EP0911524A1 - Sichellose Innenzahnradmaschine - Google Patents

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EP0911524A1
EP0911524A1 EP98118622A EP98118622A EP0911524A1 EP 0911524 A1 EP0911524 A1 EP 0911524A1 EP 98118622 A EP98118622 A EP 98118622A EP 98118622 A EP98118622 A EP 98118622A EP 0911524 A1 EP0911524 A1 EP 0911524A1
Authority
EP
European Patent Office
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internal gear
engine
pinion
pump
sealing
Prior art date
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Granted
Application number
EP98118622A
Other languages
English (en)
French (fr)
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EP0911524B1 (de
Inventor
Dieter Weigle
Klaus Griese
Dietmar Schuchow
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.)
Robert Bosch GmbH
Original Assignee
Robert Bosch GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
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Publication of EP0911524B1 publication Critical patent/EP0911524B1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0003—Sealing arrangements in rotary-piston machines or pumps
    • F04C15/0007—Radial sealings for working fluid
    • F04C15/0019—Radial sealing elements specially adapted for intermeshing-engagement type machines or pumps, e.g. gear machines or pumps
    • 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
    • F01C21/00—Component parts, details or accessories not provided for in groups F01C1/00 - F01C20/00
    • F01C21/08—Rotary pistons
    • F01C21/0809—Construction of vanes or vane holders
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
    • F04C2/084—Toothed wheels

Definitions

  • the invention is based on a sickle-free internal gear machine according to the preamble of claim 1.
  • Crescentless internal gear machines have engines with an internally toothed ring gear and an externally toothed pinion meshing with this ring gear.
  • This pinion is eccentrically offset from the ring gear and has a toothing with at least one around a tooth lower number of teeth than the toothing of the ring gear.
  • the engine is usually driven or driven via the pinion.
  • Such engines form tooth chambers, which are given a periodic change in volume during operation of the internal gear machine.
  • the tooth chambers pass through a suction, a pressure and two intermediate reversal phases. A pressure medium is thereby transported in the tooth chambers from an inlet on the housing side to an outlet, energy being supplied or withdrawn from the pressure medium, depending on the operating mode of the internal gear machine as a pump or motor.
  • a sickle-free internal gear machine the characterizing features of claim 1 the advantage on that the pressurized surfaces of the sealing elements and thus the forces acting on the sealing elements the pressure angle of the engine are almost constant. This is achieved with sealing elements with a defined sealing edge reached. Apart from the smoothing of the force relationships the load on the sealing elements Sealing elements reduced and thus the life of the internal gear machine elevated. Conversely, can internal gear machines designed in this way with unchanged Use the service life also for higher operating pressures. Further advantages or advantageous developments of the invention result from the subclaims and the description.
  • FIG. 1 shows a cross section through a crescentless internal gear machine
  • Figure 2 the detail is X according to Figure 1, which is a section of the engine at the time the changeover phase from the suction to the pressure phase shows, shown enlarged.
  • the internal gear machine 10 has a housing 11, in the interior thereof an engine 12 is arranged.
  • the engine 12 consists of an internally toothed ring gear 13 with a externally toothed pinion 14 combs.
  • the pinion 14 is eccentric arranged to the ring gear 13 and closes with the ring gear 13 mutually sealed tooth chambers 15 a.
  • the Tooth chambers 15 become in the course of one revolution of the engine 12 issued a periodic volume change, whereby a pressure medium from an inlet 17 to an outlet 18 flows.
  • the inlet 17 and the outlet 18 are on the housing 11 educated.
  • sealing elements 19 arranged in the tooth heads of the ring gear. These sealing elements 19 are supported in the two Reversal phases on the toothing contour of the pinion 14.
  • Figure 2 shows a detail X ( Figure 1) of the engine 12 for Time of changeover from the suction to the pressure phase in an enlarged view.
  • Figure 2 lie a tooth of the pinion 14 and a tooth of the ring gear 13 directly across from.
