EP1180217A1 - Verzahnungsrotorsatz - Google Patents

Verzahnungsrotorsatz

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Publication number
EP1180217A1
EP1180217A1 EP00941957A EP00941957A EP1180217A1 EP 1180217 A1 EP1180217 A1 EP 1180217A1 EP 00941957 A EP00941957 A EP 00941957A EP 00941957 A EP00941957 A EP 00941957A EP 1180217 A1 EP1180217 A1 EP 1180217A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
tooth
rotor set
toothing
toothed
rotor
Prior art date
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Granted
Application number
EP00941957A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP1180217B1 (de
Inventor
Josef Bachmann
Harald Neubert
Eberhard Ernst
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.)
GKN Sinter Metals GmbH
Original Assignee
GKN Sinter Metals GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by GKN Sinter Metals GmbH filed Critical GKN Sinter Metals GmbH
Publication of EP1180217A1 publication Critical patent/EP1180217A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP1180217B1 publication Critical patent/EP1180217B1/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
    • F04C2/10—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

Definitions

  • the invention relates to a gear rotor set for a
  • the toothed rotor is similar to a toothed ring pump with a toothed design, the function and mode of operation of a toothed rotor set which corresponds to a toothed ring pump.
  • the pressure chamber is not separated from the suction chamber by a sickle-shaped filler, but a special design of the teeth - based on the trochoid toothing - ensures the seal between the gerotor ring and the externally toothed pinion.
  • the internally toothed toothed ring has one tooth more than the pinion, so that the tooth heads touch exactly opposite the tooth engagement point if the teeth are designed accordingly.
  • This head play causes internal leaks in the gerotor pumps and thus a poor volumetric efficiency. As a result, high pressures cannot be built up at low speeds.
  • a pump according to the teaching of DE-A-196 46 359 is more advantageous compared to gerotor pumps.
  • the pump forms a generic toothed rotor set consisting of a
  • FILLING HEAD has the same module in which the teeth of the gear mesh.
  • the function of the gear rotor set results from the fact that a drive torque acts on the inner rotor via a drive shaft and rotates it.
  • a force is transmitted from the toothed inner rotor to the planet gear, which on the one hand results in an impact force through the center of the planet gear and a circumferential force which brings about a torque of the planet gear.
  • the impact force that acts on the bearing ring causes it to rotate.
  • the generic toothed rotor set proves to be disadvantageous in that clean rolling without interference is not guaranteed under all operating conditions.
  • the movement of the planet gears relative to the bearing ring comes to a standstill in one position.
  • a toothed rotor set consisting of a rotatable bearing ring with bearing pockets, in which rotatably mounted planet rotors are arranged, which form an internal toothing, with an inner rotor which is mounted eccentrically to the bearing ring and which has an approximately star-shaped outer contour and which is provided with external teeth , wherein the external toothing has one tooth less than the internal toothing and the toothing of at least one of the two rotor systems has an arcuate portion at least in partial areas of the tooth shape of the toothing.
  • the advantage of a toothed rotor set designed in this way is that the curved portion of the tooth shape essentially results in rolling friction and no sliding friction, so that wear on the toothing is minimized.
  • the convex tooth head of the toothed inner rotor and the concave tooth base of the toothed planetary rotor result in a contact surface and not a line of contact.
  • the Hertzian pressure is greatly reduced by this pair of rollers.
  • Tooth shape is arcuate. Such a design of the tooth shape in the region of the tooth head and / or the tooth base enables very large impact forces (radial forces) to be transmitted, the proportion of the circumferential force to be transmitted being able to be small.
  • the tooth head and the tooth base are included in the rolling process, i.e. the rolling of the toothed planetary rotors on the toothed inner rotor curve, also included.
  • the convexly curved tooth flank of the planetary rotor and the concave curved tooth flank of the inner rotor form a relatively large sealing surface during tooth engagement, which seals the displacement chamber when the displacement chamber passes from the suction region into the pressure region. Even deviations in the perpendicularity of the rotor do not lead to leakage losses in the displacement chamber.
  • the area of the tooth head and / or the tooth base has a flattened shape.
  • the planetary gear In the main zone of the power transmission, in which the torque acts on the bearing ring through the toothed inner rotor via the toothed planetary rotor, the planetary gear almost comes to a standstill due to the geometry. With the described relative standstill and the simultaneous transmission of a large force, there is a risk that the lubricating film breaks down between the planetary tooth head and the bearing ring. To counteract this, the planetary rotor tooth heads were flattened. The size of the flattening depends on the area of application of the gear rotor. At low speeds and high pressures, a strong flattening is necessary.
  • the area of the tooth head and / or the tooth base has a large radius of curvature.
  • the flattening of the planetary rotor tooth heads also improves the transmission of force (Hertzian pressure) from the planetary rotor to the bearing ring.
  • the arcuate portion is at least partially designed as a cycloid.
  • the cycloid has proven to be particularly advantageous in terms of rolling behavior and the transmission of the impact forces. This cycloid toothing ensures smooth, low-friction rolling even with considerable changes in curvature and small radii of curvature, which in turn reduces wear.
  • the tooth shape is designed as an involute at least in the region of the tooth flanks.
  • Planetary rotor formed by an involute with this embodiment, however, interference can more easily occur than with an embodiment whose tooth flanks are designed as cycloids.
  • the toothing has a low-wear surface.
  • the low-wear surface can be protected by a chemical special thermochemical and / or physical surface treatment can be achieved.
