EP1118772B1 - Hydraulische Zahnradmaschine - Google Patents

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Publication number
EP1118772B1
EP1118772B1 EP20000125945 EP00125945A EP1118772B1 EP 1118772 B1 EP1118772 B1 EP 1118772B1 EP 20000125945 EP20000125945 EP 20000125945 EP 00125945 A EP00125945 A EP 00125945A EP 1118772 B1 EP1118772 B1 EP 1118772B1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
gear
cross
machine according
gear machine
sectional constrictions
Prior art date
Legal status (The legal status is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the status listed.)
Expired - Lifetime
Application number
EP20000125945
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1118772A1 (de
Inventor
Dietmar Dr. Schwuchow
Guido Bredenfeld
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
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Robert Bosch GmbH filed Critical Robert Bosch GmbH
Publication of EP1118772A1 publication Critical patent/EP1118772A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1118772B1 publication Critical patent/EP1118772B1/de
Anticipated expiration legal-status Critical
Expired - Lifetime legal-status Critical Current

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Classifications

    • 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
    • F04C2/086—Carter

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic gear machine with an engine of at least two meshing with each other in two-flank engagement gears according to the preamble of claim 1.
  • Gear machines with such engines are well known in the prior art (eg GB-A-2 012 876). They are characterized in particular by a lower flow rate pulsation over gear machines with conventional, meshing with meshing engines, because the trailing edges of their gears alternately contribute to the leading edges for pressure medium promotion.
  • a hydraulic gear machine with the features of claim 1 has the advantage that an ideal design of Um Taverngeometrie an ideal hydraulic engagement change is realized by the Zahnradvorderflanken on the Zahnrad Wegflanken, which is also largely independent of any existing backlash. This is achieved by measures at the leading to the inlet and outlet supply grooves of the gear machine, through which adjusts a self-adjusting to the existing backlash sealing effect. With otherwise unchanged component tolerances thereby improves the pulsation behavior of a gear machine - in reverse, the component tolerances can be expanded and thus reduce item costs with unchanged pulsation properties.
  • the proposed Um Taverngeometrie both gear machines with flanking and with Use two-flank attack equally, so that does not increase by the inventive solution, the number of required housing variants.
  • FIG. 1 shows the known per se from the prior art construction of a gear machine based on a longitudinal section.
  • FIG. 2 shows a schematic illustration of a detail of the engine and the reversing geometry according to the invention during a tooth engagement;
  • FIG. 3 shows a cross section of this detail along the section line A - A according to FIG. 2.
  • FIG. 4 shows a reversal geometry according to the invention in a perspective view.
  • the gear machine 10 of Figure 1 has a housing 12 of a first side part 14, a middle part 16 and a second side part 18. These components 14 to 18 are bolted together by means of continuous tie rods 20 and sealed by sealing elements 22a against each other and to the outside.
  • the middle part 16 surrounds an interior 24 for receiving an engine 26.
  • This consists of two in the External engagement meshing gears 28 and 30, which are arranged on a shaft 32 and an axis 34.
  • the shaft 32 and the axis 34 are parallel to each other and are rotatably mounted in sleeves 36 of plain bearing material. The latter are pressed into bearing bushes 38a to d.
  • a pair of bearing bushes 38a to d are respectively provided on each side of the toothed wheels 28 and 30, which in turn abut circumferentially on the interior 24 of the middle part 16.
  • sealing elements 22b On the housing-side end faces of the bearing bushes 38a to 38d grooves are provided, are inserted in the sealing elements 22b. These sealing elements 22b define hydraulic pressure fields which are filled under operating conditions with pressurized fluid under high pressure. The pressure pads press the bushings 38a-d against the gears 28 and 30, thereby providing axial hydraulic sealing of the enclosed tooth chambers.
  • the torque-transmitting gear 28 is rotatably coupled to the shaft 32, while the driven gear 30 is freely rotatably mounted on the shaft 34 or alternatively rotatably connected to the axis 34.