  • the following description will assumed that the ring gear 13 and the pinion 14th in the direction indicated by the directional arrow D. turn and that in the leading tooth chamber 15.1 higher pressure than in the lagging tooth chamber 15.2 prevails.
  • the leading tooth chamber 15.1 is over a Pressure medium connection 23 connected to a profile groove 20, in which a sealing element 19 is guided in a radially movable manner.
  • a compression spring 24 is arranged in the profile groove 20 on the one hand at the bottom of the profile groove 20 and on the other is supported on the sealing element 19. The preload of the compression spring 24 acts one acting on the sealing element 19 Centrifugal force and presses together with a hydraulic force the sealing element 19 against the toothing of the pinion 14.
  • the sealing element 19 has the shape of the letter J and has a transverse web 25, a shaft 26 and a foot 27. While the crosspiece 25 and the shaft 26 lie inside the profile groove 20, the foot 27 protrudes from the profile groove 20.
  • the shaft 26 has two guide flanks 28, 29 which run parallel to one another and bear against the corresponding wall of the profile groove 20. In order to ensure the radial mobility of the sealing element 19, there is a slight radial play between the shaft 26 and the wall of the profile groove 20.
  • the transverse web 25 of the sealing element 19 forms a stop 30 which is arranged laterally on the guide flank 28 lagging in the direction of rotation D of the ring gear 13 and which has a bevelled rear flank 33.
  • This rear flank 33 interacts with a shoulder 34 of the profile groove 20 and prevents the sealing element 19 from falling out of this profile groove 20.
  • the foot 27 of the sealing element 19 protruding from the profile groove 20 is beveled against the direction of rotation D of the ring gear 13 and forms the pinion on it 14 facing end face from a relatively sharp-edged sealing edge 35.
  • This sealing edge 35 is formed by two rectilinear legs 36, 37 which, with the axis of the sealing element 19 lying in the direction of movement, incline angles W1, W2 of different sizes.
  • the size of the two inclination angles W1, W2 is matched to the contour of the toothing of the pinion 14 in such a way that, at any point in time during the two reversing phases of the engine 12, the inclination angle W3 of a tangent T, which is at the sealing point of the sealing element 19 on the pinion 14 to the contour of this pinion 14 is greater than the angles of inclination W1 and W2 of the legs 36, 37.
  • This requirement ensures that the sealing edge 35 bears against the pinion 14 during the entire reversal phase of the engine 19.
  • the leg 36 lagging in the direction of rotation D is connected to the guide flank 28 via a bevel 38, while the leading leg 37 merges directly into the leading lead flank 29 of the shaft 26. Furthermore, the sealing edge 35 is offset from the trailing leading edge 28 by a distance A in the direction of rotation D forward.
  • the described geometric design of the sealing elements 19 explains itself when considering the hydraulic Conditions on the sealing elements 19 during operation the internal gear machine 10.
  • the geometry of the sealing elements 19 aims at one hand, these sealing elements 19 possible in both reversal phases of the engine 12 press lightly on the pinion 14 in order to minimize wear on the sealing edge 35, on the other hand but the sealing effect of the sealing edge 35 in all operating states to ensure the internal gear machine 10.
  • the hydraulic loading of the sealing elements 19 as quickly as possible to changing operating conditions adjust the internal gear machine 10.
  • a hydraulic counterforce acts on the sealing element 19 opposite.
  • This counterforce consists of one first force component by the area of the high pressure area lying leading leg 37 generated is and a second force component, which by the hydraulic effective area of the lagging in the low pressure area Dental chamber 15.2 lying trailing leg 36 of the sealing element 19 is formed together. Because of the bevel 38 is from the total area of the leg 36 only that by the distance A between the lagging Leading edge 28 and the sealing edge 35 determined Surface section hydraulically effective. Only on this surface section a sealing element 19 there is no pressure equilibrium.