  • the surface can also be galvanized. Further advantageous surface treatment processes are caburizing and nitriding and / or nitrocarburizing, boriding and / or chromating.
  • At least one fluid channel is arranged in the region of the bearing pockets.
  • the fluid channel can be connected to the pressure side of the pump, so that lubricating oil is continuously supplied between the planetary rotor and the bearing pocket in order to ensure an improved lubricating film build-up.
  • This circumferential web serves as a seal within the housing in which the toothed rotor set is accommodated.
  • Such moving parts usually have a sealing surface on their end faces, which extends over their entire surface with the exception of the toothing.
  • the seal according to the invention by means of the circumferential web has the advantage that the high frictional forces occurring in the known seals are greatly reduced and the set of toothed rotors thus works more easily and therefore more efficiently.
  • the circumferential web has a width which represents the optimum between the sealing effect and the frictional force.
  • the invention relates to a method for producing a toothed rotor set, which is produced in a shaping process, preferably by means of powder metallurgical processes, plastic injection molding, extrusion molding, die casting, in particular aluminum die casting, and stamping processes.
  • a complex toothing as the toothed rotor set according to the invention has can be produced simply and inexpensively by means of these methods.
  • a filing and sawing, which is known for the usual gears Is used, can not be used in the invention, since the toothing is too complicated.
  • the toothed rotor set is used in a pump, in particular a lubricating oil pump for internal combustion engines.
  • the gear rotor set is used as a motor.
  • Fig. Lb top view of the gear rotor set with suction side and pressure side
  • FIG. 2 shows a variant I of the toothing according to the invention according to the detail "X" in Fig. 1,
  • Fig. 4 shows a variant III of the toothing according to the invention
  • Fig. 5 shows the parameters used for the gear calculation
  • Fig. 1 shows a gear rotor set 1 according to the invention, consisting of a rotatable bearing ring 2 with bearing pockets 3, in which rotatably mounted planet rotors 4 are arranged, which form an internal toothing, with an inner rotor 5 eccentrically mounted to the bearing ring 2 with an approximately star-shaped outer contour, which has an external toothing 6 is provided, the external toothing 6 having one tooth less than the internal toothing.
  • the toothed rotor set 1 has a suction area 7, a pressure area 8 and a displacement chamber 9.
  • a drive torque M1 acts on the toothed inner rotor 5 via a drive shaft 10.
  • a circumferential force F2 acts from the toothed inner rotor 5 on the toothed planetary rotor 4, which is mounted in a bearing ring 2 (housing).
  • the peripheral force F2 is divided into two components, the impact force (radial force) F3 and the torque M4, both of which act on the toothed planetary rotor.
  • the impact force F3 acts through the center of the toothed planetary rotor 4, which is mounted in a bearing ring 2, and sets the bearing ring 2 in rotation.
  • the toothed planetary rotor is set in rotation by the torque M4.
  • the toothed rotor set 1 according to the invention can be used as a pump for generating pressure by driving the inner rotor 5 via a drive shaft 10.
  • the toothed rotor set 1 according to the invention can also be used as a motor by applying pressure to the pressure area, so that the inner rotor 5 is set in rotation and drives the drive shaft 10.
  • Fig. La shows the gear rotor set 1 in a second working position. A maximum pressure is generated in this, since the inner rotor 5 works at most on the planetary rotors 4.
  • FIG. 1b shows a top view of the toothed rotor set 1, both a suction side 21 and a pressure side 23 being shown.
  • An inlet opening 22 opens into the suction side 21 and can, for example, be formed laterally as a bore in the housing accommodating the gear rotor set.
  • An outlet opening 24 likewise opens into the pressure side 23. The diameter of the outlet opening 24 is smaller than that of the inlet opening 22, since the latter has a higher flow rate.
  • FIG. 2 shows a variant I of the toothing according to the invention according to the detail “X” in FIG. 1.
  • the large impact force F3 (radial force) shown in FIG. 1 and the only small circumferential force F4 have to be transmitted.
  • tooth head 11 and tooth base 12 are in the rolling process, i.e. the rolling of the toothed planetary rotor 4 on the toothed inner rotor curve is included.
  • the surface portions of the toothing were chosen so that they correspond to the distribution of forces.
  • the largest portion, the arcuate portion 14, of the toothing thus exists on the tooth base 12 and tooth tip 11, which transmit the impact force F3 between the toothed inner rotor 5 and the toothed planetary rotor 4.
  • Only a small proportion of the toothing surfaces consists of sliding surfaces in the area of the tooth flanks 15, which convert the peripheral force F4 into a rotary movement of the toothed planetary rotor 4.
  • the tooth head 11.1 of the toothed inner rotor 5 is calculated so that it lies precisely in the tooth base 12.2 of the toothed planetary rotor 4, and it can be rolled off easily. ensures.
  • the tooth head 11.2 of the toothed planetary rotor 4 engages in the tooth base 12.1 of the toothed inner rotor 5.
  • the convex tooth head 11.1 of the toothed inner rotor 5 and the concave tooth base 12.2 of the toothed planetary rotor 4 result in a contact surface and not a line of contact. Hertzian pressure is therefore greatly reduced by this roller pairing.
  • FIG. 3 shows a second variant of the toothing according to the invention.
  • a cycloid 20 was used which favors the build-up of the lubricating film more than a simple transition radius.
  • the flattening 13 of the planetary tooth heads 11 also improves the transmission of force (Hertzian pressure) from the planetary rotor 4 to the bearing ring 2.