  • the shaft 32 is provided with a shaft extension 40 which projects outwardly through an opening 42 in the second side part 18 and which serves to transmit a torque from or to the engine 26.
  • a drive unit for example in the form of an electric motor, can be coupled to the shaft 34; in contrast, when operating as a motor, for example, a generator.
  • a sealing element 22c inserted in the opening 42 and held by a securing ring 44 serves.
  • FIG. 2 In a simplified schematic representation of Figure 2 shows in sections the torque transmitting gear 28 and the externally meshing with this meshed driven gear 30 of the engine 26.
  • the torque transmitting gear 28 rotates counterclockwise (directional arrow R) and lies with its gear leading edges 46a to the corresponding Zahnradvorderflanken 46b of the driven gear 30 at.
  • the current edge engagement points of the two gears 28, 30 are identified by the position number 48 and move along an engagement line 50 in the course of the gear rotation.
  • This engagement line 50 is formed by a straight line which runs diagonally from top to bottom according to FIG.
  • the shape of the engagement line 50 is dependent on the contour of the toothed tooth leading edges 46a, b - a straight engagement line 50 is typical for involute toothings.
  • the supply grooves 52 and 54 can be seen, via which the tooth chambers pressure medium zuroztagen removed.
  • the supply grooves 52, 54 lead to the unrecognizable inlet and outlet on the outside of the gear machine 10 and are formed on the adjacent to the side surfaces of the gears 28, 30 walls of the bearing bushes 38a-d.
  • the supply grooves 52 and 54 end in a blind hole at control edges 56 and 58 in the interior of the bearing bushes 38a-d.
  • the control edges 56 and 58 are parallel to each other.
  • the portion of the housing 12 lying between the control edges 56, 58 extends as far as the side surfaces of the gears 28, 30 and is referred to as a sealing web 60.
  • the existing backlash 64 results due to manufacturing tolerances in the manufacture of items and takes an amount that is significantly lower compared to conventional, backlash-prone gear teeth. Absolute trailing backlash freedom is due to the elasticity of the components under pressure and due to operating-time wear and tear at best expensive to represent, inter alia because gear machines are to be interpreted in terms of operating noise and closure properties and counteract these properties of trailing back clearance.
  • the existing backlash 64 determines the length of the hydraulically active engagement of the gear leading edges 46a, b.
  • sealing web 60 between the control edges 56 and 58 is closely linked with the extent of the backlash 64.
  • This sealing web can be formed substantially narrower in gear pairings with minimal backlash 64, as in large backlash 64th
  • the sealing web 60 despite the tolerance-related backlash 64 has a width, as is customary in gear pairings without backlash 64.
  • the engagement line 50 has portions 66 and 68 at its beginning and at its end which extend beyond the control edges 56 and 58 into the supply grooves 52, 54.
  • the position of the outer ends of the sections 66 and 68 result from the distance in which the edge-engagement points 48 of two consecutive pairs of flanks pass through the engagement line 50.
  • the two sections 66 and 68 may be different in length, in contrast to the embodiment.
  • the sealing ridge 60 may be asymmetrical to a connecting line (not shown) intersecting the centers of the gears 28, 30.
  • the supply grooves 52, 54 in the control edges 56, 58 equipped with cross-sectional constrictions 70.
  • These cross-sectional constrictions 70 extend at least beyond the sections 66 and 68 of the engagement line.
  • the cross-sectional constrictions 70 are dimensioned such that between them and the side surfaces of the gears 28 and 30 sets a passage cross section 72 for the pressure medium, which is large compared to the smallest backlash 64 but small compared to large backlash 64.
  • the pressure medium can therefore flow past the gears 28, 30 with a small flow resistance.
  • the cross-sectional constriction 70 reduces the expansion of the sealing ridge 60 to the minimum necessary extent, which is equivalent to an extension of the supply grooves 52, 54.
