EP3441613B1

EP3441613B1 - Hydrostatische zahnrad-kreiskolbenmaschine

Info

Publication number: EP3441613B1
Application number: EP17185063.9A
Authority: EP
Inventors: Siegfried A. Eisenmann
Original assignee: Individual
Current assignee: Individual
Priority date: 2017-08-07
Filing date: 2017-08-07
Publication date: 2022-01-05
Anticipated expiration: 2037-08-07
Also published as: EP3441613A1

Description

Die Erfindung betrifft eine hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip nach dem Oberbegriff des Anspruchs 1.
Eine solche hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach dem Oberbegriff wird in der EP 1 776 525 A1 beschrieben.
Bekannt ist eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine aus der EP 0 367 046 A1 . Bei dieser bekannten hydrostatischen Kreiskolbenmaschine werden die Arbeitsräume zwischen den Verzahnungen des Kreiskolbens und dem Stator durch einen trommelförmigen Drehkommutator gesteuert werden. Der Antrieb dieses Drehkommutators erfolgt dort über ein Kreisbogengetriebe, das die Drehzahl des Kreiskolbens auf die Drehzahl des Drehkommutators 1:1 überträgt.
Ein Vorteil dieser bekannten hydrostatischen Kreiskolbenmaschine besteht darin, dass der Drehkommutator und das Kreisbogengetriebe zwischen den Wälzlagern der Welle angeordnet sind und somit ein verhältnismäßig kompakter Aufbau der Maschine möglich erscheint. Aufgrund der Komplexität bzw. der Existenz des trommelförmigen Drehkommutators und des Kreisbogengetriebes zwischen den Lagern ist der Lagerabstand jedoch verhältnismäßig groß, was wiederum das Leistungspotenzial der Maschine begrenzt.
Dieser Drehkommutator ist im Maschinengehäuse radial gelagert mit einem notwendigen radialen Laufspiel. In der Zwischenzeit haben sich die Arbeitsdrücke solcher Kreiskolbenmaschinen in einem Maße erhöht, dass ein solches konstantes verhältnismäßig großes Spiel den volumetrischen Anforderungen nicht mehr entspricht. Außerdem ist der Antrieb über ein solches Kreisbogengetriebe mit zu großem Zahnspiel behaftet, sodass dadurch die Drehwinkelgenauigkeit zwischen dem Kreiskolben und dem Drehkommutator leidet. Ein exakter Antrieb des auch als Drehventil bezeichneten Drehkommutators und somit eine hohe Betriebssicherheit bei hohen Arbeitsdrücken über einen langen Zeitraum sind daher nicht uneingeschränkt gewährleistet. Ein weiterer Nachteil besteht zudem in dem verhältnismäßig komplexen Aufbau der Maschine.
Aus der EP 1 776 525 A1 , welche als nächstliegender Stand der Technik betrachtet wird, ist eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine bekannt, bei der zur Erhöhung des Leistungspotenziales die Kegelrollenlager in unmittelbarer Nachbarschaft zum Kreiskolben-Stator-System angeordnet sind. Hierbei ist es nur mit technisch komplexen Mitteln möglich, den außerhalb der beiden Lager in größerer Entfernung zum Kreiskolben-Stator-System angeordneten Drehkommutator 1:1 mit dem Kreiskolben drehzahlkinematisch zu verbinden. Dort werden ein Exzentergetriebe sowie ein Planetengetriebe vorgeschlagen, die diese kinematischen Bedingungen erfüllen können. Diese verhältnismäßig komplexe Konstruktion erfordert vom nachschaffenden Fachmann erhöhte Kenntnisse der Getriebeanalyse solcher Getriebe. Außerdem kann der Fachmann durch bloße Anschauung die Übersetzungsverhältnisse nicht erkennen. Diese sind nur mathematisch nachweisbar. So erhöht sich der Widerstand in der Fachwelt gegen eine praktische Verwendung solcher Konstruktionen. Durch die notwendigen Zahnspiele bei einem Exzenter-Taumelgetriebe ist auch hier die exakte Drehlage zwischen dem Kreiskolben und dem Drehkommutator mit Kompromissen behaftet.
Bei einer Kreiskolbenmaschine dreht sich eine zentrisch gelagerte Welle mit einer Wellen-Außenverzahnung zentrisch innerhalb eines im Gehäuse feststehenden Stators mit einer Stator-Innenverzahnung, wobei zwischen der Stator-Innenverzahnung und der Wellen-Außenverzahnung ein Kreiskolben angeordnet ist, dessen Kreiskolben-Innenverzahnung in die Wellen-Außenverzahnung mit unterschiedlicher Zähnezahl und dessen Kreiskolben-Außenverzahnung in die Stator-Innenverzahnung mit unterschiedlicher Zähnezahl eingreifen. Der Kreiskolben führt eine Drehbewegung um seine eigene Kreiskolbenachse aus, die beabstandet parallel, aber nicht feststehend zu der Wellenund Statorachse verläuft. Bei Rotation der Welle führt der Kreiskolben eine Orbitbewegung um die Wellenachse im Bereich zwischen der Stator-Innenverzahnung und der Wellen-Außenverzahnung durch. Die Kreiskolbenachse führt somit eine komplexe Kreisbewegung um die Wellen- und Statorachse aus. Somit unterscheidet sich die Orbitbewegung, also die Rotationsbewegung um eine in einer Kreisbahn kreisenden Achse, grundsätzlich von den einfachen Rotationsbewegungen um feststehende Achsen einer Gerotor-Maschine. Bei einer Kreiskolbenmaschine führen auch die mit Hydraulikflüssigkeit befüllten Zahnkammern zwischen der Stator-Innenverzahnung und der Kreiskolben-Außenverzahnung eine Kreisbewegung um die Welle durch, während die Zahnkammern bei einer Gerotor-Maschine in ihrer Grundlage feststehen. Um die kreisenden Zahnkammern zur Erzeugung des Abtriebs mit Hydraulikflüssigkeit zu versorgen und zu entsorgen, bedarf es bei einer Kreiskolbenmaschine einer komplexen Kommutierung mittels eines Drehventils, auch Drehkommutator genannt, welches mit der Drehzahl des Kreiskolbens anzutreiben ist. Da bei einer Gerotor-Maschinen kein solches Drehventil zum Einsatz kommen muss und die Problematik dessen Antriebs, wie insbesondere in der EP 0 367 046 A1 und der EP 1 776 525 A1 beschrieben, nicht besteht, sind Lösungsansätze aus dem Bereich der Gerotor-Maschinen zur Lösung des Problems bei Kreiskolbenmaschine nicht oder nur bedingt anwendbar.
In der Gebrauchsmusterschrift DE 20 2014 006761 U1 wird eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach dem Orbit-Prinzip beschrieben, die als ein so genannter Ultra-Langsamläufer ausgebildet ist. Gegenüber der ebenfalls in der Gebrauchsmusterschrift beschriebenen, vorbekannten hydrostatische Kreiskolbenmaschine nach der EP 1 776 525 A1 , bei der ein Innengetriebes zwischen dem Kreiskolben (Rotor) und der Welle angeordnet ist, wodurch sich die Welle schneller dreht als der Kreiskolben um seine eigene Achse, unterscheidet sich der dort beschriebene Ultra-Langsamläufer vor allem dadurch, dass eine 1:1-Drehkopplung zwischen dem Rotor und der Welle vorgesehen ist. Somit dreht sich der Rotor mit der Drehzahl der Welle, das Schluckvolumen pro Wellenumdrehung ist wesentlich größer und bei gleichem Arbeitsdruck steigt das Abtriebsmoment. Zur 1:1-Drehzahl- und Drehmomentübertragung zwischen Rotor und Welle ist eine Taumelhülse um die Welle angeordnet, deren Außenverzahnung mit gleicher Zähnezahl in die Innenverzahnung des Kreiskolbens und eine Innenverzahnung der Taumelhülse mit gleicher Zähnezahl in eine Außenverzahnung der Welle eingreift. Auch das scheibenförmige Drehventil, das zur Verund Entsorgung der Zahnkammern dient, ist im Drehzahlverhältnis 1:1 mit der Welle drehfest gekoppelt. Somit drehen sich bei dem Ultra-Langsamläufer die Welle, der Kreiskolben und das Drehventil stets mit gleicher Drehzahl.