  • the tooth flanks 15 of the toothed inner rotor 5 and the toothed planetary rotors 4 being formed by an involute 18.
  • the tooth head of the planetary rotor 4 is designed as a cycloid 19. In this embodiment, however, there is a greater probability that interference will occur.
  • the stress on the contact line of the tooth flanks is alternatively calculated as the pressure stress of two parallel rollers, which correspond to the tooth pairing in the following points: length b of the contact line, radius of curvature rl and r2 in the cutting plane normal to the contact line, material pairing and surface quality, (rl and r2 are measured at the point of contact of the unloaded flanks)
  • the related load is (k value according to Stribeck).
  • r2 must be used negatively for concave flanks.
  • the toothing of the planetary rotor 4 is designed as a zero toothing and that of the inner rotor 5 contains a negative profile shift.
  • Pitch circle 1 (tl) pitch circle of the planetary rotor 4
  • Roll circle 3 (r3) of tooth tip 11.2 (epi-cycloid); Rolling circle 4 (r4) of tooth tip 12.2 (hypo-cycloid)
  • Tooth thickness d (t / 2 - 2 * bsp)
  • Rolling circle 5 (r5) (t / 2 + 2 * Flsp.) / ⁇
  • This design of the toothing means that the curvature ratios between tooth head 11 and tooth base 12 (convex, concave) are very similar, which almost touches the surface and thus reduces the Hertzian pressure. Furthermore, with this optimized design for rolling The additional sliding movement (tangential friction force) is very low.
  • the toothing according to the invention can also be used for elliptical wheels, general non-circular wheels and Roots blowers.

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Description

Bezeichnung Verzahnungsrotorsatz
Beschreibung
Die Erfindung betrifft einen Verzahnungsrotorsatz für eine
Pumpe, insbesondere für eine Schmierölpumpe für Verbrennungsmotoren. Der Verzahnungsrotor ist ähnlich einer Zahnringpumpe mit verzahnter Ausführung, wobei die Funktion und Wirkungsweise eines Verzahnungsrotorsatzes, der einer Zahnringpumpe entspricht.
Bei Zahnringpumpen wird der Druckraum vom Saugraum nicht durch ein sichelförmiges Füllstück getrennt, sondern eine besondere Ausbildung der Zähne — basierend auf der Trochoiden— Verzahnung — gewährleistet die Abdichtung zwischen Zahnring und außenverzahntem Ritzel. Der innenverzahnte Zahnring besitzt einen Zahn mehr als das Ritzel, so daß bei entsprechender Gestaltung der Zähne sich die Zahnköpfe genau gegenüber dem Zahneingriffspunkt berühren. Damit ein Abrollen gewähr- leistet ist, muß zwischen dem Zahnkopf des Außenläufers und dem Zahnkopf des Innenläufers ein Kopfspiel vorhanden sein. Der Nachteil von Zahnringpumpen ist, daß durch dieses Kopf- spiel bei den Zahnringpumpen innere Leckagen und somit ein schlechter volumetrischer Wirkungsgrad auftritt. Hierdurch können bei niedrigen Drehzahlen keine hohen Drücke aufgebaut werden.
Vorteilhafter im Vergleich zu Zahnringpumpen ist ein Pumpe nach der Lehre der DE-A-196 46 359. Die Pumpe bildet einen gattungsgemäßen Verzahnungsrotorsatz, bestehend aus einem
Außenring mit einer Innenverzahnung und einem darin exen- trisch aufgenommenen Zahnrad mit Außenverzahnung, wobei die Innenverzahnung durch im Außenring drehbar gelagerte Rollen gebildet wird und einen Zahn mehr als die Außenverzahnung aufweist, wobei der Außenverzahnung des Zahnrades eine Feinverzahnung mit einem wesentlich kleineren Modul überlagert ist und jede Rolle auf Ihrem Umfang eine Feinverzahnung mit
BBlÄTJGUNGSKOPfε dem gleichen Modul aufweist, in die die Zähne des Zahnrades eingreifen.
Die Funktion des Verzahnungsrotorsatzes ergibt sich dadurch, daß ein Antriebsmoment über eine Antriebswelle auf den Innenrotor wirkt und diesen dreht. Vom verzahnten Innenrotor wird eine Kraft auf das Planetenrad übertragen, die einerseits eine Stoßkraft durch das Zentrum des Planetenrades und eine Um- fangskraft ergibt, die ein Drehmoment des Planetenrades be- wirkt. Durch die Stoßkraft, die auf den Lagerring wirkt, wird dieser in Rotation versetzt.
Die auftretenden Kräfte und Momente können bei dem gattungsgemäßen Verzahnungsrotorsatz nicht optimal durch die bisher verwendete Evolventenverzahnung aufgenommen werden. Insbesondere besteht das Problem, daß die bekannte Verzahnung die Stoß- und Umfangskräfte nicht ohne große Flächenpressung in Form einer Linienberührung überträgt. Die bisher bekannten Verzahnungen eignen sich nur für die Übertragung hoher Um- fangskräfte und nicht für die Übertragung großer Stoßkräfte, die durch das Zentrum des Planetenrades verlaufen.
Als nachteilig erweist sich der gattungsbildende Verzahnungsrotorsatz dahingehend, daß nicht unter allen Betriebsbedin- gungen ein sauberes Abrollen ohne Eingriffsstörungen gewährleistet ist. Die Bewegung der Planetenräder relativ zum Lagering kommt in einer Position zum Stillstand.
