EP1925822A1 - External gear machine - Google Patents

External gear machine Download PDF

Info

Publication number
EP1925822A1
EP1925822A1 EP06024138A EP06024138A EP1925822A1 EP 1925822 A1 EP1925822 A1 EP 1925822A1 EP 06024138 A EP06024138 A EP 06024138A EP 06024138 A EP06024138 A EP 06024138A EP 1925822 A1 EP1925822 A1 EP 1925822A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
working
gear
chamber
fluid
channel
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.)
Withdrawn
Application number
EP06024138A
Other languages
German (de)
French (fr)
Inventor
Johann Sagawe
Gottfried Sagawe
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.)
Individual
Original Assignee
Individual
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 Individual filed Critical Individual
Priority to EP06024138A priority Critical patent/EP1925822A1/en
Publication of EP1925822A1 publication Critical patent/EP1925822A1/en
Withdrawn legal-status Critical Current

Links

Images

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
    • F04C2/12—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C2/14—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons

Definitions

  • the invention relates to a rotary displacement machine, in particular a hydraulic external gear motor or an external gear pump with a decoupled from the pressure range drive or driven gear.
  • Displacement machines are hydraulic machines (pumps, motors) in which a hydrostatic power conversion takes place according to the displacement principle.
  • the rotary displacement machines the conveying process takes place in the circumferential direction.
  • a suitable working fluid driven (hydraulic gear motor) or driven to promote the fluid via an external drive (hydraulic gear pump).
  • a geared motor the rotational movement of the gears generated by means of a pressure gradient of the working fluid is typically tapped via an output shaft in communication with the rotating gears.
  • the gears are rotated by the drive shaft in communication with the rotating gears to generate a pressure difference of the hydraulic fluid.
  • a typical rotary displacement machine consists of two externally toothed gears whose teeth mesh with each other.
  • the drive or the output is typically carried out via a shaft connected to the axis of one of the two gears.
  • the shaft inside the housing is exposed to the pressure prevailing in the high-pressure zone.
  • the working fluid can escape from the machine housing via the outlet opening of the shaft.
  • very elaborate sealing measures of the drive or output shaft are usually necessary.
  • a separate connected to the shaft drive / driven gear is already provided, which itself is not involved in the promotion of the fluid, but only causes a torque transmission between the shaft and the conveyor gears.
  • the additional drive / driven gear is arranged in the low pressure region of the working chamber. Since this gear is not directly exposed to the fluid under high pressure, no complex sealing measures of the shaft are necessary. The seal can therefore be done with relatively simple measures.
  • a gear machine with two meshing conveyor gears and an additional drive gear is eg from the DE 199 40 730 A1 known. Since the drive of the machine operating as an external gear pump takes place via the drive wheel decoupled from the high-pressure region, a relatively simple and inexpensive seal is sufficient for the drive shaft.
  • the recirculating displacement machine disclosed in this document is operated only as a hydraulic pump. Due to its special design, the operation of this machine as a gear motor is not possible.
  • a recirculating displacement machine which has a housing and three outer gears meshing with each other in a working chamber of the housing.
  • a first and a second external gear which together form a first combing area, as conveyor gears configured to transport a working fluid between a high pressure and a low pressure zone of the working chamber.
  • a third external gear which forms a second combing area in the low-pressure zone of the working chamber with the second conveying gear, is designed as a working gear connected to a shaft.
  • a first channel for the working fluid opens into the high-pressure zone of the working chamber
  • a second channel for the working fluid opens into the low-pressure zone of the working chamber.
  • the work gear is configured to seal the fluid chamber and the second channel from each other. Due to the special arrangement of the working gear in the low pressure zone ensures that the drive shaft is not exposed to high fluid pressure. Thus, a simple sealing of the shaft is possible. At the same time is achieved by the special design of the working gear that the fluid chamber formed between the working gear and the two conveyor gears and the second channel are separated from each other fluidly. This prevents the working fluid between the fluid chamber and the second channel to flow and thereby cause turbulence, which would adversely affect the efficiency of the machine.
  • the working fluid can be transported only in the interdental spaces of the working gear. Due to the existing between the fluid chamber and the second channel pressure difference can be done on the working gear of a gear motor in addition a hydrostatic power conversion by the transported working fluid, so that the working gear is also driven itself. In operation as a gear pump, however, the working fluid is also promoted by the gears of the working gear. In both cases it is possible to prevent turbulence, which depends on the Flow rate of the working fluid and the geometry of the respective flow channels in the working chamber can occur. As far as the working gear is involved in the promotion of the working fluid, the load of the mutually engaged teeth of the participating gears decreases. This can lead to a higher life expectancy or to a higher performance of the machine. Since the load of the bearing of the work gear is better distributed, thus also a smoother running of the gears can be achieved.
  • the working gear over a part of its circumference with the side wall of the working chamber seals tight and thus seals the fluid chamber and the second channel from each other. This ensures that the working fluid can be transported over the part of the circumference of the working gear, which closes tightly with the side wall of the working chamber, only in the interdental spaces of the working gear.
  • a sealing of the fluid chamber from the second channel can be achieved particularly easily.
  • the working gear and the first conveyor gear are coordinated so that the working fluid volume, which is transported by one of these gears into the fluid chamber, transported substantially completely from the other gear out of the fluid chamber becomes.
  • a further advantageous embodiment of the invention provides that each channel opens directed to the associated combing in the working chamber. As a result of this arrangement of the channel, turbulence arising in the working chamber can be reduced, so that in this way the flow in the mouth region of the channels can be favorably influenced.
  • a channel extends substantially perpendicular to a connecting path between the axes of rotation of the respective combing region forming gears. This constructive measure also allows troublesome turbulence in the mouth region of the channels to be further minimized.
  • a particularly advantageous embodiment of the invention provides that the fluid chamber has a discharge channel. This represents a particularly advantageous and simple way by which the maximum pressure occurring during operation of the Umlaufverdrängermaschine may be reduced in the fluid chamber pressure maxima.
  • the relief channel connects the fluid chamber to the second channel.
  • the discharge channel is formed as a groove in a bottom surface of the working chamber.
  • Such a discharge channel can be produced in a particularly simple and cost-effective manner.
  • such a channel can be combined with other channels, which are responsible for example for the lubrication of the gears.
  • the discharge channel has a pressure relief valve.
  • the pressure relief valve arranged in the discharge channel thus allows a low pressure to build up in the fluid chamber. At the same time, it is ensured that the fluid chamber pressure does not exceed the maximum permissible value.
  • a pressure relief valve allows a particularly simple control of the fluid chamber pressure.
  • a further advantageous embodiment of the invention provides that the fluid chamber is limited on the opposite side of the second conveyor gear from a side wall of the working chamber, which has a curvature.
  • the camber can reduce turbulence of the working fluid in the fluid chamber.
  • the flow within the fluid chamber can be favorably influenced.
  • the in the FIG. 1 shown Umlaufverdrängermaschine has a housing 1 with a working chamber 2.
  • the working chamber 2 is completely enclosed by the preferably metallic housing 1 and thereby sealed from the environment.
  • three externally toothed gears 3,4,5 are arranged, the teeth meshing with each other are engaged.
  • the gears 3,4,5 are preferably by means of appropriate bearings, such as sliding or rolling bearings, rotatable in the housing 1 of the hydraulic machine stored.
  • the aasgesenten preferably as ball bearings are in the FIG. 1 partially indicated only.
  • Two external gears 4,5 are designed as conveyor gears.
  • the first and second feed gears 4, 5 are arranged such that their teeth mesh with each other.
  • the two conveyor gears 4, 5 form a first combing area 6.
  • the special arrangement of the two conveyor gears 4, 5 in the machine housing 1 divides the working chamber 2 into a high pressure zone and a low pressure zone I, II.
  • the bainstattradstand is formed a suitable working fluid to transport between the high pressure and the low pressure zone I, II.
  • the conveyor gears are 4.5 tightly enclosed by the side wall of the working chamber 2. This ensures that the working fluid is taken in an opposite direction rotation of the two conveyor gears 4.5 of the teeth of the conveyor gears 4,5 and transported in their interdental spaces.
  • the third external gear 3 forms a special working gear, which is connected to a shaft 31.
  • the shaft 31 is preferably led out of the housing 1.
  • the working gear 3, which serves as a drive (gear pump) or driven gear (gear motor) depending on the operation of the machine, is arranged in the low-pressure zone II and forms with the second conveyor gear 5 a second combing area 7.
  • This combing area 7 is in the gear motor operated machine transmit the torque of the conveyor gears 4,5 on the output gear 3 and the output shaft 31 connected thereto.
  • gear pump gear
  • driven gear driven gear
  • the drive / output shaft 31 is largely decoupled from both in the gear motor and the gear pump of the working fluid under high pressure in the high pressure zone I. As a result, the sealing of the shaft 31 without the usually necessary effort done.
  • the circulation displacement machine according to the invention has two channels 6, 7, via which the working fluid, depending on the operating mode, is fed into the working chamber 2 or removed from the working chamber 2.
  • the first channel 21 preferably opens directly into the working chamber 2 at the edge of the first combing area 6.
  • the mouth of the second channel 22 is located directly in the low-pressure zone II at the edge of the second combing area 7.
  • the working fluid passes into the working chamber 2 via the first channel 21, which serves as the inlet channel, and is subsequently removed from the working chamber 2 via the second channel 22 serving as a discharge channel.
  • the working fluid is sucked in via the second channel 22 and conveyed out of the working chamber 2 via the first channel 21. It is advantageous to arrange the channels 21, 22 essentially perpendicular to a connection path between the axes of rotation of the toothed wheels 3, 4, 5 forming the respective combing region 6, 7. In this way, a favorable flow of the working fluid in the mouth regions of the channels 21,22 can be achieved.
  • both channels 21,22 are substantially perpendicular to the connecting path of the axes of rotation of the respective gears 3,4,5. Due to the almost rectangular To each other arranged gears 3,4,5 and the two channels 21,22 are arranged substantially at right angles to each other. However, the arrangement of the channels 21, 22 does not necessarily have to be rectangular. It depends primarily on the angle at which the three gears are arranged 3,4,5 to each other. In particular, by relatively small angle between the two channels 21,22, the space requirement of Umlaufverdrängermaschine compared to a conventional design can be reduced because the hydraulic connections can then be arranged only on one side of the housing.
  • a fluid chamber 23 is formed, which is arranged on the second channel 22 opposite side of the second combing region 7 in the low pressure zone II of the working chamber 2.
  • the fluid chamber 23 delimited by the working gear 3, the two conveying gears 4, 5 and a side wall of the working chamber 2 forms a fluidic connection between the first conveying gear 4 and the first combing region 6 and the working gear 3.
  • This fluidic connection enables the fluid motor to be used as a gear motor operated by the first conveying gear 4 from the mouth region of the first channel 21 into the fluid chamber 23 transported working fluid can flow directly to the working gear 3 to be transported in the interdental spaces of the working gear 3 to the mouth region of the second channel 22 on.
  • the working fluid carried by the work gear 3 from the mouth portion of the second passage 22 into the fluid chamber 23 can flow directly to the first feed gear 4 via the fluid chamber 23 to continue in the interdental spaces of the work gear 3 to the mouth portion of the first passage 6 to be transported. It is advantageous if the fluid chamber 23 delimiting side wall 27 of the working chamber 2 has rounded edges. This allows a favorable flow resistance for between the first conveyor gear 4 and the working gear. 3 flowing working fluid can be achieved. Such a round curvature 270 of the sidewall is in the FIG. 1 shown.
  • the sealing of the two fluid spaces 22, 23 is preferably achieved by exact adaptation of the corresponding side wall 26 of the working chamber 2 to the work gear 3.
  • the housing 1 surrounds the rotatably mounted work gear 3 so precisely that the gap remaining between the tooth tips of the work gear 2 and the housing 1 can be considered substantially fluidic tight under the operating conditions of the rotary displacement machine. Due to the tight seal between the housing 1 and the side wall 26 of the working chamber 2 and the working gear 3, the working fluid can be transported only in the interdental spaces of the working gear 3 between the second channel 22 and the fluid chamber 23. It is important to emphasize that the maximum gap thickness between the side wall 26 of the working chamber 2 and the working gear 3 is determined in particular by the operating conditions of the rotary displacement machine.
  • a relatively large gap may under certain circumstances also be considered fluidly tight, provided that the leakage across the gap between the working chamber side wall 26 and the working gear 3 is negligibly small compared to the working fluid quantity conveyed in the interdental spaces of the working gear 3.
  • a pressure difference between the fluid chamber 23 and the mouth region of the second channel 22 forms during operation.
  • the absolute pressure in the fluid chamber 22 may not be too high in order to prevent leakage at the outlet opening of the shaft 31.
  • such a pressure difference can also be formed automatically if a portion of the working fluid can flow through the existing gap between the conveyor gears 4, 5 and the housing inner wall during operation of the rotary displacement machine due to the high pressure difference between the high-pressure zone I and the fluid chamber 22.
  • such a pressure difference may also occur relatively quickly, e.g. due to fluctuations in the hydraulic system.
  • the difference in pressure between the fluid chamber 23 and the second channel 22 in operation of the rotary displacement machine as a gear motor causes the drive gear 3 to also undergo hydrostatic power conversion, so that the working gear 3 is driven by the working fluid, albeit to a relatively small extent. Since the pressure difference between the orifice area of the second channel 22 and the fluid chamber 23 is slightly lower than the pressure difference between the mouth areas of the second and first channels 22,21, the hydrostatic power conversion of the first conveyor gear 4 also fell slightly smaller than the hydrostatic power conversion of the second Conveyor gear 5 off. As a result, a lower torque is transmitted to the second conveyor gear 5 via the first combing area 6. Consequently, the torque transmitted from the second feed gear 5 via the second combing region 7 to the work gear 3 is also reduced.
  • the working gear 3 In the operation of the machine as a gear pump, the working gear 3 at an existing pressure difference between the fluid chamber 23 and the mouth region of the second channel 22nd Apply labor to promote the fluid from the suction area in the fluid chamber 23. Due to the existing smaller difference between the fluid chamber 23 and the mouth region of the first channel 21, the first delivery gear 41 must spend less work to convey the working fluid from the fluid chamber 23 to the mouth region of the first channel 21. As a result, the working gear 3 transmits a lower torque to the second conveying gear 5 via the second combing region 71, which in turn transmits a lower torque via the first combing region 6 to the second conveying gear 5.
  • the delivery capacity of the first conveyor gear 4 and the working gear 3 must be precisely matched to each other. In particular, it must be ensured that the delivery chambers formed by the interdental spaces of the two gearwheels 3,4 can accommodate substantially the same volume of fluid.
  • the pressure in the fluid chamber 23 may change in the short term or permanently.
  • a high fluid chamber pressure for the sealing of the drive shaft 31 and thus also for the operation of the Umlaufverdrängerkaschine may have, it must be ensured that the fluid chamber pressure during operation of the machine relative stays low. This can be achieved by a special regulation of the fluid chamber pressure.
  • Such regulation can be realized, for example, by means of a relief channel connecting the fluid chamber 23 to a region of lower pressure.
  • the relief channel 24 is preferably formed between the fluid chamber 23 and the second channel 22. It is advantageous to form the discharge channel 24 as a groove in the bottom surface of the working chamber 2. Such a groove 24 can be made particularly simple. Furthermore, it is also possible in this case to combine the discharge channel 24 with further grooves, which are responsible, for example, for the lubrication of the gears.
  • a pressure relief valve may further be provided in the relief channel 24 (not shown here).
  • the pressure relief valve is preferably designed so that it opens only from the predetermined maximum pressure. Due to the design of the relief channel 24 and the provision of a pressure relief valve, the pressure conditions within the fluid chamber 23 can be controlled very well. In this case, it can also be ensured by a corresponding dimensioning of the relief channel 24 that substantially the same low pressure prevails in the fluid chamber 23 and in the second channel 22. In this case, the working gear 3 transports the working fluid without being driven by itself or without promoting the working fluid thereby.
  • the rotary displacement machine has a housing 1, which is preferably formed from a metal, such as aluminum, or a metal alloy.
  • the working chamber 2 is formed in the interior of the generally composed of plates housing block 1, the working chamber 2 is formed.
  • the FIG. 2 shows a cross section through the housing block 1 of the machine with the inner working chamber 2.
  • the working chamber 2 comprises three sub-chambers for receiving a respective gear 3,4,5.
  • a bore 251,252,253 in the bottom surface 25 is provided in the middle of each sub-chamber.
  • the holes are dimensioned so that they can accommodate the axis of the associated gear and possibly also the respective ball bearing.
  • the holes 252,253 are formed as blind holes. Only the space provided for receiving the working gear 3 partial chamber has at least one through hole 251 in the bottom surface 25, which serves as an outlet opening for the shaft 31.
  • housing has a substantially symmetrical structure.
  • an asymmetrical working chamber 2 and thus an asymmetrical housing 1 is possible when using gears of different sizes.
  • different design of the mouth areas of the first and second channel 22,23 is not mandatory. By means of the curvature, by which the mouth region of the first channel 22 is increased, in particular the flow of the working fluid can be favorably influenced.
  • the housing 1 has a projecting into the working chamber 2 wedge-shaped part 10.
  • the flattened front region of this housing part 10 forms a side wall 27 bounding the fluid chamber 23.
  • the edges of this front region are preferably rounded, whereby a streamlined curvature of the side wall 27 bordering the fluid chamber 23 is formed. As a result, turbulence of the working fluid in the fluid chamber 23 can be reduced.