  • the cross-sectional constrictions 70 represent a large flow resistance, which is equivalent to an expansion of the sealing web 60 or a shortening of the supply grooves 52, 54.
  • the proposed cross-sectional constrictions 70 can be formed integrally on the housing or can be used as inserts be anchored in the supply grooves 52, 54. They extend over part of the width of the supply grooves 52, 54, are arranged point-symmetrical to each other and symmetrical to each other, but without being limited thereto.
  • One of the flanks of the cross-sectional constrictions 70 forms the control edges 56 or 58, to which the cross-sectional constrictions 70 directly adjoin.
  • the hatched for clarity in Figure 2 bottom surface of the cross-sectional constriction 70 may extend parallel to the plane of the drawing, but may alternatively rise ramped to the control edges 56, 58 out.
  • the cross-sectional constrictions 70 are not bound to the illustrated rectangular shape, but may also have boundaries formed by arcuate portions.
  • FIG. 4 shows in a perspective view the formation of the cross-sectional constriction 70 in the supply grooves 52, 54 of the bearing bushes 38.
  • multiply stepped line can also be seen in Figure 4, the imaginary line of engagement 50 along which the edge engagement points 48 of the toothed wheel leading edges 46, b move.

Landscapes

  • Engineering & Computer Science (AREA)
  • Mechanical Engineering (AREA)
  • General Engineering & Computer Science (AREA)
  • Rotary Pumps (AREA)

Description

    Stand der Technik
  • Die Erfindung geht aus von einer hydraulischen Zahnradmaschine mit einem Triebwerk aus wenigstens zwei im Zweiflankeneingriff miteinander kämmenden Zahnrädern entsprechend der Gattung des Anspruchs 1. Zahnradmaschinen mit derartigen Triebwerken sind aus dem Stand der Technik hinlänglich bekannt (zB-GB-A-2 012 876). Sie zeichnen sich insbesondere durch eine geringere Förderstrompulsation gegenüber Zahnradmaschinen mit konventionellen, im Einflankeneingriff kämmenden Triebwerken aus, weil die Rückflanken ihrer Zahnräder abwechselnd mit den Vorderflanken zur Druckmittelförderung beitragen.
  • Praxiserfahrungen haben jedoch gezeigt, daß aus Gründen eines ansonsten ansteigenden mechanischen Verschleißes und eines auftretenden mechanischen Laufgeräuschs ein geringes Rückflankenspiel durchaus vorteilhaft ist. Allerdings nimmt ein konstruktiv festgelegtes Rückflankenspiel infolge der hydraulisch bedingten Radverformung und infolge von betriebszeitbedingtem Verschleiß sukzessive ab. Darüber hinaus schwankt das Rückflankenspiel infolge unvermeidbarer, fertigungsbedingter Toleranzen, beispielsweise an den Einzelteilen der Lagerung und an den Zahnrädern, von Pumpe zu Pumpe. Desweiteren stellt die hydraulische Abdichtung zwischen der Saug- und der Druckseite eine Problematik dar. Die Güte dieser Abdichtung wird insbesondere durch die Länge des Dichtstegs zwischen den Steuerkanten einer Zahnradmaschine bestimmt, wobei die erforderliche Länge jedoch maßgeblich vom vorhandenen Rückflankenspiel abhängt. Ein dahingehend ungenau dimensionierter Dichtsteg kann sich deshalb negativ auf das Pulsationsverhalten der Zahnradmaschine auswirken.
  • Diese Wirkungszusammenhänge erschweren eine standardisierte Ausgestaltung der Umsteuergeometrie einer Zahnradmaschine im Hinblick auf einen dauerhaft hohen volumetrischen Wirkungsgrad bei gleichzeitig minimalem Pulsationsverhalten und geringem Betriebsgeräusch.