In diesem Zustand, in dem das Planetenrad nahezu stillsteht und gleichzeitig eine große Kraft übertragen wird, besteht die Gefahr, daß der Schmierfilm zwischen Planetenzahnkopf und Außenrotor zusammenbricht, wodurch die Couetteströmung zum Stillstand kommt. Hierbei entsteht Festkörperkontakt durch den Verlust des Schmiermediums im Spalt. Es besteht somit nicht mehr eine günstige hydrodynamische Schmierung sondern es entstehen Mischreibungszustände und im ungünstigsten Fall Haftreibung. Im Falle der Misch- und Haftreibung treten Ver- Schleißerscheinungen auf und die Standzeit des Verzahnungsrotorsatzes sinkt.
Aus den Nachteilen des bekannten Standes der Technik ergibt sich die Aufgabe einen Verzahnungsrotorsatz zu bilden, der so gestaltet ist, daß ein dauerhafter Schmierfilmaufbau zur Vermeidung ungünstiger Reibungszustände gewährleistet ist, wobei der Verzahnungsrotorsatz die auftretenden Kräfte und Momente sicher übertragen muß.
Die Aufgabe wird erfindungsgemäß gelöst durch einen Verzahnungsrotorsatz, bestehend aus einem drehbaren Lagerring mit Lagertaschen, in denen drehbar gelagerte Planetenrotoren angeordnet sind, die eine Innenverzahnung bilden, mit einem ex- zentrisch zum Lagerring gelagerten Innenrotor mit annähernd sternförmiger Außenkontur, die mit einer Außenverzahnung versehen ist, wobei die Außenverzahnung einen Zahn weniger aufweist als die Innenverzahnung und die Verzahnung wenigstens eines der beiden Rotorensysteme zumindest in Teilbereichen der Zahnform der Verzahnung einen bogenförmigen Anteil aufweist. Der Vorteil eines derart gestalteten Verzahnungsrotorsatzes besteht darin, daß durch den bogenförmigen Anteil an der Zahnform im wesentlichen Rollreibung und keine Gleitreibung auftritt, so daß der Verschleiß an der Verzahnung mini- miert wird. Durch den konvex ausgebildeten Zahnkopf des verzahnten Innenrotors und den konkav ausgebildeten Zahnfuß des verzahnten Planetenrotors kommt es zu einer Berührungsfläche und nicht zu einer Berührungslinie. Die Hertzsche Pressung wird durch diese Wälzpaarung sehr stark reduziert.
Dies gilt auch für die Zahnflanken des verzahnten Innenrotors und des verzahnten Planetenrades. Durch Einbeziehen eines Flankenspiels zwischen dem Zahn des Planetenrotors und der Zahnlücke des Innenrotors ist gewährleistet, daß die großen Stoßkräfte nur über Zahnkopf und Zahnfuß übertragen werden. Dadurch wird verhindert, daß auf die Zahnflanken große Keilkräfte wirken, die zur Zerstörung der Flankenoberflächen führen können. Zusätzlich kann durch das Flankenspiel das För- dermedium aus den Zahnlücken abfließen, da es sonst zu Quet- schöl kommt, was zu sehr hohen Druckaufbau führen kann.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß im Bereich des Zahnkopfes und/oder des Zahnfußes die
Zahnform bogenförmig ausgebildet ist. Eine Derartige Gestaltung der Zahnform im Bereich des Zahnkopfes und/oder des Zahnfußes ermöglicht es, daß sehr große Stoßkräfte (Radialkräfte) übertragen werden können, wobei der Anteil der zu übertragenden Umfangskraft gering sein kann. Es werden hierbei der Zahnkopf und der Zahnfuß, im Gegensatz zu den bei Verzahnungsrotoren bekannten Evolventenverzahnungen in den Abrollvorgang, d.h. dem Abwälzen der verzahnten Planetenrotoren auf der verzahnten Innenrotorkurve, mit einbezogen.
Die konvex gekrümmte Zahnflanke des Planetenrotors und die konkav gekrümmte Zahnflanke des Innenrotors bilden beim Zahneingriff eine relativ große Dichtfläche, die beim Übertritt der Verdrängerkammer vom Saugbereich in den Druckbereich die Verdrängerkammer abdichtet. Auch Abweichungen der Rechtwinkligkeit des Rotors führen nicht zu Leckverlusten der Verdrängerkammer.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß insbesondere der Bereich des Zahnkopfes und/oder des Zahnfußes die Zahnform eine Abflachung aufweist. In der Hauptzone der Kraftübertragung, in der das Drehmoment durch den verzahnten Innenrotor über den verzahnten Planetenrotor auf den Lagerring wirkt, kommt es, geometrisch bedingt, fast zum Stillstand des Planetenrades. Bei dem beschriebenen relativen Stillstand und der gleichzeitigen Übertragung einer großen Kraft besteht die Gefahr, daß der Schmierfilm zwischen Planetenzahnkopf und Lagerring zusammenbricht. Um dem entgegenzuwirken, wurden die Planetenrotorzahnköpfe abgeflacht. Die Größe der Abflachung hängt vom Einsatzgebiet des Verzahnungsrotors ab. Bei kleine Drehzahlen und hohen Drücken ist eine starke Abflachungen notwendig. Bei großen Drehzahlen und niedrigen Drücken ist eine geringere Abflachung notwendig, um einen Schmierfilmaufbau auch bei geringen Gleitgeschwindigkeiten zu gewährleisten. Für den Übergang vom Zahnkopf des Planetenrotors zur Abflachung, wurde eine spezielle Kurve, eine Zykloide, verwendet, die den Schmierfilmaufbau stärker begünstigt, als ein einfacher Übergangsradius.