Landscapes

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

Abstract

Circulating displacing machine comprises a housing (1) with a working chamber containing conveying toothed wheels (4, 5) with external teeth. The toothed wheels form a first combing region (6) to transport an operating fluid between a high pressure zone (I) and a low pressure zone (II) of the working chamber. A working toothed wheel (3) is connected to a shaft (31) forming a second combing region (7). A first channel (21) for the operating fluid in the first combing region opens into the high pressure zone of the operating chamber. Preferred Features: The working toothed wheel is sealed with a side wall (26) of the operating chamber over a part of its periphery and the operating chamber and a second channel (22) are sealed from each other.

Description

Die Erfindung betrifft eine Umlaufverdrängermaschine, insbesondere einen hydraulischen Außenzahnradmotor bzw. eine Außenzahnradpumpe mit einem vom Druckbereich entkoppelten Antriebs- bzw. Abtriebszahnrad.The invention relates to a rotary displacement machine, in particular a hydraulic external gear motor or an external gear pump with a decoupled from the pressure range drive or driven gear.

Als Verdrängermaschinen werden hydraulische Maschinen (Pumpen, Motoren) bezeichnet, in denen eine hydrostatische Leistungsumsetzung nach dem Verdrängerprinzip erfolgt. Bei einem speziellen Typ von Verdrängermaschinen, den Umlaufverdrängermaschinen, erfolgt der Fördervorgang in Umfangsrichtung. Hierbei werden typischerweise mindestens zwei miteinander kämmende Zahnräder durch ein Druckmedium, z.B. ein geeignetes Arbeitsfluid, angetrieben (hydraulischer Zahnradmotor) bzw. zur Förderung des Fluids über einen externen Antrieb angetrieben (hydraulische Zahnradpumpe). Bei einem Zahnradmotor wird die mithilfe eines Druckgefälles des Arbeitsfluids erzeugte Drehbewegung der Zahnräder typischerweise über eine mit den drehenden Zahnrädern in Verbindung stehende Abtriebswelle abgegriffen. Bei einer Zahnradpumpe werden die Zahnräder hingegen über die mit den drehenden Zahnrädern in Verbindung stehende Antriebswelle in Drehung versetzt, um ein Druckgefälle der Hydraulikflüssigkeit zu erzeugen. Eine typische Umlaufverdrängermaschine besteht aus zwei außenverzahnten Zahnrädern, deren Zähne miteinander gegenseitig im Eingriff stehen. Der Antrieb- bzw. der Abtrieb erfolgt dabei typischerweise über eine mit der Achse eines der beiden Zahnräder verbundene Welle. Im Betrieb dieser Maschine ist die Welle im Inneren des Gehäuses dem in der Hochdruckzone herrschenden Druck ausgesetzt. Hierdurch kann das Arbeitsfluid über die Austrittsöffnung der Welle aus dem Maschinengehäuse austreten. Um solche Leckagen zu verhindern, sind in der Regel sehr aufwändige Abdichtungsmaßnahmen der Antriebs- bzw. Abtriebswelle notwendig.Displacement machines are hydraulic machines (pumps, motors) in which a hydrostatic power conversion takes place according to the displacement principle. In a special type of displacement machines, the rotary displacement machines, the conveying process takes place in the circumferential direction. Here, typically at least two intermeshing gears by a pressure medium, for example, a suitable working fluid, driven (hydraulic gear motor) or driven to promote the fluid via an external drive (hydraulic gear pump). In a geared motor, the rotational movement of the gears generated by means of a pressure gradient of the working fluid is typically tapped via an output shaft in communication with the rotating gears. In a gear pump, on the other hand, the gears are rotated by the drive shaft in communication with the rotating gears to generate a pressure difference of the hydraulic fluid. A typical rotary displacement machine consists of two externally toothed gears whose teeth mesh with each other. The drive or the output is typically carried out via a shaft connected to the axis of one of the two gears. During operation of this machine, the shaft inside the housing is exposed to the pressure prevailing in the high-pressure zone. As a result, the working fluid can escape from the machine housing via the outlet opening of the shaft. In order to prevent such leaks, very elaborate sealing measures of the drive or output shaft are usually necessary.