In US 6,019,584 A wird eine Gerotor-Maschine beschrieben, bei der eine zentrisch laufende Welle mit einem umschließenden sternförmigen Rotor, der innerhalb eines Stators zur Durchführung einer Orbitbewegung angeordnet ist, 1:1 drehfest über eine taumelnd angeordnete zylindrische Kopplung zur Drehmomentübertragung verbunden ist. Ein Drehventil ist 1:1 drehfest mit der Welle gekoppelt. Somit drehen sich auch hier Welle, Rotor und Drehventil stets mit gleicher Drehzahl.
Die Aufgabe der Erfindung besteht darin, eine hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine bereitzustellen, welche sich einerseits durch einen kompakten und verhältnismäßig einfachen Aufbau, andererseits durch ein hohes Leistungspotenzial, einen exakten Antrieb des Drehventils und eine hohe Betriebssicherheit selbst bei hohen Arbeitsdrücken auszeichnet. Die Kombination dieser Eigenschaften gilt momentan im Stand der Technik als Zielkonflikt.
Diese Aufgabe wird durch die Verwirklichung der Merkmale des unabhängigen Anspruchs gelöst. Merkmale, die die Erfindung in alternativer oder vorteilhafter Weise weiterbilden, sind den abhängigen Patentansprüchen zu entnehmen.
Um die Vorteile dieser bekannten Konstruktionen bezüglich des hohen Leistungspotenziales zu nutzen, wird erfindungsgemäß zwischen den beiden Lagern ein insbesondere axialspielkompensiertes scheibenförmiges Drehventil der bekannten Ausführung verwendet und der Antrieb dieses Drehventils durch eine nahezu spielfreie, direkte, verzahnte becherförmige Taumelhülse verbessert, die in großem Durchmesser die stabile und durchgehende Welle umgibt. In einer Weiterbildung wird zudem das Innengetriebe zwischen der Welle und dem Kreiskolben für ein möglichst hohes Schluckvolumen pro Wellenumdrehung optimiert.
Durch diese erfindungsgemäßen Merkmale wird die eingangs erwähnte Maschine für sehr viel höhere Arbeitsdrücke verwendungsfähig und die kinematischen Antriebsverhältnisse für das scheibenförmige Drehventil gegenüber der erwähnten bekannten Maschine wesentlich drehwinkelgenauer, einfacher und billiger. Hinzu kommt, dass durch die Erfindung die Abmessungen und somit das Gewicht der Maschine um mindestens 15 % reduziert werden, was ebenso zu einer Verminderung der Herstellungskosten beiträgt. Die Kompaktheit der erfindungsgemäßen Konstruktion ist unübertroffen.
Die Erfindung stellt eine Weiterentwicklung der aus dem Stand der Technik bekannten hydrostatischen Kreiskolbenmaschinen dar, weshalb im Folgenden zunächst auf den bereits im Wesentlichen aus dem Stand der Technik bekannten allgemeinen Grundaufbau der erfindungsgemässen hydrostatischen Kreiskolbenmaschine eingegangen wird, bevor die erfindungsgemässen Merkmale erläutert werden.
Bei der vorliegenden Erfindung handelt es sich um einen Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip, wobei ein innenverzahnter Stator im Raume feststeht, ein Kreiskolben eine Drehbewegung um seine eigene Achse ausführt und diese Achse eine Kreisbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Kreiskolben macht. Das bedeutet, dass in dieser Gesamtbewegung die Achsabstandlinie zwischen Kreiskolben- und Stator-Mittelpunkt eine Drehbewegung im entgegen gesetzten Drehsinn als der Kreiskolben um seine eigene Achse ausführt.
Die hydrostatische Kreiskolbenmaschine, die auch als insbesondere langsamlaufender Hochmoment-Kreiskolbenmotor bezeichnet werden kann, umfasst einen als Abtrieb wirkenden Leistungsteil, der im Gehäuse der Kreiskolbenmaschine angeordnet ist oder einen logischen Abschnitt des Gehäuses oder der Maschine bildet. Der Leistungsteil setzt sich im Wesentlichen aus einem feststehenden, zentrischen Stator, einem beweglichen Kreiskolben und einem mit dem Kreiskolben in Eingriff stehenden Abschnitt einer zentrisch drehbar gelagerten, als Abtrieb dienenden Welle zusammen.
Der Stator hat eine Stator-Innenverzahnung mit der Zähnezahl Z4. Der Kreiskolben besitzt eine teilweise in die Stator-Innenverzahnung des Stators eingreifende Kreiskolben-Außenverzahnung mit einer Zähnezahl Z3 und eine Kreiskolben-Innenverzahnung mit einer Zähnezahl Z2. Die Welle kämmt mit ihrer ersten Wellen-Außenverzahnung mit einer Zähnezahl Z1 teilweise die Kreiskolben-Innenverzahnung des Kreiskolbens, wobei der Kreiskolben zum Ausführen einer Orbitbewegung derart exzentrisch zur Wellenachse angeordnet und dimensioniert ist und die Zähnezahlen Z1, Z2, Z3, Z4 in einem derartigen Verhältnis zueinander stehen, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern zwischen der Stator-Innenverzahnung des Stators und der Kreiskolben-Außenverzahnung des Kreiskolbens bilden.
Die hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip umfasst also einen mit einer Stator-Innenverzahnung versehenen zentrischen, feststehenden Stator mit der Zähnezahl Z4 und einem innerhalb des Stators - zum Ausführen einer um eine Exzentrizität kreisenden Orbitbewegung - exzentrisch angeordneten Kreiskolben, der eine teilweise in die Stator-Innenverzahnung eingreifende Kreiskolben-Außenverzahnung mit einer Zähnezahl Z3 aufweist, wobei die Zähnezahldifferenz zwischen der Zähnezahl Z4 und der Zähnezahl Z3 eins beträgt. Z4 minus Z3 ist also 1.
Im Innern des Kreiskolbens ist eine Kreiskolben-Innenverzahnung mit einer Zähnezahl Z2 angeordnet. Zentrisch zum Stator ist eine um eine Wellenachse drehbar gelagerte Welle angeordnet. Auf der Welle ist wiederum eine teilweise in die Kreiskolben-Innenverzahnung eingreifende Wellen-Außenverzahnung mit einer Zähnezahl Z1 angeordnet. Zahnkammern sind radial zwischen der Stator-Innenverzahnung und der Kreiskolben-Außenverzahnung angeordnet und werden von der Stator-Innenverzahnung und der Kreiskolben-Außenverzahnung in radiale Richtung radial begrenzt und im Wesentlichen durch den Eingriff dieser Verzahnungen abgedichtet.
Über ein scheibenförmiges Drehventil, das zur Welle und zum Stator zentrisch laufend gelagert ist, erfolgt die Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid. In anderen Worten ist das Drehventil drehbar um die zentrische, sich längs mittig der Welle erstreckenden geometrischen Wellenachse gelagert. Das Drehventil selbst führt also keine Orbitbewegung durch, sondern rotiert um die Wellenachse.
Mittels des Drehventils ist über im Wesentlichen radial im Drehventil angeordnete Druckfenster die Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid durch Rotation des Drehventils derart kommutierend steuerbar, dass das Arbeitsfluid von dem Druckanschluss in einen ersten Teil der Zahnkammern mit dem Arbeitsdruck hinein und aus einem zweiten Teil der Zahnkammern zu einem Niederdruckanschluss heraus geleitet wird, so dass der Arbeitsdruck in dem ersten Teil der Zahnkammern zu einer Orbitbewegung des Kreiskolbens führt und das Arbeitsfluid aus dem zweiten Teil der Zahnkammern verdrängt, wodurch die Welle in Rotation versetzt wird, und umgekehrt.
In anderen Worten ist das scheibenförmige Drehventil um die Wellenachse zentrisch drehbar und zur Welle und zum Stator zentrisch laufend gelagert. Das scheibenförmige Drehventil ist zur kommutierenden Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid zum Hineinleiten von Arbeitsfluid in einen ersten Teil der Zahnkammern mit dem Arbeitsdruck und zum Hinausleiten des Arbeitsfluids aus einem zweiten Teil der Zahnkammern zur Erzeugung des Abtriebs ausgebildet und mit den Zahnkammern verbunden.
Die Welle wird von Radiallagern, insbesondere Wälzlagern gelagert. Auf einer Wellen-Abtriebsseite der Welle ist ein Hauptlager angeordnet. Auf einer Wellen-Gegenseite, die sich am anderen Ende der Welle - der Wellen-Abtriebsseite gegenüberliegend - befindet, ist ein Nebenlager angeordnet. Das Hauptlager und/oder das Nebenlager sind insbesondere als Radiallager, als Wälzlager, als Rollenlager oder vorzugsweise als Kegelrollenlager, insbesondere in X-Anordnung, ausgebildet.
