bei A) .
In den Fig. 5 bis 11 ist jeweils nur die Umgebung eines Wälz¬ körpers 9 dargestellt, um die Arbeitsweise anderer Ausfüh- rungsformen zu verdeutlichen. Es sind dabei auch im Vergleich zu Fig. 1 jeweils die Verhältnisse links von der Mittelebene
* der Maschine dargestellt. Die Ausführungsform der Fig. 5 entspricht im wesentlichen der Ausführungsform der Fig. 3. Es ist hier lediglich der äußere Kurvenring 8 nicht in der Nähe seines Umfangs mit den Rota¬ tionskörper 4 verbunden, sondern in der Nähe der Welle 5. Das Gehäuse 2 braucht daher nur eine verhältnismäßig kleine Bohrung aufweisen, durch die hindurch am Umfang der Welle 5 der zweite Kurvenring 8 und der Rotationskörper 4 verbunden sind. Im Bereich einer hier angeordneten Dichtung 55 finden daher nur verhältnismäßig geringe Relativ-Umfangsgeschwindig- keiten statt, so daß die Dichtung weniger stark verschleißt.
Bei der Ausführungsform der Fig. 6 ist der erste Kurvenring 7, der direkt mit der Welle 5 verbunden ist, außerhalb der Wälzkörper 9 angeordnet. Es findet so ein besserer Eingriff zwischen diesen beiden Teilen statt, was eine bessere Über¬ tragung des Drehmomentes auf die Wälzkörper 9 ermöglicht. Der zweite Kurvenring 8 ist innerhalb der Wälzkörper 9 angeordnet und wieder mit dem Rotationskörper 4 verbunden. Der Vorteil ist, daß die ungleichförmig bewegte Masse kleiner ist als bei der ersten Ausführungsform.
Bei der Ausführungsform der Fig. 7 ist der erste Kurvenring 7 neben dem zweiten Kurvenring 8 angeordnet; beide Kurvenringe sind innerhalb des Wälzkörpers 9 angeordnet. Der erste Kurven¬ ring 7 ist mit der Welle 5, der zweite Kurvenring 8 mit dem Rotationskörper 4 drehfest verbunden. Die Drehmomentübertra¬ gung findet ohne äußeren Kurvenring statt. Hier ist jedoch ein abgesehen von der Verzahnung frei drehbarer Kurvenring 54 vor¬ gesehen, der jeweils gegenläufig zum Rotationskörper 4 bewegt und beschleunigt oder verzögert wird, so daß die Maschine gleichmäßiger läuft.
In der Figur ist weiter zu sehen, daß der Drehkörper 9 aus zwei Teilen aufgebaut ist und mit einem stufenförmigen Lager
56 auf einer mittigen Achse 57 gelagert ist. Die mittige Achse
57 ist in quaderförmigen Lagern 50 gelagert, die sich in Umfangsrichtung nicht, in Radialrichtung aber ein wenig entgegen der Kraft einer Feder 58 nach außen bewegen können. Wenn keine Drehmomente übertragen werden, befinden sich die Lager 50 radial innen und werden dann bei größeren Drehmomen¬ ten gegen die Kraft der Feder bzw. Federn 58 nach außen gedrückt, wobei dieser nach außen gerichteten Bewegung aber Grenzen gesetzt sind. Die Lager 50, die Achse 57 der Rotati¬ onskörper und die Feder 58 sind in Fig. 8 noch deutlicher dargestellt. Man erkennt dort auch die Anschlagfläche 59, die die radial nach außen gerichtete Bewegung des Lagerteiles 50 begrenzt.
Bei der Ausführungsform der Fig. 9 besteht der Wälzkörper aus zwei Teilen 9a und 9b, zwischen denen Lager 60 angeordnet sind. Das Drehmoment wird von der Welle 5 auf den ersten Kurvenring 77 von dort auf den linken Wälzkörperteil 9a und von dort auf den äußeren massereichen Kurvenring 54 übertra¬ gen, der wieder Drehmomentschwankungen bzw. Drehbeschleuni¬ gungen des Rotationskörpers 4 entgegenwirkt bzw. diese aus¬ gleicht. Von dem massereichen Kurvenring 54 erfolgt dann die Übertragung des Drehmoments auf den rechten Teil 9b des Wälz- körpers und von dort auf den inneren zweiten Kurvenring 8, der wiederum mit dem Rotationskörper 4 verbunden ist. Man hat hier eine doppelte Übersetzung.