Zur Lösung des Problems wird bereits ein separates mit der Welle verbundenes Antriebs-/Abtriebszahnrad vorgesehen, das selbst nicht an der Förderung des Fluids beteiligt ist, sondern lediglich eine Drehmomentübertragung zwischen der Welle und den Förderzahnrädern bewirkt. Um die Welle vom Hockdruckbereich zu entkoppeln, ist das zusätzliche Antriebs-/Abtriebszahnrad im Niederdruckbereich der Arbeitskammer angeordnet. Da dieses Zahnrad nicht unmittelbar dem unter Hochdruck stehenden Fluid ausgesetzt ist, sind keine aufwändigen Abdichtungsmaßnahmen der Welle notwendig. Die Abdichtung kann daher mit relativ einfachen Maßnahmen erfolgen. Eine Zahnradmaschine mit zwei miteinander kämmenden Förderzahnrädern und einem zusätzlichen Antriebszahnrad ist z.B. aus der DE 199 40 730 A1 bekannt. Da der Antrieb der als Außenzahnradpumpe arbeitenden Maschine über das vom Hochdruckbereich entkoppelte Antriebsrad erfolgt, reicht für die Antriebswelle eine relativ einfache und kostengünstige Dichtung aus. Allerdings wird die in dieser Druckschrift offenbarte Umlaufverdrängermaschine nur als hydraulische Pumpe betrieben. Aufgrund ihres speziellen Aufbaus ist der Betrieb dieser Maschine als Zahnradmotor nicht möglich.To solve the problem, a separate connected to the shaft drive / driven gear is already provided, which itself is not involved in the promotion of the fluid, but only causes a torque transmission between the shaft and the conveyor gears. In order to decouple the shaft from the high pressure area, the additional drive / driven gear is arranged in the low pressure region of the working chamber. Since this gear is not directly exposed to the fluid under high pressure, no complex sealing measures of the shaft are necessary. The seal can therefore be done with relatively simple measures. A gear machine with two meshing conveyor gears and an additional drive gear is eg from the DE 199 40 730 A1 known. Since the drive of the machine operating as an external gear pump takes place via the drive wheel decoupled from the high-pressure region, a relatively simple and inexpensive seal is sufficient for the drive shaft. However, the recirculating displacement machine disclosed in this document is operated only as a hydraulic pump. Due to its special design, the operation of this machine as a gear motor is not possible.

Ausgehend von diesem Stand der Technik ist es Aufgabe der Erfindung eine Umlaufverdrängermaschine bereitzustellen, die sowohl im Betrieb als Zahnradpumpe als auch im Betrieb als Zahnradmotor eine einfache Abdichtung der Antriebs/Abtriebswelle ermöglicht. Diese Aufgabe wird durch eine Umlaufverdrängermaschine nach Anspruch 1 gelöst. Weitere vorteilhafte Ausführungsformen der Erfindung sind in den abhängigen Ansprüchen angegeben.Based on this prior art, it is an object of the invention to provide a Umlaufverdrängermaschine that allows a simple seal of the drive / output shaft both in operation as a gear pump and in operation as a gear motor. This object is achieved by a circulation displacement machine according to claim 1. Further advantageous embodiments of the invention are specified in the dependent claims.

Gemäß der Erfindung ist eine Umlaufverdrängermaschine vorgesehen, die ein Gehäuse und drei in einer Arbeitkammer des Gehäuses miteinander kämmend angeordnete Außenzahnräder aufweist. Dabei sind ein erstes und ein zweites Außenzahnrad, die gemeinsam einen ersten Kämmbereich bilden, als Förderzahnräder ausgebildet, um ein Arbeitsfluid zwischen einer Hochdruck- und einer Niederdruckzone der Arbeitskammer zu transportieren. Ein drittes Außenzahnrad, das in der Niederdruckzone der Arbeitskammer mit dem zweiten Förderzahnrad einen zweiten Kämmbereich bildet, ist dabei als ein mit einer Welle verbundenes Arbeitszahnrad ausgebildet. Im ersten Kämmbereich mündet ein erster Kanal für das Arbeitsfluid in die Hochdruckzone der Arbeitskammer, während im zweiten Kämmbereich ein zweiter Kanal für das Arbeitsfluid in die Niederdruckzone der Arbeitskammer mündet. Dabei ist in der Niederdruckzone eine vom Arbeitszahnrad und von den beiden Förderzahnrädern begrenzte Fluidkammer ausgebildet. Schließlich ist das Arbeitszahnrad so ausgebildet, dass es die Fluidkammer und den zweiten Kanal voneinander abdichtet. Aufgrund der speziellen Anordnung des Arbeitszahnrads in der Niederdruckzone wird sichergestellt, dass die Antriebswelle keinem hohen Fluiddruck ausgesetzt wird. Somit ist eine einfache Abdichtung der Welle möglich. Gleichzeitig wird durch die spezielle Ausbildung des Arbeitszahnrads erreicht, dass die zwischen dem Arbeitszahnrad und den beiden Förderzahnrädern gebildete Fluidkammer und der zweite Kanal voneinander fluidisch getrennt werden. Hierdurch wird verhindert, dass das Arbeitsfluid zwischen der Fluidkammer und dem zweiten Kanal fließen und dabei Turbulenzen verursachen kann, die sich negativ auf den Wirkungsgrad der Maschine auswirken würden.According to the invention, a recirculating displacement machine is provided which has a housing and three outer gears meshing with each other in a working chamber of the housing. In this case, a first and a second external gear, which together form a first combing area, as conveyor gears configured to transport a working fluid between a high pressure and a low pressure zone of the working chamber. A third external gear, which forms a second combing area in the low-pressure zone of the working chamber with the second conveying gear, is designed as a working gear connected to a shaft. In the first combing area, a first channel for the working fluid opens into the high-pressure zone of the working chamber, while in the second combing area, a second channel for the working fluid opens into the low-pressure zone of the working chamber. In this case, a limited from the working gear and the two conveyor gears fluid chamber is formed in the low pressure zone. Finally, the work gear is configured to seal the fluid chamber and the second channel from each other. Due to the special arrangement of the working gear in the low pressure zone ensures that the drive shaft is not exposed to high fluid pressure. Thus, a simple sealing of the shaft is possible. At the same time is achieved by the special design of the working gear that the fluid chamber formed between the working gear and the two conveyor gears and the second channel are separated from each other fluidly. This prevents the working fluid between the fluid chamber and the second channel to flow and thereby cause turbulence, which would adversely affect the efficiency of the machine.

Da die Fluidkammer und der zweite Kanal voneinander abgedichtet sind, kann das Arbeitsfluid nur in den Zahnzwischenräumen des Arbeitszahnrads transportiert werden. Aufgrund des zwischen der Fluidkammer und dem zweiten Kanal bestehenden Druckunterschieds kann am Arbeitszahnrad eines Zahnradmotors zusätzlich eine hydrostatische Leistungsumsetzung durch das transportierte Arbeitsfluid erfolgen, so dass das Arbeitszahnrad auch selbst angetrieben wird. Im Betrieb als Zahnradpumpe wird das Arbeitsfluid hingegen auch von den Zahnrädern des Arbeitszahnrads gefördert. In beiden Fällen ist es möglich Turbulenzen zu verhindern, die in Abhängigkeit von der Fließgeschwindigkeit des Arbeitsfluids sowie der Geometrie der jeweiligen Strömungskanäle in der Arbeitskammer auftreten können. Sofern auch das Arbeitszahnrad an der Förderung des Arbeitsfluids beteiligt ist, verringert sich die Belastung der im gegenseitigen Eingriff stehenden Zähne der beteiligen Zahnräder. Dies kann so einer höheren Lebenserwartung bzw. zu einer höheren Leistungsfähigkeit der Maschine führen. Da die Belastung des Lagers des Arbeitszahnrads besser verteilt wird, kann damit ferner auch ein gleichmäßigerer Lauf der Zahnräder erreicht werden.Since the fluid chamber and the second channel are sealed from each other, the working fluid can be transported only in the interdental spaces of the working gear. Due to the existing between the fluid chamber and the second channel pressure difference can be done on the working gear of a gear motor in addition a hydrostatic power conversion by the transported working fluid, so that the working gear is also driven itself. In operation as a gear pump, however, the working fluid is also promoted by the gears of the working gear. In both cases it is possible to prevent turbulence, which depends on the Flow rate of the working fluid and the geometry of the respective flow channels in the working chamber can occur. As far as the working gear is involved in the promotion of the working fluid, the load of the mutually engaged teeth of the participating gears decreases. This can lead to a higher life expectancy or to a higher performance of the machine. Since the load of the bearing of the work gear is better distributed, thus also a smoother running of the gears can be achieved.

In einer vorteilhaften Ausführungsformen der Erfindung ist vorgesehen, dass das Arbeitzahnrad über einen Teil seines Umfangs mit der Seitenwand der Arbeitskammer dicht abschließt und damit die Fluidkammer und den zweiten Kanal voneinander abdichtet. Hierdurch wird sichergestellt, dass das Arbeitsfluid über den Teil des Umfangs des Arbeitszahnrads, der mit der Seitenwand der Arbeitskammer dicht abschließt, nur in den Zahnzwischenräumen des Arbeitszahnrads transportiert werden kann. Durch die Anpassungen des entsprechenden Teils der Arbeitskammerseitenwand an das Arbeitszahnrad kann eine Abdichtung der Fluidkammer vom zweiten Kanal besonders einfach erreicht werden.In an advantageous embodiment of the invention it is provided that the working gear over a part of its circumference with the side wall of the working chamber seals tight and thus seals the fluid chamber and the second channel from each other. This ensures that the working fluid can be transported over the part of the circumference of the working gear, which closes tightly with the side wall of the working chamber, only in the interdental spaces of the working gear. By adapting the corresponding part of the working chamber side wall to the work gear, a sealing of the fluid chamber from the second channel can be achieved particularly easily.