Aufgrund des genannten Aufbaus der hydrostatischen Kreiskolbenmaschine kann eine durchgehende Welle mit großen Wellendurchmessern und hoher Torsionsfestigkeit eingesetzt werden. Somit ist es möglich, beide Wellenenden einem hohen Drehmomentfluss auszusetzen und beispielsweise beide Wellenenden als Abtrieb, oder ein Wellenende als Abtrieb und das andere Wellenende zum Anschluss einer Bremse oder eines zweiten Antriebs zu verwenden, wodurch die gesamte Antriebseinheit kompakt gestaltet werden kann.
Um das scheibenförmige Drehventil axial gegen Leckage des Arbeitsfluids abzudichten und es mit seinen Druckfenstern mit ausreichendem Druck insbesondere gegen die Steuerplatte mit ihren Fenstern, die über Steuerplatten-Kanäle zu den Zahnkammern führen, zu drücken, ist vorzugsweise ein drehfester hydrostatischer axialer Ausgleichskolben für eine axiale Spielfreiheit des scheibenförmigen Drehventils vorgesehen, der axial auf das Drehventil wirkt. Der axiale Ausgleichskolben ist rings um die Welle angeordnet.
Die hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine hat ein Gehäuse, das sich logisch, also bezüglich einzelner Funktionsabschnitte, in mehrere Teile unterteilt. Diese Teile sind nicht notwendigerweise als getrennte oder trennbare Stücke zu verstehen, sondern als logische Abschnitte. So ist es möglich, mehrere Teile einstückig oder einzelne Teile mehrstückig auszubilden. In einer bevorzugten Ausführungsform sind die einzelnen Gehäuseteile allerdings jeweils als ein trennbares Gehäusestück ausgebildet.
Das Gehäuse gliedert sich zumindest in einen abtriebseitigen Gehäuseteil, einen Ein- und Auslassgehäuseteil und einen in axialer Richtung, also entlang der Wellenachse, gesehen axial dazwischen liegenden Leistungsteil, sowie insbesondere eine axial zwischen dem Ein- und Auslassgehäuseteil und dem Leistungsteil angeordnete Steuerplatte.
Der abtriebseitige Gehäuseteil umfasst das Hauptlager. Das Hauptlager ist radial zwischen dem abtriebseitigen Gehäuseteil und der Wellen-Abtriebsseite der Welle angeordnet. Aus dem abtriebseitigen Gehäuseteil sind die Wellen-Abtriebsseite der Welle und das dortige Wellenende aus dem Gehäuse hinausgeführt.
In axialer Richtung gesehen auf der dem abtriebseitigen Gehäuseteil gegenüberliegenden Seite des Gehäuses befindet sich der Ein- und Auslassgehäuseteil. Dieser dient zur Verund Entsorgung des Leistungsteils mit dem Arbeitsfluid, wobei das Arbeitsfluid mit einem Arbeitsdruck über einen Druckanschluss, der als Eingang dient, der Kreiskolbenmaschine zugeführt werden kann. Der Ein- und Auslassgehäuseteil umfasst das scheibenförmige Drehventil, welches darin um die Wellenachse drehbar gelagert ist. Zudem umfasst das Ein- und Auslassgehäuseteil Anschlüsse und Kanäle, die zur Ver- und Entsorgung des scheibenförmigen Drehventils mit dem Arbeitsfluid ausgebildete sind. Ausserdem umfasst das Ein- und Auslassgehäuseteil insbesondere den Ausgleichskolben.
Der in axialer Richtung gesehen zwischen dem abtriebseitigen Gehäuseteil und dem Ein- und Auslassgehäuseteil angeordnete Leistungsteil wirkt als Antrieb der Maschine um umfasst den Stator, den Kreiskolben, die Zahnkammern und die Wellen-Außenverzahnung.
Die Steuerplatte umfasst Fenster und Steuerplatten-Kanäle, um das Arbeitsfluids im Wesentlichen in axiale Richtung vom scheibenförmigen Drehventil zu den Zahnkammern zu führen.
Vorzugsweise sind die Gehäuseteile mittels sich axial erstreckender Schrauben miteinander verspannt.
Erfindungsgemäss sind das Nebenlager im Ein- und Auslassgehäuseteil und das scheibenförmige Drehventil in axialer Richtung gesehen zwischen dem Leistungsteil und dem Nebenlager angeordnet. Axial zwischen dem Hauptlager und dem Nebenlager befinden sich also der Leistungsteil und das Drehventil, sowie insbesondere der hydrostatische axiale Ausgleichkolben, sowie eine becherförmige Hülse.
Diese becherförmige Hülse, welche im Folgenden auch als Taumelhülse bezeichnet wird, ist radial um die Welle herum angeordnet und erstreckt sich von dieser radial beabstandet in axiale Richtung. Die becherförmige Hülse umgibt die Wellenachse und die Welle taumelnd, da sie einenende um die Wellenachse drehbar, anderenend um die Kreiskolbenachse drehbar gelagert ist. Die Hülse erstreckt sich in axialer Richtung gesehen zwischen dem Leistungsteil und dem Ein- und Auslassgehäuseteil im Gehäuse und ist insbesondere durch die Steuerplatte frei beweglich hindurchgeführt.
Die Hülse weist eine erste Hülsen-Außenverzahnung und eine zweite Hülsen-Außenverzahnung auf. Die erste Hülsen-Außenverzahnung greift mit einer Zähnezahl Z5 auf der Seite des Leistungsteils in die Kreiskolben-Innenverzahnung ein und kämmt diese. Vorzugsweise ist die Zähnezahl Z5 der ersten Hülsen-Außenverzahnung gleich der Zähnezahl Z2 der Kreiskolben-Innenverzahnung. Die zweite Hülsen-Außenverzahnung greift mit einer Zähnezahl Z6 auf der Seite des Ein- und Auslassgehäuseteils in eine Drehventil-Innenverzahnung des Drehventils ein und kämmt diese, wobei die Drehventil-Innenverzahnung die Zähnezahl Z7 hat. Vorzugsweise ist die Zähnezahl Z6 der zweiten Hülsen-Außenverzahnung gleich der Zähnezahl Z7 der Drehventil-Innenverzahnung.
Die Hülse und deren Verzahnungen sind zur taumelnden 1:1 Drehkopplung zwischen dem Kreiskolben und dem scheibenförmigen Drehventil ausgebildet und ermöglicht, das Drehventil mit der Drehzahl des Kreiskolbens, welcher sich jedoch in Bezug zum Drehventil um eine andere, im Raum kreisende Achse - der Kreiskolbenachse - dreht, anzutreiben.
Vorzugsweise ist die Zähnezahldifferenz zwischen der Zähnezahl Z2 und der Zähnezahl Z1 gleich 2. Somit ergibt Z2 minus Z1 gleich 2.
Die becherförmige Hülse kann zylindrisch oder kegelförmig ausgebildet sein, jedoch auch jede beliebige andere Form haben, welche die Welle zumindest teilweise umgibt und einenends die genannte erste Hülsen-Außenverzahnung und anderenends die genannte zweite Hülsen-Außenverzahnung hat. Beispielsweise kann die becherförmige Hülse auch eine Gitterstruktur aufweisen.
In einer bevorzugten Ausführung, welche im Folgenden noch genauer erläutert wird, weist die Zähnezahl Z3 zu der Zähnezahl Z4 die Werte 10:11 oder 11:12 oder 12:13 auf, und/oder die Zähnezahl Z1 weist zu der Zähnezahl Z2 die Werte 15:17 oder 16:18 oder 17:19 auf. Vorzugsweise weist die Zähnezahl Z3 zu der Zähnezahl Z4 den Wert 11:12 und die Zähnezahl Z1 zu der Zähnezahl Z2 den Wert 16:18 auf.
In einer Weiterbildung ist der hydrostatische axiale Ausgleichkolben in axialer Richtung gesehen zwischen dem scheibenförmigen Drehventil und dem Nebenlager im Ein- und Auslassgehäuseteil angeordnet.
Bei hohen Arbeitsdrücken ist der volumetrische Wirkungsgrad stets eine bedeutende Größe, da er den Gesamtwirkungsgrad maßgeblich beeinflusst. Die Einflussgrößen auf den volumetrischen Wirkungsgrad sind unter anderen die axialen Leckspalte des Kreiskolbens zu den Seitenwänden. Wird beispielsweise konstruktiv das axiale Laufspiel zu klein gewählt, läuft die Maschine Gefahr, dass der Kreiskolben bei höherer Temperatur axial klemmt, sodass Fressgefahr besteht und gleichzeitig der mechanische Wirkungsgrad abfällt. Wünschenswert ist somit eine Nachgiebigkeit zumindest einer Seitenwand im Maschinengehäuse. Diese Nachgiebigkeit hätte aber ohne besondere Maßnahmen zur Folge, dass die inneren hydraulischen Axialkräfte das Axialspiel wieder vergrößern wegen der kleineren Steifigkeit dieser Seitenwand.