In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß insbesondere der Bereich des Zahnkopfes und/ oder des Zahnfußes die Zahnform einen großen Krümmungsradius aufweist. Anstelle einer Abflachung ist es auch zweckmäßig, im Bereich des Zahnkopfes und/oder Zahnfußes eine Fläche mit einem großen Krümmungsradius vorzusehen.
Durch die Abflachung der Planetenrotorzahnköpfe wird auch ei- ne Verbesserung der Kraftübertragung (Hertzsche Pressung) vom Planetenrotor auf den Lagerring bewirkt.
In besonders vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß der bogenförmige Anteil wenigstens teilweise als Zykloide ausgebildet ist. Die Zykloide hat sich als besonders vorteilhaft in Bezug auf das Abrollverhalten und das Übertragen der Stoßkräfte erwiesen. Diese Zykloidenverzahnung gewährleistet auch bei erheblichen Krümmungsänderungen und kleinen Krümmungsradien einwandfreies gleitarmes Abrollen, das wiederum den Verschleiß herabsetzt.
In zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß wenigstens im Bereich der Zahnflanken die Zahnform als Evolvente ausgebildet ist. Bei dieser Verzahnung werden die Zahnflanken des verzahnten Innenrotors und der verzahnten
Planetenrotors durch eine Evolvente gebildet, wobei bei dieser Ausfuhrungsform jedoch leichter Eingriffsstörungen auftreten können, als bei einer Ausfuhrungsform, deren Zahnflanken als Zykloide ausgebildet sind.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß die Verzahnung eine verschleißarme Oberfläche aufweist. Die verschleißarme Oberfläche kann durch eine chemische, ins- besondere thermochemische und/oder physikalische Oberflächenbehandlung erzielt werden. Die Oberfläche kann weiterhin auch galvanisiert sein. Weitere vorteilhafte Öberflächenbehand- lungsverfahren sind Caburierung und Nitrierung und/oder Ni- trocarburierung, Borieren und/oder Chromieren.
In zweckmäßiger Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß im Bereich der Lagertaschen wenigstens ein Fluidkanal angeordnet ist. Der Fluidkanal kann mit der Druckseite der Pum- pe verbunden sein, so daß kontinuierlich Schmieröl zwischen Planetenrotor und Lagertasche zugeführt wird, um einen verbesserten Schmierfilmaufbau zu gewährleisten.
Vorteilhafterweise weisen alle beweglichen Teile des Verzah- nungsrotorsatzes, insbesondere der Lagerring und/oder die
Planetenrotoren und/oder der Innenrotor auf wenigstens einer Stirnseite einen umlaufenden Steg auf. Dieser umlaufende Steg dient als Dichtung innerhalb des Gehäuses, in welchem der Verzahnungsrotorsatz aufgenommen ist. Üblicherweise weisen derartige bewegliche Teile eine Dichtfläche auf ihren Stirnseiten auf, die sich über deren gesamte Fläche mit Ausnahme der Verzahnung erstreckt. Die erfindungsgemäße Dichtung mittels des umlaufenden Steges hat zum Vorteil, daß die bei den bekannten Dichtungen auftretenden hohen Reibungskräfte stark vermindert werden und so der Verzahnungsrotorsatz leichter und damit effizienter arbeitet. Dabei weist der umlaufende Steg eine Breite auf, welche das Optimum zwischen Dichtwirkung und Reibungskraft darstellt.
Schließlich betrifft die Erfindung ein Verfahren zur Herstellung eines Verzahungsrotorsatzes, wobei dieser in einem Formgebungsverfahren, bevorzugt mittels pulvermetallurgischer Verfahren, KunststoffSpritzguß, Fließpressen, Druckguß, insbesondere Aludruckguß, und Stanzverfahren hergestellt wird. Eine derart aufwendige Verzahnung, wie sie der erfindungsgemäße Verzahnungsrotorsatz aufweist, ist mittels dieser Verfahren einfach und kostengünstig herzustellen. Ein Feilen und Sägen, welches bekanntermaßen bei den üblichen Verzahnungen Verwendung findet, kann bei der Erfindung keine Anwendung finden, da die Verzahnung hierzu zu kompliziert ausgebildet ist.
In vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen , daß der Verzahnungsrotorsatz in einer Pumpe, insbesondere einer Schmierölpumpe für Verbrennungsmotoren, verwendet wird.
In weiterer vorteilhafter Ausgestaltung der Erfindung ist vorgesehen, daß der Verzahnungsrotorsatz als Motor verwendet wird.
Die Erfindung wird anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 einen Verzahnungsrotorsatz,
Fig. la Verzahnungsrotorsatz in einer zweiten Arbeitsstellung,
Fig. lb Aufsicht auf den Verzahnungsrotorsatz mit Saugseite und Druckseite,
Fig. 2 eine Variante I der erfindungsgemäßen Verzahnung gemäß der Einzelheit "X" in Fig. 1,
Fig. 3 eine Variante II der erfindungs- gemäßen Verzahnung
Fig. 4 eine Variante III der erfindungsgemäßen Verzahnung
Fig. 5 eine Darstellung der für die Verzahnungsberechnung verwendeten Parameter Fig 1 zeigt einen erfindungsgemäßen Verzahnungsrotorsatz 1, bestehend aus einem drehbaren Lagerring 2 mit Lagertaschen 3, in denen drehbar gelagerte Planetenrotoren 4 angeordnet sind, die eine Innenverzahnung bilden, mit einem exzentrisch zum Lagerring 2 gelagerten Innenrotor 5 mit annähernd sternförmiger Außenkontur, die mit einer Außenverzahnung 6 versehen ist, wobei die Außenverzahnung 6 einen Zahn weniger aufweist als die Innenverzahnung.
