EP1074740A1 - Hydrostatische Kreiskolbenmaschine - Google Patents

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EP1074740A1
EP1074740A1 EP99115295A EP99115295A EP1074740A1 EP 1074740 A1 EP1074740 A1 EP 1074740A1 EP 99115295 A EP99115295 A EP 99115295A EP 99115295 A EP99115295 A EP 99115295A EP 1074740 A1 EP1074740 A1 EP 1074740A1
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EP
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teeth
rotary valve
rotary piston
gear
eccentric
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EP99115295A
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EP1074740B1 (de
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Siegfried A. Dipl.-Ing. Eisenmann
Hermann Härle
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Individual
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Priority to DK99115295T priority patent/DK1074740T3/da
Priority to DE59900601T priority patent/DE59900601D1/de
Priority to EP00116469A priority patent/EP1074739A1/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
    • 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
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/103—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement
    • F04C2/105—Details concerning timing or distribution valves
    • 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
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/103—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement

Definitions

  • the invention relates to a hydrostatic rotary piston machine according to the preamble of claim 1.
  • Such a rotary piston machine is for example in the EP-A1-761 968.
  • the advantage of this arrangement is that a Large bearing distance arises, resulting in additional radial forces at the outer end of the shaft e.g. by belt or tooth forces or through wheel contact forces the bearing loads be reduced.
  • Another advantage of this machine is the much better mechanical-hydraulic Starting efficiency compared to other known systems of the so-called orbit slow-speed, mostly with a cardan shaft the torque from the rotary piston to the output shaft transfer.
  • the object of the invention is to improve this machine so that it is higher than the known version Working pressures and therefore higher torques and outputs are possible with a reduced number of components.
  • the aim is a so-called "high torque motor” for a maximum pressure of approx. 400 bar and for a continuous pressure of 350 bar.
  • This demand hangs together with the fact that such hydraulic motors with today's Axial and radial piston pumps must be operated as adjustable hydrostatic power units in many cases be used. That means the machine is essential more robust and at the same time the volumetric Efficiency can be improved.
  • an eccentric internal gear is available as the gear transmission at which the disc-shaped rotary valve executes the eccentric movement (orbit movement).
  • the two Internal gears that form the eccentric gear have differences in the number of teeth between one and two teeth, making one There is multiple tooth engagement, similar to the positive toothing on the displacer.
  • Cycloid internal gears can be used as tooth shapes, especially trochoid gears, be used, or with a difference in the number of teeth of two teeth also involute splines according to DIN 5480 with 30 ° pressure angle if it is ensured that no tooth head interference disorders occur.
  • a is the number of teeth of the external teeth on the shaft
  • b the number of teeth of the internal teeth on the rotary piston
  • c the number of teeth of the external teeth on the rotary piston
  • d the number of teeth of the internal teeth on the rigid housing part
  • w the number of teeth on the first sun gear on the shaft
  • x the number of teeth the internal teeth on the rotary valve
  • y is the number of teeth on the external teeth on the rotary valve
  • z is the number of teeth on the second sun gear designed as a fixed ring gear.
  • the stepped piston hydraulically compensates for the axial forces on disc-shaped rotary valve, so that in both directions of rotation the leakage gap between the rotary valve and the control plate on the one hand and the rotary valve and the end face the stepped piston on the other hand to a lubricating film thickness of is reduced by a few micrometers. That way stays the volumetric efficiency of the machine even at high Pressures and low speeds very high.
  • the rotary piston machine shown in the figures has an input or output shaft 2, in which the bearing 10 directly are arranged on both sides of a rigid housing part 4.
  • the Shaft 2 is in the area of the rigid housing part 4 with a - second - external toothing 9 with a number of teeth a, with a - second - Internal teeth 8 with a number of teeth b on the rotary piston 6 combs.
  • the rotary piston 6 circles eccentrically around the shaft 2 and meshes with a - first - external toothing 7 with a Number of teeth c in the - first - internal toothing 6 with one Number of teeth d of the rigid housing part 4.