    • Vorteile der Erfindung
  • Demgegenüber weist eine hydraulische Zahnradmaschine mit den Merkmalen des Anspruchs 1 den Vorteil auf, daß durch eine besondere Ausgestaltung ihrer Umsteuergeometrie ein idealer hydraulischer Eingriffswechsel von den Zahnradvorderflanken auf die Zahnradrückflanken realisiert ist, der zudem von einem eventuell vorhandenen Rückflankenspiel weitgehend unabhängig ist. Dies wird durch Maßnahmen an den zum Einlaß und Auslaß führenden Versorgungsnuten der Zahnradmaschine erzielt, durch die sich eine selbständig an das vorhandene Rückflankenspiel anpassende Dichtwirkung einstellt. Bei ansonsten unveränderten Bauteiletoleranzen verbessert sich dadurch das Pulsationsverhalten einer Zahnradmaschine - im Umkehrschluß lassen sich bei unveränderten Pulsationseigenschaften die Bauteiletoleranzen aufweiten und damit Einzelteilkosten reduzieren. Darüber hinaus ist es möglich, die vorgeschlagene Umsteuergeometrie sowohl für Zahnradmaschinen mit Einflanken- als auch mit Zweiflankenangriff gleichermaßen einzusetzen, so daß sich durch die erfindungsgemäße Lösung die Anzahl erforderlicher Gehäusevarianten nicht erhöht.
  • 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. Figur 1 zeigt den an sich aus dem Stand der Technik bekannten Aufbau einer Zahnradmaschine anhand eines Längsschnitts. In Figur 2 ist in schematischer Darstellung ein Detail des Triebwerks und der erfindungsgemäßen Umsteuergeometrie während eines Zahneingriffs dargestellt; Figur 3 zeigt einen Querschnitt dieses Details entlang der Schnittlinie A-A nach Figur 2. In Figur 4 ist eine erfindungsgemäße Umsteuergeometrie in einer perspektivischen Darstellung gezeigt.
    • Beschreibung des Ausführungsbeispiels
  • Die Zahnradmaschine 10 nach Figur 1 hat ein Gehäuse 12 aus einem ersten Seitenteil 14, einem Mittelteil 16 und einem zweiten Seitenteil 18. Diese Bauteile 14 bis 18 sind mittels durchgehender Zuganker 20 miteinander verschraubt und durch Dichtelemente 22a gegeneinander und nach außen abgedichtet.
  • Das Mittelteil 16 umgibt einen Innenraum 24 zur Aufnahme eines Triebwerks 26. Dieses besteht aus zwei im Außeneingriff miteinander kämmenden Zahnrädern 28 und 30, die auf einer Welle 32 beziehungsweise einer Achse 34 angeordnet sind. Die Welle 32 und die Achse 34 verlaufen parallel zueinander und sind in Hülsen 36 aus Gleitlagermaterial drehbar gelagert. Letztere sind in Lagerbuchsen 38a bis d eingepreßt. Insgesamt ist zu jeder Seite der Zahnräder 28 und 30 jeweils ein Paar von Lagerbuchsen 38a bis d vorgesehen, die ihrerseits umfangsseitig am Innenraum 24 des Mittelteils 16 anliegen.
  • An den gehäuseseitigen Stirnflächen der Lagerbuchsen 38a bis 38d sind Nuten vorhanden, in die Dichtelemente 22b eingelegt sind. Diese Dichtelemente 22b begrenzen hydraulische Druckfelder, die unter Betriebsbedingungen mit unter Hochdruck stehendem Druckmittel gefüllt sind. Die Druckfelder pressen die Lagerbuchsen 38a bis d gegen die Zahnräder 28 und 30, und sorgen dadurch für eine axiale hydraulische Abdichtung der eingeschlossenen Zahnkammern.