  • the resulting force is therefore the pressure difference between the two tooth chambers 15.1, 15.2 and in size the pressure area of the sealing element defined by the distance A. 19 set.
  • the contact pressure can be reduced of the sealing element 35 on the pinion 14 application-specific adjust over the dimension of the distance A.
  • This Contact force changes its size in the course of one revolution of the engine 12 at most insignificant, since the location of the Sealing edge 35 and thus the area ratios on Sealing element 19 remain largely constant.
  • the measure of the distance A can be between a minimum value and vary a maximum value.
  • the minimum value has been reached if the sealing edge 35 with the trailing guide surface 28 is aligned - in this case there is sealing element 19 hydraulic balance, i.e. towards that Pinion 14 acts only on the force of the compression spring 24 on the sealing element 19 a.
  • the maximum value for the distance A is dependent on the toothing contour of the pinion 14.
  • Essential for the maximum value of the distance A is that the Sealing edge 35 over the entire changeover phase of the engine 12 rests on the pinion 14.
  • Exceeding the maximum value leads to the sealing edge 34 of the contour of the Interlocking of the pinion 14 at least over part of the changeover phase of the engine 12 takes off, which again variable sealing conditions between the pinion 14 and would set the ring gear 13.
  • the sealing element 19 is with its sealing edge 35 at the interdental spaces of the ring gear 13 (Fig.1).
  • the tooth chamber leading in direction of rotation D. 15.1 is already on the pressure medium connection 23 connected to the low pressure side of the internal gear machine 10, while the trailing tooth chamber 15.2 is still under high pressure is acted upon.
  • the one determined by the distance A, not pressure-balanced pressure surface of the sealing element 19 results a force directed away from the ring gear 13 caused by the the sealing element 19 acting centrifugal force is reinforced.
  • the compressive force of the compression spring 24 acts on these two forces opposite.
  • the compression spring 24 is dimensioned so that the amount of compressive force is greater than the centrifugal force and the hydraulic force together. This is the plant of the Sealing element 19 on the ring gear 13 also in this second reversing phase ensured.

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Abstract

Es wird eine sichellose Innenzahnradmaschine (10) vorgeschlagen, deren Zahnkammern (15) im Hinblick auf eine möglichst effektive und belastungsarme Abdichtung gegeneinander mittels besonders ausgebildeten Abdichtelementen (19) abgedichtet sind. Diese Abdichtelemente (19) weisen jeweils eine scharfkantige Dichtkante (35) auf, mit der sich das Abdichtelement (19) in den Umsteuerphasen des Triebwerks (12) am Hohlrad (13) abstützt. Die Dichtkante (35) schafft Druckverhältnisse am Abdichtelement (19), die sich mit fortschreitendem Eingriffswinkel des Triebwerks (12) nicht oder allenfalls unwesentlich verändern, so daß die Belastung der Abdichtelemente (19) relativ gleichmäßig erfolgt. Dies erhöht bei verbesserten Abdichteigenschaften u.a. die Lebensdauer der Innenzahnradmaschine (10) bzw. erlaubt es derartige Innenzahnradmaschinen (10) bei höheren Betriebsdrücken zu betreiben. <IMAGE>

Description

Stand der Technik
Die Erfindung geht von einer sichellosen Innenzahnradmaschine entsprechend der Gattung des Anspruchs 1 aus. Sichellose Innenzahnradmaschinen weisen Triebwerke mit einem innenverzahnten Hohlrad und einem mit diesem Hohlrad kämmenden außenverzahnten Ritzel auf. Dieses Ritzel ist gegenüber dem Hohlrad exzentrisch versetzt angeordnet und hat eine Verzahnung mit wenigstens einer um einen Zahn
geringeren Zähnezahl als die Verzahnung des Hohlrads. Über das Ritzel erfolgt gewöhnlich der An- oder Abtrieb des Triebwerks. Derartige Triebwerke bilden Zahnkammern aus, denen im Betrieb der Innenzahnradmaschine eine periodische Volumenänderung erteilt wird. Die Zahnkammern durchlaufen dabei eine Saug-, eine Druck- und zwei dazwischenliegende Umsteuerphasen. In den Zahnkammern wird dadurch ein Druckmittel von einem gehäuseseitigen Zulauf zu einem Ablauf transportiert, wobei dem Druckmittel, abhängig von der Betriebsart der Innenzahnradmaschine als Pumpe oder Motor, Energie zugeführt oder entzogen wird.