In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist vorgesehen, dass das Arbeitszahnrad und das erste Förderzahnrad so aufeinander abgestimmt sind, dass das Arbeitsfluidvolumen, das von einem dieser Zahnräder in die Fluidkammer hinein transportiert wird, im Wesentlichen vollständig von dem anderen Zahnrad aus der Fluidkammer heraus transportiert wird. Durch die genaue Abstimmung der beiden Zahnräder bzw. deren Zahnzwischenräume wird einerseits sichergestellt, dass kein übermäßiger Überdruck in der Fluidkammer entstehen kann, der zu einer Leckage über die Dichtung der Welle oder zu einem gestörten Betrieb der Umlaufverdrängermaschine führen könnte. Andererseits wird dadurch verhindert, dass ein übermäßiger Unterdruck in der Fluidkammer aufgebaut wird, der ebenfalls den Betrieb der Umlaufverdrängermaschine stören könnte.In a further advantageous embodiment of the invention it is provided that the working gear and the first conveyor gear are coordinated so that the working fluid volume, which is transported by one of these gears into the fluid chamber, transported substantially completely from the other gear out of the fluid chamber becomes. By the exact coordination of the two gears or their interdental spaces on the one hand ensures that no excessive pressure in the fluid chamber can arise, which could lead to a leak on the seal of the shaft or to a disturbed operation of Umlaufverdrängerkaschine. On the other hand, it is prevented that an excessive negative pressure is built up in the fluid chamber, which also could interfere with the operation of the rotary displacement machine.

Eine weitere vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass jeder Kanal auf den zugehörigen Kämmbereich gerichtet in die Arbeitkammer mündet. Durch diese Anordnung des Kanals können in der Arbeitskammer entstehende Turbulenzen verringert werden, so dass hierdurch die Strömung im Mündungsbereich der Kanäle günstig beeinflusst werden kann. In einer weiteren vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist vorgesehen, dass ein Kanal im Wesentlichen senkrecht zu einer Verbindungsstrecke zwischen den Drehachsen der den jeweiligen Kämmbereich bildenden Zahnräder verläuft. Auch durch diese konstruktive Maßnahme lassen sich störende Turbulenzen im Mündungsbereich der Kanäle weiterhin minimieren.A further advantageous embodiment of the invention provides that each channel opens directed to the associated combing in the working chamber. As a result of this arrangement of the channel, turbulence arising in the working chamber can be reduced, so that in this way the flow in the mouth region of the channels can be favorably influenced. In a further advantageous embodiment of the invention it is provided that a channel extends substantially perpendicular to a connecting path between the axes of rotation of the respective combing region forming gears. This constructive measure also allows troublesome turbulence in the mouth region of the channels to be further minimized.

Eine besonders vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung sieht vor, dass die Fluidkammer einen Entlastungskanal aufweist. Dies stellt eine besonders vorteilhafte und einfache Weise dar, durch die die im Betrieb der Umlaufverdrängermaschine möglicherweise in der Fluidkammer auftretenden Druckmaxima abgebaut werden können. Ferner ist in einer weiteren vorderen Ausführung Erfindung vorgesehen, dass der Entlastungskanal die Fluidkammer mit dem zweiten Kanal verbindet. Durch die Verbindung der Fluidkammer mit dem niederdruckseitigen Kanal können möglicherweise im Betrieb der Umlaufverdrängermaschine in der Fluidkammer auftretenden hohen Fluiddrücke besonders rasch abgebaut werden.A particularly advantageous embodiment of the invention provides that the fluid chamber has a discharge channel. This represents a particularly advantageous and simple way by which the maximum pressure occurring during operation of the Umlaufverdrängermaschine may be reduced in the fluid chamber pressure maxima. Further, in a further front embodiment of the invention, the relief channel connects the fluid chamber to the second channel. By connecting the fluid chamber to the low-pressure-side channel, high fluid pressures possibly occurring during operation of the rotary displacement machine in the fluid chamber can be broken down particularly quickly.

In einer besonders vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist vorgesehen, dass der Entlastungskanal als eine Nut in einer Bodenfläche der Arbeitskammer ausgebildet ist. Ein solcher Entlastungskanal lässt sich besonders einfach und kostengünstig herstellen. Ferner kann ein solcher Kanal mit weiteren Kanälen kombiniert werden, die beispielsweise für die Schmierung der Zahnräder zuständig sind.In a particularly advantageous embodiment of the invention it is provided that the discharge channel is formed as a groove in a bottom surface of the working chamber. Such a discharge channel can be produced in a particularly simple and cost-effective manner. Furthermore, such a channel can be combined with other channels, which are responsible for example for the lubrication of the gears.

In einer besonders vorteilhaften Ausführungsform der Erfindung ist vorgesehen, dass der Entlastungskanal ein Überdruckventil aufweist. Das im Entlastungskanal angeordnete Überdruckventil erlaubt somit, dass sich in der Fluidkammer ein geringer Druck aufbauen kann. Gleichzeitig wird sichergestellt, dass der Fluidkammerdruck nicht den maximal erlaubten Wert überschreitet. Somit erlaubt ein solches Überdruckventil eine besonders einfache Kontrolle des Fluidkammerdrucks.In a particularly advantageous embodiment of the invention it is provided that the discharge channel has a pressure relief valve. The pressure relief valve arranged in the discharge channel thus allows a low pressure to build up in the fluid chamber. At the same time, it is ensured that the fluid chamber pressure does not exceed the maximum permissible value. Thus, such a pressure relief valve allows a particularly simple control of the fluid chamber pressure.

Schließlich sieht eine weitere vorteilhafte Ausführungsform der Erfindung vor, dass die Fluidkammer auf der dem zweiten Förderzahnrad gegenüberliegenden Seite von einer Seitenwand der Arbeitskammer begrenzt wird, die eine Wölbung aufweist. Durch die Wölbung können Turbulenzen des Arbeitsfluids in der Fluidkammer reduziert werden. Somit kann die Strömung innerhalb der Fluidkammer vorteilhaft beeinflusst werden.Finally, a further advantageous embodiment of the invention provides that the fluid chamber is limited on the opposite side of the second conveyor gear from a side wall of the working chamber, which has a curvature. The camber can reduce turbulence of the working fluid in the fluid chamber. Thus, the flow within the fluid chamber can be favorably influenced.

Im Folgenden wird die Erfindung anhand von Zeichnungen näher dargestellt. Es zeigen:

  • Fig. 1 eine erfindungsgemäße Umlaufverdrängermaschine mit zwei Förderzahnrädern und einem in der Niederdruckzone der Arbeitkammer angeordneten Arbeitszahnrad;
  • Fig. 2 in dem Gehäuse der erfindungsgemäßen Umlaufverdrängermaschine ausgebildete Arbeitskammer zur Aufnahme von drei miteinander kämmenden Außenzahnrädern.
In the following the invention is illustrated in more detail with reference to drawings. Show it:
  • Fig. 1 a Umlaufverdrängermaschine invention with two conveyor gears and arranged in the low pressure zone of the working chamber working gear;
  • Fig. 2 in the housing of the Umlaufverdrängermaschine invention formed working chamber for receiving three intermeshing outer gears.

Die in der Figur 1 gezeigte erfindungsgemäße Umlaufverdrängermaschine weist ein Gehäuse 1 mit einer Arbeitskammer 2 auf. Die Arbeitskammer 2 ist vollständig von dem vorzugsweise metallischen Gehäuse 1 umschlossen und dabei gegenüber der Umgebung abgedichtet. Innerhalb der Arbeitskammer 2 sind drei außenverzahnte Zahnräder 3,4,5 angeordnet, deren Zähne miteinander kämmend im Eingriff stehen. Die Zahnräder 3,4,5 sind vorzugsweise mittels entsprechender Lager, wie z.B. Gleit- oder Wälzlager, drehbar im Gehäuse 1 der hydraulischen Maschine gelagert. Die vorzugsweise als Kugellager aasgebildeten Lager sind in der Figur 1 teilweise nur angedeutet.The in the FIG. 1 shown Umlaufverdrängermaschine has a housing 1 with a working chamber 2. The working chamber 2 is completely enclosed by the preferably metallic housing 1 and thereby sealed from the environment. Within the working chamber 2, three externally toothed gears 3,4,5 are arranged, the teeth meshing with each other are engaged. The gears 3,4,5 are preferably by means of appropriate bearings, such as sliding or rolling bearings, rotatable in the housing 1 of the hydraulic machine stored. The aasgebilden preferably as ball bearings are in the FIG. 1 partially indicated only.

Zwei Außenzahnräder 4,5 sind dabei als Förderzahnräder ausgebildet. Das erste und das zweite Förderzahnrad 4,5 sind derart angeordnet, dass ihre Zähne ineinander greifen. Durch den gegenseitigen Eingriff ihrer Zähne bilden die beiden Förderzahnräder 4,5 einen ersten Kämmbereich 6. Die spezielle Anordnung der beiden Förderzahnräder 4,5 im Maschinengehäuse 1 unterteilt die Arbeitskammer 2 in eine Hochdruck- und eine Niederdruckzone I,II. Das Förderzahnradpaar ist ausgebildet ein geeignetes Arbeitsfluid, zwischen der Hochdruck- und der Niederdruckzone I,II zu transportieren. Entlang eines Teils ihres Umfangs sind die Förderzahnräder 4,5 dicht von der Seitenwand der Arbeitskammer 2 umschlossen. Hierdurch wird erreicht, dass das Arbeitsfluid bei einer gegensinnigen Drehung der beiden Förderzahnräder 4,5 von den Zähnen der Förderzahnräder 4,5 mitgenommen und in ihren Zahnzwischenräumen transportiert wird. Da das Arbeitsfluid durch den gegenseitigen Eingriff der Zähne der beiden Förderzahnräder 4,5 aus den Zahnzwischenräumen verdrängt wird, kann es über den ersten Kämmbereich 6 nicht zurückgeführt werden. Hierdurch ergibt sich ein effektiver Transport des Arbeitsfluids von der Hochdruckzone I in die Niederdruckzone II (Zahnradmotor) bzw. von der Niederdruckzone II in die Hochdruckzone I (Zahnradpumpe).Two external gears 4,5 are designed as conveyor gears. The first and second feed gears 4, 5 are arranged such that their teeth mesh with each other. As a result of the mutual engagement of their teeth, the two conveyor gears 4, 5 form a first combing area 6. The special arrangement of the two conveyor gears 4, 5 in the machine housing 1 divides the working chamber 2 into a high pressure zone and a low pressure zone I, II. The Förderzahnradpaar is formed a suitable working fluid to transport between the high pressure and the low pressure zone I, II. Along part of its circumference, the conveyor gears are 4.5 tightly enclosed by the side wall of the working chamber 2. This ensures that the working fluid is taken in an opposite direction rotation of the two conveyor gears 4.5 of the teeth of the conveyor gears 4,5 and transported in their interdental spaces. Since the working fluid is displaced from the interdental spaces due to the mutual engagement of the teeth of the two conveyor gears 4, 5, it can not be returned via the first combing area 6. This results in an effective transport of the working fluid from the high pressure zone I in the low pressure zone II (gear motor) or from the low pressure zone II in the high pressure zone I (gear pump).