  • Rotary piston 6 and housing part 4 can - the first - internal teeth 5 on the housing part 4 in an advantageous manner Be designed in the form of rotatably sliding rollers 28.
  • a gear transmission is used to transmit the rotary piston rotation provided in the form of an eccentric gear 12, 13, whereby a translation is generated via this gear transmission is through which the translation in the rotation transmission is compensated by the rotary piston 6 on the shaft 2.
  • the such driven control part in the form of a rotary valve 3 is disc-shaped. Comparing the invention Training according to the present Fig.1 and FIG. 5 with that known from EP-A1-0 761 968, FIG. 5 Training, it is easy to see that the inventive Training with fewer components (so could on the transmission piston 15 ', the transmission sleeve 42 and also the housing part 9 of the known training can be dispensed with) is, thereby reducing the manufacturing cost.
  • the size of the motor can also be chosen to be smaller become.
  • the shaft 2 is designed as the first - sun gear 14 with a number of teeth w, into which the disk-shaped rotary valve has an - third - internal toothing 15 with a number of teeth x with an eccentricity 20 engages in rotation.
  • the rotary valve 3 now meshes with its - third - external toothing 16 with a number of teeth y with a - fourth - internal toothing 17, which is formed in the connection housing 18 on a second sun gear 18 1 in the form of a ring gear fixed to the housing.
  • the number of teeth of this - fourth - internal toothing 17 on the second sun gear 18 1 is given by z.
  • the internal toothing provided on the second sun gear can also be arranged directly on the connection housing, as a result of which the sun gear as a separate component, although fixed to the housing, can be dispensed with.
  • Step piston 23 is a new version of the step piston 23 shown.
  • the stepped piston 23 must be prevented from rotating be secured in the connection housing 18. It serves according to the design of Figure 1 a pin 53. However can then no connection bore 36 at this point Step piston 23 are attached, which is the flow resistance enlarged for the oil.
  • the ring gear-shaped, second sun gear 18 1 is made slightly wider. In this way, a toothing 37 provided on the stepped piston 23 can engage in the stepped piston 23, so that the stepped piston 23 can be prevented from rotating against lateral forces.
  • the stepped piston 23 can be manufactured together with its toothing 37 and the connecting bores 36 in the sintering process. This version is very easy to install, since the stepped piston 23 can be used if the 0-rings 33 and 34 are arranged in the connection housing 18.
  • the anti-rotation device for the second sun gear 18 1 is done via pins 38 and its axial securing device via a snap ring 39.
  • An initial spring 40 is designed as a corrugated spring and keeps the stepped piston 23 in contact with the rotary valve 3 even at zero pressure.
  • the fourth internal toothing 17 can also be arranged directly in the connection housing 18, as shown in FIG. This will prove to be particularly advantageous from the point of view if the manufacturer of such circular piston machines has sufficient capacity for gear-butting machines.
  • Such an arrangement has the advantage that the internally toothed sun gear 18 1 and small parts such as pins 38 and locking ring 39 can be saved. This also reduces the effort involved in assembly.
  • the relative twist phase position of the toothing 17 with respect to the second internal toothing 5 (which can be designed in the form of rollers according to FIG. 2) is exactly observed, which task in the training according to FIG. 1 and 5 is fulfilled by the correct positioning of the pin 38.
  • the slight eccentric movement of the rotary valve 3 has a tribological effect very advantageous because it causes scoring Dirt and abrasion particles in the oil film is avoided, such as when polishing smooth surfaces.
  • the inevitable Wear due to erosion and corrosion on these surfaces is by the hydrostatically pressed stepped piston 23 automatically readjusted. This keeps the leakage current always small at these points.