Derartig ausgebildete Innenzahnradmaschinen sind beispielsweise aus den Druckschriften EP 0 661 454 A1 und EP 0 545 424 B1 bereits bekannt.
Zur Abdichtung der Hochdruckseite gegenüber der Niederdruckseite weisen diese Innenzahnradmaschinen Abdichtelemente auf, die in den Zahnköpfen des Hohlrads in dafür vorgesehenen Profilnuten angeordnet sind. Diese Abdichtelemente sind pilzförmig geformt und haben einen konischen Schaft sowie einen aus der Profilnut herausragenden Kopf. Der Kopf liegt in den beiden Umsteuerphasen des Triebwerks an der Verzahnung des Ritzels an. Die dem Ritzel zugewandten Stirnflächen der Abdichtelemente sind bogenförmig gewölbt und bilden mit der Verzahnung des Ritzels jeweils eine Dichtstelle aus. Diese Dichtstelle verändert ihre Lage am Abdichtelement im Verlauf der Umsteuerphase kontinuierlich. Dies hat den Nachteil, daß sich die druckbeaufschlagten Flächen und damit die Kraftverhältnisse an den Abdichtelementen mit zunehmendem Eingriffswinkel des Triebwerks ändern. Um die wechselnden Belastungen der Abdichtelemente in definierten Grenzen zu halten, sind die im Inneren der Profilnut liegenden Stirnflächen der Abdichtelemente hydraulisch beaufschlagt. Hierzu sind allerdings eine Vielzahl von Druckkanälen und Drosseleinrichtungen notwendig, deren Wirksamkeit nicht für alle Betriebszustände einer Innenzahnradmaschine ausreichend gegeben ist. Zudem ist die Herstellung der Druckkanäle relativ aufwendig und dementsprechend teuer.
Vorteile der Erfindung
Demgegenüber weist eine sichellose Innenzahnradmaschine mit den kennzeichnenden Merkmalen des Anspruchs 1 den Vorteil auf, daß die druckbeaufschlagten Flächen der Dichtelemente und damit die auf die Dichtelemente einwirkenden Kräfte über den Eingriffswinkel des Triebwerks nahezu konstant sind. Dies wird durch Dichtelemente mit einer definierten Dichtkante erreicht. Abgesehen von der Glättung der Kraftverhältnisse an den Dichtelementen wird dadurch die Belastung der Dichtelemente reduziert und somit die Lebensdauer der Innenzahnradmaschine erhöht. Im Umkehrschluß dazu, lassen sich derart ausgebildete Innenzahnradmaschinen bei unveränderter Lebensdauer auch für höhere Betriebsdrücke einsetzen. Weitere Vorteile oder vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung ergeben sich aus den Unteransprüchen und der Beschreibung.
Zeichnung
Ein Ausführungsbeispiel der Erfindung ist in der Zeichnung dargestellt und in der nachfolgenden Beschreibung näher erläutert. Die Figur 1 zeigt einen Querschnitt durch eine sichellose Innenzahnradmaschine, in Figur 2 ist das Detail X nach Figur 1, das einen Ausschnitt des Triebwerks zum Zeitpunkt der Umsteuerphase von der Saug- in die Druckphase zeigt, vergrößert dargestellt.