  • Das Drehmoment übertragende Zahnrad 28 ist drehfest mit der Welle 32 gekoppelt, während das getriebene Zahnrad 30 frei drehbar auf der Achse 34 gelagert oder alternativ drehfest mit der Achse 34 verbunden ist. Die Welle 32 ist mit einem Wellenfortsatz 40 ausgestattet, der durch eine Öffnung 42 im zweiten Seitenteil 18 nach außen ragt und der zur Übertragung eines Drehmoments von beziehungsweise auf das Triebwerk 26 dient. Beim Betrieb der Zahnradmaschine 10 als Pumpe ist mit der Welle 34 eine Antriebseinheit, beispielsweise in Form eines Elektromotors, koppelbar, beim Betrieb als Motor dagegen beispielsweise ein Generator. Zur Abdichtung des Innenraums 24 nach außen dient ein in der Öffnung 42 eingesetztes und von einem Sicherungsring 44 gehaltenes Dichtungselement 22c.
  • In schematisch vereinfachter Darstellung zeigt Figur 2 in Ausschnitten das Drehmoment übertragende Zahnrad 28 und das mit diesem im Außenangriff kämmende getriebene Zahnrad 30 des Triebwerks 26. Das Drehmoment übertragende Zahnrad 28 dreht sich entgegen dem Uhrzeigersinn (Richtungspfeil R) und liegt mit seinen Zahnradvorderflanken 46a an den entsprechenden Zahnradvorderflanken 46b des getriebenen Zahnrads 30 an. Die momentanen Flankeneingriffspunkte der beiden Zahnräder 28, 30 sind durch die Positionsnummer 48 gekennzeichnet und bewegen sich im Verlauf der Zahnradumdrehung entlang einer Eingriffslinie 50. Diese Eingriffslinie 50 wird von einer Geraden gebildet, die gemäß Figur 2 diagonal von oben nach unten verläuft. Die Form der Eingriffslinie 50 ist von der Kontur der Zahnradvorderflanken 46a, b abhängig - eine gerade Eingriffslinie 50 ist typisch für Evolventenverzahnungen.
  • Hinter den Zahnrädern 28 und 30 sind Versorgungsnuten 52 und 54 zu erkennen, über die den Zahnkammern Druckmittel zubeziehungsweise abgeführt wird. Die Versorgungsnuten 52, 54 führen zum nicht erkennbaren Einlaß und Auslaß an der Außenseite der Zahnradmaschine 10 und sind an den an die Seitenflächen der Zahnräder 28, 30 angrenzenden Wandungen der Lagerbuchsen 38a-d ausgebildet. Die Versorgungsnuten 52 und 54 enden sacklochartig an Steuerkanten 56 und 58 im Innern der Lagerbuchsen 38a-d. Die steuerkanten 56 und 58 verlaufen parallel zueinander. Der zwischen den Steuerkanten 56, 58 liegende Abschnitt des Gehäuses 12 reicht bis an die Seitenflächen der Zahnräder 28, 30 heran und wird als Dichtsteg 60 bezeichnet. Sobald sich der Flankeneingriffspunkt 48 der beiden Zahnräder 28, 30 vor dem Dichtsteg 60 befindet, ist die Saugseite von der Druckseite der Zahnradmaschine 10 hydraulisch getrennt. Solange dies der Fall ist, befinden sich die betreffenden Zahnflanken im hydraulisch aktiven, dichtenden Eingriff. Dieser hydraulisch aktive Eingriff ist Teil des im allgemeinen länger andauernden mechanischen Eingriffs.