Erfindungsgemäß wird daher vorgeschlagen, dass in axialer Richtung gesehen zwischen dem Leistungsteil und dem Ein- und Auslassgehäuseteil, benachbart und angrenzend zum Leistungsteil, eine Steuerplatte - mit Fenstern und Steuerplatten-Kanälen zwischen den Zahnkammern und dem scheibenförmiges Drehventil - zur Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid angeordnet ist, und diese Steuerplatte nachgiebig ausgestaltet ist. Letztes wird insbesondere dadurch erreicht, dass die Dicke in axialer Richtung der Steuerplatte und/oder deren Material derart sind, dass das axiale Laufspiel des Kreiskolbens zwischen dem abtriebseitigen Gehäuseteil und dem Ein- und Auslassgehäuseteil sich mit zunehmendem Arbeitsdruck des Arbeitsfluids verringert oder gleich bleibt.
Die Erfindung sieht also vor, diese Steuerplatte wesentlich dünner zu machen wegen der erforderlichen axialen Nachgiebigkeit, sie jedoch auf der Gegenseite mit ausreichend großen hydraulischen Kompensationsflächen zu stützen. Diese sind dann vorhanden, wenn die axialwirkenden Ausgleichsflächen am Drehventil groß genug sind. Entsprechend sollte dann auch die Kompensationsfläche des Ausgleichskolbens eine überkompensierte Größe haben. Wenn diese hydraulischen Ausgleichsflächen an der Steuerplatte mit ausreichendem Maße überkompensiert sind, z.B. um 10 bis 15%, besteht die Möglichkeit, dass mit zunehmendem Arbeitsdruck das Axialspiel des Kreiskolbens zwischen seinen Seitenwänden kleiner wird. Da der axiale Leckstrom nach dem Gesetz von Hagen-Poiseuille mit der dritten Potenz der Leckspaltverkleinerung abnimmt, kann dadurch besonders bei hohem Arbeitsdruck der volumetrische Wirkungsgrad verbessert werden.
Die Nachgiebigkeit der Steuerplatte kann auch durch die Auswahl des dafür verwendeten Materials beeinflusst werden. Beliebt sind in solchen Fällen Gleitlagermaterialien, z.B. Bleibronze oder Messinglegierungen. Es kommen auch hochfeste Aluminium-Gleitlager-Legierungen infrage. Diese haben dann gleichzeitig den großen Vorteil, dass Notlaufeigenschaften die Gleitbedingungen wesentlich verbessern. Der wesentlich niedrigere Elastizitätsmodul dieser Materialien erhöht ihre oben erwähnte Nachgiebigkeit.
Besonders wirksam kann die Nachgiebigkeit der Steuerplatte durch die Auswahl der Dicke der Platte beeinflusst werden. Nach der Theorie der Platten und Schalen ist die Plattensteifigkeit proportional der dritten Potenz der Plattendicke, umgekehrt proportional dem Elastizitätsmodul des Plattenmaterials. Somit kann verhältnismäßig leicht die Durchbiegung der am Rande eingespannten Kreisringplatte berechnet werden, sofern die Differenzkraft bekannt ist. Wichtig ist dabei die Durchbiegung am inneren Rand der Kreisringplatte, um die es sich hier handelt.
Wegen des großen Abstandes der Kegelrollenlager ist dieses Konzept prädestiniert für eine Ausführung als hydrostatischer Radmotor, da das abtriebseitige Kegelrollen-Hauptlager mit seiner großen Tragzahl zu der vom Kreiskolben herrührenden Zahnkraft auf die Wellenaußenverzahnung noch die Radlast aufnehmen muss. Die Wellen-Abtriebsseite der Welle ist daher in einer vorteilhaften Ausführungsform als Konus ausgebildet zur Befestigung eines Radflansches mittels einer Axialmutter zur Bildung eines kompakten Radmotors.
In einer vorteilhaften Ausführungsform wird die Stator-Innenverzahnung durch drehbare, insbesondere kreiszylindrische Rollen gebildet, was zu weiter erhöhter Druckleistung und exzellenter Lebensdauer führt und wodurch der Anfahrwirkungsgrad sowie auch der mechanisch-hydraulische Wirkungsgrad erheblich gesteigert werden können.
Weiters ist die Wellen-Außenverzahnung der Welle in einer Weiterbildung konisch mit kleinerem Durchmesser-Betrag in axialer Richtung gesehen an ihrer Wellen-Abtriebsseite ausgebildet, wie in den Ausführungsbeispielen näher erläutert.
Außerdem sieht ein Erfindungsaspekt vor, dass am Zahnkopf der Wellen-Außenverzahnung eine Zahnkopfkürzung vorgesehen ist, indem rechnerisch an den Stellen und des Zahnkopfs, an denen die Verzahnungen außer Eingriff kommen, der Zahnflankenradius größer vorgesehen ist als an der Stelle des tiefsten Zahneingriffs, worauf ebenfalls in den Ausführungsbeispielen näher eingegangen wird.
Wegen der insbesondere axialen Dimension besonders kompakten Bauweise der erfindungsgemäßen Kreiskolbenmaschine besteht die Möglichkeit, zwei Maschinen axial drehmomentwirksam zu koppeln, ohne dass die Einheit übermäßig lang wird. Der Vorteil einer solchen Anordnung liegt darin, dass mittels einer verhältnismäßig einfachen Schieber-Ventilsteuerung ein zwei- bis dreistufiger Hydromotor entsteht. Bei der Anwendung als Antrieb einer hydrostatischen Seilwinde in Hebezeugen kann zum Beispiel die Leerhaken-Geschwindigkeit erhöht werden. Bei der Anwendung als Antrieb für ein hydrostatisches Mobilfahrzeug kann dadurch die Fahrzeuggeschwindigkeit bei Leerfahrt erhöht werden. In beiden Fällen ist dadurch eine Zeitersparnis erzielbar, sodass die Hydraulikölmenge der Lieferpumpe konstant gehalten werden kann. Hierbei ist ohne großen konstruktiven Aufwand eine Spreizung der Abtriebsdrehzahl der Kreiskolbenmaschine bis zum Faktor 3 möglich.
Daher umfasst eine Weiterbildung der Erfindung eine hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine in Form einer Zahnrad-Doppelkreiskolben-Maschine, welche sich aus zwei miteinander gekoppelten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschinen zusammensetzt. Diese zwei hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschinen entsprechen jeweils einer der erfindungsgemäßen hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschinen. Die Wellen-Gegenseite der Welle der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine ist mit der Wellen-Gegenseite der Welle der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine axial - insbesondere mittels einer Muffe - gekoppelt und drehmomentwirksam verbunden. Die erste hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine und die zweite hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine weisen insbesondere unterschiedliche Schluckmengen, insbesondere unterschiedlich dimensionierte Zahnkammern auf. Insbesondere sind eine erste Zahnwellen-Zahnnaben-Verzahnung auf der Wellen-Gegenseite der Welle der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine und eine entsprechende zweite Zahnwellen-Zahnnaben-Verzahnung der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine jeweils mit der Muffe drehmomentwirksam verbunden. Diese Muffe ist insbesondere radial durch ein gemeinsames Wälzlager im Ein- und Auslassgehäuseteil der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine und im Ein- und Auslassgehäuseteil der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine gelagert. Hierbei ist das Wälzlager als Zentrierung der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine mit der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine ausgebildet.
Die erfindungsgemäße hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine wird nachfolgend anhand von in den Zeichnungen schematisch dargestellten konkreten Ausführungsbeispielen rein beispielhaft näher beschrieben, wobei auch auf weitere Vorteile der Erfindung eingegangen wird.
Im Einzelnen zeigen:

Figur 1: einen Längsschnitt durch eine erste Ausführungsform der hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine;
Figur 2: einen Querschnitt durch den Leistungsteil der hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach Figur 1;
Figur 3: eine Tabelle mit unterschiedlichen Zähnezahlverhältnissen;
Figur 4: einen Längsschnitt durch eine als Radmotor ausgebildete zweite Ausführungsform der Erfindung; und
Figur 5: einen Längsschnitt durch eine als Zahnrad-Doppelkreiskolben-Maschine ausgebildete dritte Ausführungsform der Erfindung.

Figur 1 zeigt einen Längsschnitt durch eine erste Ausführungsform der hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine, während die Figur 2 einen Querschnitt durch den Leistungsteil dieser Maschine zeigt. Die beiden Figuren 1 und 2 werden im Folgenden gemeinsam beschrieben.
Die hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip besitzt einen mit einer Stator-Innenverzahnung 1 versehenen zentrischen, feststehenden Stator 2 mit der Zähnezahl Z4 gleich 12, sowie einem innerhalb des Stators 2, zum Ausführen einer um eine Exzentrizität e kreisenden Orbitbewegung, exzentrisch angeordneten Kreiskolben 4, der eine teilweise in die Stator-Innenverzahnung 1 eingreifende Kreiskolben-Außenverzahnung 3 mit einer Zähnezahl Z3 gleich 11 hat. Die Zähnezahldifferenz zwischen der Zähnezahl Z4 gleich 12 und der Zähnezahl Z3 gleich 11 beträgt 1, wie in Figur 2 ersichtlich. Die Stator-Innenverzahnung 1 ist als drehbare Rollen ausgebildet.
Im Innern des Kreiskolbens 4 ist eine Kreiskolben-Innenverzahnung 5 mit einer Zähnezahl Z2 ausgeformt. Eine Welle 6 ist zum Stator 2 zentrisch angeordnet und um eine geometrische Wellenachse 52 drehbar in einem Kegelrollen-Hauptlager 9 und einem Kegelrollen-Nebenlager 11 gelagert. Auf der Welle 6 ist eine Wellen-Außenverzahnung 7 mit einer Zähnezahl Z1 ausgeformt, die teilweise in die Kreiskolben-Innenverzahnung 5 eingreift. Die geometrische Wellenachse 52 ist somit auch die geometrische Achse der Wellen-Außenverzahnung 7, des Stators 2 und der Stator-Innenverzahnung 1. Die Zähnezahldifferenz zwischen der Zähnezahl Z2 und der Zähnezahl Z1 beträgt 2.
Die durch die Zähnezahldifferenz zwischen der Zähnezahl Z4 und der Zähnezahl Z3 gebildeten Zahnkammern 53a, 53b zwischen der Stator-Innenverzahnung 1 und der Kreiskolben-Außenverzahnung 3 werden radial von der Stator-Innenverzahnung 1 und der Kreiskolben-Außenverzahnung 3, wie in Figur 2 gezeigt, und axial von einer abtriebsseitigen Wand 58 sowie gegenüberliegend von einer Steuerplatte 25, wie in Figur 1 gezeigt, im wesentlichen abgedichtet begrenzt.
Der Stator 2, der Kreiskolben 4, die Zahnkammern 53a, 53b und die Wellen-Außenverzahnung 7 bilden den als Antrieb wirkenden Leistungsteil 51 des Gehäuses 24.
Auf einer Wellen-Abtriebsseite 8 der Welle 6 ist das Kegelrollen-Hauptlager 9 angeordnet, während sich auf einer der Wellen-Abtriebsseite 8 am anderen Ende der Welle 6 gegenüberliegenden Wellen-Gegenseite 55 das Kegelrollen-Nebenlager 11 befindet.
In Figur 1 wird die äußerst stabile Ausbildung der Welle 6 gezeigt, wobei das abtriebseitige Kegelrollen-Hauptlager 9 mit besonders hoher Tragzahl ausgewählt ist. Dieses ist sehr nahe am Zahneingriff zwischen dem Kreiskolben 4 und der Wellen-Außenverzahnung 7 der Welle 6 angeordnet für eine möglichst kleine Durchbiegung der Welle 6 durch die Zahnkraft, da das Kegelrollen-Nebenlager 11 im äußerst möglichen Abstand davon platziert ist. Bei maximalem Arbeitsdruck sollte an der Stelle des Zahneingriffs der Betrag der Wellendurchbiegung den Wert von 15 bis 20 Mikrometer nicht überschreiten. Damit bei Höchstdruck des Arbeitsfluids kein Kantenträger entsteht zwischen der Kreiskolben-Innenverzahnung 5 des Kreiskolbens 4 und der Wellen-Außenverzahnung 7 der Welle 6 infolge der Durchbiegung der Welle 6, besteht erfindungsgemäß die Möglichkeit, dass die Wellen-Außenverzahnung 7 leicht konisch geschliffen ist mit etwas kleinerem Durchmesser-Betrag in axialer Richtung gesehen an ihrer Abtriebsseite in Richtung der Wellen-Abtriebsseite 8.
Rechts in Figur 1 gezeigt befindet sich ein Ein- und Auslassgehäuseteil 54 des Gehäuses 24, welches einem abtriebseitigen Gehäuseteil 10, links in Figur 1, in axialer Richtung gesehen gegenüberliegt. Das Ein- und Auslassgehäuseteil 54 beinhaltet ein scheibenförmiges Drehventil 12 sowie Anschlüsse 21 und 22 und Kanäle 56 zur Ver- und Entsorgung des scheibenförmigen Drehventils 12 mit Arbeitsfluid.
Das scheibenförmige Drehventil 12 ist um die Wellenachse 52 zentrisch drehbar und zur Welle 6 und zum Stator 2 zentrisch laufend im Ein- und Auslassgehäuseteil 54 zwischen dem Leistungsteil 51 und dem Kegelrollen-Nebenlager 11 gelagert und dient zur kommutierenden Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern 53a, 53b mit dem Arbeitsfluid zum Hineinleiten von Arbeitsfluid in einen ersten Teil 53a der Zahnkammern mit einem Arbeitsdruck und zum Hinausleiten des Arbeitsfluids aus einem zweiten Teil 53b der Zahnkammern zur Erzeugung des Abtriebs.
In anderen Worten ist das Drehventil 12 zur Verbindung eines ersten Teils 53a der kreisenden Zahnkammern mit einem der beiden Anschlüsse 21 und 22 zur Versorgung dieser Zahnkammern 53a mit dem unter Arbeitsdruck stehenden Arbeitsfluid und eines zweiten Teils 53b der kreisenden Zahnkammern mit dem anderen der beiden Anschlüsse 21 und 22 zur Ableistung des Arbeitsfluids aus diesen Zahnkammern 53b ausgebildet und mit den Zahnkammern 53a, 53b entsprechend über die Kanäle 56 verbunden.
Ebenfalls im Ein- und Auslassgehäuseteil 54 angeordnet ist ein hydrostatischer axialen Ausgleichkolben 17 für eine axiale Spielfreiheit des scheibenförmigen Drehventils 12.
