EP4172491A1 - Axialkolbenmaschine mit einem abschnittsweise kugelförmigen dichtring - Google Patents

Axialkolbenmaschine mit einem abschnittsweise kugelförmigen dichtring

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EP4172491A1
EP4172491A1 EP21734094.2A EP21734094A EP4172491A1 EP 4172491 A1 EP4172491 A1 EP 4172491A1 EP 21734094 A EP21734094 A EP 21734094A EP 4172491 A1 EP4172491 A1 EP 4172491A1
Authority
EP
European Patent Office
Prior art keywords
sealing ring
piston
piston machine
axial piston
diameter
Prior art date
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Granted
Application number
EP21734094.2A
Other languages
English (en)
French (fr)
Other versions
EP4172491B1 (de
Inventor
Dirk Becher
Daniel FLACH
Tino Kentschke
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.)
Moog GmbH
Original Assignee
Moog GmbH
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Filing date
Publication date
Application filed by Moog GmbH filed Critical Moog GmbH
Publication of EP4172491A1 publication Critical patent/EP4172491A1/de
Application granted granted Critical
Publication of EP4172491B1 publication Critical patent/EP4172491B1/de
Active legal-status Critical Current
Anticipated expiration legal-status Critical

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Classifications

    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F03—MACHINES OR ENGINES FOR LIQUIDS; WIND, SPRING, OR WEIGHT MOTORS; PRODUCING MECHANICAL POWER OR A REACTIVE PROPULSIVE THRUST, NOT OTHERWISE PROVIDED FOR
    • F03C—POSITIVE-DISPLACEMENT ENGINES DRIVEN BY LIQUIDS
    • F03C1/00—Reciprocating-piston liquid engines
    • F03C1/02—Reciprocating-piston liquid engines with multiple-cylinders, characterised by the number or arrangement of cylinders
    • F03C1/06—Reciprocating-piston liquid engines with multiple-cylinders, characterised by the number or arrangement of cylinders with cylinder axes generally coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F03C1/0602—Component parts, details
    • F03C1/0605—Adaptations of pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B1/00—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders
    • F04B1/12—Multi-cylinder machines or pumps characterised by number or arrangement of cylinders having cylinder axes coaxial with, or parallel or inclined to, main shaft axis
    • F04B1/122—Details or component parts, e.g. valves, sealings or lubrication means
    • F04B1/124—Pistons
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04B—POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS
    • F04B53/00—Component parts, details or accessories not provided for in, or of interest apart from, groups F04B1/00 - F04B23/00 or F04B39/00 - F04B47/00
    • F04B53/14—Pistons, piston-rods or piston-rod connections
    • F04B53/143—Sealing provided on the piston

Definitions

  • the invention relates to an axial piston machine in which pistons execute a stroke movement in cylinders and in which the pistons have a sealing ring receptacle for a sealing ring.
  • cylinders are arranged axially parallel to a cylinder drum axis in a circle around the cylinder drum axis.
  • Each cylinder accommodates a piston with a piston head, the pistons being fastened with an end opposite the piston head around a plate axis on a plate or being supported on it. If the cylinder drum axis and the plate axis intersect at an angle, a stroke movement is imposed on the piston when the cylinder drum and / or the plate rotate.
  • Hydraulic displacement machines which include the axial piston machines, work on the positive displacement principle. They can therefore be operated both as pumps and as motors if the pressure medium flow is controlled accordingly. Pumps and motors usually have the same structural design. In the case of a motor, a pressure medium is supplied under pressure in approximately a first half of the cylinder and the relevant pistons are pressed in the direction of the plate by the pressure in the cylinders and / or a mechanical connection to the plate. If the angle of the cylinder drum axis to the plate axis is not equal to zero, this creates a tangential force component which, depending on the design, sets either the cylinder drum or the plate in rotation and thus generates an output.
  • the cylinder drum axis or the plate is set in rotation, depending on the type of pump. If the angle of the cylinder drum axis to the swashplate axis is not equal to zero, the continuous change in the distance between the piston and the swashplate forces the piston to perform an oscillating stroke movement in which expansion phases alternate with compression phases. During a downward movement, the expansion phase, the piston allows the respective cylinder to be filled with pressure medium, which in a subsequent upward movement of the piston, the compression phase, is pushed out of the piston head and thus generates a volume flow of the pressure medium.
  • This sealing ring has a convex sealing surface and its outer diameter is selected to be slightly larger than the inner diameter of the cylinder in order to achieve a sealing effect even when deformed.
  • the camber diameter of the convex sealing surface is significantly smaller than the piston diameter. Due to the inclined piston plate, the sealing ring is moved along the inner wall of the cylinder at the speed of the piston and also in a circular path relative to the piston bore axis. The inclined position of the sealing ring in the cylindrical piston bore would create a gap. To counteract this gap, the diameter of the sealing ring is selected to be approx. 1% larger than the diameter of the cylinder.
  • the sealing ring is supported on the side facing away from the cylinder drum by a support ring, the support ring having a smaller outer diameter than the sealing ring and made of polyetheretherketone, PEEK, a harder material than the sealing ring.
  • the sealing ring is stretched and compressed twice by around 1% of its diameter during one complete revolution, which in the long term leads to material fatigue. This can lead to a seal failure in the long term.
  • the pretensioning of the sealing ring results in an increased breakaway torque and stick-slip effects leading to uneven running of the Machine.
  • a particularly negative aspect of these effects is their influence in speed-controlled applications in which a stable system pressure cannot be achieved by imposing a certain speed (even at very low speeds). Controllability is made considerably more difficult by these effects.
  • the object of the invention is therefore to design an axial piston machine of the type mentioned at the outset in such a way that low-friction, low-pulsation, reliable operation at the sealing point for the piston bore is ensured in the entire operating range of the machine.
  • this object is achieved in that the sealing ring is spherical at least in an area which effects a seal on the inner walls of the cylinder during the stroke movements, that is, at least in this area with a constant radius of curvature, the The radius of curvature of the sealing ring, which is spherical in some areas, corresponds essentially to half the diameter of the cylinder.
  • the diameter of the sealing ring is selected to be slightly smaller than the diameter of the cylinder in order to allow sufficient play between the inner wall of the cylinder and the sealing ring. For example, this game moves at 10 pm.
  • the partially spherical design of the sealing ring in which the radius of curvature of the partially spherical sealing ring essentially corresponds to half the diameter of the cylinder, results in a sealing area which is ring-shaped, i.e. forms a closed circular line.
  • a closed circular line causes far lower frictional forces than a seal which, due to unfavorable dimensions and / or geometry, corresponds to a flat seal.
  • the sealing ring By mounting the sealing ring, which allows a lateral movement of the sealing ring transversely to the longitudinal axis of the piston, the sealing ring can evade radial and tangential forces, which arise from the relative movement between the inner wall of the cylinder and the sealing ring, transversely to the piston axis.
  • the diameter of the sealing ring was chosen to be somewhat larger than the inner diameter of the cylinder. Due to the oversized elastic sealing ring, these differences in force are partially absorbed by reversible deformation of the elastic sealing ring, but this leads to flat sealing surfaces in some places in the cylinder and at the same time to a gap between the sealing ring and the inner wall of the cylinder in other places. With a diameter of the sealing ring that is larger than the inside diameter of the cylinder, jamming of the sealing ring is inevitable if a sealing ring made of a rigid material is selected.
  • a sealing surface approximated to a circular line between the inner wall of the cylinder and the sealing ring is now obtained during a rotation of the cylinder drum in every position, the play between the sealing ring and the cylinder wall being kept constant during the lifting movement.
  • This makes it possible to choose a non-deformable material for the sealing ring, so that extrusion of the sealing ring is avoided even under high pressures and / or high rotational speeds of the cylinder drum.
  • the material of the sealing ring can be selected from a material that is particularly resistant to wear. This results in a longer service life of the sealing ring, so that the sealing ring has to be replaced less or not at all during the service life of the piston machine.
  • the sealing ring is made of ceramic.
  • oxide ceramics such as aluminum oxide Al 2 O 3 or zirconium dioxide ZrO 2
  • non-oxide ceramics such as silicon carbide SiC or silicon nitride Si3N4, are suitable for this.
  • the sealing ring receptacle comprises a pin and the sealing ring has a central inner opening corresponding to the pin, the inner opening diameter of the sealing ring being selected to be larger than the pin diameter.
  • the difference between the pin diameter and the inner diameter of the sealing ring can hereby be selected according to the required horizontal play, that is to say the play transverse to the piston longitudinal axis.
  • the piston is designed in such a way that pressure equalization between the piston interior and the interior of the sealing ring is made possible.
  • a pressure equalization can be achieved, for example, in that the sealing ring is fastened with vertical play, i.e. play in the direction of the piston longitudinal axis in the seal receptacle, so that the pressure within the sealing ring receptacle can dynamically adapt to the pressure in the piston chamber via the gap of the play.
  • the pressure equalization between the interior of the piston and the interior of the sealing ring is optionally produced through one or more openings in the cover.
  • pressure compensation bores are provided which extend from the top of the pin into the interior of the sealing ring. This makes it possible to use unequal geometries of the outer surface of the sealing ring and the inner surface of the sealing ring for a targeted deformation of the sealing ring in order to increase the sealing effect of the sealing ring.
  • the normal forces that act on the sealing ring from the pressure medium in the piston chamber are different from the normal forces in the sealing ring receptacle, which act on the inside of the sealing ring.
  • this can lead to deformation of the sealing ring. This deformation, which was initially perceived as undesirable, will be dealt with in a further Embodiment in which the central inner opening of the sealing ring has a circumferential bead-like recess, even reinforced.
  • This bulge-like recess allows the sealing ring to expand additionally at high internal pressures in the piston chamber. It has been shown that even with solidly manufactured cylinder drums, when a piston chamber of the cylinder drum is connected to the high pressure side, this internal pressure force can lead to an expansion or deformation of the corresponding cylinder. Such a one-sided expansion would lead to an enlargement of the gap between the inner wall of the cylinder and the sealing ring. It is therefore sensible to design the geometry of the sealing ring in such a way that it can also expand and thus the gap between the piston bore and the sealing ring remains almost constant. Since the working pressure in the piston chamber acts at the same level on the inner geometry of the sealing ring, the sealing ring will expand accordingly.
  • the shape or wall thickness of the inner contour of the sealing ring can now be designed in such a way that the sealing ring expands exactly as much as the inner diameter of the piston bore of the cylinder drum. This keeps the gap constant. As a first approximation, this can be achieved through the bead-like recess of the sealing ring.
  • the cross-sectional shape of the sealing ring can be precisely determined using a geometry-optimized design of the ring geometry using appropriate deformation analyzes using the finite element method.
  • the central inner opening of the sealing ring has a stepped profile.
  • a first stage has a first internal diameter and a second stage has a second internal diameter, the second internal diameter being selected to be greater than the first internal diameter.
  • the first inside diameter corresponds to the inside diameter of a non-stepped sealing ring.
  • the first inner diameter can therefore be adapted to the pin diameter of the sealing ring receptacle, so that the first inner diameter can be optimized for the transmission of torques between the cylinder drum and the piston / piston plate via the contact surface of the sealing ring and the pin.
  • the second inner diameter on the other hand, since it is not involved in the transmission of torque, can then be optimized for an optimal expansion in order to adapt to the widening piston bore with increasing, high operating pressures.
  • the sealing ring consists of metal, for example iron, a steel alloy, or some other metal alloy. They are particularly suitable for this Hardened steel with a surface hardness greater than 48 Rockwell hardness test, HRC, in particular tempered steel for example 100Cr6 with a surface hardness of approx. 62 HRC, in particular case-hardened steel, for example 16MnCr5 with a surface hardness of approx. 60 HRC.
  • HRC Rockwell hardness test
  • tempered steel for example 100Cr6 with a surface hardness of approx. 62 HRC
  • case-hardened steel for example 16MnCr5 with a surface hardness of approx. 60 HRC.