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Abstract

Eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine besitzt einen als An- bzw. Abtriebsteil wirkenden Verdrängerteil (1) und ein zur Versorgung und Entsorgung des Verdrängerteils (1) mit Arbeitsfluid dienendes Drehventil (3), wobei der Verdrängerteil (1) ein erstes starres Gehäuseteil (4) mit einer ersten Innenverzahnung (5) mit einer Zähnezahl d aufweist, die mit einer ersten, eine Zähnezahl c aufweisenden Aussenverzahnung (7) an einem drehbaren, exzentrisch angeordneten Kreiskolben (6) zusammenwirkt. Der Kreiskolben (6) weist eine zweite Innenverzahnung (8) mit einer Zähnezahl b auf, die mit einer zweiten, eine Zähnezahl a aufweisenden Aussenverzahnung (9) an einer zentrisch gelagerten Welle (2) kämmt. Dabei ist d - c = 1 und b - a = 2 ist. Wellenlager (10, 11) sind unmittelbar benachbart links und rechts am Verdrängerteil (1) angeordnet. Ein scheibenförmiges Drehventil (3) wird über ein Zahnradgetriebe angetrieben, das als Exzenter-Innengetriebe (12, 13) ausgebildet ist, bei dem das scheibenförmige Drehventil (3)im Orbit um die Maschinenachse die Exzenterbewegung ausführt. <IMAGE>

Description

Die Erfindung bezieht sich auf eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Eine solche Kreiskolbenmaschine ist beispielsweise in der EP-A1-761 968 beschrieben. Bei dieser Maschine wird der Verdrängerteil und der Steuerteil zwischen den Wellenlagern für die beide Teile durchsetzende An- bzw. Abtriebswelle angeordnet. Der Vorteil dieser Anordnung liegt darin, dass ein grosser Lagerabstand entsteht, wodurch bei zusätzlichen Radialkräften am äusseren Ende der Welle z.B. durch Riemen- oder Zahnkräfte oder durch Radaufstandskräfte die Lagerbelastungen reduziert werden. Ein weiterer Vorteil dieser Maschine ist der wesentlich bessere mechanisch-hydraulische Anfahrwirkungsgrad gegenüber anderen bekannten Systemen der sogenannten Orbit-Langsamläufer, die meist mit einer Kardanwelle das Drehmoment vom Kreiskolben auf die Abtriebswelle übertragen.
Es hat sich jedoch gezeigt, dass bei bekannten Maschinen wie beispielsweise gemäss der CH-A5-679062 bzw. der EP-A1-0 761 968 eine wesentliche Druck- und damit Leistungssteigerung gegenüber den anderen Orbit-Langsamläufern (Hochmomentmotoren) nicht möglich ist, da die Zahnkraft an der Welle, hervorgerufen durch die grosse hydrostatische Kraft des Kreiskolbens, übermässige Wellendurchbiegungen, Biege- und Schubspannungen bewirkt. Die Wellenverbiegung führt denn auch zusätzlich zu nicht gleichmässig über die Zahnbreite verteilter Zahnflankenpressung, weshalb die Lebensdauer dieses Getriebes verringert ist.
Aufgabe der Erfindung ist es, diese Maschine so zu verbessern, dass bei ihr gegenüber der bekannten Ausführung höhere Arbeitsdrücke und somit höhere Drehmomente und Leistungen möglich sind, bei gleichzeitig verminderter Bauteilanzahl.
Daraus resultieren reduzierte Herstellungskosten und eine sehr kompakte Bauweise. Angestrebt wird ein sogenannter "high torque motor" für einen Höchstdruck von ca. 400 bar und für einen Dauerdruck von 350 bar. Diese Forderung hängt damit zusammen, dass derartige Hydromotoren mit heutigen Axial- und Radialkolbenpumpen betrieben werden müssen, die als regelbare hydrostatische Leistungseinheiten vielfach eingesetzt werden. Das bedeutet, dass die Maschine wesentlich robuster gestaltet und gleichzeitig der volumetrische Wirkungsgrad verbessert werden kann.
Zwar trägt die Ausbildung eines solchen Motors entsprechend der Fig.4 der EP-A1-0 761 968 dieser Forderung in einem gewissen Masse bereits Rechnung, doch ist die Ausbildung als solche relativ aufwendig, wie weiter unten dargestellt.