In axialer Richtung gesehen zwischen dem Leistungsteil 51 und dem Ein- und Auslassgehäuseteil 54 ist die Steuerplatte 25 angeordnet. Diese Steuerplatte 25 weist Fenster 26 und Steuerplatten-Kanäle 57 zwischen den Zahnkammern 53a, 53b und den im scheibenförmigen Drehventil 12 ausgeformten Druckfenstern 27 zur Ver- und Entsorgung der Zahnkammern 53a, 53b mit dem Arbeitsfluid auf.
Die Dicke d in axialer Richtung der Steuerplatte 25 und deren Material sind derart, dass das axiale Laufspiel des Kreiskolbens 4 zwischen dem abtriebseitigen Gehäuseteil 10 und dem Ein- und Auslassgehäuseteil 54 sich mit zunehmendem Arbeitsdruck des Arbeitsfluid verringert oder gleich bleibt.
Wie im Figur 1 gezeigt, ist das Kegelrollen-Hauptlager 9 im abtriebseitigen Gehäuseteil 10, aus welchem die Wellen-Abtriebsseite 8 der Welle 6 aus dem Gehäuse 24 hinausgeführt ist, angeordnet, während sich das Kegelrollen-Nebenlager 11 im Ein- und Auslassgehäuseteil 54 befindet.
In axialer Richtung gesehen zwischen dem abtriebseitigen Gehäuseteil 10 und der Steuerplatte 25 ist das als Antrieb wirkende Leistungsteil 51 mit dem Stator 2, dem Kreiskolben 4, den Zahnkammern 53a, 53b und der Wellen-Außenverzahnung 7 angeordnet.
Um das um die Wellenachse 52 drehbare Drehventil 12 mit der Drehzahl des um die Kreiskolbenachse 50 drehbaren Kreiskolbens 4 - trotz Versatzes der Drehachsen um die Exzentrizität e - antreiben zu können, ist eine becherförmige Hülse 13 zwischen dem Kreiskolben 4 und dem Drehventil 12 angeordnet. Die becherförmige Hülse 13 umgibt die Welle 6 radial beabstandet und taumelt bei Rotation des Kreiskolbens 4 um die Wellenachse 52. Wie in Figur 1 gezeigt erstreckt sie sich in axialer Richtung gesehen zwischen dem Leistungsteil 51 und dem Ein- und Auslassgehäuseteil 54 im Gehäuse 24 und ist durch eine entsprechende Aussparung in der Steuerplatte 25 hindurchgeführt. Die Taumelhülse 13 hat eine erste Hülsen-Außenverzahnung 14 mit einer Zähnezahl Z5 auf der Seite des Leistungsteils 51, also in Richtung zur Abtriebsseite, und eine zweite Hülsen-Außenverzahnung 15 mit einer Zähnezahl Z6 auf der Seite des Ein- und Auslassgehäuseteils 54, also in Richtung entgegen zur Abtriebsseite. Die erste Hülsen-Außenverzahnung 14 kämmt mit der Kreiskolben-Innenverzahnung 5, deren Zähnezahl Z2 gleich der Zähnezahl Z5 ist. Die zweite Hülsen-Außenverzahnung 15 kämmt mit einer Drehventil-Innenverzahnung 16 mit einer der Zähnezahl Z6 entsprechenden Zähnezahl Z7 des Drehventils 12. Somit wird eine taumelnden 1:1 Drehkopplung zwischen dem Kreiskolben 4 und dem scheibenförmigen Drehventil 12 erzielt.
Im gezeigten Ausführungsbeispiel führt die becherartige Taumelhülse 13 bei der Orbitbewegung des Kreiskolbens 4 eine Taumelbewegung mit einem Taumelwinkel von ca. 5,5 Grad aus. Die Zahnspiele bei den Zähnen der erste Hülsen-Außenverzahnung 14 und der Kreiskolben-Innenverzahnung 5 und zwischen den Zähnen der zweite Hülsen-Außenverzahnung 15 und der Drehventil-Innenverzahnung 16 sollten vorzugsweise so klein wie möglich sein für eine exakte kommutierende Steuerung des Leistungsteils aus der Kreiskolben-Außenverzahnung 3 und der Stator-Innenverzahnung 1. Deshalb sind die Zähne der erste Hülsen-Außenverzahnung 14, der zweite Hülsen-Außenverzahnung 15 und der Drehventil-Innenverzahnung 16 sehr schmal ausgeführt.
Damit das Reibungs-Verlustmoment des Drehventils 12 so klein wie möglich ist, sollten zwischen den Fenstern 26 der Steuerplatte 25 in Umfangsrichtung gesehen noch Blindvertiefungen vorgesehen werden. Die Anordnungen dieser Fenster 26 der Steuerplatte 25 und der Druckfenster 27 des Drehventils 12 sind in der Zeichnung vereinfacht gezeigt und dem Fachmann allgemein bekannt.
Die Stator-Innenverzahnung 1 und die Kreiskolben-Außenverzahnung 3 des Gerotorsatzes und die Kreiskolben-Innenverzahnung 5 und Wellen-Außenverzahnung 7 des Innengetriebes zwischen der Welle 6 und dem Kreiskolben 4 sind in Figur 2 dargestellt. Da für beide Innengetriebe ein und dieselbe Exzentrizität e, also der selbe Achsabstand zwischen der Wellenachse 52 und der Kreiskolbenachse 50 gelten muss, ist bei dem Wellen-Exzenter-Innengetriebe die Zähnezahldifferenz gleich zwei. Damit das Schluckvolumen der Maschine und der Wellendurchmesser so groß wie möglich sind, werden die Zähnezahlen ebenfalls groß gewählt.
Die Zahnteilung und dementsprechend der Modul der Zähne richten sich nach dem Betrag der Exzentrizität e des gesamten Laufsatzes, die zugleich für beide Innengetriebe den Achsabstand bedeutet. Die Auslegung des Innengetriebes zwischen der Welle 6 und dem Kreiskolben 4 hat wesentlichen Einfluss auf das Schluckvolumen pro Wellenumdrehung und somit auf die hydraulische Leistung der Maschine.
Figur 3 zeigt eine Tabelle, die diese Verhältnisse deutlich macht. Die wesentliche Größe für das Schluckvolumen ist die so genannte Förderfläche Ao der Rotorverzahnung zwischen der Kreiskolben-Außenverzahnung 3 und der Stator-Innenverzahnung 1. Bei der Berechnung geht man vom sogenannten Standgetriebe aus, bei dem die Achsabstandslinie bzw. die Exzentrizität e im Raume stillsteht. In diesem Bewegungszustand laufen die Rotoren nicht als Kreiskolbengetriebe sondern als Drehkolbengetriebe. Dabei drehen sich beide Räder um ihre eigenen Mittelpunkte und bilden eine normale Innen-Zahnradmaschine.
Mit ausreichender Genauigkeit errechnet sich dann die Grundförderfläche Ao (Fördermenge pro cm Breite der Läufer) pro Umdrehung des Innenläufers (später Kreiskolben) nach der Formel: $Ao = (Pi / 4) \cdot [Dk 1^{2} - {(Dk 2 - 2 e)}^{2}] [{cm}^{2}]$
dabei bedeuten