  • sealing rings made of metal have the advantage that if the wall is thin, they expand due to the internal piston pressure and thus contribute to a better seal between the sealing ring and the inner wall of the piston chamber.
  • this effect can also be achieved with ceramics that have a modulus of elasticity similar to that of steel.
  • the surface properties of a sealing ring made of metals in terms of surface hardness, coefficients of friction and wear resistance are improved by downstream processes such as nitriding, nitrocarburizing or hard material coating.
  • a sealing ring obtained from a spherical washer, does not necessarily have to be symmetrical in the axial direction.
  • the pressure-dependent play between the spherical ring and the cylinder wall can be kept small in order to achieve the lowest possible leakage.
  • the ball ring is expanded in a targeted manner by this design and the applied pump pressure.
  • the sealing ring is secured in the sealing ring receptacle with a cover against movement along the longitudinal axis of the piston.
  • the cover forms the piston head and at the same time limits migration of the sealing ring in the direction of the cover during a downward movement of the piston, that is, in the expansion phase, apart from a planned vertical play.
  • the cover is attached to the piston with a screw, or by clamping or by pressing. These are fastening methods that allow the cover to be removed in the event of repairs and thus simplify the replacement of the sealing ring in the event of wear.
  • the surface of the segment-wise spherical sealing ring that comes into contact with the inner walls of the cylinder is a symmetrical spherical zone.
  • a spherical zone is the curved outside of a spherical disk or a spherical ring, for example.
  • a spherical disk, also called a spherical layer, is obtained as the Middle part of a solid sphere, when the solid sphere is cut into three parts by two parallel planes.
  • the parallel planes are on different sides of the center of the sphere and at the same time have the same distance from the center of the sphere, then it is a symmetrical spherical disk, the outer surface of which results in a symmetrical spherical zone. If the two parallel cutting planes are at different distances from the center of the sphere, an asymmetrical spherical disk can also be manufactured very easily in this way.
  • Such a sealing ring can be manufactured with relatively little effort from solid spheres with a corresponding diameter by removing spherical segments on both sides of a selected great spherical circle, for example by milling, whereby the desired symmetrical or asymmetrical spherical disk is created.
  • Such solid balls are offered as standard components, for example, with the corresponding manufacturing accuracy for ball joints and swivel bearings and are therefore generally and inexpensively available.
  • a spherical disk obtained in such a way can then be created with a bore, a central opening with the desired diameter, which enables the sealing ring to be received in a pin.
  • the inside of the sealing disk can be milled out in order, for example, to adapt the wall thickness of the sealing ring to a desired profile.
  • one end of the pistons is attached to the piston plate. Because changes in the position of the piston in the cylinder are completely compensated for by the play of the sealing ring and the partially spherical shape of the sealing ring, the piston does not need any joints or sliding shoes at the end of the piston facing away from the piston head. Rather, it can be firmly connected to the piston plate.
  • the piston diameter tapers increasingly in the area between the sealing ring receptacle and the one end. This enables a tilting movement of the piston within the cylinder, which prevents the piston from touching the inner walls of the cylinder during operation.
  • the piston has the shape of a truncated cone in the area between the sealing ring receptacle and one end.
  • the piston bore axes of the cylinders are distributed on a first circular line, piston bore pitch circle, around a cylinder drum axis, and the piston longitudinal axes are distributed on a second circular line, piston pitch circle, around a piston plate axis, the diameter (D) of the second circular line being selected to be larger than the diameter (D z ) of the first circular line.
  • the differences in size between the first circular line and the second circular line can be compensated for by the inventive design of the sealing ring and pin and thus a more compact design of the axial piston machine can be achieved.
  • this configuration of the piston is used in a so-called floating piston machine.
  • the axial piston machine is designed as a swash plate machine.
  • FIG. 1 shows a schematic drawing of an axial piston machine with the pistons designed according to the invention in a neutral position
  • FIG. 2 shows a schematic drawing of an axial piston machine with the pistons designed according to the invention in a pivoted position
  • FIG. 5 shows a frustoconical piston with a fitted sealing ring
  • FIG. 7 embodiment of an asymmetrical sealing ring
  • Fig. 8 embodiment of a symmetrical sealing ring with an inside bead
  • FIG. 9 embodiment of a sealing ring with a stepped inside
  • FIG. 10 embodiment of a sealing ring with continuous expansion of its
  • FIG. 11 shows a piston with a sealing ring with a bead-like inner recess and pressure compensation bore 12 shows a piston with a sealing ring with a stepped inner profile and a pressure compensation bore
  • Figure 1 and Figure 2 show the schematic structure of a so-called floating piston machine representative of the structure and function of axial piston machines.
  • Figure 1 and Figure 2 show the same floating piston machine in different working states.
  • the structure and function of a floating piston machine are sufficiently known to the person skilled in the art, so that only the interaction of a piston 2 with a cylinder drum 7, a piston plate 8 and a swash plate 9 is described in FIG. 1 and FIG.
  • the piston plate 8 is supported on the swash plate 9 and is rotatably mounted thereon.
  • Figure 1 shows the floating piston machine 1 in a neutral state in which the swash plate 9 and cylinder drum 7 are aligned parallel to one another
  • Figure 2 shows the floating piston machine 1 in a state in which the swash plate 9 and the cylinder drum are not aligned parallel to one another .
  • a plurality of cylinders 3 are circularly and evenly distributed around a cylinder drum axis 70 of a cylinder drum 7.
  • the cylinders 3 are designed as piston bores 3 and are referred to as such from now on.
  • a cylinder 3 can also be manufactured in some other way than a piston bore. In order to avoid harmonic vibrations, an odd number of piston bores 3 is usually chosen.
  • the cylinder drum 7 is mounted in such a way that rotation about the cylinder drum axis 70 is permitted.
  • a shaft 72 is arranged on the cylinder drum 7, which provides a drive shaft in the case of the operating mode of the floating piston machine as a pump and an output shaft in the case of the operating mode of the floating piston machine as a prime mover.
  • the distance R from a piston bore axis 30 to the cylinder drum axis 70 is 45 mm in the exemplary embodiment described, while the piston bores 3 each have an inner diameter D of 15 mm.
  • the figures are not drawn to scale and show details in some cases greatly enlarged.
  • the pistons 2 are designed to be rotationally symmetrical.
  • FIG. 3 shows the basic structure of a piston 2 with a piston head 21 at its upper end and a piston base 22 at its lower end.
  • the indication of direction “up” in connection with a piston 2 denotes a movement of the piston 2 within the piston chamber 31 in the direction of the piston head 21, while the indication of direction “down” denotes a movement of the piston 2 within the piston chamber 31 in the direction of the piston base 22 .
  • the piston head 21 typically has a larger diameter than the piston base 22.
  • the piston 2 can therefore have the shape of a truncated cone in its central region 24 in accordance with FIG.
  • the piston 2 can also be designed in its central region 24 in the form of a cylinder, as is shown in FIG. 4.
  • the piston plate 8 is designed as a circular disk through the center of the circular disk a piston plate axis 80 extends perpendicular to the piston plate 8.
  • the piston plate 8 is rotatably mounted so that the piston plate 8 can rotate about the piston plate axis 80.
  • the swash plate 9 is also designed as a circular disc and a swash plate axis 90 extends through its center point perpendicular to the inclined plate 9. In the neutral state of the floating piston machine 1, the piston plate axis 80 and the swash plate axis 90 are in line with the cylinder drum axis 70.
  • a plane which extends perpendicularly around the cylinder drum axis 70 is referred to as the cylinder drum plane 75 and a plane which extends perpendicular to the piston plate axis is referred to as the piston plate plane 85.
  • the cylinder drum plane 75 and the piston plate plane 85 are aligned parallel to one another.
  • the neutral distance SO This distance between the bottom 72 of the cylinder drum and the top 81 of the piston plate 8 is therefore referred to below as the neutral distance SO.
  • the piston plate 8 is designed to be pivotable with respect to the cylinder drum plane 85.
  • care must be taken that the cylinder drum axis 70 and the swash plate axis 90 intersect at a pivot point X at an angle ⁇ . Since the piston plate 8 slides on the swash plate 9 and thus the piston plate 8 and swash plate 9 always remain aligned parallel to one another, a geometrical principle results in the angle a at which the cylinder drum plane 75 and the piston plate plane 85 intersect corresponds to the pivot angle a.
  • a pivot angle a not equal to 0 ° one half of the piston plate 8 is tilted away from the cylinder drum 7, and the other half of the piston plate is inclined towards the cylinder drum 7, so that the distance between the cylinder drum underside 72 and the piston plate top 81 changes continuously during rotation.
  • the piston plate 8 passes through a maximum distance S max during a rotation, starting from the mean distance after a quarter of a full circle rotation; after a further quarter of a full circle turn, the top 81 of the piston plate 8 returns to the mean distance; after a further quarter full circle rotation, the top side 81 of the piston plate 8 passes a minimum distance S min to the underside of the cylinder drum 7 and after a further quarter full circle rotation the piston plate 8 returns to its starting point.
  • these distances and the two pistons or piston chambers are shown for an even number n of piston bores.
  • the pistons 2 Since the pistons 2 are firmly connected to the piston plate 8 with their piston foot 22, the pistons 2 forcibly perform these up and down movements when the cylinder drum 7 and piston plate 8 rotate.
  • the piston space 31 which is sealed off from the inside of the housing by the sealing ring 5, decreases in size until the piston 2 reaches top dead center TDC, where it changes its direction of stroke movement.
  • the top dead center OT of the piston 2 is identical to the position in which the piston plate 8 has reached the minimum distance S min .
  • the piston space increases until the piston 2 reaches a bottom dead center, where the downward stroke changes back into an upward stroke movement.
  • the bottom dead center BDC is identical to the position at which the The top 81 of the piston plate 8 has reached a maximum distance S max from the underside 72 of the cylinder drum 7.
  • the piston base 22 is advantageously shaped as a cylinder because this allows the piston base 22 to be received by a through hole in the piston plate 8. Since the piston either widens as a truncated cone or just forms a step to the larger cylindrical central part 24 after the piston base 22, the piston 2 is supported on the piston plate top 81 to counteract the forces that act on the piston head 21 in the piston chamber 31 to derive into the piston plate 8.
  • the middle part 24 does not have any widening compared to the piston base 22, this support can alternatively be achieved in that the receptacles for the piston base 22 are designed as blind holes and the respective piston base 22 is supported in the respective blind hole.
  • the piston feet 22 are fixed against any type of movement, for example by pressing in the through bore or the blind hole.
  • a connection can also take place in some other form-fitting or force-fitting manner, for example by pressing in, shrinking, threading or welding.
  • the sealing ring seat 4 has a pin 23 centered on the piston head 21, which receives a central opening 51 of the sealing ring 5.
  • the inner diameter d of the central opening 51 is here selected to be significantly larger than the diameter dz of the pin 23.
  • a movement of the sealing ring 5 in the direction of the longitudinal axis 20 of the piston 2 is limited by a cover 6 which is mounted on the pin 23.
  • Fig. 6 shows a sealing ring 5 in its simplest manufacturing embodiment.
  • the sealing ring 5 of FIG. 6 is a spherical disk in which the spherical disk has the same heights h / 2 upwards and downwards from an equatorial plane 58 of the sealing ring.
  • the equatorial plane 58 contains the great circle on the lateral surface 52 of the sealing ring, which is perpendicular to the sealing ring axis 50.
  • the radius of curvature r gives the diameter d a of the sealing ring, which is ideally slightly smaller than the piston diameter d.
  • FIG. 2 Let us now use FIG. 2 to consider the relationships with an inclined position of the swash plate 9 with respect to the cylinder drum 7 by a pivot angle ⁇ ⁇ > 0 °.
  • the piston plate 8 is slidably mounted on the swash plate 9.
  • the pressures from the piston chambers 31 are transmitted to the piston plate 8 via the rigid piston 2 and move the piston plate 8 on the swash plate 9.