Das dritte Außenzahnrad 3 bildet ein spezielles Arbeitszahnrad, das mit einer Welle 31 verbunden ist. Die Welle 31 ist dabei vorzugsweise aus dem Gehäuse 1 herausgeführt. Das Arbeitszahnrad 3, das je nach Betrieb der Maschine als Antriebs- (Zahnradpumpe) oder Abtriebszahnrad (Zahnradmotor) dient, ist in der Niederdruckzone II angeordnet und bildet mit dem zweiten Förderzahnrad 5 einen zweiten Kämmbereich 7. Über diesen Kämmbereich 7 wird bei der als Zahnradmotor betriebenen Maschine das Drehmoment der Förderzahnräder 4,5 auf das Abtriebszahnrad 3 und die damit verbundene Abtriebswelle 31 übertragen. Hingegen wird bei der als Zahnradpumpe betriebenen Maschine das über die Antriebswelle 31 und das Antriebszahnrad 3 von Außen eingekoppelte Drehmoment auf die Förderzahnräder 4,5 übertragen. Durch die spezielle Anordnung des Arbeitszahnrads 3 in der Niederdruckzone II ist die Antriebs-/Abtriebswelle 31 sowohl beim Zahnradmotor als auch bei der Zahnradpumpe von dem in der Hochdruckzone I unter hohem Druck stehenden Arbeitsfluid weitestgehend entkoppelt. Hierdurch kann die Abdichtung der Welle 31 ohne den üblicherweise notwendigen Aufwand erfolgen.The third external gear 3 forms a special working gear, which is connected to a shaft 31. The shaft 31 is preferably led out of the housing 1. The working gear 3, which serves as a drive (gear pump) or driven gear (gear motor) depending on the operation of the machine, is arranged in the low-pressure zone II and forms with the second conveyor gear 5 a second combing area 7. About this combing area 7 is in the gear motor operated machine transmit the torque of the conveyor gears 4,5 on the output gear 3 and the output shaft 31 connected thereto. On the other hand, when operated as a gear pump Machine transmitted via the drive shaft 31 and the drive gear 3 from the outside coupled torque to the conveyor gears 4,5. Due to the special arrangement of the working gear 3 in the low-pressure zone II, the drive / output shaft 31 is largely decoupled from both in the gear motor and the gear pump of the working fluid under high pressure in the high pressure zone I. As a result, the sealing of the shaft 31 without the usually necessary effort done.

Die erfindungsgemäße Umlaufverdrängermaschine weist zwei Kanäle 6,7 auf, über die das Arbeitsfluid je nach Betriebsart in die Arbeitskammer 2 zugeführt bzw. aus der Arbeitskammer 2 abgeführt wird. Der erste Kanal 21 mündet in der Hochdruckzone I vorzugsweise unmittelbar am Rande des ersten Kämmbereichs 6 in die Arbeitskammer 2. Die Mündung des zweiten Kanals 22 befindet sich hingegen in der Niederdruckzone II vorzugsweise unmittelbar am Rande des zweiten Kämmbereichs 7.The circulation displacement machine according to the invention has two channels 6, 7, via which the working fluid, depending on the operating mode, is fed into the working chamber 2 or removed from the working chamber 2. In the high-pressure zone I, the first channel 21 preferably opens directly into the working chamber 2 at the edge of the first combing area 6. In contrast, the mouth of the second channel 22 is located directly in the low-pressure zone II at the edge of the second combing area 7.

Bei der als Zahnradmotor betriebenen Maschine gelangt das Arbeitsfluid über den als Zulaufkanal dienenden ersten Kanal 21 in die Arbeitskammer 2 hinein und wird anschließend über den als Ablaufkanal dienenden zweiten Kanal 22 aus der Arbeitskammer 2 abgeführt. Hingegen wird das Arbeitsfluid bei der als Zahnradpumpe betriebenen Maschine über den zweiten Kanal 22 ansaugt und über den ersten Kanal 21 aus der Arbeitskammer 2 hinausgefördert. Es ist vorteilhaft, die Kanäle 21,22 im Wesentlichen senkrecht zu einer Verbindungsstrecke zwischen den Drehachsen der den jeweiligen Kämmbereich 6,7 bildenden Zahnräder 3,4,5 anzuordnen. Hierdurch kann eine günstige Strömung des Arbeitsfluids in den Mündungsbereichen der Kanäle 21,22 erreicht werden. Insbesondere wird das einströmende Arbeitsfluid hierdurch gleichmäßig auf die beiden jeweils gegensinnig drehenden Zahnräder 3,4,5 verteilt. Wie in der Figur 1 gezeigt ist, verlaufen beide Kanäle 21,22 im Wesentlichen senkrecht zu der Verbindungsstrecke der Drehachsen der jeweiligen Zahnräder 3,4,5. Aufgrund der fast rechtwinklig zueinander angeordneten Zahnräder 3,4,5 sind auch die beiden Kanäle 21,22 im Wesentlichen im rechten Winkel zueinander angeordnet. Allerdings muss die Anordnung der Kanäle 21, 22 nicht zwingend rechtwinklig sein. Sie hängt in erster Linie von dem Winkel ab, in dem die drei Zahnräder 3,4,5 zueinander angeordnet werden. Insbesondere durch relativ kleine Winkel zwischen den beiden Kanälen 21,22 kann der Platzbedarf der Umlaufverdrängermaschine gegenüber einer herkömmlichen Bauweise reduziert werden, da sich die hydraulischen Anschlüsse dann lediglich auf einer Gehäuseseite anordnen lassen.In the machine operated as a geared motor, the working fluid passes into the working chamber 2 via the first channel 21, which serves as the inlet channel, and is subsequently removed from the working chamber 2 via the second channel 22 serving as a discharge channel. On the other hand, in the machine operated as a gear pump, the working fluid is sucked in via the second channel 22 and conveyed out of the working chamber 2 via the first channel 21. It is advantageous to arrange the channels 21, 22 essentially perpendicular to a connection path between the axes of rotation of the toothed wheels 3, 4, 5 forming the respective combing region 6, 7. In this way, a favorable flow of the working fluid in the mouth regions of the channels 21,22 can be achieved. In particular, the incoming working fluid is thereby evenly distributed to the two oppositely rotating gears 3,4,5. Like in the FIG. 1 is shown, both channels 21,22 are substantially perpendicular to the connecting path of the axes of rotation of the respective gears 3,4,5. Due to the almost rectangular To each other arranged gears 3,4,5 and the two channels 21,22 are arranged substantially at right angles to each other. However, the arrangement of the channels 21, 22 does not necessarily have to be rectangular. It depends primarily on the angle at which the three gears are arranged 3,4,5 to each other. In particular, by relatively small angle between the two channels 21,22, the space requirement of Umlaufverdrängermaschine compared to a conventional design can be reduced because the hydraulic connections can then be arranged only on one side of the housing.

Zwischen dem Arbeitszahnrad 3 und dem ersten Förderzahnrad 4 ist eine Fluidkammer 23 ausgebildet, die auf der dem zweiten Kanal 22 entgegengesetzten Seite des zweiten Kämmbereichs 7 in der Niederdruckzone II der Arbeitskammer 2 angeordnet ist. Die vom Arbeitszahnrad 3, den beiden Förderzahnrädern 4,5 und einer Seitenwand der Arbeitskammer 2 begrenzte Fluidkammer 23 bildet eine fluidische Verbindung zwischen dem ersten Förderzahnrad 4 bzw. dem ersten Kämmbereich 6 und dem Arbeitszahnrad 3. Diese fluidische Verbindung ermöglicht, dass bei der als Zahnradmotor betriebenen Maschine das durch das erste Förderzahnrad 4 vom Mündungsbereich des ersten Kanals 21 in die Fluidkammer 23 transportierte Arbeitsfluid unmittelbar zum Arbeitszahnrad 3 strömen kann, um in den Zahnzwischenräumen des Arbeitszahnrads 3 zum Mündungsbereich des zweiten Kanals 22 weiter transportiert zu werden. Hingegen kann bei der als Zahnradpumpe betriebenen Maschine das durch das Arbeitszahnrad 3 vom Mündungsbereich des zweiten Kanals 22 in die Fluidkammer 23 transportierte Arbeitsfluid über die Fluidkammer 23 unmittelbar zum ersten Förderzahnrad 4 strömen, um in den Zahnzwischenräumen des Arbeitszahnrads 3 zum Mündungsbereich des ersten Kanals 6 weiter transportiert zu werden. Es ist vorteilhaft, wenn die die Fluidkammer 23 begrenzende Seitenwand 27 der Arbeitskammer 2 abgerundete Kanten aufweist. Hierdurch kann ein günstiger Strömungswiderstand für das zwischen dem ersten Förderzahnrad 4 und dem Arbeitszahnrad 3 strömende Arbeitsfluid erreicht werden. Eine solche runde Wölbung 270 der Seitenwand ist in der Figur 1 gezeigt.Between the working gear 3 and the first conveying gear 4, a fluid chamber 23 is formed, which is arranged on the second channel 22 opposite side of the second combing region 7 in the low pressure zone II of the working chamber 2. The fluid chamber 23 delimited by the working gear 3, the two conveying gears 4, 5 and a side wall of the working chamber 2 forms a fluidic connection between the first conveying gear 4 and the first combing region 6 and the working gear 3. This fluidic connection enables the fluid motor to be used as a gear motor operated by the first conveying gear 4 from the mouth region of the first channel 21 into the fluid chamber 23 transported working fluid can flow directly to the working gear 3 to be transported in the interdental spaces of the working gear 3 to the mouth region of the second channel 22 on. On the other hand, in the machine operated as a gear pump, the working fluid carried by the work gear 3 from the mouth portion of the second passage 22 into the fluid chamber 23 can flow directly to the first feed gear 4 via the fluid chamber 23 to continue in the interdental spaces of the work gear 3 to the mouth portion of the first passage 6 to be transported. It is advantageous if the fluid chamber 23 delimiting side wall 27 of the working chamber 2 has rounded edges. This allows a favorable flow resistance for between the first conveyor gear 4 and the working gear. 3 flowing working fluid can be achieved. Such a round curvature 270 of the sidewall is in the FIG. 1 shown.