Dk1 der Kopfkreisdurchmesser des Innenläufers,
Dk2 der Kopfkreisdurchmesser des Außenläufers,
e der Achsabstand oder die Exzentrizität des Getriebes.

Wie man sieht ist Ao unabhängig von den Zähnezahlen. Für eine Vergleichsuntersuchung des Schluckvolumens geht man davon aus, dass der Außendurchmesser der Maschine in jedem Falle gleich ist, somit auch die Grundförderfläche Ao.
Im Falle der Kreiskolbenmaschine steht der Außenläufer (nunmehr als Stator 2 bezeichnet) im Raume still, der Innenläufer wird zum Kreiskolben 4 und beschreibt eine "Orbit"-Bewegung um den Wellenmittelpunk mit dem Abstand e. Der Kreiskolben 4 dreht sich weiterhin in positiver Richtung, ebenso die Welle 6. Die Exzentrizität e jedoch dreht sich in entgegen gesetzter Drehrichtung, also mit negativer Drehzahl. Dann sind die Drehzahlverhältnisse nach den Gesetzen der Umlaufgetriebe: $Ne / Nk = (- Z 3 / 1);$
$Nw / Nk = [Z 4 \cdot (Z 2 / Z 1) - Z 3] / [Z 4 - Z 3]$
Dabei bedeuten

Z1 die Zähnezahl der Wellen-Außenverzahnung 7,
Z2 die Zähnezahl der Kreiskolben-Innenverzahnung 5,
Z3 die Zähnezahl der Kreiskolben-Außenverzahnung 3,
Z4 die Zähnezahl der Stator-Innenverzahnung 1,
Ne die Drehzahl der Exzentrizität e (negativ),
Nk die Drehzahl des Kreiskolbens 4 (positiv),
Nw die Drehzahl der Welle 6 (positiv).

Bei dieser Kreiskolbenbewegung erhöht sich die Förderfläche Ak pro Kreiskolbenumdrehung dramatisch nach der Formel: $Ak = [- (Ne / Nk) + 1] \cdot Ao = (Z 3 + 1) \cdot Ao$

bei Z4-Z3 = 1
Ak = Z4·Ao

Da sich die Welle 6 schneller dreht als der Kreiskolben 4, ist die Förderfläche Aw der Maschine pro Umdrehung der Welle 6: $Aw = [Ak / (Nw / Nk)] \cdot Ao = \{[Z 3 + 1] / [Nw / Nk]\} \cdot Ao$
In der Tabelle gemäß der Figur 3 sind drei verschiedene Auslegungen des Gerotorsatzes Z3/Z4 und drei verschiedene Auslegungen des Kreiskolben-Innengetriebes Z1/Z2 angenommen, sodass sich 9 verschiedene Ergebnisse für die Wellenförderfläche Aw pro Wellenumdrehung ergeben, die in der letzten Spalte der Tabelle angegeben sind. Wie man sieht, steigen die Werte für Aw mit zunehmender Zähnezahl der Wellen-Außenverzahnung 7.
Somit ist das gesamte Schluckvolumen der Maschinen pro Wellenumdrehung: $qw = Aw \cdot B, wenn B die Breite des Laufsatzes ist .$
Die in der Tabelle in Figur 3 eingerahmte Auslegung entspricht der Darstellung in den Figuren.
Die kleine Zähnezahldifferenz von nur zwei Zähnen zwischen der Kreiskolben-Innenverzahnung 5 und der Wellen-Außenverzahnung 7 können an den Stellen 28 und 29 des Zahnkopfes des Wellen-Außenverzahnung 7, an denen die Verzahnungen außer Eingriff kommen, Zahnkopfeingriffstörungen auftreten (Figur 2). Um diese zu vermeiden, ist es deshalb zweckmäßig, dass an diesen Stellen des Zahnkopfs der Wellen-Außenverzahnung 7 eine Zahnkopfkürzung vorgesehen ist. Diese kann in einfacher Weise dadurch geschehen, dass im Berechnungsprogramm für die Zahnform der Wellen-Außenverzahnung 7 an diesen Stellen rechnerisch der Zahnflankenradius 30 der Kreiskolben-Innenverzahnung 5 etwas größer gerechnet wird als an der Stelle des tiefsten Zahneingriffs 31. Man sorgt hier für einen kontinuierlichen Übergang dieses Zahnflankenradius 30 von der Stelle tiefsten Zahneingriffs 31 zu den Stellen 28 und 29, an denen die Kreiskolben-Innenverzahnung 5 außer Eingriff kommt.
Figur 4 zeigt einen Längsschnitt durch eine als Radmotor ausgebildete zweite Ausführungsform der Erfindung als besonders kompakte Konstruktion.
Diese zweite Aufführungsform unterscheidet sich insbesondere dadurch von der ersten Ausführungsform, dass die Wellen-Abtriebsseite 8 der Welle 6 als Konus 37 ausgebildet ist und auf diesem Konus 37 ein Radflansch 18 mittels einer Axialmutter 19 zur Bildung eines kompakten Radmotors befestigt ist.
Figur 5 zeigt einen Längsschnitt durch eine als Zahnrad-Doppelkreiskolben-Maschine ausgebildete dritte Ausführungsform der Erfindung. Diese zwei- bis dreistufige hydrostatische Kreiskolbenmaschine ist eine Kombination einer ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine 40 mit großer Schluckmenge pro Umdrehung und einer zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine 41 mit kleinerer Schluckmenge pro Umdrehung. Die erste und die zweite hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine 40 bzw. 41 entsprechen bezüglich ihrer wesentlichen Merkmale jeweils der eingangs beschriebenen erfindungsgemäßen hydrostatischen Kreiskolbenmaschine, jedoch haben sie unterschiedlich große Zahnkammern 53a, 53b mit unterschiedlicher axialer Erstreckung, wie in Figur 5 gezeigt.
Die jeweiligen Wellen-Gegenseiten 55 der Wellen 6 beider Maschinen 40 und 41 sind drehmomentwirksam über eine Muffe 42 über Zahnwellen-Zahnnaben-Verzahnungen 43a und 43b miteinander verbunden, wobei die Muffe 42 radial durch ein gemeinsames Wälzlager 44 im Ein- und Auslassgehäuseteil 54 der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine 40 und im Ein- und Auslassgehäuseteil 54 der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine 41 gelagert ist. Das Wälzlager 44 dient dabei in vorteilhafter Weise als Zentrierung der beiden Maschinen 40 und 41. Mittels der Schrauben 46 sind beide Einheiten in axialer Richtung verschraubt.
Wie man der Zeichnung entnehmen kann, entspricht die Länge dieser mehrstufigen hydrostatischen Kreiskolbenmaschine nur etwa dem doppelten Durchmesser.

Claims

Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach dem Orbitprinzip mit
• einem mit einer Stator-Innenverzahnung (1) versehenen zentrischen, feststehenden Stator (2) mit der Zähnezahl Z4,

• einem innerhalb des Stators (2), zum Ausführen einer um eine Exzentrizität (e) kreisenden Orbitbewegung, exzentrisch angeordneten Kreiskolben (4), der eine teilweise in die Stator-Innenverzahnung (1) eingreifende Kreiskolben-Außenverzahnung (3) mit einer Zähnezahl Z3 aufweist,

• einer Zähnezahldifferenz 1 zwischen der Zähnezahl Z4 und der Zähnezahl Z3,

• einer im Innern des Kreiskolbens (4) angeordneten Kreiskolben-Innenverzahnung (5) mit einer Zähnezahl Z2,

• einer zum Stator (2) zentrisch angeordneten, um eine Wellenachse (52) drehbar gelagerten Welle (6),

• einer auf der Welle (6) angeordneten, teilweise in die Kreiskolben-Innenverzahnung (5) eingreifenden Wellen-Außenverzahnung (7) mit einer Zähnezahl Z1,

• Zahnkammern (53a, 53b), die radial zwischen der Stator-Innenverzahnung (1) und der Kreiskolben-Außenverzahnung (3) angeordnet und die von diesen radial begrenzt sind,

• einem auf einer Wellen-Abtriebsseite (8) der Welle (6) angeordneten Hauptlager (9),

• einem auf einer der Wellen-Abtriebsseite (8) am anderen Ende der Welle (6) gegenüberliegenden Wellen-Gegenseite (55) angeordneten Nebenlager (11),