  • the sealing ring 5 because it is slidably received within the sealing receptacle 4, can evade the forces acting on the sealing ring 5 from the inner walls 32 of the piston bore 3 transversely to the piston longitudinal axis.
  • the inner diameter d of the sealing ring 5 and the diameter dz of the pin are ideally matched to one another so that the resulting play ⁇ Q is large enough that the sealing ring 5 can follow the elliptical path in interaction with the displacement of the piston plate 8 on the swash plate 9, without jamming. If this game is set correctly, a torque can be transmitted from the cylinder drum 7 via the sealing rings 5 to the piston plate 8, so that the piston plate of the Cylinder drum 7 is taken.
  • the piston plate 8 can, for example, be synchronized with the cylinder drum 7 via a gear mechanism, which opens up greater freedom with regard to the inner sealing ring geometry and the pin 23.
  • the sealing circle 59 Due to the partially spherical outer surface 52 of the sealing ring 5 with a radius of curvature r which essentially corresponds to half the piston bore diameter D / 2, the piston bore inner wall 32 and the sealing ring 5 touch in a circular line, the sealing circle 59, regardless of how strong the piston longitudinal axis 20 is relative to the piston bore axis 30 is tilted and thus how deep the piston 2 dips into the piston bore 3 in its stroke movement. As a result, the plane in which the sealing circle 59 lies is always perpendicular to the piston bore axis 30. As a result, the wear in the contact between the sealing ring and the piston bore is reduced and the axial piston machine, in turn, is more efficient and more robust. The service life of the metallic sealing ring 5 is thus significantly longer than an elastic sealing ring according to the prior art.
  • the circular line on which the piston bore axes 30 are distributed around the cylinder drum axis is referred to as the piston bore pitch circle and the diameter of the piston bore pitch circle is referred to as the piston bore pitch circle diameter D z .
  • the piston feet 22 and in particular the piston longitudinal axes 20 of the individual pistons 2 intersect the piston plate 8 perpendicularly and are evenly distributed around the piston plate axis 80 on a circular line, which is referred to below as the piston pitch circle.
  • the diameter of the piston pitch circle is referred to below as the piston pitch circle diameter D.
  • the pistons 2 are arranged on the piston plate 8 in such a way that the longitudinal axes 20 of the pistons 2 and the longitudinal axes 30 of a respective piston bore 3 coincide in the neutral position.
  • the piston pitch circle diameter D can in particular also be selected to be larger than the piston bore pitch circle diameter D z.
  • the piston pitch circle diameter D is equal to 90.4 mm chosen.
  • a piston pitch circle diameter D which is larger than the piston bore pitch circle diameter D z has the advantage that the floating piston machine can be built more compactly because a larger pivot angle a can be achieved with the same clearance ⁇ Q.
  • a piston pitch circle diameter D which is larger than the piston bore pitch circle diameter D z is made possible by the sealing rings 5, which are displaceably mounted transversely to the piston axis 20 and which compensate for the larger piston axis distance D by moving the sealing rings 5 in the sealing ring receptacle 4.
  • the inner wall of the sealing ring 5 is provided with an inner bead 54, so that the sealing ring 5 has, for example, a constant material thickness over its height h in the vertical direction.
  • the reason for the geometry of the sealing ring deviating from the pure ring shape is the following:
  • the invention proposes to design the geometry of the sealing ring 5 so that when the inside of the sealing ring 5 is subjected to radial compressive forces, the sealing ring can expand accordingly and the gap 34 between the piston bore 3 and the sealing ring 5 can thus expand the entire range of the operating pressure ideally remains constant.
  • the pressure finds its way into the area behind the sealing ring or into the space between the pin 23 and the inner diameter of the sealing ring 5. Since the working pressure in the piston chamber 31 acts at the same level on the inner geometry of the sealing ring 5, the Sealing ring 5 with a correspondingly adapted wall thickness or adapted cross-sectional profile expand accordingly.
  • this can be achieved in that the sealing ring 5 has a bead-like depression 54 on its inside 53.
  • This bead-like depression 54 can be designed, for example, in such a way that the sealing ring 5 has an approximately equal horizontal thickness z over its vertical course h. Through this uniformly horizontal thickness z, the sealing ring can be deliberately weakened so as to do so to give in to a pressure acting on the inside of the sealing ring by widening, i.e. increasing its outside diameter d a .
  • the sealing ring wall thickness is reduced in that the sealing ring 5 is designed asymmetrically. That is to say, the height hi2 of the sealing ring measured upwards from its equatorial plane 58 is greater than the height hi of the sealing ring measured downwards from its equatorial surface 58.
  • the lower wall thickness Z2 of the sealing ring 5 at its upper end compared to the wall thickness zi of the sealing ring at its lower end is deliberately accepted in order to yield to the high pressure of the pressure medium in the piston interior. In this way, the desired widening of the sealing ring can be set via the upper height hi2.
  • the inner diameter of the sealing ring is graduated. In its upper part, that is to say the part which faces the cover of the piston 2, the inner diameter d2 is selected to be greater than the inner diameter d in its lower part.
  • the sealing ring 5 yields to a higher operating pressure in its upper area due to the lower material thickness Z2, while the sealing ring 5 yields in its lower area due to the higher material thickness zi largely retains its shape and thus the adaptation between the sealing ring inner diameter d and the pin diameter d z is not changed.
  • the desired widening of the sealing ring in its upper area can be set in particular by the upper diameter d2 and the height at which the gradation between the upper and lower area is arranged.
  • the inner diameter of the sealing ring expands continuously upwards over its height, as a result of which the wall thickness of the sealing ring 5 decreases even more with height and thus the pressure of the sealing ring in the interior 57 even more easily can give way.
  • the sealing ring 5 In its lower region, the sealing ring 5 extends over a first height hi from the equatorial plane downwards, and in its upper region over a second height hi2 upwards.
  • the expansion of the interior space 57 of the sealing ring 5 can begin at the equatorial plane 58, but can also only begin above or, alternatively, also below the equatorial plane 58.
  • a geometry-optimized design of the ring geometry as a function z (h) over the height of the sealing ring 5 can, if necessary, for example also be determined with sufficient accuracy by means of corresponding deformation analyzes using the finite element method.
  • the wall thicknesses between two adjacent piston bores 3 to name the most important, no general formula can be given here. In laboratory tests, however, it has been shown that at operating pressures of 350 bar the widening of the piston bore 3 with the dimensioning selected in the exemplary embodiment can be between 10 ⁇ m and 30 ⁇ m, in special individual cases also above or below this.
  • One method of determining the cross-sectional thickness z of the sealing ring therefore consists in firstly determining the deformation of the piston bore 3 at the highest intended operating pressure in a first step.
  • sealing rings 5 with different cross-sectional thicknesses z are exposed to the highest intended operating pressure and the resulting increase in diameter Ad of the sealing ring 5 is determined.
  • the sealing ring geometry is then selected, i.e. in this case the sealing ring 5 with the cross-sectional thickness z in which the difference Ad between measured piston inner wall diameter d + Ad under load with the highest operating pressure and sealing ring diameter d, + D d, under load with the highest operating pressure dem selected game between piston inner wall 32 and sealing ring 5 corresponds.
  • FIG. 11 shows an embodiment of a piston 2 with a sealing ring 5 with a bead-like recess on the inner wall 54 of the sealing ring 5 Upper side of the cover 6 extending down through the pin 23 and then in the radial direction of the pin 23 is provided.
  • Such a pressure equalization is suitable both for sealing rings 5 with a continuous profile of the sealing ring thickness z and, as shown in FIG. 12, for sealing rings with a stepped inner profile.
  • pressure equalization between the piston interior 31 and the interior 57 of the sealing ring 5 is also achieved by one or more pressure equalization bores 9, which extend from the top of the cover 6 through the pin 23 downward and then extending in the radial direction of the pin 23 is provided.

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Abstract

Die Erfindung betrifft eine Axialkolbenmaschine bei der Kolben in Zylindern eine Hubbewegung ausführen und bei der die Kolben eine Dichtringaufnahme für einen Dichtring aufweisen. Zur Verbesserung von Robustheit, Verschleißbeständigkeit, Reibung und Stick-Slip-Verhalten schlägt die Erfindung vor den Dichtring kugelförmig auszubilden, wobei der Krümmungsradius des bereichsweise kugelförmig ausgebildeten Dichtrings im Wesentlichen dem halben Durchmesser der Zylinderinnenwand entspricht.

Description

Axialkolbenmaschine mit einem abschnittsweise kugelförmigen Dichtring
Die Erfindung betrifft eine Axialkolbenmaschine, bei der Kolben in Zylindern eine Hubbewegung ausführen und bei der die Kolben eine Dichtringaufnahme für einen Dichtring aufweisen.
Gemeinsam ist allen Axialkolbenmaschinen, dass in einer Zylindertrommel achsparallel zu einer Zylindertrommelachse Zylinder in einem Kreis um die Zylindertrommelachse angeordnet sind. Jeder Zylinder nimmt einen Kolben mit einem Kolbenkopf auf, wobei die Kolben mit einem dem Kolbenkopf entgegengesetzten Ende um eine Plattenachse auf einer Platte befestigt sind, beziehungsweise sich auf dieser abstützen. Wenn Zylindertrommelachse und Plattenachse sich unter einem Winkel schneiden, wird bei einer Rotation von der Zylindertrommel oder/und der Platte den Kolben eine Hubbewegung aufgezwungen.
Hydraulische Verdrängermaschinen, zu denen die Axialkolbenmaschinen zählen, arbeiten nach dem Verdrängerprinzip. Sie können daher sowohl als Pumpen als auch als Motoren betrieben werden, wenn der Druckmittelstrom entsprechend gesteuert wird. Pumpen und Motoren haben in der Regel den gleichen konstruktiven Aufbau. Im Falle eines Motors wird ein Druckmittel unter Druck in etwa einer ersten Hälfte des Zylinders zugeführt und die betreffenden Kolben werden durch den Druck in den Zylindern und/oder eine mechanische Verbindung zur Platte in Richtung der Platte gedrückt. Wenn der Winkel der Zylindertrommelachse zu der Plattenachse ungleich null ist, entsteht hierdurch eine tangentiale Kraftkomponente, die je nach Bauart entweder die Zylindertrommel oder die Platte in Rotation versetzt und somit einen Abtrieb erzeugt.
Im Falle einer Pumpe wird je nach Bauart der Pumpe die Zylindertrommelachse oder die Platte in Rotation versetzt. Wenn der Winkel der Zylindertrommelachse zu der Schrägscheibenachse ungleich null ist, zwingt die fortlaufende Abstandsänderung zwischen dem Kolben und der Schrägscheibe den Kolben eine oszillierende Hubbewegung auf, in der sich Expansionsphasen mit Kompressionsphasen abwechseln. Während einer Abwärtsbewegung, der Expansionsphase, erlaubt der Kolben den jeweiligen Zylinder sich mit Druckmittel zu füllen, welches in einer darauffolgenden Aufwärtsbewegung des Kolbens, der Kompressionsphase, vom Kolbenboden ausgeschoben wird und so einen Volumenstrom des Druckmittels erzeugt.