Sind die Wälzlager des hydrostatisch radial hochbelasteten Teils der Welle - wie auch in der Ausbildung nach Fig.4 der EP-A1-0 761 968 gezeigt - unmittelbar benachbart mit kleinem Axialabstand angeordnet sind, muss das Drehventil direkt von der Welle mit einem Zahnradgetriebe angetrieben werden, das ermöglicht, dass das Drehventil mit dem Kreiskolben des Verdrängerteils genau und synchron dreht. Für die Kommutierung der Ver- und Entsorgung der Arbeitszellen des Orbitprinzips solcher Maschinen ist dies unerlässlich. Auf diese Weise wird in vorteilhafter Weise die Wellendurchbiegung und die Schiefstellung der Wellenzahnflanken unter Last reduziert. Weiters kann die Wellenverzahnung am Verdrängerteil genau so breit oder sogar etwas breiter ausgeführt werden kann wie der Kreiskolben. Dies war bei bekannten Maschinen, wie sie beispielsweise in der CH-A5-679062 beschrieben sind, nicht möglich, weil dort ein Teil der kraftübertragenden Zahnbreite auf der Welle wegen des Zahneingriffs der Verbindungswelle vom Kreiskolben zum Drehventil verloren geht. Die Zahnfugbiegespannung und die spezifische Zahnflankenbelastung kann aber durch die geschilderte Massnahme um 15 bis 20 % reduziert werden. Ein weiterer Vorteil ist die Einsparung der Verbindungswelle zwischen dem Kreiskolben und dem Drehventil, die etwa 3 bis 5 % der Herstellkosten ausmacht.
Die Erfindung hat sich nun zur Aufgabe gestellt, die aus dem Stand der Technik bekannt gewordenen Nachteile zu beheben. Die gelingt durch die Verwirklichung der kennzeichnenden Merkmale des Anspruchs 1
Alternative bzw. vorteilhafte Ausbildungen sind durch die Merkmale der abhängigen Ansprüche beschrieben.
Als Zahnradgetriebe bietet sich erfindungsgemäss ein Exzenter-Innengetriebe an, bei dem das scheibenförmige Drehventil die Exzenterbewegung (Orbitbewegung) ausführt. Die beiden Innengetriebe, die das Exzentergetriebe bilden, haben Zähnezahldifferenzen zwischen ein und zwei Zähnen, so dass ein Mehrfach-Zahneingriff besteht, ähnlich wie bei der Verdrängerverzahnung am Verdrängerteil. Als Zahnformen können Zykloiden-Innenverzahnungen, insbesondere Trochoidenverzahnungen, verwendet werden, oder bei einer Zähnezahldifferenz von zwei Zähnen auch Evolventen-Zahnwellenverzahnungen nach DIN 5480 mit 30° Eingriffswinkel, wenn dafür gesorgt wird, dass keine Zahnkopf-Eingriffstörungen auftreten.
Wird das scheibenförmige Drehventil durch pulvermetallurgisches Sinterverfahren hergestellt, ist für diese Verzahnungen kein zusätzlicher Fertigungsaufwand notwendig. Die Verzahnung auf der Welle kann bei rationeller Fertigung in einer Aufspannung zusammen mit der Wellenverzahnung für den Verdrängerteil auf programmgesteuerten Verzahnungsmaschinen mitgefertigt werden. Notfalls kann dieses Zahnrad auch gestanzt oder gesintert auf die Welle verdrehgesichert aufgesetzt werden. Das Hohlrad mit der Innenverzahnung im Gehäuseteil am Drehventil wird gestanzt oder geräumt, wobei eine grosse Anzahl der Teile gleichzeitig geräumt werden können. Auch hier ist somit der Fertigungsaufwand minimiert.
Um gleiche Drehzahlen von Kreiskolben und Drehventil zu gewährleisten, sollten die Zähnezahlen an den Verzahnungen der Gleichung b a ·d-c d-c = x w ·z-y z-y entsprechen, wobei a die Zähnezahl der Aussenverzahnung an der Welle, b die Zähnezahl der Innenverzahnung am Kreiskolben, c die Zähnezahl der Aussenverzahnung am Kreiskolben, d die Zähnezahl der Innenverzahnung am starren Gehäuseteil, w die Zähnezahl am ersten Sonnenrad auf der Welle, x die Zähnezahl der Innenverzahnung am Drehventil, y die Zähnezahl der Aussenverzahnung am Drehventil, und z die Zähnezahl am zweiten, als gehäusefestes Hohlrad ausgebildeten Sonnenrad ist. Dieser Gleichungsausdruck soll erfindungsgemäss eine ganze Zahl sein.