Der Verzahnungsrotorsatz 1 weist einen Saugbereich 7, einen Druckbereich 8 und eine Verdrängerkammer 9 auf.
Über eine Antriebswelle 10 wirkt eine Antriebsmoment Ml auf den verzahnten Innenrotor 5. Eine Umfangskraft F2 wirkt von dem verzahnten Innenrotor 5 auf den verzahnten Planetenrotor 4, der in einem Lagerring 2 (Gehäuse) gelagert ist. Die Umfangskraft F2 teilt sich in zwei Komponenten, die Stoßkraft (Radialkraft) F3 und den Drehmoment M4 auf, die beide auf den verzahnten Planetenrotor wirken. Die Stoßkraft F3 wirkt durch das Zentrum des verzahnten Planetenrotors 4, der in einem Lagerring 2 gelagert ist, und versetzt den Lagerring 2 in Rotation. Durch das Drehmoment M4 wird der verzahnte Planetenrotor in eine Rotation versetzt.
Der erfindungsgemäße Verzahnungsrotorsatz 1 kann als Pumpe zur Druckerzeugung eingesetzt werden, indem der Innenrotor 5 über eine Antriebswelle 10 angetrieben wird. Andererseits kann der erfindungsgemäße Verzahnungsrotorsatz 1 auch als Motor verwendet werden, indem der Druckbereich mit Druck beauf- schlagt wird, so daß der Innenrotor 5 in Rotation versetzt wird und die Antriebswelle 10 antreibt.
In der Hauptzone der Kraftübertragung 11, in der das Drehmoment durch den verzahnten Innenrotor 5 über den verzahnten Planetenrotor 4 auf den Lagerring wirkt, kommt es, geometrisch bedingt, fast zum Stillstand des Planetenrotors 4. Bei dem beschriebenen relativen Stillstand und der gleichzeitigen Übertragung einer großen Kraft besteht die Gefahr, daß der Schmierfilm zwischen Planetenzahnkopf 11 und Lagerring 2 zusammenbricht.
Fig. la zeigt den Verzahnungsrotorsatz 1 in einer zweiten Ar- beitsstellung. In dieser wird ein maximaler Druck erzeugt, da der Innenrotor 5 maximal auf die Planetenrotoren 4 arbeitet.
Fig. lb zeigt eine Aufsicht auf den Verzahnungsrotorsatz 1, wobei sowohl eine Saugseite 21 als auch eine Druckseite 23 gezeigt sind. In die Saugseite 21 mündet eine Einlaßöffnung 22 ein, die beispielsweise seitlich als Bohrung in das den Verzahnungsrotorsatz aufnehmende Gehäuse ausgebildet sein kann. Ebenso mündet in die Druckseite 23 eine Auslaßöffnung 24 ein. Der Durchmesser der Auslaßöffung 24 ist geringer als derjenige der Einlaßöffnung 22, da bei letzterer eine höhere Fließgeschwindigkeit gegeben ist.
Fig. 2 zeigt eine Variante I der erfindungsgemäßen Verzahnung gemäß der Einzelheit "X" in Fig. 1. Die in Fig. 1 dargestell- te große Stoßkraft F3 (Radialkraft) und die nur kleine Um- fangskraft F4 müssen übertragen werden. Bei dieser Verzahnung werden Zahnkopf 11 und Zahnfuß 12 in den Abrollvorgang, d.h. das Abwälzen des verzahnten Planetenrotors 4 auf der verzahnten Innenrotorkurve mit einbezogen. Bei der in Fig. 2 darge- stellten Verzahnung wurden die Flächenanteile der Verzahnung so gewählt, daß sie der Kräfteaufteilung entsprechen.
Der größte Anteil, der bogenförmige Anteil 14, der Verzahnung besteht somit am Zahnfuß 12 und Zahnkopf 11, die die Stoß- kraft F3 zwischen dem verzahnten Innenrotor 5 und dem verzahnten Planetenrotor 4 übertragen. Nur ein kleiner Anteil der Verzahnungsflächen besteht aus Gleitflächen im Bereich der Zahnflanken 15, die die Umfangskraft F4 in eine Drehbewegung des verzahnten Planetenrotors 4 umwandeln.
Der Zahnkopf 11.1 des verzahnten Innenrotors 5 ist so berechnet, daß er sich genau in den Zahnfuß 12.2 des verzahnten Planetenrotors 4 anlegt, und ein problemloses Abrollen ge- währleistet. Umgekehrt greift der Zahnkopf 11.2 des verzahnten Planetenrotors 4 in den Zahnfuß 12.1 des verzahnten Innenrotors 5 ein. Hierbei kommt es durch den konvex gestalteten Zahnkopf 11.1 des verzahnten Innenrotors 5 und den konkav ausgeführten Zahnfuß 12.2 des verzahnten Planetenrotors 4 zu einer Berührungsfläche und nicht zu einer Berührungslinie. Durch diese Wälzpaarung wird daher die Hertzsche Pressung stark reduziert.