Aus dem Tagungsbeitrag „A NOVEL AXIAL PISTON PUMP/MOTOR PRINCIPLE WITH FLOATING PISTONS DESIGN AND TESTING", Liselott Ericson und Jonas Forsell, Proceedings oft he 2018 Bath/ASME Symposium on Fluid Power and Motion Control, September 12-14, 2018, Bath, United Kingdom ist ein Prototyp einer Axialkolbenmaschine mit einer Kolbenplatte, die auf einer Schrägscheibe gelagert ist, und mit schwimmenden Kolben (floating pistons) bekannt. Die Abdichtung zwischen Kolbenraum und dem mit Niederdruck beaufschlagten Gehäuseinnenraum der hydrostatischen Maschine erfolgt hierbei durch einen Dichtring, der zwischen Kolben und Zylinder geführt ist. Dieser Dichtring besteht aus einem relativ weichen, verformbaren Material. Der Tagungsbeitrag offenbart einen Materialmix aus Polytetrafluorethylen,
PTFE, und Bronze. Dieser Dichtring hat eine ballig ausgeführte Dichtfläche und sein Außendurchmesser ist etwas größer als der Innendurchmesser des Zylinders gewählt, um eine dichtende Wirkung auch unter Verformung zu erzielen. Der Wölbungsdurchmesser der ballig ausgeführten Dichtfläche ist deutlich kleiner als der Kolbendurchmesser. Auf Grund der schräg gelagerten Kolbenplatte wird der Dichtring entlang der Zylinderinnenwand mit der Geschwindigkeit des Kolbens und zusätzlich in einer kreisförmigen Bahn relativ zur Kolbenbohrungsachse bewegt. Durch die Schrägstellung des Dichtringes in der zylindrischen Kolbenbohrung entstünde ein Spalt. Um diesem Spalt entgegenzuwirken, ist der Durchmesser des Dichtrings um ca. 1% größer gewählt als der Durchmesser des Zylinders. Bei dem im Tagungsbericht vorgestellten Kolben wird der Dichtring auf der der Zylindertrommel abgewandten Seite durch einen Stützring abgestützt, wobei der Stützring einen kleineren Außendurchmesser als der Dichtring aufweist und aus Polyetheretherketon, PEEK, einem härterem Material als der Dichtring besteht.
In Versuchen hat sich jedoch gezeigt, dass im Betrieb, insbesondere bei hohen Drücken, bei einem großen Winkel zwischen Zylindertrommelachse und Kolbenplattenachse, sowie bei hohen Rotationsgeschwindigkeiten der Dichtring dazu neigt, in Richtung des druckfreien Gehäuseinnenraumes, das heißt in den Spalt zwischen Kolben und Kolbenbohrung zu extrudieren. Durch die Schrägstellung der Kolbenachse gegenüber der Kolbenbohrungsachse ergibt sich kinematisch ein Achsversatz von Kolben und Dichtring. Durch diesen Achsversatz wird die Gefahr der Extrusion des Dichtringes auf der Seite, die den Kolben weiter überragt, vergrößert.
Beispielsweise wird bei einem Schwenkwinkel von 8° der Dichtring während eines vollständigen Umlaufs zweimal um circa 1% seines Durchmessers gedehnt und gestaucht, was auf lange Sicht zu einer Materialermüdung führt. Dies kann langfristig einen Dichtungsausfall zur Folge haben. Es hat sich aber auch gezeigt, dass insbesondere bei niedrigen Drehzahlen durch die Vorspannung des Dichtrings ein vergrößertes Losbrechmoment und Stick-Slip-Effekte zu ungleichmäßigem Lauf der Maschine führen. Besonders negativ an diesen Effekten ist ihr Einfluss in drehzahlgeregelten Anwendungen, bei denen durch Aufprägung einer bestimmten Drehzahl (auch von sehr geringen Drehzahlen) ein stabiler Systemdruck nicht erzielt werden kann. Die Regelbarkeit wird durch diese Effekte also erheblich erschwert.
Aufgabe der Erfindung ist es daher, eine Axialkolbenmaschine der eingangs genannten Art so auszugestalten, dass ein reibungsarmer, pulsationsarmer, zuverlässiger Betrieb an der Dichtstelle zur Kolbenbohrung im kompletten Betriebsbereich der Maschine sichergestellt wird.
Diese Aufgabe wird bei einer Axialkolbenmaschine der eingangs genannten Art dadurch gelöst, dass der Dichtring zumindest in einem Bereich, welcher während der Hubbewegungen an Innenwänden des Zylinders eine Abdichtung bewirkt, kugelförmig, das heißt wenigstens in diesem Bereich mit einem konstanten Krümmungsradius ausgebildet ist, wobei der Krümmungsradius des bereichsweise kugelförmig ausgebildeten Dichtrings im Wesentlichen dem halben Durchmesser des Zylinders entspricht. In der Praxis ist hierbei der Durchmesser des Dichtrings geringfügig kleiner gewählt als der Durchmesser des Zylinders, um ausreichend Spiel zwischen Zylinderinnenwand und Dichtring zuzulassen. Dieses Spiel bewegt sich beispielsweise um 10 pm.
Durch die bereichsweise kugelförmige Ausbildung des Dichtrings, bei dem der Krümmungsradius des bereichsweise kugelförmig ausgebildeten Dichtrings im Wesentlichen dem halben Durchmesser des Zylinders entspricht, ergibt sich ein Abdichtungsbereich, welcher ringförmig ist, also eine geschlossene Kreislinie bildet. Eine geschlossene Kreislinie verursacht weit geringere Reibungskräfte als eine Abdichtung, die durch ungünstige Abmessung und / oder Geometrie einer flächenartigen Abdichtung entspricht. Bei einer Drehung, bzw. Kippbewegung des kugelförmigen Dichtrings, verändert sich zwar die Position der kreisförmigen Dichtlinie auf der Oberfläche des zumindest abschnittsweise kugelförmigen Dichtrings, da aber der Durchmesser der Dichtkreislinie durch die Kugelform konstant ist und auch der Innendurchmesser des Zylinders konstant ist, ergibt sich unabhängig von der Position des Kolbens im Zylinder und unabhängig von dem Kippwinkel des Kolbens, immer genau das gleiche Spiel zwischen Zylinderinnenwand und des abschnittsweise kugelförmigen Dichtungselements, solange die Dichtungsaufnahme eine Ausgleichsbewegung des Dichtringes quer zur Kolbenachse erlaubt. Diese Ausgleichsbewegung ist notwendig, weil im Laufe einer Rotation der Zylindertrommel der Abstand zwischen Dichtring und Zylindertrommelachse auf Grund der Schrägstellung von Kolbenachse zu Zylindertrommelachse zyklisch variiert.
Durch eine Lagerung des Dichtringes, die eine seitliche Bewegung des Dichtringes quer zur Längsachse des Kolbens zulässt, kann der Dichtring radialen und tangentialen Kräften, die von der Relativbewegung zwischen Zylinderinnenwand und Dichtring entstehen, quer zur Kolbenachse ausweichen. Das war zwar schon im Stand der Technik möglich, aber wegen des wesentlichen kleineren Krümmungsradius des elastischen Dichtrings im Verhältnis zu dem Zylinderinnendurchmesser würde die Dichtlinie des Dichtrings, falls Zylinderinnendurchmesser und Durchmesser des Dichtrings ungefähr gleich gewählt sind, nur zweimal während einer Umdrehung idealerweise mit dem Zylinderinnendurchmesser korrespondieren. Zwischen diesen beiden idealen Stellungen, wäre der Dichtkreis wesentlich kleiner als der Zylinderinnendurchmesser und würde daher zu Leckagen führen. Deswegen wurde im Stand der Technik der Durchmesser des Dichtrings etwas größer als der Zylinderinnendurchmessers gewählt. Durch den überdimensionierten elastischen Dichtring werden diese Kraftunterschiede teilweise durch reversible Verformung des elastischen Dichtring aufgenommen, was aber in dem Zylinder an einigen Stellen zu flächenförmigen Dichtflächen und gleichzeitig an anderen Stellen zu einem Spalt zwischen Dichtring und Zylinderinnenwand führt. Mit einem Durchmesser des Dichtrings, der größer ist als der Zylinderinnendurchmesser, ist jedoch ein Verklemmen des Dichtrings, wenn ein Dichtring aus einem starren Material gewählt wird, unausweichlich.
Mit der erfindungsmäßen Ausgestaltung ergibt sich nunmehr während einer Rotation der Zylindertrommel in jeder Position eine einer Kreislinie angenäherte Dichtfläche zwischen Zylinderinnenwand und Dichtring, wobei das Spiel zwischen Dichtring und Zylinderwand während der Hubbewegung konstant gehalten wird. Hierdurch wird es ermöglicht, für den Dichtring ein nicht verformbares Material zu wählen, so dass ein Extrudieren des Dichtrings auch unter hohen Drücken und / oder hohen Rotationsgeschwindigkeiten der Zylindertrommel vermieden wird. Gleichzeitig oder alternativ kann das Material des Dichtrings aus einem insbesondere gegen Verschleiß widerstandsfähigen Material gewählt werden. Hierdurch ergibt sich eine längere Lebensdauer des Dichtrings, so dass der Dichtring während der Lebensdauer der Kolbenmaschine weniger, oder überhaupt nicht mehr getauscht werden muss.
Da bei einer Kugel der Durchmesser eines Großkreises unabhängig davon ist, in welche Richtung die Kugel gedreht wird, kann das Kolbenelement sich bei der Hubbewegung und gleichzeitiger Ausgleichsbewegung auch nicht im Zylinder verklemmen, weil der Durchmesser von der jeweils dichtenden Kreislinie im Vergleich zum Durchmesser des Zylinders unverändert bleibt. Die Verluste der Axialkolbenmaschine und der Verschleiß werden somit reduziert.
In einer Ausführungsform besteht der Dichtring aus Keramik. Es eignen sich hierfür sowohl Oxidkeramik, wie beispielsweise Aluminiumoxid AI203 oder Zirkondioxid Zr02 oder alternativ Nichtoxidkeramik, wie beispielsweise Siliziumkarbid SiC oder Siliziumnitrid Si3N4.
In einer weiteren Ausführungsform umfasst die Dichtringaufnahme einen Zapfen und der Dichtring weist eine zu dem Zapfen korrespondierende zentrale Innenöffnung auf, wobei der Innenöffnungsdurchmesser des Dichtrings größer gewählt ist als der Zapfendurchmesser. Die Differenz zwischen Zapfendurchmesser und Innendurchmesser des Dichtrings kann hierdurch entsprechend dem benötigten horizontalen Spiel, also dem Spiel quer zur Kolbenlängsachse gewählt werden.
In einer weiteren Ausführungsform der Axialkolbenmaschine ist der Kolben derart ausgestaltet ist, dass ein Druckausgleich zwischen Kolbeninnenraum und dem Inneren des Dichtrings ermöglicht wird. Ein solcher Druckausgleich kann beispielsweise dadurch hergestellt werden, dass der Dichtring mit vertikalem Spiel, also Spiel in Richtung zur Kolbenlängsachse in der Dichtungsaufnahme befestigt ist, so dass sich über den Spalt des Spieles der Druck innerhalb der Dichtringaufnahme an den Druck im Kolbenraum dynamisch anpassen kann. In alternativen Ausführungsformen wird der Druckausgleich zwischen Kolbeninnenraum und dem Inneren des Dichtrings wahlweise durch ein oder mehrere Durchbrüche im Deckel hergestellt. In einer anderen Ausführungsform sind alternativ oder zusätzlich Druckausgleichsbohrungen, die sich von der Oberseite des Zapfens in das Innere des Dichtrings erstrecken, vorgesehen. Dies ermöglicht, ungleiche Geometrien der Mantelfläche des Dichtrings und der Innenfläche des Dichtringes für eine gezielte Verformung des Dichtrings zu nutzen, um die Dichtwirkung des Dichtrings zu erhöhen.
Bei ungleicher Geometrie der Mantelfläche des Dichtrings zu der Geometrie der Innenfläche des Dichtringes sind die Normalkräfte die von dem Druckmittel im Kolbenraum auf den Dichtring wirken unterschiedlich zu den Normalkräften in der Dichtringaufnahme, welche auf die Innenseite des Dichtrings wirken. Insbesondere bei sehr hohen Drücken des Druckmittels kann dies zu Verformungen des Dichtrings führen. Diese zunächst als unerwünscht empfundene Verformung wird in einer weiteren Ausführungsform, bei dem die zentrale Innenöffnung des Dichtrings eine umlaufende wulstartige Ausnehmung aufweist, sogar noch verstärkt.