Wie in der Figur 1 weiterhin gezeigt ist, wird durch die Anordnung des Arbeitszahnrads 3 und durch die spezielle Gestaltung des das Arbeitszahnrad 3 umfassenden Teils der Arbeitskammerseitenwand 26 sichergestellt, dass die Fluidkammer 23 und der zweite Kanal 22 voneinander abgedichtet sind. Durch die Trennung dieser beiden Bereiche wird erreicht, dass das Arbeitsfluid nicht zwischen dem Arbeitszahnrad 3 und der Seitenwand der Arbeitskammer 2 strömen und dabei störende Turbulenzen bilden kann. Solche Turbulenzen würden sich negativ auf den Wirkungsgrad der Umlaufverdrängermaschine auswirken.Like in the FIG. 1 is further shown, is ensured by the arrangement of the working gear 3 and the special design of the working gear 3 comprising part of the working chamber side wall 26 that the fluid chamber 23 and the second channel 22 are sealed from each other. The separation of these two areas ensures that the working fluid does not flow between the working gear 3 and the side wall of the working chamber 2 and can form disturbing turbulence. Such turbulence would negatively impact the efficiency of the rotary displacement machine.

Die Abdichtung der beiden Fluidräume 22,23 wird vorzugsweise durch eine genaue Anpassung der entsprechenden Seitenwand 26 der Arbeitskammer 2 an das Arbeitszahnrad 3 erreicht. Dabei umschließt das Gehäuse 1 das drehbar gelagerte Arbeitszahnrad 3 derart genau, dass der zwischen den Zahnköpfen des Arbeitszahnrads 2 und dem Gehäuse 1 verbleibende Spalt unter den Betriebsbedingungen der Umlaufverdrängermaschine im Wesentlichen als fluidisch dicht betrachtet werden kann. Durch den dichten Abschluss zwischen dem Gehäuse 1 bzw. der Seitenwand 26 der Arbeitskammer 2 und dem Arbeitszahnrad 3 kann das Arbeitsfluid lediglich in den Zahnzwischenräumen des Arbeitszahnrads 3 zwischen dem zweiten Kanal 22 und der Fluidkammer 23 transportiert werden. Es ist wichtig zu betonen, dass die maximale Spaltdicke zwischen der Seitenwand 26 der Arbeitskammer 2 und dem Arbeitszahnrad 3 insbesondere durch die Betriebsbedingungen der Umlaufverdrängermaschine bestimmt wird. So kann bei einer entsprechend ausgelegten Umlaufverdrängermaschine unter Umständen auch ein relativ großer Spalt als fluidisch dicht gelten, sofern die Leckage über den Spalt zwischen der Arbeitskammerseitenwand 26 und dem Arbeitszahnrad 3 im Vergleich zu der in den Zahnzwischenräumen der Arbeitszahnrads 3 geförderten Arbeitsfluidmenge vernachlässigbar klein ist.The sealing of the two fluid spaces 22, 23 is preferably achieved by exact adaptation of the corresponding side wall 26 of the working chamber 2 to the work gear 3. In this case, the housing 1 surrounds the rotatably mounted work gear 3 so precisely that the gap remaining between the tooth tips of the work gear 2 and the housing 1 can be considered substantially fluidic tight under the operating conditions of the rotary displacement machine. Due to the tight seal between the housing 1 and the side wall 26 of the working chamber 2 and the working gear 3, the working fluid can be transported only in the interdental spaces of the working gear 3 between the second channel 22 and the fluid chamber 23. It is important to emphasize that the maximum gap thickness between the side wall 26 of the working chamber 2 and the working gear 3 is determined in particular by the operating conditions of the rotary displacement machine. Thus, in the case of a correspondingly designed rotary displacement machine, a relatively large gap may under certain circumstances also be considered fluidly tight, provided that the leakage across the gap between the working chamber side wall 26 and the working gear 3 is negligibly small compared to the working fluid quantity conveyed in the interdental spaces of the working gear 3.

Es ist grundsätzlich möglich, die Umlaufverdrängermaschine so zu gestalten, dass sich im Betrieb eine Druckdifferenz zwischen der Fluidkammer 23 und dem Mündungsbereich des zweiten Kanals 22 bildet. Dabei darf der absolute Druck in der Fluidkammer 22 allerdings nicht zu hoch sein, um eine Leckage an der Austrittsöffnung der Welle 31 zu vermeiden. Eine solche Druckdifferenz kann sich unter Umständen auch ganz automatisch ausbilden, sofern ein Teil des Arbeitsfluids im Betrieb der Umlaufverdrängermaschine aufgrund des hohen Druckunterschied zwischen der Hochdruckzone I und dem Fluidraum 22 durch die vorhandenen Spalte zwischen den Förderzahnrädern 4,5 und der Gehäuseinnenwand strömen kann. Gegebenenfalls kann eine solche Druckdifferenz auch relativ kurzfristig auftreten, z.B. durch Schwankungen im hydraulischen System.It is basically possible to design the circulation displacement machine so that a pressure difference between the fluid chamber 23 and the mouth region of the second channel 22 forms during operation. However, the absolute pressure in the fluid chamber 22 may not be too high in order to prevent leakage at the outlet opening of the shaft 31. Under certain circumstances, such a pressure difference can also be formed automatically if a portion of the working fluid can flow through the existing gap between the conveyor gears 4, 5 and the housing inner wall during operation of the rotary displacement machine due to the high pressure difference between the high-pressure zone I and the fluid chamber 22. Optionally, such a pressure difference may also occur relatively quickly, e.g. due to fluctuations in the hydraulic system.

Der Druckunterschied zwischen der Fluidkammer 23 und dem zweiten Kanal 22 bewirkt im Betrieb der Umlaufverdrängermaschine als Zahnradmotor, dass am Antriebszahnrad 3 ebenfalls eine hydrostatische Leistungsumsetzung stattfindet, so dass das Arbeitszahnrad 3 wenn auch nur in einem relativ geringen Maße durch das Arbeitsfluid angetrieben wird. Da die Druckdifferenz zwischen dem Mündungsbereich des zweiten Kanals 22 und der Fluidkammer 23 etwas geringer ausfällt als die Druckdifferenz zwischen den Mündungsbereichen des zweiten und des ersten Kanals 22,21, fällte auch die hydrostatische Leistungsumsetzung des ersten Förderzahnrads 4 geringfügig kleiner als die hydrostatische Leistungsumsetzung des zweiten Förderzahnrads 5 aus. Infolgedessen wird über den ersten Kämmbereich 6 ein geringeres Drehmoment auf das zweite Förderzahnrad 5 übertragen. Folglich reduziert sich auch das vom zweiten Förderzahnrad 5 über den zweiten Kämmbereich 7 auf das Arbeitszahnrad 3 übertragene Drehmoment.The difference in pressure between the fluid chamber 23 and the second channel 22 in operation of the rotary displacement machine as a gear motor causes the drive gear 3 to also undergo hydrostatic power conversion, so that the working gear 3 is driven by the working fluid, albeit to a relatively small extent. Since the pressure difference between the orifice area of the second channel 22 and the fluid chamber 23 is slightly lower than the pressure difference between the mouth areas of the second and first channels 22,21, the hydrostatic power conversion of the first conveyor gear 4 also fell slightly smaller than the hydrostatic power conversion of the second Conveyor gear 5 off. As a result, a lower torque is transmitted to the second conveyor gear 5 via the first combing area 6. Consequently, the torque transmitted from the second feed gear 5 via the second combing region 7 to the work gear 3 is also reduced.

Im Betrieb der Maschine als Zahnradpumpe muss das Arbeitszahnrad 3 bei einer bestehenden Druckdifferenz zwischen der Fluidkammer 23 und dem Mündungsbereich des zweiten Kanals 22 Arbeit aufwenden, um das Fluid vom Saugbereich in die Fluidkammer 23 zu fördern. Wegen der bestehenden geringeren Differenz zwischen der Fluidkammer 23 und dem Mündungsbereich des ersten Kanals 21 muss das erste Förderzahnrad 41 weniger Arbeit aufwenden, um das Arbeitsfluid von der Fluidkammer 23 zum Mündungsbereich des ersten Kanals 21 zu fördern. Infolgedessen überträgt das Arbeitszahnrad 3 über den zweiten Kämmbereich 71 ein geringeres Drehmoment auf das zweite Förderzahnrad 5, was seinerseits wiederum ein geringeres Drehmoment über den ersten Kämmbereich 6 auf das zweite Förderzahnrad 5 überträgt.In the operation of the machine as a gear pump, the working gear 3 at an existing pressure difference between the fluid chamber 23 and the mouth region of the second channel 22nd Apply labor to promote the fluid from the suction area in the fluid chamber 23. Due to the existing smaller difference between the fluid chamber 23 and the mouth region of the first channel 21, the first delivery gear 41 must spend less work to convey the working fluid from the fluid chamber 23 to the mouth region of the first channel 21. As a result, the working gear 3 transmits a lower torque to the second conveying gear 5 via the second combing region 71, which in turn transmits a lower torque via the first combing region 6 to the second conveying gear 5.

Aufgrund der reduzierten Drehmomente, die zwischen dem Arbeitszahnrad 3, dem zweiten Förderzahnrad 5 und dem ersten Förderzahnrad 4 übertragen werden, reduziert sich auch die Belastung der beteiligten Zahnräder und der zugehörigen Lager. Eine geringere Belastung der beteiligten Komponenten äußert sich insbesondere in einer erhöhten Leistungsfähigkeit bzw. einer verlängerten Lebensdauer der Umlaufverdrängermaschine.Due to the reduced torques that are transmitted between the working gear 3, the second conveyor gear 5 and the first conveyor gear 4, also reduces the burden of the involved gears and the associated bearings. A lower load on the components involved manifests itself in particular in increased performance or an extended service life of the rotary displacement machine.

Um sicherzustellen, dass sämtliches in die Fluidkammer 23 hineintransportierte Arbeitsfluid auch aus der Fluidkammer 23 heraustransportiert wird, muss die Förderkapazitäten des ersten Förderzahnrads 4 und des Arbeitszahnrads 3 einander genau angepasst werden. Insbesondere muss dabei sichergestellt werden, dass die durch die Zahnzwischenräume der beiden Zahnräder 3,4 gebildeten Förderkammern im Wesentlichen das gleiche Fluidvolumen aufnehmen können.To ensure that all transported into the fluid chamber 23 working fluid is also transported out of the fluid chamber 23, the delivery capacity of the first conveyor gear 4 and the working gear 3 must be precisely matched to each other. In particular, it must be ensured that the delivery chambers formed by the interdental spaces of the two gearwheels 3,4 can accommodate substantially the same volume of fluid.