Beschreibung des Ausführungsbeispiels
Der an sich bekannte und in der Beschreibungseinleitung bereits erläuterte generelle Aufbau einer sichellosen Innenzahnradmaschine ist aus der Figur 1 ersichtlich. Die Innenzahnradmaschine 10 weist ein Gehäuse 11 auf, in dessen Innenraum ein Triebwerk 12 angeordnet ist. Das Triebwerk 12 besteht aus einem innenverzahnten Hohlrad 13, das mit einem außenverzahnten Ritzel 14 kämmt. Das Ritzel 14 ist exzentrisch zum Hohlrad 13 angeordnet und schließt mit dem Hohlrad 13 gegeneinander abgedichtete Zahnkammern 15 ein. Den Zahnkammern 15 wird im Verlauf einer Umdrehung des Triebwerks 12 eine periodische Volumenänderung erteilt, wodurch ein Druckmittel von einem Zulauf 17 zu einem Ablauf 18 strömt. Der Zulauf 17 und der Ablauf 18 sind am Gehäuse 11 ausgebildet. Zur Abdichtung der Hochdruckseite von der Niederdruckseite der sichellosen Innenzahnradmaschine 10 sind in den Zahnköpfen des Hohlrads 13 Abdichtelemente 19 angeordnet. Diese Abdichtelemente 19 stützen sich in den beiden Umsteuerphasen an der Verzahnungskontur des Ritzels 14 ab.
Figur 2 zeigt ein Detail X (Figur 1) des Triebwerks 12 zum Zeitpunkt der Umsteuerung von der Saug- in die Druckphase in einer vergrößerten Darstellung. Gemäß Figur 2 liegen sich ein Zahn des Ritzels 14 und ein Zahn des Hohlrads 13 unmittelbar gegenüber. Bei der nachfolgenden Beschreibung wird davon ausgegangen, daß sich das Hohlrad 13 und das Ritzel 14 in der durch den Richtungspfeil D angegebenen Richtung drehen und daß in der vorauseilenden Zahnkammer 15.1 ein höherer Druck als in der nacheilenden Zahnkammer 15.2 herrscht. Die vorauseilende Zahnkammer 15.1 ist über eine Druckmittelverbindung 23 mit einer Profilnut 20 verbunden, in der ein Abdichtelement 19 radial beweglich geführt ist. In der Profilnut 20 ist eine Druckfeder 24 angeordnet, die sich einerseits am Boden der Profilnut 20 und andererseits am Abdichtelement 19 abstützt. Die Vorspannung der Druckfeder 24 wirkt einer am Abdichtelement 19 angreifenden Fliehkraft entgegen und drückt zusammen mit einer Hydraulikkraft das Abdichtelement 19 gegen die Verzahnung des Ritzels 14.
Das erfindungsgemäße Abdichtelement 19 hat die Form des Buchstabens J und weist einen Quersteg 25, einen Schaft 26 und einen Fuß 27 auf. Während der Quersteg 25 und der Schaft 26 im Inneren der Profilnut 20 liegen ragt der Fuß 27 aus der Profilnut 20 hervor. Der Schaft 26 hat zwei parallel zueinander verlaufende Führungsflanken 28, 29, die an der entsprechenden Wandung der Profilnut 20 anliegen. Um die radiale Beweglichkeit des Abdichtelements 19 zu gewährleisten, besteht zwischen dem Schaft 26 und der Wandung der Profilnut 20 ein geringes Radialspiel. Der Quersteg 25 des Abdichtelements 19 bildet einen Anschlag 30 aus, der seitlich an der in Drehrichtung D des Hohlrads 13 nacheilenden Führungsflanke 28 angeordnet ist und der eine abgeschrägte Rückflanke 33 aufweist. Diese Rückflanke 33 wirkt mit einer Schulter 34 der Profilnut 20 zusammen und verhindert ein Herausfallen des Abdichtelements 19 aus dieser Profilnut 20. Der aus der Profilnut 20 herausragende Fuß 27 des Abdichtelements 19 ist entgegen der Drehrichtung D des Hohlrads 13 abgeschrägt und bildet an seiner dem Ritzel 14 zugewandten Stirnseite eine relativ scharfkantige Dichtkante 35 aus. Diese Dichtkante 35 wird von zwei geradlinigen Schenkeln 36, 37 gebildet, die mit der in Bewegungsrichtung liegenden Achse des Abdichtelements 19 unterschiedlich große Neigungswinkel W1, W2 einschließen. Die Größe der beiden Neigungswinkel W1,W2 ist auf die Kontur der Verzahnung des Ritzels 14 derart abgestimmt, daß zu jedem Zeitpunkt der beiden Umsteuerphasen des Triebwerks 12 der Neigungswinkel W3 einer Tangente T, die an der Dichtstelle des Abdichtelements 19 am Ritzel 14 an die Kontur dieses Ritzels 14 angelegt ist, größer ist, als die Neigungswinkel W1 und W2 der Schenkel 36, 37. Diese Voraussetzung stellt ein Anliegen der Dichtkante 35 während der gesamten Umsteuerphase des Triebwerks 19 am Ritzel 14 sicher.