Diese wulstartige Ausnehmung erlaubt dem Dichtring sich bei hohen Innendrücken im Kolbenraum zusätzlich auszudehnen. Es hat sich gezeigt, dass selbst bei massiv gefertigten Zylindertrommeln, wenn ein Kolbenraum der Zylindertrommel mit der Hochdruckseite verbunden ist, diese innere Druckkraft zu einer Aufweitung bzw. einer Verformung des entsprechenden Zylinders führen kann. Eine solche einseitige Aufweitung würde zu einer Vergrößerung des Spaltes zwischen Zylinderinnenwand und Dichtring führen. Daher ist es sinnvoll, den Dichtring von seiner Geometrie so zu gestalten, dass er sich ebenfalls aufweiten kann und somit der Spalt zwischen Kolbenbohrung und Dichtring nahezu konstant bleibt. Da der Arbeitsdruck im Kolbenraum in gleicher Höhe auf die innere Geometrie des Dichtungsringes wirkt, wird der Dichtring sich also entsprechend mit aufweiten. Die Form beziehungsweise Wandstärke der Innenkontur des Dichtringes kann nun so gestaltet werden, dass sich der Dichtring exakt soweit aufweitet, wie auch der Innendurchmesser der Kolbenbohrung der Zylindertrommel. Dadurch bleibt der Spalt konstant. In erster Näherung kann dies durch die wulstartige Ausnehmung des Dichtrings erreicht werden. Bei sehr hohem Drücken, von beispielsweise 350 bar und darüber kann die Querschnittsform des Dichtrings über eine geometrieoptimierte Auslegung der Ringgeometrie über entsprechende Verformungsanalysen mit der Finiten Element Methode exakt bestimmt werden.
In einer alternativen Ausführungsform weist die zentrale Innenöffnung des Dichtrings einen stufenförmigen Verlauf auf. Eine erste Stufe weist einen ersten Innendurchmesser auf und eine zweite Stufe einen zweiten Innendurchmesser, wobei der zweite Innendurchmesser größer gewählt ist als der erste Innendurchmesser. Der erste Innendurchmesser entspricht hierbei dem Innendurchmesser eines nicht gestuften Dichtrings. Der erste Innendurchmesser kann daher auf den Zapfendurchmesser der Dichtringaufnahme angepasst sein, so dass der erste Innendurchmesser auf die Übertragung von Drehmomenten zwischen Zylindertrommel und Kolben / Kolbenplatte über die Kontaktfläche von Dichtring und Zapfen optimiert werden kann. Der zweite Innendurchmesser hingegen, da er an der Drehmomentübertragung nicht beteiligt ist, kann dann auf eine optimale Ausdehnung optimiert werden, um sich bei steigenden, hohen Betriebsdrücken der aufweitenden Kolbenbohrung anzupassen.
In einer Ausführungsform besteht der Dichtring aus Metall, beispielsweise Eisen, einer Stahllegierung, oder einer sonstigen Metalllegierung. Es eignen sich hierfür insbesondere gehärteter Stahl mit Oberflächenhärten größer 48 Härteprüfung nach Rockwell, HRC, insbesondere Vergütungsstahl beispielsweise 100Cr6 mit einer Oberflächenhärte von ca. 62 HRC, insbesondere Einsatzstahl, beispielsweise 16MnCr5 mit einer Oberflächenhärte von ca. 60 HRC. Im Gegensatz zu vielen Keramiken haben Dichtringe aus Metall den Vorteil, dass sie sich bei entsprechender dünner Wandung durch den Kolbeninnendruck aufdehnen und somit zu einer besseren Abdichtung zwischen Dichtring und Kolbenrauminnenwand beitragen. Allerdings kann dieser Effekt auch mit Keramiken erreicht werden, die ein ähnliches Elastizitätsmodul wie Stahl aufweisen. Zum Beispiel bei Keramiken aus Zirkonoxid ZrÜ2 dehnen sich Ringe aus Zirkonoxid ZrÜ2 und Stahl überwiegend gleich aus.
In einer weiteren Ausführungsform sind die Oberflächeneigenschaften eines aus Metallen gefertigten Dichtrings in Bezug auf Oberflächenhärte, Reibbeiwerte und Verschleißbeständigkeit durch nachgelagerte Prozesse wie beispielsweise Nitrieren, Nitrocarburieren oder Hartstoffbeschichtung verbessert.
Ein Dichtring, erhalten aus einer Kugelscheibe, muss in axialer Richtung nicht zwingend symmetrisch ausgeführt sein. Durch eine Geometrie mit einer unsymmetrischen Kugelscheibe kann das druckabhängige Spiel zwischen Kugelring und Zylinderwand klein gehalten werden, um so eine möglichst geringe Leckage zu erzielen. Der Kugelring wird durch diese Gestaltung und den anliegenden Pumpendruck gezielt aufgedehnt.
In einer weiteren Ausführungsform ist der Dichtring in der Dichtringaufnahme mit einem Deckel gegen eine Bewegung entlang zur Längsachse des Kolbens gesichert. Der Deckel bildet den Kolbenboden und begrenzt gleichzeitig bei einer Abwärtsbewegung des Kolbens, das heißt in der Expansionsphase, abgesehen von einem planmäßig vorgesehenen vertikalen Spiel, eine Auswanderung des Dichtrings in Richtung des Deckels.
In einer weiteren Ausführungsform ist der Deckel mit einer Schraube, oder durch Klemmen oder durch Pressung an dem Kolben angebracht. Dies sind Befestigungsmethoden, die eine Abnahme des Deckels im Reparaturfall ermöglichen und so das Austauschen des Dichtrings im Verschleißfall vereinfachen.
Mathematisch gesehen ist die Oberfläche des abschnittsweisen kugelförmigen Dichtrings, die mit den Innenwänden des Zylinders in Kontakt tritt, eine symmetrische Kugelzone. Eine Kugelzone ist die gekrümmte Außenseite beispielsweise einer Kugelscheibe oder eines Kugelrings. Eine Kugelscheibe, oder auch Kugelschicht genannt, erhält man als den Mittelteil einer Vollkugel, wenn die Vollkugel von zwei parallelen Ebenen in drei Teile geschnitten wird. Wenn die parallelen Ebenen hierbei auf unterschiedlichen Seiten des Kugelmittelpunktes liegen und zugleich gleichen Abstand zum Kugelmittelpunkt haben, dann handelt es sich um eine symmetrische Kugelscheibe, deren Außenfläche eben eine symmetrische Kugelzone ergibt. Wenn die zwei parallelen Schnittebenen unterschiedlichen Abstand zum Kugelmittelpunkt haben kann auf diese Weise auch sehr einfach auch eine unsymmetrische Kugelscheibe gefertigt werden. Da der technische Aufwand, eine ausreichend perfekte Kugelform zu fertigen, relativ gering ist, lässt sich ein derartiger Dichtring mit relativ geringen Aufwand aus Vollkugeln mit entsprechendem Durchmesser fertigen, indem beiderseits eines gewählten Kugelgroßkreises Kugelsegmente entfernt werden, beispielsweise durch Fräsen, wodurch die gewünschte symmetrische oder asymmetrische Kugelscheibe entsteht. Solche Vollkugeln werden beispielsweise mit entsprechender Fertigungsgenauigkeit für Kugelgelenke und Schwenklager als Standardbauteile angeboten und sind somit allgemein und kostengünstig erhältlich.
In eine solche Art erhaltene Kugelscheibe kann dann mit einer Bohrung eine zentrale Mittelöffnung mit dem gewünschten Durchmesser geschaffen werden, die die Aufnahme des Dichtrings in einem Zapfen ermöglicht. Wie in den alternativen Ausführungsformen vorgesehen kann die Innenseite der Dichtscheibe ausgefräst werden um beispielsweise die Wandstärke des Dichtrings an einen gewünschten Verlauf anzupassen.
In einer weiteren Ausführungsform sind die Kolben mit einem Ende auf der Kolbenplatte befestigt. Dadurch, dass Änderungen in der Position des Kolbens im Zylinder durch das Spiel des Dichtrings und die abschnittswiese kugelförmige Form des Dichtrings vollkommen ausgeglichen werden, benötigt der Kolben an dem Kolbenboden abgewandten Ende des Kolbens keine Gelenke oder Gleitschuhe. Er kann vielmehr fest mit der Kolbenplatte verbunden werden.
In einer weiteren Ausführungsform verjüngt sich der Kolbendurchmesser im Bereich zwischen der Dichtringaufnahme und dem einen Ende zunehmend. Damit wird eine Kippbewegung des Kolbens innerhalb des Zylinders ermöglicht, die im Betrieb eine Berührung des Kolbens mit den Zylinderinnenwänden ausschließt.
In einer weiteren Ausführungsform weist der Kolben im Bereich zwischen der Dichtringaufnahme und dem einen Ende die Form eines Kegelstumpfes auf. In einer weiteren Ausführungsform sind Kolbenbohrungsachsen der Zylinder auf einer ersten Kreislinie, Kolbenbohrungsteilkreis, um eine Zylindertrommelachse verteilt, und die Kolbenlängsachsen auf einer zweiten Kreislinie, Kolbenteilkreis, um eine Kolbenplattenachse verteilt, wobei der Durchmesser (D ) der zweiten Kreislinie größer gewählt ist als der Durchmesser (Dz ) der ersten Kreislinie. Die Größenunterschiede zwischen erster Kreislinie und zweiter Kreislinie lassen sich durch die erfinderische Gestaltung von Dichtring und Zapfen ausgleichen und so eine kompaktere Bauart der Axialkolbenmaschine erzielen.
In einer weiteren Ausführungsform wird diese Ausgestaltung des Kolbens in einer sogenannten Floating Piston Maschine verwendet.
In einer weiteren Ausführungsform ist die Axialkolbenmaschine als eine Schrägscheibenmaschine ausgebildet.
Die Erfindung wird nun anhand von in den Zeichnungen abgebildeten Ausführungsbeispielen näher beschrieben und erläutert. Es zeigen:
Fig. 1 eine Schemazeichnung einer Axialkolbenmaschine mit den erfindungsgemäß ausgestalteten Kolben in einer neutralen Position
Fig. 2 eine Schemazeichnung einer Axialkolbenmaschine mit den erfindungsgemäß ausgestalteten Kolben in einer geschwenkten Position
Fig. 3 kegelstumpfförmiger Aufbau eines Kolbens
Fig. 4 zylinderförmiger Aufbau eines Kolbens
Fig. 5 einen kegelstumpfförmigen Kolben mit montiertem Dichtring
Fig. 6 Ausführungsbeispiel eines symmetrischen Dichtringes
Fig. 7 Ausführungsbeispiel eines asymmetrischen Dichtringes
Fig. 8 Ausführungsbeispiel eines symmetrischen Dichtringes mit innenseitigem Wulst
Fig. 9 Ausführungsbeispiel eines Dichtringes mit stufenförmiger Innenseite
Fig. 10 Ausführungsbeispiel eines Dichtrings mit kontinuierlicher Aufweitung seines
Innendurchmessers in seinem oberen Bereich
Fig. 11 einen Kolben mit einem Dichtring mit wulstartiger Innenausnehmung und Druckausgleichsbohrung Fig. 12 einen Kolben mit einem Dichtring mit gestuftem Innenprofil und Druckausgleichsbohrung
Figur 1 und Figur 2 zeigen den schematischen Aufbau einer sogenannten Floating Piston Maschine stellvertretend für Aufbau und Funktion von Axialkolbenmaschinen. Figur 1 und Figur 2 zeigen die gleiche Floating Piston Maschine in unterschiedlichen Arbeitszuständen. Aufbau und Funktion einer Floating Piston Maschine sind dem Fachmann hinreichend bekannt, so dass in Figur 1 und Figur 2 nur das Zusammenwirken eines Kolbens 2 mit einer Zylindertrommel 7, einer Kolbenplatte 8 und einer Schrägscheibe 9 beschrieben wird. Die Kolbenplatte 8 stützt sich auf der Schrägscheibe 9 ab und ist auf dieser drehbar gelagert. Figur 1 zeigt die Floating Piston Maschine 1 in einem neutralen Zustand, bei dem Schwenkscheibe 9 und Zylindertrommel 7 parallel zueinander ausgerichtet sind, während Figur 2 die Floating Piston Maschine 1 in einem Zustand zeigt bei dem die Schrägscheibe 9 und die Zylindertrommel nicht parallel zueinander ausgerichtet sind.