Im Gegensatz zu den bekannten Ausführungen von Kreiskolbenmaschinen mit scheibenförmigem Drehventil führt bei der erfindungsgemässen Maschine, wie oben erwähnt, das Drehventil eine kleine Exzenterbewegung aus. Diese darf die ordnungsgemässe Kommutierung für den Verdrängerteil nicht negativ beeinflussen. Sie sollte möglichst klein gehalten werden. Bei dem durch die Gesamtkonstruktion gegebenen Teilkreisdurchmesser für die Verzahnungen des Exzentergetriebes wird die gemeinsame Exzentrizität um so grösser, je niedriger die Drehzahl der Exzentrizitätsachse wird. Umgekehrt wird die Drehzahl der Exzenterachse umso höher, je kleiner die Exzentrizität gewählt wird. Hohe Drehzahlen der Exzenterachse bewirken Fliehkräfte am Drehventil, wodurch die Verzahnungen belastet werden und Quetschverluste zwischen den Innenverzahnungen entstehen. Bevorzugte Verzahnungsdaten sind durch das Kennzeichen des Anspruchs 4 gegeben.
Ein guter Kompromiss zwischen der Grösse der Exzentrizität und der Drehzahl der Exzenterachse ist durch die Verwirklichung der kennzeichnenden Merkmale der Ansprüche 5 bis 7 möglich. Mit diesen Werten sind die Fliehkräfte auf das Drehventil noch klein, gleichzeitig jedoch in einem grossen Drehwinkelbereich des Kreiskolbens die Kommutierungsbedingungen verbessert für einen drehmoment-pulsationsarmen Lauf der Maschine und einen guten volumetrischen Wirkungsgrad.
Der Stufenkolben kompensiert hydraulisch die Axialkräfte am scheibenförmigen Drehventil, so dass in beiden Drehrichtungen die Leckspalte zwischen dem Drehventil und der Steuerplatte einerseits und dem Drehventil und der Stirnfläche des Stufenkolbens andererseits auf eine Schmierfilmdicke von wenigen Mikrometern reduziert wird. Auf diese Weise bleibt der volumetrische Wirkungsgrad der Maschine auch bei hohen Drücken und niedrigen Drehzahlen sehr hoch.
Die Erfindung wird in folgenden anhand von Zeichnungen rein beispielhaft beschrieben. Es zeigen:
Fig.1
einen Längsschnitt durch eine erfindungsgemässe Kreiskolbenmaschine,
Fig.2
einen Querschnitt längs A-A der Fig.3,
Fig.3
eine Teilansicht entsprechend Fig.1, Blickrichtung von oben,
Fig.4
eine schematische Darstellung eines erfindungsgemässen Drehventils;
Fig.5
ein Längsschnitt entsprechend Fig.1 einer weiteren Ausbildungsvariante und
Fig.6
einen Teil-Längsschnitt durch eine weiter Ausbildungsvariante
Die in den Figuren dargestellte Kreiskolbenmaschine besitzt eine An- bzw. Abtriebswelle 2, bei der die Lager 10 direkt beidseits eines starren Gehäuseteils 4 angeordnet sind. Die Welle 2 ist im Bereich des als Verdrängerteil wirkenden, starren Gehäuseteils 4 mit einer - zweiten - Aussenverzahnung 9 mit einer Zähnezahl a versehen, die mit einer - zweiten - Innenverzahnung 8 mit einer Zähnezahl b am Kreiskolben 6 kämmt. Der Kreiskolben 6 kreist exzentrisch um die Welle 2 und kämmt mit einer - ersten - Aussenverzahnung 7 mit einer Zähnezahl c in der - ersten - Innenverzahnung 6 mit einer Zähnezahl d des starren Gehäuseteils 4.