Bei der Ausführungsform der Fig. 10 greifen sowohl der erste Kurvenring 7 als auch der zweite Kurvenring 8 äußern am Wälz¬ körper 9 an. Man erhält so eine zuverlässigere Drehmomentüber¬ tragung von den Kurvenringen auf den Wälzkörper und umgekehrt, da sich der Wälzkörper 9 in entsprechende Krummungsflächen der Kurvenringe 7 und 8 hineinschmiegt, während bei einem inneren Kurvenririg ein mehr oder weniger lediglich punktförmiger Kontakt stattfindet. Der erste Kurvenring 7 ist mit der Welle 5, der zweite Kurvenring 8 mit dem Rotationskörper 4 drehfest verbunden.
Bei der Ausführungsform der Fig. 11 ist der erste Kurvenring 7 mit dem Gehäuse 2 verbunden. Das Drehmoment von der Welle 5 wird auf den damit verbundenen Käfig 14 übertragen, der sich mit der Welle 5 dreht. Das Drehmoment wird dann über den frei rotierbaren Wälzkörper 9 auf den zweiten Kurvenring 8 übertra¬ gen, der wiederum mit dem Rotationskörper 4 verbunden ist.
Bei der Ausführungsform der Fig. 12 und 13 ist der Innenring (es ist nur eine Innenringhälfte gezeigt), z.B. der Innenring 7 der Ausführungform der Fig. 1 bis 4, wie dies in Fig. 13 gezeigt ist, im spitzen Teil mit Kegelradverzahnung 54 und im weiter zum Kegelstumpfende liegender .'eil mit einer Kurven¬ bahnverzahnung 53 versehen. Dadurch .vird vermieden, daß am Kegelstumpfende die Zähne sehr große Abstände haben.
Der Wälzkörper 9 bzw. die Wälzkörperhälfte 9, die in Fig. 12 dargestellt ist, ist genau komplementär ausgebildet. Die unterbrochenen Kurvenbahnen 53 setzen sich analog im jeweils anderen Teil fort.
Dem Diagramm der Fig. 14 ist zu entnehmen, daß im Laufe eines Zyklus (0-1 auf der t-Achse) die Winkelgeschwindigkeit der beiden Kurvenringe 8 sich jeweils von einem Minimalwert bis zu einem Maximal- und dann wieder zu einem Minimalwert zurückbe¬ wegt. Nach jeweils einer halben Periode hat sich der Minimal¬ wert des einen Kurvenrings in den Maximalwert geändert und umgekehrt. Jeweils genau in der Mitte zwischen den Maximal¬ werten erreichen beide den halben Wert. Im Bereich der Maxima und Minima sind die Kurven nicht spitz, sondern abgeflacht, damit hier ein größerer Zeitraum für Gasaustausch zur Verfü¬ gung steht.

Claims

Patentansprüche
1. Drehkolbenmaschine mit einem Gehäuse (2), mit einer im Gehäuse (2) gelagerten Welle (5), mit einem Ringraum (1), in dem zwei Rotationskörper (3, 4) angeordnet sind und an dessen Wänden, in denen Ein- und Auslaßöffnungen (6a-6h) für das Arbeitsmedium vorgesehen sind, die Rotationskörper (3, 4) dichtend anliegen, wobei jeder Rotationskörper (3, 4) radial sich nach außen erstreckende sektorförmige Flügel (3a-3d, 4a-4d) aufweist, die beiden Rotationskörper (3, 4) koaxial angeordnet sind und ihre Flügel so ineinan¬ dergreifen, daß jeweils ein Flügel des einen Rotationskör¬ pers zwischen zwei Flügeln des anderen Rotationskörpers angeordnet ist, wobei eine Kurvenbahnsteuerung (7, 8, 9) vorgesehen ist, durch die bei Rotation der Welle (5) beide Rotationskörper (3, 4) Drehungen mit zyklischen Änderungen der Rotationsgeschwindigkeit und der Abstände zwischen den Flügeln der beiden Rotationskörper ausführen und die Kurvenbahnsteuerung erste Kurvenbahnsteuerungsmittel in Form von ersten Kurvenringen (7), zweite Kurvenbahn¬ steuerungsmittel in Form von zweiten Kurvenringen (8) und dritte Kurvenbahnsteuerungsmittel in Form eines Käfigs (14) mit darin in Umfangsrichtung unverschiebbar gehalte¬ nen, sich zu beiden Stirnflächen hin kegelförmig verjün¬ genden Wälzkörpern (9) , die auf den ersten (7) und zweiten
(8) Kurvenringen abrollen, wobei eines (7,8,14) der Kur¬ venbahnsteuerungsmittel mit der Welle (5) und ein anderes
(7,8,14) der Kurvenbahnsteuerungsmittel mit einem der Rotationskörper (3,4) drehfest und das verbleibende der Kurvenbahnsteuerungsmittel (7,8,14) mit dem Gehäuse (2) verbunden ist, dadurch gekennzeichnet, daß die Wälzkörper
(9) mit Kegelradverzahnungen (51) versehen sind, daß die zu den Wälzkörpern (9) gerichteten Oberflächen der Kurven- bahnen (53) der Kurvenringe (7, 8) in einer rotationssym¬ metrischen, der Oberfläche der Wälzkörper (9) entsprechen- entsprechenden Fläche angeordnet und mit entsprechenden Kegelradverzahnungen (54) versehen sind, und daß für jeden Rotationskörper (9) höchstens eine Kurvenbahnsteuerung mit einem ersten und einem zweiten Kurvenring (7, 8) und Wälzkörpern (9) vorgesehen ist.
2. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeich¬ net, daß für jeden Rotationskörper (3, 4) eine Kurvenbahn¬ steuerung (7, 8, 9, 51, 52) vorgesehen ist.
3. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 1 oder 2 , dadurch gekenn¬ zeichnet, daß die Kurvenringe (7, 8) mit Ausnahme der Kurvenbahnen (53) im wesentlichen rotationssymmetrisch sind.
4. Drehkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnungen (51, 54) Evolventenverzahnungen sind, deren Evolventengeometrie senkrecht zur Achse des Wälzkörpers (9) steht.
5. Drehkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Kurvenringe (7, 8) aus zwei axial hintereinander angeordneten Hälften aufgebaut sind.
6. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 5, dadurch gekennzeich¬ net, daß die Wälzkörper (9) in Lagerungen (50) gehalten sind, die in Radialrichtung verschiebbar sind.
7. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 6, dadurch gekennzeich¬ net, daß die Achsen der Wälzkörper (9) in den Lagerungen (50) mit einer elastischen Kraft in Richtung zur Rota¬ tionsachse beaufschlagt sind.
8. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 7, dadurch gekennzeich¬ net, daß die elastische Kraft eine Federkraft, ein Gas¬ druck oder ein hydraulischer Druck ist.
9. Drehkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahl der Zähne von innerem und äußerem Kurvenring (7, 8) gleich und durch die Zahl der Flügel (3a, 3b, 3c, 3d) teilbar ist.
10. Drehkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahl der Wälzkörper (9) jeder Kurvenbahnsteuerung (7, 8, 9, 51, 52) durch die Zahl der Flügel des Rotationskörpers (3, 4) teilbar ist.
11. Drehkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die ersten Kurvenringe (7) mit der Welle (5) und die zweiten Kurvenringe (8) mit einem Rotationskörper (3,4) drehfest verbunden und der Käfig (14) mit dem Gehäuse verbunden ist.
12. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeich¬ net, daß die ersten Kurvenringe (7) radial innen von den Wälzkörpern (9) angeordnet sind und die zweiten Kurven¬ ringe (8) die ersten Kurvenringe (7) und die Wälzkörper (9) umschließen.
13. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeich¬ net, daß die zweiten Kurvenringe (8) radial innen von den Wälzkörpern (9) angeordnet sind und die ersten Kurvenringe (7) die zweiten Kurvenringe (8) und die Wälzkörper (9) umschließen.
14. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeich¬ net, daß die ersten (7) und zweiten (8) Kurvenringe neben¬ einander radial innen von den Wälzkörpern (9) angeordnet sind.
15. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 14, dadurch gekennzeich¬ net, daß die Wälzkörper von einem massereichen dritten Kurvenring (64) umschlossen sind.
16. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 15, dadurch gekennzeich¬ net, daß die Wälzkörper (9) aus zwei unabhängig voneinan¬ der drehbaren Teilen (9a,9b) bestehen.
17. Drehkolbenmaschine nach Anspruch 11, dadurch gekennzeich¬ net, daß die ersten (7) und zweiten (8) Kurvenringe die Wälzkörper (9) umschließen.
18. Drehkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 10, dadurch gekennzeichnet, daß die ersten Kurvenringe (7) mit dem Gehäuse, die zweiten Kurvenringe (8) mit einem Rota¬ tionskörper (3,4) und der Käfig (14) mit der Welle (5) verbunden ist.
19. Drehkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 18, dadurch gekennzeichnet, daß die Kegelflächen der Wälz- korper (9) und der Kurvenringe (7,8,64) jeweils zur Hälfte Kegelradverzahnungen (54) und erhabene Kurvenbahnen (53) aufweisen.
20. Drehkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnungen (54) und Kurvenbahnen (53) so ausgebildet sind, daß eine maximale Winkelgeschwindigkeit des einen Rotationskörpers (3,4) jeweils einer minimalen Winkelgeschwindigkeit des anderen Rotationskörpers (4,3) entspricht, daß die Winkelgeschwin- digkeitsmaxima und -minima jeweils in Abständen der halben Zyklusdauer angeordnet sind, in der Mitte zwischen zwei Extremwerten gleiche Werte haben, und daß im Bereich der Maxima die zeitliche Änderung eine abgeflachte Funktion ist. '
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