Der in Drehrichtung D nacheilende Schenkel 36 ist über eine Abschrägung 38 mit der Führungsflanke 28 verbunden, während der vorauseilende Schenkel 37 unmittelbar in die vorauseilende Führungsflanke 29 des Schafts 26 übergeht. Desweiteren ist die Dichtkante 35 gegenüber der nacheilenden Führungsflanke 28 um einen Abstand A in Drehrichtung D nach vorne versetzt angeordnet.
Die beschriebene geometrische Ausbildung der Abdichtelemente 19 erklärt sich im Rahmen der Betrachtung der hydraulischen Verhältnisse an den Abdichtelementen 19 während des Betriebs der Innenzahnradmaschine 10. Die Geometrie der Abdichtelemente 19 zielt einerseits darauf ab, diese Abdichtelemente 19 in beiden Umsteuerphasen des Triebwerks 12 möglichst schwach am Ritzel 14 anzudrücken, um möglichst wenig Verschleiß an der Dichtkante 35 hervorzurufen, andererseits aber die Dichtwirkung der Dichtkante 35 in allen Betriebszuständen der Innnenzahnradmaschine 10 zu gewährleisten. Zudem soll sich die hydraulische Beaufschlagung der Abdichtelemente 19 möglichst schnell an sich ändernde Betriebsbedingungen der Innenzahnradmaschine 10 anpassen.
Im Betrieb der Innenzahnradmaschine 10 ist die im Inneren der Profilnut 20 liegende Stirnfläche des Abdichtelements 19 über die Druckmittelverbindung 23 mit Hochdruck aus der vorauseilenden Zahnkammer 15.1 beaufschlagt. Der vom Anschlag 30 gebildete Teil dieser Stirnfläche des Abdichtelements 19 ist dabei hydraulisch nicht wirksam, da die ebenfalls im Hochdruckbereich liegende Rückflanke 33 für einen Druck/Kraftausgleich am Anschlag 30 sorgt.
Einer von der Druckfeder 24 und vom Druckmittel hervorgerufenen und in Richtung auf das Ritzel 14 wirkenden Druckkraft auf das Abdichtelement 19 wirkt eine hydraulische Gegenkraft entgegen. Diese Gegenkraft setzt sich aus einer ersten Kraftkomponente, die durch die Fläche des im Hochdruckbereich liegenden vorauseilenden Schenkels 37 erzeugt wird und einer zweiten Kraftkomponente, die von der hydraulisch wirksamen Fläche des im Niederdruckbereich der nacheilenden Zahnkammer 15.2 liegenden nacheilenden Schenkels 36 des Abdichtelements 19 gebildet wird, zusammen. Aufgrund der Abschrägung 38 ist von der Gesamtfläche des Schenkels 36 lediglich der durch den Abstand A zwischen der nacheilenden Führungsflanke 28 und der Dichtkante 35 bestimmte Flächenabschnitt hydraulisch wirksam. Nur an diesem Flächenabschnitt eines Abdichtelements 19 herrscht kein Druckgleichgewicht. Eine auf das Abdichtelement 19 einwirkende resultierende Kraft ist demzufolge vom Druckunterschied zwischen den beiden Zahnkammern 15.1, 15.2 und von der Größe der durch den Abstand A festgelegten Druckfläche des Abdichtelements 19 festgelegt. Demzufolge läßt sich die Anpreßkraft des Abdichtelements 35 am Ritzel 14 anwendungsspezifisch über das Maß des Abstandes A einstellen. Diese Anpreßkraft verändert ihre Größe im Verlauf einer Umdrehung des Triebwerks 12 allenfalls unwesentlich, da die Lage der Dichtkante 35 und damit die Flächenverhältnisse am Abdichtelement 19 weitgehend konstant bleiben.