Bei dem Ausführungsbeispiel ist eine Mehrzahl von Zylindern 3 kreisförmig und gleichmäßig um eine Zylindertrommelachse 70 einer Zylindertrommel 7 verteilt. In dem Ausführungsbeispiel sind die Zylinder 3 als Kolbenbohrungen 3 ausgeführt und werden von nun an als solche bezeichnet. Dem Fachmann ist jedoch klar, dass ein Zylinder 3 auch anderweitig als durch eine Kolbenbohrung gefertigt sein kann. Um harmonische Schwingungen zu vermeiden wird üblicherweise eine ungerade Anzahl von Kolbenbohrungen 3 gewählt. An der Oberseite 71 der Zylindertrommel 7 weist jede Kolbenbohrung 3 eine Verbindungsbohrung 33 auf, über welche von der sogenannten Hochdruckseite der Floating Piston Maschine 1 den Kolbenbohrungen 3 ein Druckmittel zugeführt beziehungsweise abgeführt werden kann.
Die Zylindertrommel 7 ist so gelagert, dass eine Drehung um die Zylindertrommelachse 70 erlaubt wird. Zur Übertragung von Drehmomenten ist an der Zylindertrommel 7 eine Welle 72 angeordnet, welche im Falle der Betriebsart der Floating Piston Maschine als Pumpe eine Antriebswelle und im Falle der Betriebsart der Floating Piston Maschine als Kraftmaschine eine Abtriebswelle zur Verfügung stellt. Der Abstand R von einer Kolbenbohrungsachse 30 zu der Zylindertrommelachse 70 beträgt in dem beschriebenen Ausführungsbeispiel 45 mm, während die Kolbenbohrungen 3 jeweils einen Innendurchmesser D von 15 mm aufweisen. Um die Erfindung besser zu veranschaulichen sind die Figuren nicht maßstabsgetreu ausgeführt und geben Einzelheiten teilweise stark vergrößert wieder. Die Kolben 2 sind rotationsymmetrisch ausgeführt. Die Symmetrieachse der Kolben 2 wird im Folgenden auch als Längsachse 20 des Kolben 2 bezeichnet. Figur 3 zeigt den prinzipiellen Aufbau eines Kolbens 2 mit einem Kolbenkopf 21 an seinem oberen Ende und einem Kolbenfuß 22 an seinem unteren Ende. Die Richtungsangabe „nach oben" bezeichnet im Zusammenhang mit einem Kolben 2 eine Bewegung des Kolbens 2 innerhalb des Kolbenraums 31 in Richtung des Kolbenkopfes 21, während die Richtungsangabe „nach unten" eine Bewegung des Kolbens 2 innerhalb des Kolbenraumes 31 in Richtung des Kolbenfußes 22 bezeichnet. Der Kolbenkopf 21 weist typischerweise einen größeren Durchmesser auf als der Kolbenfuß 22. Der Kolben 2 kann daher entsprechend der Figur 2 in seinem Mittelbereich 24 die Form eines Kegelstumpfes aufweisen. Wichtig ist, dass der Durchmesser des Kolbenkopfes 21 so gewählt ist, dass der Kolbenkopf 21 zu keinem Zeitpunkt des Betriebes der Kolbenmaschine mit einer Innenwand 32 der Kolbenbohrung 3 in Berührung kommt. Insofern dafür Rechnung getragen wird, kann der Kolben 2 in seinem Mittelbereich 24 auch in Form eines Zylinders ausgeführt sein, wie dies in Fig. 4 dargestellt ist.
Die Kolbenplatte 8 ist als Kreisscheibe ausgeführt durch deren Kreisscheibenmittelpunkt sich eine Kolbenplattenachse 80 senkrecht zur Kolbenplatte 8 erstreckt. Die Kolbenplatte 8 ist drehbar gelagert, so dass sich die Kolbenplatte 8 um die Kolbenplattenachse 80 drehen kann. Die Schrägscheibe 9 ist ebenfalls als Kreisscheibe ausgeführt und durch deren Kreisscheibenmittelpunkt erstreckt sich senkrecht zur Schrägschreibe 9 eine Schrägscheibenachse 90. In dem neutralen Zustand der Floating Piston Maschine 1 sind die Kolbenplattenachse 80 und die Schrägscheibenachse 90 in einer Linie mit der Zylindertrommelachse 70.
Im Folgenden wird eine Ebene, die sich senkrecht um die Zylindertrommelachse 70 erstreckt als Zylindertrommelebene 75 und eine Ebene die sich senkrecht zur Kolbenplattenachse erstreckt als Kolbenplattenebene 85 bezeichnet. Im neutralen Zustand sind Zylindertrommelebene 75 und Kolbenplattenebene 85 parallel zueinander ausgerichtet. Bei Rotation der Zylindertrommel 7 bleibt in der neutralen Lage der Abstand zwischen Unterseite 72 der Zylindertrommel 7 und Oberseite 81 der Kolbenplatte 8 konstant. Wegen des konstanten Abstands führen die Kolben 2 keine Hubbewegung aus. Dieser Abstand zwischen Unterseite 72 der Zylindertrommel und Oberseite 81 der Kolbenplatte 8 wird im Folgenden daher als neutraler Abstand SO bezeichnet. In diesem Ausführungsbeispiel ist die Kolbenplatte 8 gegenüber der Zylindertrommelebene 85 schwenkbar ausgebildet. Bei einer Schwenkung der Schrägscheibe 9 ist darauf zu achten, dass sich die Zylindertrommelachse 70 und die Schrägscheibenachse 90 in einem Schwenkpunkt X unter einem Winkel a schneiden. Da die Kolbenplatte 8 auf der Schrägscheibe 9 gleitet und somit Kolbenplatte 8 und Schrägscheibe 9 dadurch stets parallel zueinander ausgerichtet bleiben ergibt sich aus einer geometrischen Gesetzmäßigkeit , dass der Winkel a unter welchem die Zylindertrommelebene 75 und die Kolbenplattenebene 85 sich schneiden dem Schwenkwinkel a entspricht. Der Schwenkwinkel a entspricht auch dem Winkel unter welchen die Kolbenachsen 20 gegenüber den Zylinderbohrungsachse 30 gekippt sind. Bei einem Schwenkwinkel a = 0°, der neutralen Lage, sind die Kolbenachsen 20 parallel zu den Kolbenbohrungsachsen 30 ausgerichtet.
Bei einem Schwenkwinkel a ungleich 0° wird eine Hälfte der Kolbenplatte 8 von der Zylindertrommel 7 weggekippt, und die andere Hälfte der Kolbenplatte der Zylindertrommel 7 zugeneigt, so dass bei einer Rotation sich der Abstand zwischen der Zylindertrommelunterseite 72 und der Kolbenplattenoberseite 81 fortlaufend ändert. Hierbei durchläuft die Kolbenplatte 8 während einer Drehung ausgehend von dem mittleren Abstand nach einer viertel Vollkreisdrehung einen maximalen Abstand Smax; nach einer weiteren Viertel Vollkreisdrehung kehrt die Oberseite 81 der Kolbenplatte 8 wieder zu dem mittleren Abstand zurück; nach einer weiteren Viertel Vollkreisdrehung durchläuft die Oberseite 81 der Kolbenplatte 8 einen minimalen Abstand Smin zur Unterseite der Zylindertrommel 7 und nach einer weiteren Viertel Vollkreisdrehung kehrt die Kolbenplatte 8 an ihrem Ausganspunkt zurück. Um diese Stellungen in der Figur 2 zu verdeutlichen sind diese Abstände und die beiden Kolben beziehungsweise Kolbenräume für eine geradzahlige Anzahl n von Kolbenbohrungen dargestellt.
Da die Kolben 2 mit ihrem Kolbenfuß 22 mit der Kolbenplatte 8 fest verbunden sind, führen die Kolben 2 zwangsweise diese Auf- und Abbewegungen bei einer Rotation von Zylindertrommel 7 und Kolbenplatte 8 aus. Bei der Aufwärtsbewegung verkleinert sich der Kolbenraum 31, der durch den Dichtring 5 zur Gehäuseinnenseite abgedichtet ist, bis der Kolben 2 einen oberen Totpunkt OT erreicht, wo er seine Hubbewegungsrichtung wechselt. Der Obere Totpunkt OT des Kolbens 2 ist identisch mit der Position, bei der die Kolbenplatte 8 den minimalen Abstand Smin erreicht hat. In der darauffolgenden Abwärtsbewegung vergrößert sich der Kolbenraum bis der Kolben 2 einen unteren Totpunkt UT erreicht, wo die Hubbewegung nach unten wieder in eine Hubbewegung nach oben wechselt. Der Untere Totpunkt UT ist identisch zur Position, bei der die Oberseite 81 der Kolbenplatte 8 einen maximalen Abstand Smax zur Unterseite 72 der Zylindertrommel 7 erreicht hat.
Der Kolbenfuß 22 ist vorteilhafterweise als Zylinder ausgeformt, weil hierdurch der Kolbenfuß 22 von einem Durchgangsloch in der Kolbenplatte 8 aufgenommen werden kann. Da sich im Anschluss an den Kolbenfuß 22 der Kolben entweder als Kegelstumpf verbreitert, oder eben eine Stufe zu dem größeren zylindrischen Mittelteil 24 bildet, stützt sich der Kolben 2 auf der Kolbenplattenoberseite 81 ab, um die Kräfte die im Kolbenraum 31 auf den Kolbenkopf 21 wirken in die Kolbenplatte 8 abzuleiten.
Falls der Mittelteil 24 gegenüber dem Kolbenfuß 22 keine Verbreiterung aufweist kann diese Abstützung alternativ dadurch erreicht werden, dass die Aufnahmen für den Kolbenfuß 22 als Sacklöcher ausgeführt sind und sich der jeweilige Kolbenfuß 22 in dem jeweiligen Sackloch abstützt. Die Kolbenfüße 22 sind beispielsweise durch Verpressen in der Durchgangsbohrung beziehungsweise dem Sackloch gegen jede Art von Bewegung fixiert. Alternativ kann eine Verbindung auch anderweitig form- oder kraftschlüssig erfolgen, zum Beispiel durch Einpressen, Schrumpfen, Gewinde oder Schweißen.
Fig. 5 zeigt einen Kolben 4 mit einem in einer Dichtringaufnahme 4 montierten Dichtring 5. Die Dichtringaufnahme 4 weist in diesem Fall einen am Kolbenkopf 21 zentrierten Zapfen 23 auf, welcher eine Mittenöffnung 51 des Dichtrings 5 aufnimmt. Der Innendurchmesser d, der Mittenöffnung 51 ist hierbei deutlich größer als der Durchmesser dz des Zapfens 23 gewählt. Eine Bewegung des Dichtrings 5 in Richtung der Längsachse 20 des Kolbens 2 ist durch einen Deckel 6 begrenzt, welcher auf dem Zapfen 23 montiert wird.
Fig. 6 zeigt einen Dichtring 5 in seiner einfachsten herstellungstechnischen Ausführungsform. Der Dichtring 5 der Figur 6 ist eine Kugelscheibe bei der die Kugelscheibe nach oben und nach unten von einer Äquatorebene 58 des Dichtrings gleiche Höhen h/2 aufweist. Die Äquatorebene 58 beinhaltet den Großkreis auf der Mantelfläche 52 des Dichtrings, welcher senkrecht zur Dichtringachse 50 liegt. Bei gleichen Höhen h/2 des Dichtrings auf beiden Seiten der Äquatorebene handelt es ich somit um einen symmetrisch ausgestalteten Dichtring 5. Aus dem Krümmungsradius r ergibt sich der Durchmesser da des Dichtrings, welcher idealerweise etwas kleiner ist, als der Kolbendurchmesser d.