Aufgrund verschiedener betriebsbedingten Schwankungen kann sich der Druck in der Fluidkammer 23 kann sich kurzfristig oder auch dauerhaft ändern. Um die negativen Folgen zu vermeiden, die ein hoher Fluidkammerdruck für die Abdichtung der Antriebswelle 31 und damit auch für den Betrieb der Umlaufverdrängermaschine haben kann, muss gewährleistet werden, dass der Fluidkammerdruck im Betrieb der Maschine relativ niedrig bleibt. dies kann durch eine spezielle Regulierung des Fluidkammerdrucks erreicht werden. Eine solche Regulierung lässt sich z.B. mithilfe eines Entlastungskanals realisieren, der die Fluidkammer 23 mit einem Bereich mit einem niedrigeren Druck verbindet. Der Entlastungskanal 24 wird vorzugsweise zwischen der Fluidkammer 23 und dem zweiten Kanal 22 ausgebildet. Es ist vorteilhaft, den Entlastungskanal 24 dabei als eine Nut in der Bodenfläche der Arbeitskammer 2 auszubilden. Eine solche Nut 24 kann besonders einfach hergestellt werden. Ferner ist es in diesem Fall auch möglich, den Entlastungskanal 24 mit weiteren Nuten zu kombinieren, die z.B. für die Schmierung der Zahnräder zuständig sind.Due to various operational fluctuations, the pressure in the fluid chamber 23 may change in the short term or permanently. To avoid the negative consequences that a high fluid chamber pressure for the sealing of the drive shaft 31 and thus also for the operation of the Umlaufverdrängerkaschine may have, it must be ensured that the fluid chamber pressure during operation of the machine relative stays low. this can be achieved by a special regulation of the fluid chamber pressure. Such regulation can be realized, for example, by means of a relief channel connecting the fluid chamber 23 to a region of lower pressure. The relief channel 24 is preferably formed between the fluid chamber 23 and the second channel 22. It is advantageous to form the discharge channel 24 as a groove in the bottom surface of the working chamber 2. Such a groove 24 can be made particularly simple. Furthermore, it is also possible in this case to combine the discharge channel 24 with further grooves, which are responsible, for example, for the lubrication of the gears.

Um sicherzustellen, dass der in der Fluidkammer 23 herrschende Druck den Maximalwert nicht überschreitet, kann ferner ein Überdruckventil im Entlastungskanal 24 vorgesehen werden (hier nicht gezeigt). Das Überdruckventil ist vorzugsweise so ausgebildet, dass es erst ab dem vorgegebenen maximalen Druck öffnet. Durch die Gestaltung des Entlastungskanals 24 sowie das Vorsehen eines Überdruckventils lassen sich die Druckbedingungen innerhalb der Fluidkammer 23 sehr gut kontrollieren. Hierbei kann durch eine entsprechende Dimensionierung des Entlastungskanals 24 auch sichergestellt werden, dass in der Fluidkammer 23 und im zweiten Kanal 22 im Wesentlichen der gleiche niedrige Druck herrscht. In diesem Fall transportiert das Arbeitszahnrad 3 das Arbeitsfluid ohne dabei selbst angetrieben zu werden bzw. ohne das Arbeitsfluid dabei zu fördern.In order to ensure that the pressure prevailing in the fluid chamber 23 does not exceed the maximum value, a pressure relief valve may further be provided in the relief channel 24 (not shown here). The pressure relief valve is preferably designed so that it opens only from the predetermined maximum pressure. Due to the design of the relief channel 24 and the provision of a pressure relief valve, the pressure conditions within the fluid chamber 23 can be controlled very well. In this case, it can also be ensured by a corresponding dimensioning of the relief channel 24 that substantially the same low pressure prevails in the fluid chamber 23 and in the second channel 22. In this case, the working gear 3 transports the working fluid without being driven by itself or without promoting the working fluid thereby.

Die erfindungsgemäße Umlaufverdrängermaschine weist ein Gehäuse 1 auf, das vorzugsweise aus einem Metall, wie z.B. Aluminium, oder einer Metalllegierung gebildet ist. Im Inneren des in der Regel aus Platten zusammengesetzten Gehäuseblocks 1 ist die Arbeitskammer 2 ausgebildet. Die Figur 2 zeigt einen Querschnitt durch den Gehäuseblock 1 der Maschine mit der inneren Arbeitkammer 2. Die Arbeitskammer 2 umfasst drei Teilkammern zur Aufnahme jeweils eines Zahnrads 3,4,5. Um die Zahnräder 3,4,5 innerhalb der Arbeitskammer 2 drehbar zu lagern, ist in der Mitte jeder Teilkammer eine Bohrung 251,252,253 in der Bodenfläche 25 vorgesehen. Die Bohrungen sind dabei so dimensioniert, dass sie die Achse des zugehörigen Zahnrads und gegebenenfalls auch das jeweilige Kugellager aufnehmen können. Vorzugsweise sind die Bohrungen 252,253 als Sacklöcher ausgebildet. Lediglich die zur Aufnahme des Arbeitszahnrads 3 vorgesehene Teilkammer weist wenigstens eine durchgehende Bohrung 251 in der Bodenfläche 25 auf, die als Austrittöffnung für die Welle 31 dient.The rotary displacement machine according to the invention has a housing 1, which is preferably formed from a metal, such as aluminum, or a metal alloy. In the interior of the generally composed of plates housing block 1, the working chamber 2 is formed. The FIG. 2 shows a cross section through the housing block 1 of the machine with the inner working chamber 2. The working chamber 2 comprises three sub-chambers for receiving a respective gear 3,4,5. To the To store gears 3,4,5 rotatably within the working chamber 2, a bore 251,252,253 in the bottom surface 25 is provided in the middle of each sub-chamber. The holes are dimensioned so that they can accommodate the axis of the associated gear and possibly also the respective ball bearing. Preferably, the holes 252,253 are formed as blind holes. Only the space provided for receiving the working gear 3 partial chamber has at least one through hole 251 in the bottom surface 25, which serves as an outlet opening for the shaft 31.

Das in der Figur 2 gezeigte Gehäuse weist einen im Wesentlichen symmetrischen Aufbau auf. Allerdings ist bei Verwendung verschieden großer Zahnräder auch eine unsymmetrische Arbeitkammer 2 und damit ein unsymmetrisches Gehäuse 1 möglich. Auch die in der Figur 2 gezeigte unterschiedliche Gestaltung der Mündungsbereiche des ersten und des zweiten Kanals 22,23 ist nicht zwingend notwendig. Mithilfe der Wölbung, durch die der Mündungsbereich des ersten Kanals 22 vergrößert wird, kann insbesondere die Strömung des Arbeitsfluids günstig beeinflusst werden.That in the FIG. 2 shown housing has a substantially symmetrical structure. However, an asymmetrical working chamber 2 and thus an asymmetrical housing 1 is possible when using gears of different sizes. Also in the FIG. 2 shown different design of the mouth areas of the first and second channel 22,23 is not mandatory. By means of the curvature, by which the mouth region of the first channel 22 is increased, in particular the flow of the working fluid can be favorably influenced.

Zwischen den zur Aufnahme des Arbeitszahnrads 3 und des ersten Förderzahnrads 4 vorgesehenen Teilkammern, weist das Gehäuse 1 einen in die Arbeitskammer 2 hineinragenden keilförmigen Teil 10 auf. Der abgeflachte vordere Bereich dieses Gehäuseteils 10 bildet eine die Fluidkammer 23 begrenzende Seitenwand 27. Die Kanten dieses vorderen Bereichs sind vorzugsweise abgerundet, wodurch eine strömungsgünstige Wölbung der die Fluidkammer 23 begrenzenden Seitenwand 27 gebildet wird. Hierdurch können Turbulenzen des Arbeitsfluids in der Fluidkammer 23 reduziert werden.Between the provided for receiving the working gear 3 and the first conveyor gear 4 sub-chambers, the housing 1 has a projecting into the working chamber 2 wedge-shaped part 10. The flattened front region of this housing part 10 forms a side wall 27 bounding the fluid chamber 23. The edges of this front region are preferably rounded, whereby a streamlined curvature of the side wall 27 bordering the fluid chamber 23 is formed. As a result, turbulence of the working fluid in the fluid chamber 23 can be reduced.

Claims (12)