Zur Erhöhung der Lebensdauer der Verdrängerverzahnung zwischen Kreiskolben 6 und Gehäuseteil 4 kann die - erste - Innenverzahnung 5 am Gehäuseteil 4 in vorteilhafter Weise in Form von drehbar gleitgelagerten Rollen 28 ausgebildet sein.
Die jeweils unbelasteten Rollen auf der Hochdruckseite erlauben den Aufbau eines Schmierfilms zwischen Rolle 28 und Gehäuse4, der bei stossweiser Entlastung der Rolle 28 einen tragförmigen Quetschfilm erzeugt (Squeeze-Effekt). Somit liegt ein echtes hydrodynamisches Gleitlager vor.
Zur Übertragung der Kreiskolbendrehung ist ein Zahnradgetriebe in Form eines Exzenterinnengetriebes 12, 13 vorgesehen, wobei über dieses Zahnradgetriebe eine Übersetzung erzeugt wird, durch die die Übersetzung bei der Drehübertragung vom Kreiskolben 6 auf die Welle 2 kompensiert wird. Das solcherart angetriebene Steuerteil in Form eines Drehventils 3 ist scheibenförmig ausgebildet. Vergleicht man die erfindungsgemässe Ausbildung entsprechend den vorliegenden Fig.1 und Fig.5 mit der aus der EP-A1-0 761 968, Fig.5, bekannten Ausbildung, so ist leicht zu ersehen, dass die erfindungsgemässe Ausbildung bauteilärmer (so konnte auf den Getriebekolben 15', die Übertragungshülse 42 und auch das Gehäuseteil 9 der bekannten Ausbildung verzichtet werden) ausgeführt ist, wodurch die Herstellungskosten verringert werden. Auch kann damit die Baugrösse des Motors kleiner gewählt werden.
Fig.4 zeigt in schematischer Weise die Ausbildung und Funktionsweise des Drehventils 3. Die Welle 2 ist als erstes - Sonnenrad 14 mit einer Zähnezahl w ausgebildet, in das das scheibenförmige Drehventil über seine - dritten - Innenverzahnung 15 mit einer Zähnezahl x mit einer Exzentrizität 20 rotierend eingreift. Das Drehventil 3 kämmt nun mit seiner - dritten - Aussenverzahnung 16 mit einer Zähnezahl y mit einer - vierten - Innenverzahnung 17, die im Anschlussgehäuse 18 an einem zweiten Sonnenrad 181 in Form eines gehäusefesten Hohlrads ausgebildet ist. Die Zähnezahl dieser - vierten - Innenverzahnung 17 am zweiten Sonnenrad 181 ist mit z gegeben. Wie weiter unten dargestellt, kann die an dem zweiten Sonnenrad vorgesehene Innenverzahnung auch direkt am Anschlussgehäuse angeordnet werden, wodurch auf das Sonnenrad als eigener, wenn auch gehäusefester Bauteil verzichtet werden kann.
Bei Rechtslauf der Maschine wird Öl unter Hochdruck in den Anschluss 27 und damit in den Ringraum 52 eingebracht. Aufgrund der konischen Ausbildung des Drehventils 3 steht eine ringförmige Axialfläche 30 (Fig.5) zur Verfügung, die in diesem Betriebszustand der Maschine die Axialkraft am Leckspalt 24 kompensieren kann. Somit bleibt das Drehventil 3 stets auf Nullspiel am Leckspalt 24, wenn die Axialfläche 30 richtig dimensioniert ist.
Anders ist es, wenn bei Linkslauf das unter Hochdruck stehende Öl in den Anschluss 26 (Fig.1 und Fig.3) gegeben wird. In diesem Falle beaufschlagt das Drucköl die an einem Stufenkolben 23 ausgebildete Kolbenringfläche 32. Dieser Stufenkolben 23 ist zum Axialausgleich der Leckspalte 24 und 25 am Drehventil 3 vorgesehen. Da der Stufenkolben 23 axialbeweglich im Anschlussgehäuse 18 durch 0-Ringe 33 und 34 abgedichtet ist, wird dieser gegen den Leckspalt 25 gepresst zum Abdichten eines weiteren, der Kolbenringfläche zugeordneten Ringraums 35. Die vom Stufenkolben 23 erzeugte Axialkraft dichtet somit gleichzeitig den Leckspalt 24 und den Leckspalt 25. Funktion und Dimensionierung eines solchen Stufenkolbens 23 ist dem Fachmann bekannt und braucht deshalb nicht näher erläutert zu werden.