Wir betrachten zunächst den Fall, dass die Kolbenplattenebene 85 parallel zu der Zylindertrommelebene 75 ausgerichtet ist und dabei die Zylindertrommelachse 70 mit der Kolbenplattenachse 80 und der Schrägscheibenachse 90 zusammenfällt, also der neutralen Lage. Bei einer Rotation von Zylindertrommel 7 und Kolbenplatte 8 in der neutralen Lage führen die Kolben 2 keine Hubbewegung aus, weil keine Relativbewegungen in Richtung der Kolbenbohrungsachsen 30 auftreten. So wirken auf den Dichtring 5 auch keine vertikalen Kräfte, d.h. Kräfte parallel zur Zylindertrommelachse 70.
Betrachten wir nun an Hand der Figur 2 die Verhältnisse bei einer Schrägstellung der Schrägscheibe 9 gegenüber der Zylindertrommel 7 um einen Schwenkwinkel a <> 0°.
Ein starrer Kolbenkopf beschreibt bei einer Rotation der Zylindertrommel 7 innerhalb der Kolbenbohrung 3 eine elliptische Bahn wobei die Scheitelpunkte der Hauptachse dieser elliptischen Bahn am oberen Totpunkt OT und unteren Totpunkt UT durchlaufen werden. In der Situation wie sie in Figur 2 gezeigt ist, würde der Kolben 2, wenn er den Oberen Totpunkt OT erreicht, über den Teil der Innenwand 32 der Kolbenbohrung herausragen, die von der Zylindertrommelachse 70 den kleinsten Abstand hat, also näher zur Zylindertrommelachse 70 liegt. Im Gegensatz hierzu würde der Kolben 2, wenn der Kolben 2 seinen unteren Totpunkt UT erreicht, über den Teil der Innenwand 32 der Kolbenbohrung 3 hinausragen, die von der Zylindertrommelachse 70 den größten Abstand hat. In der Darstellung der Figur 2 würden somit beide Kolben 2 an die jeweilige rechte Zylinderwand 31 drücken. Im Falle eines starren Kolbenkopfes 21 und einer starren Zylindertrommel 7 würde dies unweigerlich zum Verklemmen des Kolbenkopfes 21 in den Kolbenbohrungen 3 führen.
Diesem Verklemmen wird bei der erfindungsgemäßen Floating Piston Maschine 1 auf zwei Arten entgegengewirkt. Zum einen ist die Kolbenplatte 8 auf der Schrägscheibe 9 verschiebbar gelagert. Die Drücke von den Kolbenräumen 31 werden über die starren Kolben 2 auf die Kolbenplatte 8 übertragen und verschieben die Kolbenplatte 8 auf der Schrägscheibe 9. Dies ist in der Figur 2 dadurch ersichtlich, dass sich nun die Kolbenplattenachse 80 links von der Schrägscheibenachse 90 befindet. Zum anderen kann der Dichtring 5, weil er innerhalb der Dichtungsaufnahme 4 verschiebbar aufgenommen ist, quer zu der Kolbenlängsachse den auf den Dichtring 5 von den Innenwänden 32 der Kolbenbohrung 3 einwirkenden Kräften ausweichen. Der Innendurchmesser d, des Dichtrings 5 und der Durchmesser dz des Zapfens sind idealerweise so aufeinander abgestimmt, dass das resultierende Spiel ÖQ groß genug ist, dass der Dichtring 5 im Zusammenspiel mit der Verschiebung der Kolbenplatte 8 auf der Schrägscheibe 9 der elliptischen Bahn folgen kann, ohne zu verklemmen. Wenn dieses Spiel richtig eingestellt ist, kann von der Zylindertrommel 7 über die Dichtringe 5 ein Drehmoment auf die Kolbenplatte 8 übertragen werden, so dass die Kolbenplatte von der Zylindertrommel 7 mitgenommen wird. Alternativ kann aber die Kolbenplatte 8 beispielsweise über ein Getriebe mit der Zylindertrommel 7 synchronisiert werden, wodurch größere Freiheiten hinsichtlich der inneren Dichtringgeometrie und den Zapfen 23 eröffnet werden.
Durch die abschnittsweise kugelförmige Mantelfläche 52 des Dichtrings 5 mit einem Krümmungsradius r der im Wesentlichen dem halben Kolbenbohrungsdurchmessers D/2 entspricht, berühren sich Kolbenbohrungsinnenwand 32 und Dichtring 5 in einer Kreislinie, dem Dichtkreis 59, unabhängig davon, wie stark die Kolbenlängsachse 20 gegenüber der Kolbenbohrungsachse 30 gekippt ist und damit wie tief der Kolben 2 in seiner Hubbewegung in die Kolbenbohrung 3 eintaucht. Hierdurch steht die Ebene, in der der Dichtkreis 59 liegt, stets senkrecht zur Kolbenbohrungsachse 30. Hierdurch wird der Verschleiß im Kontakt Dichtring - Kolbenbohrung reduziert und die Axialkolbenmaschine wiederum effizienter und robuster. Die Lebensdauer des metallischen Dichtrings 5 ist somit deutlich höher als ein elastisch ausgeführter Dichtring nach dem Stand der Technik.
Im Folgenden wird die Kreislinie, auf der die Kolbenbohrungsachsen 30 um die Zylindertrommelachse verteilt sind, als Kolbenbohrungsteilkreis und der Durchmesser des Kolbenbohrungsteilkreis als Kolbenbohrungsteilkreisdurchmesser Dz bezeichnet. Die Kolbenfüße 22 und insbesondere die Kolbenlängsachsen 20 der einzelnen Kolben 2 schneiden die Kolbenplatte 8 senkrecht und sind auf einer Kreislinie, die im Folgenden als Kolbenteilkreis bezeichnet wird, um die Kolbenplattenachse 80 gleichmäßig verteilt. Der Durchmesser des Kolbenteilkreises wird im Folgenden als Kolbenteilkreisdurchmesser D bezeichnet.
In einer Ausführungsvariante sind die Kolben 2 so auf der Kolbenplatte 8 angeordnet, dass in der neutralen Lage die Längsachsen 20 der Kolben 2 und die Längsachsen 30 einer jeweiligen Kolbenbohrung 3 zusammenfallen. Somit sind Kolbenteilkreis durchmesser D und Kolbenbohrungsteilkreisdurchmesser Dz identisch. Wenn der Abstand R der Kolbenbohrungsachsen 20 zur Zylindertrommelachse 70 wie eingangs erwähnt 45mm beträgt, ergibt sich der Kolbenbohrungsteilkreisdurchmesser Dz zu Dz = 2R = 90mm und der Kolbenteilkreisdurchmesser D ebenfalls zu 90mm.
Es hat sich jedoch gezeigt, dass der Kolbenteilkreisdurchmesser D insbesondere auch größer als der Kolbenbohrungsteilkreisdurchmesser Dz gewählt werden kann. In einer zweiten Ausführungsvariante ist der Kolbenteilkreisdurchmesser D gleich 90,4 mm gewählt. Ein Kolbenteilkreisdurchmesser D welcher größer ist als der Kolbenbohrungs teilkreisdurchmesser Dz hat den Vorteil, dass die Floating Piston Maschine kompakter gebaut werden kann, weil sich bei gleichem Spiel ÖQ ein größerer Schwenkwinkel a erzielen lässt. Ein gegenüber dem Kolbenbohrungsteilkreisdurchmesser Dz vergrößerter Kolbenteilkreisdurchmesser D wird ermöglicht durch die quer zur Kolbenachse 20 verschiebbar gelagerten Dichtringe 5 die den größeren Kolbenachsenabstand D durch ein Verschieben der Dichtringe 5 in der Dichtringaufnahme 4 ausgleichen.
In einer weiteren in Figur 8 gezeigten Ausführungsform ist die Innenwand des Dichtrings 5 mit einem Innenwulst 54 versehen, so dass der Dichtring 5 über seine Höhe h in vertikaler Richtung beispielsweise eine gleichbleibende Materialstärke aufweist. Der Hintergrund einer von der reinen Ringform abweichenden Geometrie des Dichtringes ist die folgende:
Wenn ein Kolbenraum 31 der Zylindertrommel 7 über die Verbindungsbohrungen 33 mit der Hochdruckseite verbunden ist, wirkt dieser Hochdruck (bis zu 350 bar oder mehr) auf die Innenwand 32 der Bohrung der Zylindertrommel 7, die den Kolbenraum 31 bildet. Es hat sich gezeigt, dass diese innere Druckkraft, trotz der massiven Ausführung der Zylindertrommel 7, zu einer Aufweitung bzw. einer Verformung der entsprechenden Kolbenbohrung 3 führen kann. Eine solche einseitige Aufweitung würde zu einer Vergrößerung des Spaltes 34 zwischen Kolbenbohrung 3 und Dichtring 5 führen. Um diesen Nachteil auszugleichen schlägt die Erfindung vor, den Dichtring 5 von seiner Geometrie so zu gestalten, dass wenn die Innenseite des Dichtrings 5 mit radialen Druckkräften beaufschlagt ist, der Dichtring sich entsprechend aufweiten kann und somit der Spalt 34 zwischen Kolbenbohrung 3 und Dichtring 5 über die gesamte Bandbreite des Betriebsdrucks idealerweise konstant bleibt. Durch das Spiel ÖQ sowie ÖH findet der Druck seinen Weg in den Bereich hinter den Dichtring bzw. in den Raum zwischen Zapfen 23 und Innendurchmesser Dichtring 5. Da der Arbeitsdruck im Kolbenraum 31 in gleicher Höhe auf die innere Geometrie des Dichtungsringes 5 wirkt, wird der Dichtring 5 bei entsprechend angepasster Wandstärke beziehungsweise angepasstem Querschnittprofil sich entsprechend mit aufweiten.
In einer ersten Variante kann dies dadurch erreicht werden, dass der Dichtring 5 an seiner Innenseite 53 eine wulstartige Vertiefung 54 aufweist. Diese wulstartige Vertiefung 54 kann beispielsweise so ausgeführt sein, dass der Dichtring 5 über seinen vertikalen Verlauf h eine annähernd gleiche horizontale Dicke z aufweist. Durch diese gleichförmig horizontale Dicke z kann der Dichtring bewusst geschwächt werden, um so einem auf die Innenseite des Dichtrings wirkenden Druck durch Aufweitung, also Vergrößerung seines Außendurchmessers da nachzugeben.
In einer alternativen Ausführungsform des Dichtrings, wie sie in Figur 7 gezeigt ist, wird eine Abnahme der Dichtringwandstärke dadurch erzielt, dass der Dichtring 5 asymmetrisch ausgeführt ist. Das heißt, die Höhe hi2 des Dichtrings von seiner Äquatorebene 58 aus gemessen nach oben ist größer als die Höhe hi des Dichtrings von seiner Äquatorfläche 58 nach unten gemessen. Auf diese Weise ist die geringere Wandstärke Z2 des Dichtrings 5 an seinem oberen Ende gegenüber der Wandstärke zi des Dichtrings an seinem unteren Ende bewusst in Kauf genommen um dem hohen Druck des Druckmittels im Kolbeninnenraum nachzugeben. Über die obere Höhe hi2 lässt sich auf diese Weise die gewünschte Aufweitung des Dichtrings einstellen.
In einer weiteren in Figur 9 gezeigten Ausführungsform ist der Innendurchmesser des Dichtrings abgestuft. In seinem oberen Teil, also dem Teil der dem Deckel des Kolbens 2 zugewandt ist, ist der Innendurchmesser d2 größer gewählt als der Innendurchmesser d, in seinem unteren Teil. Hierdurch wird alternativ zu einer annähernd konstanten Dichtringquerschnittsdicke z nach der in Figur 6 dargestellten Ausführungsform erreicht, dass der Dichtring 5 wegen der geringeren Materialdicke Z2 in seinem oberen Bereich einem höheren Betriebsdruck nachgibt, während der Dichtring 5 auf Grund der höheren Materialdicke zi in seinem unteren Bereich weitgehend seine Form beibehält und somit die Anpassung zwischen Dichtringinnendurchmesser d, und Zapfendurchmesser dz nicht verändert wird. Die gewünschte Aufweitung des Dichtrings in seinem oberen Bereich kann insbesondere durch den oberen Durchmesser d2 und die Höhe auf welcher die Abstufung zwischen oberen und unteren Bereich angeordnet ist, eingestellt werden.