Umlaufverdrängermaschine mit einem Gehäuse (1) umfassend eine Arbeitskammer (2), in der ein erstes und ein zweites außenverzahntes Förderzahnrad (4,5) und ein außenverzahntes Arbeitzahnrad (3) angeordnet sind,
wobei die beiden Förderzahnräder (4,5) gemeinsam einen ersten Kämmbereich (6) bilden, um ein Arbeitsfluid zwischen einer Hochdruck- und einer Niederdruckzone (I,II) der Arbeitskammer (2) zu transportieren,
wobei das Arbeitszahnrad (3), das mit einer Welle (31) verbunden ist, in der Niederdruckzone (II) der Arbeitskammer (2) mit dem zweiten Förderzahnrad (5) einen zweiten Kämmbereich (7) bildet,
wobei im ersten Kämmbereich (6) ein erster Kanal (21) für das Arbeitsfluid in die Hochdruckzone (I) der Arbeitskammer (2) mündet,
wobei im zweiten Kämmbereich (7) ein zweiter Kanal (22) für das Arbeitsfluid in die Niederdruckzone (II) der Arbeitskammer (2) mündet,
wobei in der Niederdruckzone (II) der Arbeitskammer (2) eine vom Arbeitszahnrad (3) und von den beiden Förderzahnrädern (4,5) begrenzte Fluidkammer (23) ausgebildet ist, und
wobei das Arbeitszahnrad (3) die Fluidkammer (23) und den zweiten Kanal (22) voneinander abdichtet.A rotary displacement machine comprising a housing (1) comprising a working chamber (2) in which a first and a second externally toothed conveying gear (4, 5) and an externally toothed working gear (3) are arranged,
wherein the two conveyor gears (4, 5) together form a first combing area (6) for transporting a working fluid between a high pressure and a low pressure zone (I, II) of the working chamber (2),
wherein the working gear (3), which is connected to a shaft (31), forms a second combing area (7) in the low-pressure zone (II) of the working chamber (2) with the second conveying gear (5),
wherein in the first combing area (6) a first channel (21) for the working fluid opens into the high-pressure zone (I) of the working chamber (2),
wherein in the second combing area (7) a second duct (22) for the working fluid opens into the low-pressure zone (II) of the working chamber (2),
wherein in the low-pressure zone (II) of the working chamber (2) from the working gear (3) and of the two conveyor gears (4,5) limited fluid chamber (23) is formed, and
wherein the work gear (3) seals the fluid chamber (23) and the second channel (22) from each other. Umlaufverdrängermaschine nach Anspruch 1,
wobei das Arbeitzahnrad (3) über einen Teil seines Umfangs mit einer Seitenwand (26) der Arbeitskammer (2) dicht abschließt und damit die Fluidkammer (25) und den zweiten Kanal (22) voneinander abdichtet.A rotary displacement machine according to claim 1,
wherein the work gear (3) over a part of its circumference with a side wall (26) of the working chamber (2) tightly seals and thus the fluid chamber (25) and the second channel (22) from each other seals. Umlaufverdrängermaschine nach Anspruch 1 oder 2,
wobei das Arbeitszahnrad (3) und das erste Förderzahnrad (4) so aufeinander abgestimmt sind, dass das Arbeitsfluid, das von einem dieser Zahnräder (3,4) in die Fluidkammer (25) hinein transportiert wird, im Wesentlichen vollständig von dem jeweils anderen Zahnrad (3,4) aus der Fluidkammer (25) heraus transportiert wird.A rotary displacement machine according to claim 1 or 2,
wherein the working gear (3) and the first conveying gear (4) are matched to each other so that the working fluid, which is transported by one of these gears (3,4) into the fluid chamber (25), substantially completely of the each other gear (3,4) from the fluid chamber (25) is transported out. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Kanäle (3,4) jeweils auf den zugehörigen Kämmbereich (5,6) gerichtet in die Arbeitkammer (2) münden.A rotary displacement machine according to one of the preceding claims,
wherein the channels (3, 4) each open onto the associated combing area (5, 6) and open into the working chamber (2). Umlaufverdrängermaschine nach Anspruch 4,
wobei ein Kanal (3,4) im Wesentlichen senkrecht zu einer Verbindungsstrecke zwischen den Drehachsen der den zugehörigen Kämmbereich (6,7) bildenden Zahnräder (3,4,5) verläuft.A rotary displacement machine according to claim 4,
wherein a channel (3,4) substantially perpendicular to a connecting path between the axes of rotation of the associated Kämmbereich (6,7) forming gears (3,4,5) extends. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Fluidkammer (23) einen Entlastungskanal (24) aufweist.A rotary displacement machine according to one of the preceding claims,
wherein the fluid chamber (23) has a discharge channel (24). Umlaufverdrängermaschine nach Anspruch 6,
wobei der Entlastungskanal (24) die Fluidkammer (23) mit dem zweiten Kanal (4) verbindet.A rotary displacement machine according to claim 6,
wherein the discharge channel (24) connects the fluid chamber (23) with the second channel (4). Umlaufverdrängermaschine nach Anspruch 6 oder 7,
wobei der Entlastungskanal (24) als eine Nut in einer Bodenfläche (25) der Arbeitskammer (2) ausgebildet ist.A rotary displacement machine according to claim 6 or 7,
wherein the discharge channel (24) is formed as a groove in a bottom surface (25) of the working chamber (2). Umlaufverdrängermaschine nach einem der Ansprüche 6 bis 8,
wobei der Entlastungskanal (24) ein Überdruckventil aufweist.A rotary displacement machine according to any one of claims 6 to 8,
wherein the discharge channel (24) has a pressure relief valve. Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Fluidkammer (23) auf der dem zweiten Förderzahnrad (5) gegenüberliegenden Seite von einer Seitenwand (27) der Arbeitskammer (2) begrenzt wird, die eine Wölbung (270) aufweist.A rotary displacement machine according to one of the preceding claims,
wherein the fluid chamber (23) on the opposite side of the second conveyor gear (5) is bounded by a side wall (27) of the working chamber (2) having a curvature (270). Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Umlaufverdrängermaschine im Betrieb als Zahnradpumpe über die als Antriebswelle ausgebildete Welle (31) angetrieben wird.A rotary displacement machine according to one of the preceding claims,
wherein the Umlaufverdrängerkaschine is driven in operation as a gear pump via the shaft formed as a drive shaft (31). Umlaufverdrängermaschine nach einem der vorhergehenden Ansprüche,
wobei die Umlaufverdrängermaschine im Betrieb als Zahnradmotor die als Abtriebswelle ausgebildete Welle (31) antreibt.A rotary displacement machine according to one of the preceding claims,
wherein the Umlaufverdrängermaschine drives in operation as a gear motor designed as an output shaft (31).
EP06024138A 2006-11-21 2006-11-21 External gear machine Withdrawn EP1925822A1 (en)

Priority Applications (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP06024138A EP1925822A1 (en) 2006-11-21 2006-11-21 External gear machine

Applications Claiming Priority (1)

Application Number Priority Date Filing Date Title
EP06024138A EP1925822A1 (en) 2006-11-21 2006-11-21 External gear machine

Publications (1)

Publication Number Publication Date
EP1925822A1 true EP1925822A1 (en) 2008-05-28

Family

ID=37989196

Family Applications (1)

Application Number Title Priority Date Filing Date
EP06024138A Withdrawn EP1925822A1 (en) 2006-11-21 2006-11-21 External gear machine

Country Status (1)

Country Link
EP (1) EP1925822A1 (en)

Cited By (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102009051443A1 (en) * 2009-10-30 2011-05-05 Storz Endoskop Produktions Gmbh Medical toothed wheel pump for use in device for sucking and rinsing of e.g. blood during laparoscopic analysis, has revolving toothed wheel attached to support, and another revolving toothed wheel attached to another support
NL2007299C2 (en) * 2011-05-20 2012-11-21 J G M Van Heck Beheer B V PUMP, PUMP SYSTEM AND METHOD FOR PUMPING MEDIUM.
CN106968942A (en) * 2017-06-02 2017-07-21 武汉仁先机械设备有限公司 A kind of screw drilling tool motor or screw pump
DE102017108484A1 (en) * 2017-04-21 2018-10-25 Eberhard Kist rotary displacement

Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1664745A (en) 1926-07-27 1928-04-03 Pratt & Whitney Co Fluid pump
CH172158A (en) * 1934-03-09 1934-09-30 Tavannes Watch Co Sa Gear pump.
DE4310211A1 (en) * 1993-03-29 1994-03-24 Bosch Gmbh Robert Hydraulic gear pump or motor with main gear pair (5) - has second compensation gear pair (5) with continuously meshing tooth pair(s)
DE19940730A1 (en) 1999-08-27 2001-03-01 Johann Sagawe External gear pump

Patent Citations (4)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
US1664745A (en) 1926-07-27 1928-04-03 Pratt & Whitney Co Fluid pump
CH172158A (en) * 1934-03-09 1934-09-30 Tavannes Watch Co Sa Gear pump.
DE4310211A1 (en) * 1993-03-29 1994-03-24 Bosch Gmbh Robert Hydraulic gear pump or motor with main gear pair (5) - has second compensation gear pair (5) with continuously meshing tooth pair(s)
DE19940730A1 (en) 1999-08-27 2001-03-01 Johann Sagawe External gear pump

Cited By (7)

* Cited by examiner, † Cited by third party
Publication number Priority date Publication date Assignee Title
DE102009051443A1 (en) * 2009-10-30 2011-05-05 Storz Endoskop Produktions Gmbh Medical toothed wheel pump for use in device for sucking and rinsing of e.g. blood during laparoscopic analysis, has revolving toothed wheel attached to support, and another revolving toothed wheel attached to another support
NL2007299C2 (en) * 2011-05-20 2012-11-21 J G M Van Heck Beheer B V PUMP, PUMP SYSTEM AND METHOD FOR PUMPING MEDIUM.
WO2012161574A1 (en) * 2011-05-20 2012-11-29 J.G.M. Van Heck Beheer B.V. Pump, pump system and method for pumping a medium
CN103547807A (en) * 2011-05-20 2014-01-29 吉格姆凡赫克比希尔公司 Pump, pump system and method for pumping a medium
US9587637B2 (en) 2011-05-20 2017-03-07 J.G.M. Van Heck Beheer B.V. Pump, pump system and method for pumping a medium
DE102017108484A1 (en) * 2017-04-21 2018-10-25 Eberhard Kist rotary displacement
CN106968942A (en) * 2017-06-02 2017-07-21 武汉仁先机械设备有限公司 A kind of screw drilling tool motor or screw pump

Similar Documents

Publication Publication Date Title
EP0619430B1 (en) Internal gear pump for high rotary speed range
DE2134994C3 (en) Two-stage parallel and external-axis rotary piston machine for elastic working media
DE10239558B4 (en) External gear pump with pressurized fluid precharge
DE102014002396A1 (en) Two-spindle screw pump in single-entry design
EP1925822A1 (en) External gear machine
DE3324583A1 (en) Two-machine unit with connection for a further consumer of mechanical energy
DE10159147A1 (en) Hydraulic gear pump has pump stages in one plane, one above other radially
DE4301907A1 (en) Liquid ring machine
DE112015005970T5 (en) Fuel pump
EP1925823B1 (en) External gear machine
EP0846861A1 (en) Continuously variable annular gear pump
DE102013202917A1 (en) Geared machine, particularly gear pump or gear motor, has pressure chamber, in which pressure fluid having low particle concentration is present, and channel, through which pressure chamber is connected with axial force compensating groove
EP2412979A2 (en) Pressure pump with suction nut
DE19523533C2 (en) Suction-controlled internal gear pump
DE102019127388A1 (en) Fluid supply of under vane chambers of a vane pump
DE3737961A1 (en) Internal-gear pump
WO2004057191A1 (en) Variable volume flow internal gear pump
DE19502173A1 (en) Screw pump for operation independently of direction of rotation
DE1953981A1 (en) Gear pump or motor
EP1722104B1 (en) Rotor pair for a screw compressor
WO2008125106A1 (en) Gerotor motor
AT311178B (en) Gas and hydraulic motor or pump
EP0628725A2 (en) Gear pump
DE102006036439A1 (en) Conveying unit e.g. roller vane pump, has pressure channel loading rear groove chamber with pressure at outlet during zero to five degree rotation of rotor from point of time at which working chamber is not connected with inlet
DE4322614A1 (en) Internal gear pump with revolving delivery spaces, preferably with trochoidal tooth system

Legal Events

Date Code Title Description
PUAI Public reference made under article 153(3) epc to a published international application that has entered the european phase

Free format text: ORIGINAL CODE: 0009012

AK Designated contracting states

Kind code of ref document: A1

Designated state(s): AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IS IT LI LT LU LV MC NL PL PT RO SE SI SK TR

AX Request for extension of the european patent

Extension state: AL BA HR MK RS

17P Request for examination filed

Effective date: 20081118

17Q First examination report despatched

Effective date: 20081217

AKX Designation fees paid

Designated state(s): AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IS IT LI LT LU LV MC NL PL PT RO SE SI SK TR

111Z Information provided on other rights and legal means of execution

Free format text: AT BE BG CH CY CZ DE DK EE ES FI FR GB GR HU IE IS IT LT LU LV MC NL PL PT RO SE SI SK TR

Effective date: 20091014

STAA Information on the status of an ep patent application or granted ep patent

Free format text: STATUS: THE APPLICATION IS DEEMED TO BE WITHDRAWN

18D Application deemed to be withdrawn

Effective date: 20120601