Erfindungsgemäss ist in Fig.5 eine neue Ausführung des Stufenkolbens 23 gezeigt. Der Stufenkolben 23 muss gegen Mitdrehen im Anschlussgehäuse 18 gesichert werden. Dazu dient entsprechend der Ausbildung nach Fig.1 ein Stift 53. Jedoch kann dann an dieser Stelle keine Verbindungsbohrung 36 im Stufenkolben 23 angebracht werden, was den Durchflusswiderstand für das Öl vergrössert. Auch wird die Umfangskraft des Stiftes 35 gegen das Anschlussgehäuse 18, die durch das Reibungsdrehmoment zwischen dem drehenden Drehventil 3 und dem Stufenkolben 23 hervorgerufen ist, um so höher, je höher der Arbeitsdruck der Maschine wird, da die Axialkraft auf die Kolbenringfläche 32 ansteigt. Diese Umfangskraft behindert die Axialbeweglichkeit des Stufenkolbens 23 in nachteiliger Weise.
In Fig.5 ist in vorteilhafter Weise das hohlradförmige, zweite Sonnenrad 181 etwas breiter ausgeführt. Damit kann eine am Stufenkolben 23 vorgesehene Verzahnung 37 in dieses eingreifen, so dass eine querkraftfreie Verdrehsicherung des Stufenkolbens 23 möglich wird. Der Stufenkolben 23 kann zusammen mit seiner Verzahnung 37 und den Verbindungsbohrungen 36 im Sinterverfahren hergestellt werden. Diese Ausführung ist sehr montagefreundlich, da der Stufenkolben 23 eingesetzt werden kann, wenn die 0-Ringe 33 und 34 im Anschlussgehäuse 18 angeordnet sind. Die Verdrehsicherung für das zweite Sonnenrad 181 geschieht über Stifte 38 und seine Axialsicherung über einen Segerring 39. Eine Initialfeder 40 ist als Wellfeder ausgeführt und hält auch bei Nulldruck den Stufenkolben 23 im Kontakt mit dem Drehventil 3.
Die vierte Innenverzahnung 17 kann auch - wie in Fig.6 dargestellt ist - direkt im Anschlussgehäuse 18 angeordnet werden. Dies wird sich insbesondere unter dem Gesichtspunkt von Vorteil erweisen, wenn dem Hersteller derartiger Kreikolbenmaschinen eine ausreichende Kapazität an Verzahnungs-Stoss-Maschinen zur Verfügung steht. Eine solche Anordnung hat den Vorteil, dass das innenverzahnte Sonnenrad 181 und Kleinteile, wie Stifte 38 und Segerring 39 eingespart werden können. Auch wird dadurch der Aufwand bei er Montage verringert. Bei der Ausbildung entsprechend Fig.6 ist zu beachten, dass die relative Verdreh-Phasenlage der Verzahnung 17 zur zweiten Innenverzahnung 5 (die nach Fig.2 in Form von Rollen ausgebildet sein kann) genau eingehalten wird, welche Aufgabe bei den Ausbildungen entsprechend Fig.1 und Fig.5 durch die richtige Positionierung des Stiftes 38 erfüllt wird.
Die leichte Exzenterbewegung des Drehventils 3 wirkt tribologisch sehr vorteilhaft, weil dadurch Riefenbildung durch Schmutz- und Abriebteilchen im Ölfilm vermieden wird, wie beim Polieren von glatten Oberflächen. Der unvermeidliche Verschleiss durch Erosion und Korrosion an diesen Oberflächen wird durch den hydrostatisch angepressten Stufenkolben 23 automatisch nachreguliert. Dadurch bleibt der Leckstrom an diesen Stellen stets klein.