In einer alternativen Ausführungsform, welche in Fig. 10 gezeigt ist, weitet sich der Innendurchmesser des Dichtrings über seine Höhe nach oben kontinuierlich auf, wodurch die Wandstärke des Dichtrings 5 mit der Höhe noch stärker abnimmt und so noch leichter dem Druck des Dichtrings im Innenraum 57 nachgeben kann. In seinem unteren Bereich, erstreckt sich der Dichtring 5 über eine erste Höhe hi von der Äquatorebene nach unten, und in seinem oberen Bereich über eine zweite Höhe hi2 nach oben. Je nachdem wieviel Aufweitung benötigt wird kann die Aufweitung des Innenraums 57 des Dichtrings 5, wie gezeigt an der Äquatorebene 58 beginnen, kann aber auch erst darüber oder alternative auch unterhalb der Äquatorebene 58 beginnen. Hierfür kann sowohl ein symmetrisch ausgestalteter Dichtring 5, bei dem die erste Höhe hi gleich der zweiten Höhe hi2 gewählt ist, als auch wie in Figur 10 abgebildet ein asymmetrisch ausgestalteter Dichtring 5, bei dem die erste Höhe hi unterschiedlich zur zweiten Höhe hi2 gewählt ist, verwendet werden. Eine geometrieoptimierte Auslegung der Ringgeometrie als Funktion z(h) über die Höhe des Dichtrings 5 kann bei Bedarf beispielsweise auch über entsprechende Verformungsanalysen mit der Finiten Element Methode ausreichend genau bestimmt werden.
Da die Aufweitung der Kolbeninnwand 32 von vielen Faktoren abhängig ist, wie beispielsweise dem verwendeten Material für die Zylindertrommel 7, dem Kolbenbohrungsdurchmesser d, den Wandstärken zwischen zwei benachbarten Kolbenbohrungen 3 um die wichtigsten zu nennen, kann hier keine allgemeine Formel angegeben werden. Bei Laborversuchen hat sich jedoch gezeigt, dass bei Betriebsdrücken von 350 bar die Aufweitung der Kolbenbohrung 3 bei der im Ausführungsbeispiel gewählten Dimensionierung zwischen 10 pm und 30 pm liegen kann, in speziellen Einzelfällen auch darüber oder darunter. Eine Methode die Querschnittsdicke z des Dichtrings zu bestimmen, besteht daher darin, zunächst in einem ersten Schritt die Verformung der Kolbenbohrung 3 bei dem höchsten vorgesehenen Betriebsdruck zu bestimmen. In einer Versuchsreihe werden Dichtringe 5 mit unterschiedlichen Querschnittsdicken z dem höchsten vorgesehenen Betriebsdruck ausgesetzt und die dadurch ausgelöste Durchmesserzunahme Ad des Dichtrings 5 bestimmt. Es wird dann die Dichtringgeometrie ausgewählt, das heißt in diesem Fall der Dichtring 5 mit der Querschnittsdicke z bei dem die Differenz Ad zwischen gemessenen Kolbeninnenwanddurchmesser d+ Ad unter Belastung mit dem höchsten Betriebsdruck und Dichtringdurchmesser d,+ D d, unter Belastung mit dem höchsten Betriebsdruck dem gewählten Spiel zwischen Kolbeninnwand 32 und Dichtring 5 entspricht.
Alternativ oder zusätzlich zu einem Druckausgleich über das vertikale und das horizontale Spiel des Dichtrings 5 in der Dichtringaufnahme 4, kann ein Druckausgleich zwischen Kolbeninnenraum 31 und dem Inneren 57 des Dichtrings 5 auch durch ein oder mehrere Durchbrüche im Deckel 6 erzielt werden. Figur 11 zeigt eine Ausführungsform eines Kolben 2 mit einem Dichtring 5 mit wulstartiger Ausnehmung an der Innenwand 54 des Dichtrings 5. Bei diesem Ausführungsbeispiel ist ein Druckausgleich zwischen Kolbeninnenraum 31 und dem Inneren 57 des Dichtrings 5 durch ein oder mehrere Druckausgleichsbohrungen 9, die sich von der Oberseite des Deckels 6 durch den Zapfens 23 nach unten und dann in radialer Richtung des Zapfens 23 erstrecken, vorgesehen. Ein solcher Druckausgleich eignet sich sowohl für Dichtringe 5 mit kontinuierlichen Verlauf der Dichtringdicke z, als auch, wie in Figur 12 dargestellt, für Dichtringe mit abgestuften Innenprofil. Bei diesem Ausführungsbeispiel ist ein Druckausgleich zwischen Kolbeninnenraum 31 und dem Inneren 57 des Dichtrings 5 ebenso durch ein oder mehrere Druckausgleichsbohrungen 9, die sich von der Oberseite des Deckels 6 durch den Zapfens 23 nach unten und dann in radialer Richtung des Zapfens 23 erstrecken, vorgesehen.

Claims

Patentansprüche
1. Axialkolbenmaschine (1) bei der Kolben (2) in Zylindern (3) eine Hubbewegung ausführen und bei der die Kolben (2) eine Dichtringaufnahme (4) für einen Dichtring (5) aufweisen, wobei die Dichtringaufnahme (4) so ausgestaltet ist, dass sie eine Bewegung des Dichtrings (5) quer zu einer Längsachse (20) des Kolbens (2) zulässt, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtring (5) zumindest in einem Bereich, welcher während der Hubbewegungen an Innenwänden (32) des Zylinders (3) eine Abdichtung bewirkt, kugelförmig ausgebildet ist, wobei der Krümmungsradius des bereichsweisen kugelförmig ausgebildeten Dichtringes (5) im Wesentlichen dem halben Durchmesser (d) des Zylinders (3) entspricht.
2. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtring (5) aus nicht verformbarem Material gefertigt ist.
3. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtring (5) aus einem starren, insbesondere gegen Verschleiß widerstandsfähigen Material besteht.
4. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 1, 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtring (5) aus Metall, beziehungsweise einer Metalllegierung besteht.
5. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 1, 2, 3 oder 4, dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtring (5) aus Keramik besteht, insbesondere aus Oxidkeramik oder alternativ Nichtoxidkeramik besteht.
6. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 5, dadurch gekennzeichnet, dass die Dichtringaufnahme (4) einen Zapfen (23) umfasst und der Dichtring (5) eine zum Zapfen (23) korrespondierende zentrale Innenöffnung (51) aufweist, wobei der Innendurchmesser (d,) des Dichtrings (5) größer gewählt ist als der Zapfendurchmesser (d2).
7. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, dass der Querschnitt des Dichtrings (5), so ausgestaltet ist, dass bei einem hohen Betriebsdruck die Verformung des Dichtrings (5) durch den Betriebsdruck eine Aufweitung der Zylinderinnenwand (32) durch den Betriebsdruck weitgehend ausgleicht.
8. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 7 dadurch gekennzeichnet, dass die zentrale Innenöffnung (51) des Dichtrings (5) eine umlaufende wulstartige Ausnehmung (54) aufweist.
9. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 7, dadurch gekennzeichnet, dass die zentrale Innenöffnung des Dichtrings (5) einen stufenförmigen Verlauf (55, 56) aufweist.
10. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 7 - 9, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (2) derart ausgestaltet ist, dass ein Druckausgleich zwischen Kolbeninnenraum (31) und dem Inneren (57) des Dichtrings ermöglicht wird.
11. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass ein horizontales Spiel (ÖQ) zwischen Innendurchmesser des Dichtrings (5) und dem Zapfen (23) und ein vertikales Spiel (ÖH) des Dichtrings (5) innerhalb der Dichtringaufnahme (4) wenigstens so groß gewählt sind, dass diese den Druckausgleich zwischen Kolbeninnenraum (31) und dem Inneren (57) des Dichtrings (5) ermöglichen.
12. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 10, dadurch gekennzeichnet, dass der Druckausgleich zwischen Kolbeninnenraum (31) und dem Inneren (57) des Dichtrings (5) wahlweise durch ein oder mehrere Durchbrüche im Deckel (6) und/oder einen oder mehreren Druckausgleichsbohrungen, die sich von der Oberseite des Zapfens (23) in das Innere des Dichtrings (5) erstrecken, ermöglicht ist.
13. Axialkolbenmaschine nach einem der Ansprüche 6 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass wenn der Dichtring (5) aus Keramik besteht, eine Keramik mit zu Stahl ähnlichen Elastizitätsmodul gewählt ist, insbesondere eine Zirkonoxidkeramik gewählt ist.
14. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 13 dadurch gekennzeichnet, dass der Dichtring (5) in der Dichtringaufnahme (4) mit einem Deckel (6) gegen eine Bewegung entlang zur Längsachse (20) des Kolbens (2) gesichert ist.
15. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 14, dadurch gekennzeichnet, dass der Deckel (6) mit einer Schraube, oder durch Klemmen oder durch eine Pressung an dem Kolben (2) angebracht ist.
16. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 15, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolben (2) mit einem Ende (22) auf einer Kolbenplatte (8) befestigt ist.
17. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 16, dadurch gekennzeichnet, dass der Kolbendurchmesser im Bereich zwischen der Dichtringaufnahme (4) und dem einen Ende (22) sich zunehmend verjüngt.
18. Axialkolbenmaschine (1) nach Anspruch 17, dadurch gekennzeichnet, dass dass der Kolben (2) im Bereich zwischen der Dichtringaufnahme (4) und dem einen Ende (22) die Form eines Kegelstumpfes aufweist.
19. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 18, bei der die Zylinder (3) auf einer Zylindertrommel (7) um eine Zylindertrommelachse (70) verteilt sind, und bei der die Kolben (20) auf einer Kolbenplatte (8) um eine Kolbenplattenachse (80) verteilt sind, dadurch gekennzeichnet, dass eine Rotation der Zylindertrommel (7) um die Zylinderachse (70) mit einer Rotation der Kolbenplatte (8) um die Kolbenplattenachse (80) durch Synchronisationsmittel miteinander synchronisiert sind, wobei die Synchronisation nicht durch eine Drehmomentübertragung über die Kolben (2) erfolgt.
20. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 19, bei der Kolbenbohrungsachsen (30) der Zylinder (3) auf einer ersten Kreislinie um eine Zylindertrommelachse (70) verteilt sind, und bei der die Kolbenlängsachsen (20) auf einer zweiten Kreislinie um eine Kolbenplattenachse 80 verteilt sind dadurch gekennzeichnet, dass der Durchmesser (D ) der zweiten Kreislinie größer gewählt ist als der Durchmesser (Dz) der ersten Kreislinie.
21. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 20, dadurch gekennzeichnet, dass die Axialkolbenmaschine (1) eine sogenannte Floating Piston Maschine ist.
22. Axialkolbenmaschine (1) nach einem der Ansprüche 1 bis 21, dadurch gekennzeichnet, dass die Axialkolbenmaschine (1) eine Schrägscheibenmaschine ist.
23. Verfahren zum Herstellen eines Dichtrings nach einem der Ansprüche 1 - 22, dadurch gekennzeichnet, dass als Ausgangsprodukt eine Vollkugel gewählt wird und dass parallel zu einem Großkreis dieser Vollkugel zwei Kugelsegmente entfernt werden, wodurch eine Kugelscheibe erhalten wird.
24. Verfahren zum Herstellen eines Dichtrings nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, dass eine zentrische Bohrung durch die Rotationsachse der Kugelscheibe vorgenommen wird.
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