  • Obwohl zwischen den Zahnradrückflanken 62a, b der Zahnräder 28 und 30 ein vernachlässigbar kleines Rückflankenspiel 64 erkennbar ist, ist davon auszugehen, daß die dargestellte Verzahnung rückflankenspielfrei ausgelegt ist. Das vorhandene Rückflankenspiel 64 ergibt sich aufgrund von Fertigungstoleranzen bei der Herstellung der Einzelteile und nimmt einen Betrag an, der gegenüber konventionellen, rückflankenspielbehafteten Verzahnungen deutlich geringer ist. Absolute Rückflankenspielfreiheit ist aufgrund der Elastizität der Bauteile unter Druckbeaufschlagung und aufgrund von betriebszeitbedingten Verschleißerscheinungen konstruktiv allenfalls aufwendig darstellbar, unter anderem auch weil Zahnradmaschinen in Bezug auf Betriebsgeräusche und Verschließeigenschaften auszulegen sind und diese Eigenschaften einer Rückflankenspielfreiheit entgegenwirken. Das vorhandene Rückflankenspiel 64 bestimmt die Länge des hydraulisch aktiven Eingriffs der Zahnradvorderflanken 46a, b. Bei großem Rückflankenspiel 64, wie es beispielsweise bei Triebwerken 26 mit Einflankeneingriff der Fall ist, fördert die Zahnradvorderflanke 46 über die gesamte Zahnteilung, während bei kleinem Rückflankenspiel 64, das heißt bei Triebwerken 26 mit Zweiflankeneingriff, die Zahnradvorderflanke 46 nur über eine halbe Zahnteilung fördert und die Zahnradrückflanken 62 während der zweiten Hälfte der Zahnteilung hydraulisch aktiv sind. Dementsprechend hat eine im Zweiflankeneingriff kämmende Zahnradmaschine eine wesentlich günstigere Pulsation mit doppelter Frequenz, bei gleichzeitig kleinerem Ungleichförmigkeitsgrad als eine Zahnradmaschine mit Einflankeneingriff. Problematisch für eine Serienfertigung von Zahnradmaschinen ist allerdings, daß ein Zweiflankeneingriff aus den oben genannten Gründen in der Praxis allenfalls nur mit erheblichen konstruktivem Aufwand auf Dauer zu realisieren ist.
  • Mit dem Maß des Rückflankenspiels 64 eng verknüpft ist die konstruktive Festlegung des Dichtstegs 60 zwischen den Steuerkanten 56 und 58. Dieser Dichtsteg kann bei Zahnradpaarungen mit minimalem Rückflankenspiel 64 wesentlich schmaler ausgebildet sein, als bei großem Rückflankenspiel 64.
  • Im Ausführungsbeispiel weist der Dichtsteg 60 trotz des toleranzbedingten Rückflankenspiels 64 eine Breite auf, wie sie bei Zahnradpaarungen ohne Rückflankenspiel 64 üblich ist. Dies hat zur Folge, daß die Eingriffslinie 50 an ihrem Anfang und an ihrem Ende Abschnitte 66 und 68 aufweist, die sich über die Steuerkanten 56 und 58 hinaus bis in die Versorgungsnuten 52, 54 hinein erstrecken. Die Lage der äußeren Enden der Abschnitte 66 und 68 ergeben sich aus dem Abstand, in dem die Flankeneingriffspunkte 48 zweier aufeinanderfolgender Flankenpaare die Eingriffslinie 50 durchlaufen. Die beiden Abschnitte 66 und 68 können im Gegensatz zum Ausführungsbeispiel unterschiedlich lang sein. Ebenso kann der Dichtsteg 60 asymmetrisch zu einer die Mittelpunkte der Zahnräder 28, 30 schneidenden Verbindungslinie (nicht eingezeichnet) liegen.
  • Ohne die der Erfindung zugrundeliegenden Gegenmaßnahmen bestünde während dieser Phasen des mechanischen Flankeneingriffs ein hydraulischer Kurzschluß von der Saugzur Druckseite, verbunden mit entsprechenden Förderstromverlusten. Zwar ließe sich dies mittels eines verbreiterten Dichtstegs 60 verhindern, allerdings wird dann bei einer Zahnradmaschine bei der dasselbe Gehäuse mit einer Zahnradpaarung kombiniert ist, die ein kleineres Rückflankenspiel 64 aufweist, der hydraulische Eingriffswechsel von den Zahnradvorderflanken 46a, b auf die Zahnradrückflanken 62a, b derart verändert, daß die angestrebte Pulsationverbesserung nicht erreicht wird.