Dies gilt auch für die Zahnflanken des verzahnten Innenrotors 5 und des verzahnten Planetenrotors 4. Durch Einbeziehen eines Flankenspiels 17 zwischen Zahn des Planetenrotors 4 und Zahnlücke des Innenrotors 5 ist gewährleistet, daß die große Stoßkraft F3 nur über Zahnkopf 11 und Zahnfuß 12 übertragen wird. Dadurch wird verhindert, daß auf die Zahnflanken 15 große Keilkräfte wirken, die zur Zerstörung der Flankenoberflächen führen können. Zusätzlich kann durch das Flankenspiel 17 das Fördermedium aus den Zahnlücken abfließen, da es sonst zu Quetschöl kommt, was zu sehr hohen Druckaufbau führen kann.
Fig. 3 zeigt eine zweite Variante der erfindungsgemäßen Verzahnung. Bei dem vorstehend beschriebenen relativen Stillstand der Planetenrotoren 4 und der gleichzeitigen Übertra- gung einer großen Kraft besteht die Gefahr, daß der Schmierfilm zwischen Planetenzahnkopf 11 und Lagerring 2 zusammenbricht. Dies wird dadurch verhindert, daß die Planetenrotor- zahnköpfe 11 abgeflacht werden. Die Größe der Abflachung 13 hängt vom Einsatzgebiet des Verzahnungsrotors ab. Bei kleine Drehzahlen und hohen Drücken muß eine starke Abflachung 13 vorgesehen werden. Bei einer großen Drehzahl und niedrigen Drücken reicht eine mäßige Abflachung 13 aus, um kontinuierlichen Schmierfilm aufzubauen. Für den Übergang vom Zahnkopf 11 des Planetenrotors 4 zur Abflachung 13, wurde eine Zykloi- de 20 verwendet, die den Schmierfilmaufbau stärker begünstigt, als ein einfacher Übergangsradius. Durch die Abflachung 13 der Planetenzahnköpfe 11 wird auch eine Verbesserung der Kraftübertragung (Hertzsche Pressung) vom Planetenrotor 4 auf den Lagerring 2 bewirkt.
Fig. 4 zeigt eine dritte Variante der erfindungsgemäßen Verzahnung, wobei die Zahnflanken 15 des verzahnten Innenrotors 5 und der verzahnten Planetenrotoren 4 durch eine Evolvente 18 gebildet werden. Der Zahnkopf des Planetenrotors 4 ist dagegen als Zykloide 19 ausgebildet. Bei dieser Ausfuhrungsform besteht jedoch eine größere Wahrscheinlichkeit, daß Eingriffsstörungen auftreten.
Weiterhin eignen sich alle bekannten Verzahnungsarten nur für die Übertragung von Umfangskräften (Drehmomenten), zum Bei- spiel bei Zahnradgetrieben. Bei fast allen Getrieben, außer bei Zahnrädern mit periodisch veränderlichen Übersetzungen (elliptischen Zahnrädern), sind die Zahnräder durch den Achsabstand fest positioniert. Die Umfangskräfte werden nur über die Zahnflanken, die sich im Wälzpunkt C berühren, übertra- gen. Bei diesen Wälzvorgängen sind Zahnkopf und Zahnfuß von den Abrollvorgängen ausgeschlossen.
Bei allen bekannten Verzahnungsarten lassen sich nur bedingt kleine oder mittelgroße Radialkräfte übertragen. Wirken Ra- dialkräfte auf ein Zahnradpaar, wird der Zahn von Rad 1 wie ein Keil in die Zahnlücke von Rad 2 gedrückt, wodurch eine sehr große Flankenpressung entsteht, wodurch es zu frühzeitigem Verschleiß oder zum Zahnbruch kommen kann.
Dieses Problem wird durch das Einbeziehen des Fuß- und Zahnkopfes in den Abrollvorgang gelöst. Die Radialkräfte (Stoßkraft F3) werden in diesem Fall nur durch den Fuß- und Zahnkopf übertragen. Durch eine spezielle Auslegung des Fuß- und Zahnkopfes der Verzahnung, wodurch der konvex gekrümmte Zahn- köpf 11 mit einem konkav gekrümmten Zahnfuß 12 in Eingriff kommt, ist es möglich, die Flankenpressung um bis zu 80% zu reduzieren. Gemäß Fig. 5 wird die Beanspruchung an der Berührungslinie der Zahnflanken ersatzweise als Druckbeanspruchung von zwei parallelen Walzen berechnet, die mit der Zahnpaarung in folgenden Punkten übereinstimmen: Länge b der Berührungslinie, Krümmungshalbmesser rl und r2 in der Schnittebene normal zur Berührungslinie, Werkstoffpaarung und Oberflächengüte, (rl und r2 werden gemessen am Berührungspunkt der unbelasteten Flanken)
Für derartige Wälzpaarungen Fg 2 beträgt die bezogene Belastung (k-Wert nach Stribeck) .
k = P / 2 * r * b (kg/mm2) Hierbei ist r = rl * r2 / rl + r2
für konkave Flanken muß ist r2 negativ eingesetzt werden.
Berechnung der Zahnflanken (Zykloide)
Nur ein kleiner Teil der Verzahnungsgeometrie besteht aus Gleitflächen, die die Umfangskraft F4 in eine Drehbewegung des verzahnten Planetenrotors 4 umwandeln, wobei die Größe der Zahnflanke abhängig ist vom Einsatzgebiet des Radsatzes.