Das Maß des Abstandes A kann zwischen einem Minimalwert und einem Maximalwert variieren. Der Minimalwert ist erreicht, wenn die Dichtkante 35 mit der nacheilenden Führungsfläche 28 fluchtet - in diesem Fall herrscht am Abdichtelement 19 hydraulisches Gleichgewicht, d.h. in Richtung auf das Ritzel 14 wirkt nur die Kraft der Druckfeder 24 auf das Abdichtelement 19 ein. Der Maximalwert für den Abstand A ist von der Verzahnungskontur des Ritzels 14 abhängig. Maßgeblich für den Maximalwert des Abstandes A ist, daß die Dichtkante 35 über die gesamte Umsteuerphase des Triebwerks 12 am Ritzel 14 anliegt. Ein Überschreiten des Maximalwertes führt dazu, daß die Dichtkante 34 von der Kontur der Verzahnung des Ritzels 14 zumindest über einen Teil der Umsteuerphase des Triebwerks 12 abhebt, wodurch sich erneut veränderliche Abdichtbedigungen zwischen dem Ritzel 14 und dem Hohlrad 13 einstellen würden.
In der zeichnerisch nicht dargestellten zweiten Umsteuer phase des Triebwerks 12, d.h. in der Umsteuerphase von Hoch- auf Niederdruck, liegt das Abdichtelement 19 mit seiner Dichtkante 35 an den Zahnzwischenräumen des Hohlrads 13 an (Fig.1). Die in Drehrichtung D vorauseilende Zahnkammer 15.1 ist dabei über die Druckmittelverbindung 23 bereits mit der Niederdruckseite der Innenzahnradmaschine 10 verbunden, während die nacheilende Zahnkammer 15.2 noch mit Hochdruck beaufschlagt ist. Die vom Abstand A bestimmte, nicht druckausgeglichene Druckfläche des Abdichtelements 19 ergibt eine vom Hohlrad 13 weg gerichtete Kraft, die durch die auf das Abdichtelement 19 einwirkende Fliehkraft verstärkt wird. Diesen beiden Kräften wirkt die Druckkraft der Druckfeder 24 entgegen. Die Druckfeder 24 ist dabei so dimensioniert, daß der Betrag der Druckkraft größer ist als die Fliehkraft und die hydraulische Kraft zusammen. Dadurch ist die Anlage des Abdichtelements 19 am Hohlrad 13 auch in dieser zweiten Umsteuerphase sichergestellt.
Selbstverständlich sind Änderungen oder Ergänzungen am beschriebenen Auführungsbeispiel möglich, ohne vom Grundgedanken der Erfindung abzuweichen.
Diesbezüglich ist anzumerken, daß die Druckmittelverbindungen 23 zwischen den in Drehrichtung D des Triebwerks vorauseilenden Zahnkammern 15.2 und der die Abdichtelemente 19 aufnehmenden Profilnuten 20 sowohl als Bohrungen in den Zahnflanken der Zähne des Hohlrades 13, als auch als Nuten, in wenigstens einer der das Triebwerk 12 seitlich begrenzenden Wandungen ausgebildet sein können.