Claims (9)

  1. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine mit einem als An- bzw. Abtriebsteil wirkenden Verdrängerteil (1) und mit einem zur Versorgung und Entsorgung des Verdrängerteils (1) mit Arbeitsfluid dienenden Drehventil (3), wobei der Verdrängerteil (1) ein erstes starres Gehäuseteil (4) mit einer ersten Innenverzahnung (5) mit einer Zähnezahl d aufweist, die mit einer ersten, eine Zähnezahl c aufweisenden Aussenverzahnung (7) an einem drehbaren, exzentrisch angeordneten Kreiskolben (6) zusammenwirkt, wobei der Kreiskolben (6) eine zweite Innenverzahnung (8) mit einer Zähnezahl b aufweist, die mit einer zweiten, eine Zähnezahl a aufweisenden Aussenverzahnung (9) an einer zentrisch gelagerten Welle (2) kämmt, und wobei d - c = 1 und b - a = 2 ist, wobei Wellenlager (10, 11) unmittelbar benachbart links und rechts am Verdrängerteil (1) angeordnet sind und ein scheibenförmiges Drehventil (3) und ein Zahnradgetriebe zu dessen Antrieb vorgesehen ist, dadurch gekennzeichnet, dass das Zahnradgetriebe ein Exzenter-Innengetriebe (12, 13) ist, bei dem das scheibenförmige Drehventil (3)im Orbit um die Maschinenachse die Exzenterbewegung ausführt.
  2. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass die Zähnezahlen (a, b, c, d) des Verdrängerteils (1) und die Zähnezahlen (w, x, y, z) des Exzenter-Innengetriebes (12, 13) die Gleichung b a ·d-c d-c = x w ·z-y z-y erfüllen und dieser Gleichungsausdruck eine ganze positive Zahl ist, wobei w die Zähnezahl eines an der Welle (2) angeordneten, ersten Sonnenrades (14), x die Zähnezahl der dritten Innenverzahnung (15) am scheibenförmigen Drehventil (3), y die Zähnezahl der dritten Aussenverzahnung (16) am Drehventil (3) und z die Zähnezahl der vierten Innenverzahnung (17) am Anschlussgehäuse (18) bedeutet.
  3. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass die positive ganze Zahl gleich 3 ist.
  4. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Wert der Gleichung y y-z ganzzahlige negative Werte zwischen -33 und -55 annimmt, wenn am Exzentergetriebe (12, 13) y die Zähnezahl der Aussenverzahnung (16) am scheibenförmigen Drehventil (3) und z die Zähnezahl der Innenverzahnung (17) am Anschlussgehäuse (18) bzw. einem zweiten Sonnenrad (181) im Anschlussgehäuse (18) bedeuten.
  5. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 2 bis 4, dadurch gekennzeichnet, dass bei den Zähnezahlen a = 12, b = 14, c = 11, d = 12 oder a = 13, b = 15, c = 12, d = 13 des Verdrängerteils (1) die Zähnezahlen des Exzentergetriebes (12, 13) des Drehventils (3) folgende Werte annehmen können:
    bei (x - w) = 1 : x=16 bis 24 y = 29 bis 45 Zähne
    bei (x - w) = 2 : x = 31 bis 49; y = 18 bis 46 Zähne.
  6. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die gemeinsame Exzentrizität (20) des Exzentergetriebes (12, 13) am scheibenförmigen Drehventil (3) das 0,01 bis 0,017-fache des mittleren Teilkreisdurchmessers von Steuerschlitzen (21) in einer Steuerplatte (22) ist.
  7. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die gemeinsame Exzentrizität (20) der beiden Innengetriebe (12, 13) das 0,011 bis 0,015-fache des mittleren Teilkreisdurchmessers der Steuerschlitze (21) in der Steuerplatte (22) ist.
  8. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass ein Stufenkolben (23) vorgesehen ist zum Axialausgleich von Leckspalten (24 und 25) am scheibenförmigen Drehventil (3).
  9. Hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Innenverzahnung (5) durch im Gehäuseteil (4) drehbar gelagerte Rollen (28) gebildet wird.
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