• einem scheibenförmigen Drehventil (12), das um die Wellenachse (52) zentrisch drehbar und zur Welle (6) und zum Stator (2) zentrisch laufend ist, und das zur kommutierenden Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern (53a, 53b) mit dem Arbeitsfluid zum Hineinleiten von Arbeitsfluid in einen ersten Teil (53a) der Zahnkammern mit einem Arbeitsdruck und zum Hinausleiten des Arbeitsfluids aus einem zweiten Teil (53b) der Zahnkammern zur Erzeugung des Abtriebs ausgebildet und mit den Zahnkammern (53a, 53b) verbunden ist,

• einem hydrostatischen axialen Ausgleichkolben (17) für eine axiale Spielfreiheit des scheibenförmigen Drehventils (12), und

• einem Gehäuse (24) mit
- einem abtriebseitigen Gehäuseteil (10), der das Hauptlager (9) umfasst und aus welchem die Wellen-Abtriebsseite (8) der Welle (6) aus dem Gehäuse (24) hinausgeführt ist,

- einem Ein- und Auslassgehäuseteil (54), welches dem abtriebseitigen Gehäuseteil (10) in axialer Richtung gesehen gegenüberliegt und welches das scheibenförmige Drehventil (12), zur Ver- und Entsorgung des scheibenförmige Drehventils (12) mit dem Arbeitsfluid ausgebildete Anschlüsse (21, 22) und Kanäle (56), und insbesondere den Ausgleichskolben (17) umfasst, und

- einen als Antrieb wirkenden Leistungsteil (51), der den Stator (2), den Kreiskolben (4), die Zahnkammern (53a, 53b) und die Wellen-Außenverzahnung (7) umfasst und in axialer Richtung gesehen zwischen dem abtriebseitigen Gehäuseteil (10) und dem Ein- und Auslassgehäuseteil (54) angeordnet ist,

dadurch gekennzeichnet, dass
• das Nebenlager (11) im Ein- und Auslassgehäuseteil (54) angeordnet ist,

• das scheibenförmige Drehventil (12) in axialer Richtung gesehen zwischen dem Leistungsteil (51) und dem Nebenlager (11) angeordnet ist,

• eine becherförmige Hülse (13) die Welle (6) radial beabstandet und um die Wellenachse (52) taumelnd umgibt und sich in axialer Richtung gesehen zwischen dem Leistungsteil (51) und dem Ein- und Auslassgehäuseteil (54) im Gehäuse (24) erstreckt,

• eine erste Hülsen-Außenverzahnung (14) der Hülse (13) mit einer Zähnezahl Z5 auf der Seite des Leistungsteils (51) in die Kreiskolben-Innenverzahnung (5) eingreift, und

• eine zweite Hülsen-Außenverzahnung (15) der Hülse (13) mit einer Zähnezahl Z6 auf der Seite des Ein- und Auslassgehäuseteils (54) in eine Drehventil-Innenverzahnung (16) mit einer Zähnezahl Z7 des Drehventils (12) zur taumelnden 1:1 Drehkopplung zwischen dem Kreiskolben (4) und dem scheibenförmigen Drehventil (12) eingreift.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 1,
gekennzeichnet durch
eine Zähnezahldifferenz 2 zwischen der Zähnezahl Z2 und der Zähnezahl Z1.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
• die Zähnezahl Z3 zu der Zähnezahl Z4 die Werte 10:11 oder 11:12 oder 12:13 und/oder

• die Zähnezahl Z1 zu der Zähnezahl Z2 die Werte 15:17 oder 16:18 oder 17:19
aufweist.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 2,
dadurch gekennzeichnet, dass
• die Zähnezahl Z3 zu der Zähnezahl Z4 den Wert 11:12 und

• die Zähnezahl Z1 zu der Zähnezahl Z2 den Wert 16:18 aufweist.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 4,
dadurch gekennzeichnet, dass
• die Zähnezahl Z5 gleich der Zähnezahl Z2 und

• die Zähnezahl Z6 gleich der Zähnezahl Z7 ist.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 5,
dadurch gekennzeichnet, dass
der hydrostatische axiale Ausgleichkolben (17) in axialer Richtung gesehen zwischen dem scheibenförmigen Drehventil (12) und dem Nebenlager (11) im Ein- und Auslassgehäuseteil (54) angeordnet ist.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 6,
dadurch gekennzeichnet, dass
• in axialer Richtung gesehen zwischen dem Leistungsteil (51) und dem Ein- und Auslassgehäuseteil (54) eine Steuerplatte (25) mit Fenstern (26) und Steuerplatten-Kanäle (57) zwischen den Zahnkammern (53a, 53b) und dem scheibenförmiges Drehventil (12) zur Ver- und Entsorgung der Zahnkammern (53a, 53b) mit dem Arbeitsfluid angeordnet ist, und

• die Dicke (d) in axialer Richtung der Steuerplatte (25) und/oder deren Material derart sind, dass die Steuerplatte (25) derart nachgiebig ist, dass das axiale Laufspiel des Kreiskolbens (4) zwischen dem abtriebseitigen Gehäuseteil (10) und dem Ein- und Auslassgehäuseteil (54) sich mit zunehmendem Arbeitsdruck des Arbeitsfluid verringert oder gleich bleibt.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 7,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Wellen-Abtriebsseite (8) der Welle (6) als Konus (37), zur Befestigung eines Radflansches (18) mittels einer Axialmutter (19) zur Bildung eines kompakten Radmotors, ausgebildet ist.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 8,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Stator-Innenverzahnung (1) als drehbare Rollen ausgebildet ist.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 9,
dadurch gekennzeichnet, dass
die Wellen-Außenverzahnung (7) der Welle (6) konisch mit kleinerem Durchmesser-Betrag in axialer Richtung gesehen an ihrer Wellen-Abtriebsseite (8) ausgebildet ist.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach einem der Ansprüche 1 bis 10,
dadurch gekennzeichnet, dass
am Zahnkopf der Wellen-Außenverzahnung (7) eine Zahnkopfkürzung vorgesehen ist, indem rechnerisch an den Stellen (28) und (29) des Zahnkopfs, an denen die Verzahnungen außer Eingriff kommen, der Zahnflankenradius (30) größer vorgesehen ist als an der Stelle des tiefsten Zahneingriffs (31).
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine,
gekennzeichnet durch
• eine erste hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (40) nach einem der Ansprüche 1 bis 11 und

• eine zweite hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (41) nach einem der Ansprüche 1 bis 11,
wobei
• die Wellen-Gegenseite (55) der Welle (6) der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (40) mit der Wellen-Gegenseite (55) der Welle (6) der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (41) axial, insbesondere mittels einer Muffe (42), gekoppelt und drehmomentwirksam verbunden ist und

• die erste hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (40) und die zweite hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (41) insbesondere unterschiedliche Schluckmengen, insbesondere unterschiedlich dimensionierte Zahnkammern (53a, 53b) aufweisen.
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 12,
gekennzeichnet durch
• eine Muffe (2), mittels welcher die Wellen-Gegenseite (55) der Welle (6) der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (40) mit der Wellen-Gegenseite (55) der Welle (6) der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (41) axial gekoppelt und drehmomentwirksam verbunden ist,

• eine mit der Muffe (42) drehmomentwirksam verbundene erste Zahnwellen-Zahnnaben-Verzahnung (43a) auf der Wellen-Gegenseite (55) der Welle (6) der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (40) und

• eine mit der Muffe (42) drehmomentwirksam verbundene zweite Zahnwellen-Zahnnaben-Verzahnung (43b) der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (41) .
Hydrostatische Zahnrad-Kreiskolbenmaschine nach Anspruch 12 oder 13,
dadurch gekennzeichnet, dass
• die Muffe (42) radial durch ein gemeinsames Wälzlager (44) im Ein- und Auslassgehäuseteil (54) der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (40) und im Ein- und Auslassgehäuseteil (54) der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (41) gelagert ist und

• das Wälzlager (44) als Zentrierung der ersten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (40) mit der zweiten hydrostatischen Zahnrad-Kreiskolbenmaschine (41) ausgebildet ist.