Claims (8)

  1. Sichellose Innenzahnradmaschine (10) (Pumpe oder Motor) mit einem Gehäuse (11), in dem ein Triebwerk (12) aus wenigstens einem innenverzahnten Hohlrad (13) und wenigstens einem mit dem Hohlrad (13) kämmenden außenverzahnten Ritzel (14) ein Druckmittel in den von dem wenigstens einen Hohlrad (13) und dem wenigstens einen Ritzel (14) eingeschlossenen Zahnkammern (15) von einem Zulauf (17) zu einem Ablauf (18) fördert, wobei die Zahnkammern (15) gegeneinander mittels Abdichtelementen (19) abgedichtet sind, die abschnittsweise radial beweglich in Profilnuten (20) des Hohlrades (13) geführt sind, dadurch gekennzeichnet, daß die Abdichtelemente (19) an ihren dem Ritzel (14) zugewandten ersten Enden jeweils eine Dichtkante (35) aufweisen, die von jeweils zwei Flanken (36, 37) des Abdichtelements (19) gebildet wird, und daß die beiden Flanken (36, 37) mit der in Bewegungsrichtung liegenden Achse des Abdichtelements (19) unterschiedlich große Neigungswinkel (W1, W2) einschließen.
  2. Sichellose Innenzahnradmaschine (10) (Pumpe oder Motor) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß der Neigungswinkel (W3) einer Tangente (T), die an der Abstützstelle der Dichtkante (35) am Ritzel (14) an die Verzahnungskontur dieses Ritzels (14) angelegt ist, zu jedem Zeitpunkt der beiden Umsteuerphasen des Triebwerks (12) größer ist, als die Neigungswinkel (W1, W2) der beiden Flanken (36, 37).
  3. Sichellose Innenzahnradmaschine (10) (Pumpe oder Motor) nach einem der Ansprüche 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Abdichtelemente (19) einen im Inneren der Profilnut (20) liegenden Schaft (26) mit zwei zueinander parallelen Führungsflanken (28, 29) aufweisen, daß der Schaft (26) einen Anschlag (30) aufweist, der mit einer in der Profilnut (20) ausgebildeten Schulter (34) zusammenwirkt, und daß der Schaft (26) an seinem dem Ritzel (14) zugewandten Ende einen aus der Profilnut (20) herausragenden und entgegen der Drehrichtung (D) des Triebwerks (12) abgeschrägten Fuß (37) ausbildet.
  4. Sichellose Innenzahnradmaschine (10) (Pumpe oder Motor) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Dichtkante (35) zu der in Drehrichtung (D) des Triebwerks (12) nacheilenden Führungsflanke (28) des Schaftes (26) einen Abstand (A) aufweist.
  5. Sichellose Innenzahnradmaschine (10) (Pumpe oder Motor) nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß der Anschlag (30) und der Fuß (37) des Abdichtelements (19) hydraulisch wirksame Rückseiten (33, 38) aufweisen.
  6. Sichellose Innenzahnradmaschine (10) (Pumpe oder Motor) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß in der Profilnut (20) ein Federelement (24) angeordnet ist, das sich an der Profilnut (20) einerseits und am Abdichtelement (19) andererseits abstützt, und daß die Profilnut (20) über eine hydraulische Verbindung (23) mit der in Drehrichtung des Triebwerks (12) vorauseilenden Zahnkammer (15.1) verbunden ist.
  7. Sichellose Innenzahnradmaschine (10) (Pumpe oder Motor) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Verbindung (23) eine Nut ist, die in wenigstens einer der das Triebwerk (12) seitlich begrenzenden Wandungen ausgebildet ist.
  8. Sichellose Innnenzahnradmaschine (10) (Pumpe oder Motor) nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, daß die hydraulische Verbindung (23) eine Bohrung ist, die in der in Drehrichtung (D) des Triebwerks (12) vorauseilenden Zahnflanke des Hohlrades (13) ausgebildet ist.
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