Die Verzahnung des Planetenrotors 4 ist als Nullverzahnung ausgelegt und die des Innenrotors 5 beinhaltet eine negative Profilverschiebung.
Berechnung des Planetenrotors 4
Teilkreis 1 (tl) = Wälzkreis des Planetenrotors 4
Modul = Teilkreis 1 (tl) / Zähnezahl des Planetenrotors 4 Zahndicke = Modul * π / 2
Erzeugung der Zahnflanken 15
Rollkreis 1 (rl) = Rollkreis 2 (r2) = Teilkreis (tl) 1 * 0,3 Zahnfuß- und Zahnkopfauslegung des Planetenrotors 4
Rollkreis 3 (r3) von Zahnkopf 11.2 (Epi-Zykloide); Rollkreis 4 (r4) von Zahnkopf 12.2 (Hypo-Zykloide)
Teilung t = Teilkreis 1 * π / Zähnezahl des Planetenrotors 4 Rollkreis 3 (r3) = Rollkreis 4 (r4) = t / 2 / π
Berechnung Innenrotor 5
Teilkreis 2 (t2) = Wälzkreis der Innenrotorkurve 5 (Grobverzahnung) Teilung t = Umfang (Innenrotorkurve 5) / Zähnezahl
Zahndicke d = (t / 2 - 2 * Flsp. )
Zahnlücke 1 = (t / 2 + 2 * Flsp.) Flsp. = Flankenspiel
Erzeugung der Zahnflanken
Erzeugung wie bei Planetenrotor 4, jedoch abhängig von der Größe des veränderlichen Wälzkreises.
Zahnfuß- Zahnkopfauslegung des Innenrotors
Rollkreis 5 (r5) (Zahnfuß 12.1) = (t / 2 + 2 * Flsp.) / π
Rollkreis 6 (r6) (Zahnkopf ll.l) = (t / 2 - 2 * Flsp.) / π
In Fig. 4 sind nur die Zahnflanken als Evolvente ausgelegt, alle anderen Berechnungsgrößen stimmen mit der oben aufgeführten Berechnung überein.
Durch diese Auslegung der Verzahnung sind die Krümmungsver- hältnisse zwischen Zahnkopf 11 und Zahnfuß 12 (konvex, konkav) sehr ähnlich, wodurch es fast zur reinen Flächenberührung kommt und somit die Hertz ' sehe Pressung herabgesetzt wird. Ferner ist bei dieser optimierten Auslegung beim Wälz- Vorgang die hinzukommende Gleitbewegung (tangentiale Reibkraft) sehr gering.
Die erfindungsgemäße Verzahnung kann auch bei Ellipsenrädern, allgemeinen Unrundrädern und Roots-Gebläsen eingesetzt werden.

Claims

Ansprüche
1. Verzahnungsrotorsatz (1), bestehend aus einem drehbaren Lagerring (2) mit Lagertaschen (3), in denen drehbar gelager- te Planetenrotoren (4) angeordnet sind, die eine Innenverzahnung bilden, mit einem exzentrisch zum Lagerring (2) gelagerten Innenrotor (5) mit annähernd sternförmiger Außenkontur, die mit einer Außenverzahnung (6) versehen ist, wobei die Außenverzahnung (6) einen Zahn weniger aufweist als die In- nenverzahnung und die Verzahnung wenigstens eines der beiden Rotorensysteme zumindest in Teilbereichen der Zahnform der Verzahnung einen bogenförmigen Anteil (14) aufweist.
2. Verzahnungsrotorsatz (1) nach Anspruch 1, dadurch gekenn- zeichnet, daß insbesondere im Bereich des Zahnkopfes (11) und/oder des Zahnfußes (12) die Zahnform bogenförmig ausgebildet ist.
3. Verzahnungsrotorsatz (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, daß insbesondere der Bereich des Zahnkopfes
(11) und/oder des Zahnfußes (12) die Zahnform einen großen Krümmungsradius aufweist.
4. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch gekennzeichnet, daß insbesondere der Bereich des
Zahnkopfes (11) und/oder des Zahnfußes (12) die Zahnform eine Abflachung (13) aufweist.
5. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem Ansprüche 1 bis 4, da- durch gekennzeichnet, daß der bogenförmige Anteil (14) wenigstens teilweise als Zykloide (19) ausgebildet ist.
6. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, daß wenigstens im Bereich der Zahnflan- ken (15) die Zahnform als Evolvente (18) ausgebildet ist.
7. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß die Verzahnung eine verschleißarme Oberfläche aufweist.
8. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem Ansprüche 1 bis 7, dadurch gekennzeichnet, daß im Bereich der Lagertaschen (3) wenigstens ein Fluidkanal (16) angeordnet ist.
9. Verzahnungsrotorsatz (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 8, dadurch gekennzeichnet, daß der Lagerring (2) und/oder die
Planetenrotoren (4) und/oder der Innenrotor (5) auf wenigstens einer Stirnseite einen umlaufenden Steg aufweist.
10. Verfahren zur Herstellung eines Verzahnungsrotorsatzes nach einem der Ansprüche 1 bis 9, dadurch gekennzeichnet, daß der Verzahnungsrotorsatz ( 1 ) in einem Formgebungsverfahren hergestellt wird, bevorzugt mittels pulvermetallurgischer Verfahren, KunststoffSpritzguß, Fließpressen, Druckguß, insbesondere Aludruckguß, und Stanzverfahren.
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