  • Um die Breite des Dichtstegs 60 in seiner hydraulischen Wirkung an die toleranz-, verschleiß- und betriebsbedingt unterschiedlich großen Rückflankenspiele 64 der gefertigten Zahnradmaschinen 10 anzupassen, wird deshalb vorgeschlagen die Versorgungsnuten 52, 54 im Bereich der Steuerkanten 56, 58 mit Querschnittsverengungen 70 auszustatten. Diese Querschnittsverengungen 70 erstrecken sich zumindest bis über die Abschnitte 66 und 68 der Eingriffslinie hinaus. Zudem sind die Querschnittsverengungen 70 derart bemessen, daß sich zwischen ihnen und den Seitenflächen der Zahnräder 28 und 30 ein Durchtrittsquerschnitt 72 für das Druckmittel einstellt, der groß ist gegenüber kleinsten Rückflankenspielen 64 aber klein ist gegenüber großen Rückflankenspielen 64. Bei kleineren Rückflankenspielen 64, bei denen eine Verbreiterung des Dichtstegs 60 nicht notwendig wäre, kann das Druckmittel deshalb mit kleinem Strömungswiderstand an den Zahnrädern 28, 30 vorbeiströmen. In diesem Fall reduziert die Querschnittsverengung 70 die Ausdehnung des Dichtstegs 60 auf das minimal notwendige Maß, was einer Verlängerung der Versorgungsnuten 52, 54 gleichkommt.
  • Bei Zahnrädern 28, 30, die miteinander ein größeres Rückflankenspiel 64 eingehen, stellen die Querschnittsverengungen 70 dagegen einen großen Strömungswiderstand dar, der mit einer Ausdehnung des Dichtstegs 60 beziehungsweise einer Verkürzung der Versorgungsnuten 52, 54 gleichzusetzen ist.
  • Die vorgeschlagenen Querschnittsverengungen 70 lassen sich einteilig am Gehäuse ausbilden oder können als Einlegeteile in den Versorgungsnuten 52, 54 verankert sein. Sie erstrecken sich über einen Teil der Breite der Versorgungsnuten 52, 54, sind punktsymmetrisch zueinander angeordnet und symmetrisch zueinander ausgeführt, ohne jedoch darauf eingeschränkt zu sein. Eine der Flanken der Querschnittsverengungen 70 bildet die Steuerkanten 56 oder 58, an die die Querschnittsverengungen 70 unmittelbar angrenzen. Die zur Verdeutlichung in Figur 2 schraffierte Bodenfläche der Querschnittsverengung 70 kann parallel zur Zeichenebene verlaufen, kann aber alternativ dazu auch zu den Steuerkanten 56, 58 hin rampenförmig ansteigen. Darüber hinaus sind die Querschnittsverengungen 70 nicht an die dargestellte rechteckige Form gebunden, sondern können auch von Bogenabschnitten gebildete Begrenzungen haben.
  • Aus der Schnittdarstellung nach Figur 3 sind die Querschnittsverhältnisse zwischen den Versorgungsnuten 52, 54 und der Querschnittsverengung 70 ersichtlich. Der zwischen den Seitenflächen der beiden Zahnräder 28 und 30 im Bereich der Querschnittsverengung 70 verbleibende Durchtrittsquerschnitt ist mit der Positionsnummer 72 bezeichnet.
  • Die Figur 4 zeigt in einer perspektivischen Darstellung die Ausbildung der Querschnittsverengung 70 in den Versorgungsnuten 52, 54 der Lagerbuchsen 38. Als mehrfach abgesetzte Linie ebenfalls zu erkennen ist in Figur 4 die gedachte Eingriffslinie 50, entlang der sich die Flankeneingriffspunkte 48 der Zahnradvorderflanken 46, b bewegen.
  • Selbstverständlich sind weitere Änderungen oder Ergänzungen an beschriebenen Ausführungsbeispielen möglich ohne vom Grundgedanken der Erfindung abzuweichen.

Claims (10)

  1. Hydraulische Zahnradmaschine (10) mit einem Gehäuse (12), in dem ein Triebwerk (26) aus wenigstens zwei miteinander kämmenden und in Lagerbuchsen (38a-d) drehbar gelagerten Zahnrädern (28, 30) ein Druckmittel von einem Einlaß zu einem Auslaß fördert, wobei der Einlaß und der Auslaß über gehäuseseitige und zu den Seitenflächen der Zahnräder (28, 30) hin offene Versorgungsnuten (52, 54) mit den von den Zahnrädern (28, 30) eingeschlossenen Zahnkammern verbunden sind, wobei die Versorgungsnuten (52, 54) sacklochartig ausgebildet sind und im Innern des Gehäuses (12) an Steuerkanten (56, 58) enden, wobei der Abschnitt zwischen den Steuerkanten (56, 58) einen an den Seitenflächen der Zahnräder (28, 30) anliegenden Dichtsteg (60) bildet, der zusammen mit den Flankeneingriffspunkten (48) der Zahnradvorderflanken (46) den Einlaß gegenüber dem Auslaß hydraulisch abdichtet und wobei die Zahnradrückflanken (62) mechanisch aneinander anliegen, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahnradrückflanken (62) in hydraulisch wirksamen Eingriff stehen und im Wechsel mit den Zahnradvorderflanken (46) an der Druckmittelförderung beteiligt sind, daß die Länge des Dichtstegs (60) auf ein Triebwerk (26) abgestimmt ist, dessen Zahnräder (28, 30) ohne Rückflankenspiel miteinander kämmen und daß die Versorgungsnuten (52, 54) im Bereich ihrer Steuerkanten (56, 58) angeordnete Querschnittsverengungen (70) aufweisen, die sich zumindest bis über die, die Versorgungsnuten (52, 54) überragenden Abschnitte (66, 68) der Eingriffslinien (50) der Zahnradvorderflanken (46) erstrecken.
  2. Hydraulische Zahnradmaschine nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die Abmessungen der Querschnittsverengungen (70) derart gewählt sind, daß die zwischen den Querschnittsverengungen (70) und den Seitenflächen der Zahnräder (28, 30) verbleibenden Durchtrittsquerschnitte (72) kleiner sind als der bei einem größtmöglichen Rückflankenspiel (64) auftretende Spaltquerschnitt und größer sind als der bei einem minimal auftretenden Rückflankenspiel vorhandene Spaltquerschnitt zwischen den Zahnradrückflanken (62).
  3. Hydraulische Zahnradmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittsverengungen (70) in den zum Einlaß und zum Auslaß führenden Versorgungsnuten (52, 54) punktsymmetrisch zueinander angeordnet sind.
  4. Hydraulische Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittsverengungen (70) der Versorgungsnut (52) symmetrisch zu denen der Versorgungsnut (54) ausgebildet sind.
  5. Hydraulische Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittsverengungen (70) unmittelbar an die Steuerkanten (56, 58) der Versorgungsnuten (52, 54) angrenzen.
  6. Hydraulische Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß sich die Querschnittsverengungen (70) lediglich über einen Teil der Steuerkanten (56, 58) der Versorgungsnuten (52, 54) erstrecken.
  7. Hydraulische Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Begrenzungen der Querschnittsverengungen (70) von jeweils wenigstens einem Bogenabschnitt gebildet sind.
  8. Hydraulische Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittsverengungen (70) einstückig an den Lagerbuchsen (38a-d) der Zahnradmaschine (10) ausgebildet sind.
  9. Hydraulische Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß die Querschnittsverengung (70) eine zur Steuerkante (56, 58) hin rampenförmig ansteigende Bodenfläche aufweist.
  10. Hydraulische Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß die Zahnräder (28, 30) des Triebwerks (26) außenverzahnt sind.
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