WO2002035097A1 - Füllstücklose innenzahnradpumpe - Google Patents

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WO2002035097A1
WO2002035097A1 PCT/DE2001/003484 DE0103484W WO0235097A1 WO 2002035097 A1 WO2002035097 A1 WO 2002035097A1 DE 0103484 W DE0103484 W DE 0103484W WO 0235097 A1 WO0235097 A1 WO 0235097A1
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WO
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tooth
ring gear
pinion
peripheral surface
geared wheel
Prior art date
Application number
PCT/DE2001/003484
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English (en)
French (fr)
Inventor
Reinhard Pippes
Original Assignee
Eckerle Industrie-Elektronik Gmbh
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Publication date
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Priority to US10/415,225 priority patent/US6893239B2/en
Priority to DE50104246T priority patent/DE50104246D1/de
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    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/10—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member
    • F04C2/102—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of internal-axis type with the outer member having more teeth or tooth-equivalents, e.g. rollers, than the inner member the two members rotating simultaneously around their respective axes
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/082—Details specially related to intermeshing engagement type machines or pumps
    • F04C2/084—Toothed wheels

Definitions

  • the invention relates to a filler-less internal gear pump with the features according to the preamble of claim 1.
  • Filling-free internal gear pumps or motors have a toothing of pinion and ring gear, the teeth of which are in sealing contact with one another both at the mutual engagement in tooth gaps and, approximately diametrically opposite, on the opposing tooth heads, in order to thereby delimit a suction area from a pressure area , Since it is not possible in practice due to unavoidable manufacturing tolerances and due to the elastic deformations that occur in particular at higher pressures to achieve the mentioned sealing contact, in particular in the area of the toothing in which the tooth heads are to be in contact with one another, measures must be taken to ensure this Ensure tight contact in all operating conditions.
  • the ring gear is received with radial play in a race and rotates together with it.
  • the circumferential surface of the ring gear has axial grooves in which sealing elements are accommodated in a radially movable manner.
  • the annular gap between the race and the circumferential surface of the ring gear is divided into circumferential sections which can be sealed off from one another and which, in the pressure region, are connected to a groove acted upon by hydraulic fluid comes.
  • the sealing contact of the tooth heads of the pinion and ring gear with respect to the engagement area is ensured in that the ring gear rotates in a bearing ring which is movable transversely to its axis but is non-rotatably accommodated in the housing is arranged.
  • the bearing ring is pivotable relative to the housing about a pivot axis parallel to its axis.
  • the swivel axis is such that the ring section of the bearing ring assigned to the non-meshing ring gear area is moved at least approximately radially towards the pinion axis by the pressure forces acting on the ring gear in the pressure chamber, as a result of which the tooth heads are held in mutual sealing contact in the non-meshing ring gear area (DE 196 51 683 A1 ).
  • the object of the invention is to provide an internal gear pump of the type mentioned, in which the sealing effect between the tooth heads is improved and the noise level is reduced.
  • the tooth heads of either the pinion or the ring gear or both gear wheels have an asymmetrically reduced circumferential surface
  • the tooth heads can initially meet one another in the non-contacting ring gear region without any bumps.
  • the tooth tip circumferential surfaces come into contact via the part thereof less drawn back due to the asymmetry. This ensures that the tooth tips are properly sealed to one another.
  • the take-back surface attaches to the tooth flanks of the ring gear and pinion lying opposite each other when approaching and immediately before the meeting, and thus results in a smooth run-up of the tooth heads on one another.
  • the part of the asymmetrical circumferential surface that is closer to the tooth base extends from the transition to the tooth flank to the tooth center line or even into the region of the circumferential surface of the tooth head that lies beyond the tooth center line with respect to the transition mentioned. This means that approximately half of the original circumferential or rounded surface, not corrected according to the invention, is retained for the purpose of sealing.
  • FIG. 1 shows a cross section along the line l-l in Fig. 2.
  • Figure 2 is an axial section along the line II-II in Fig. 1.
  • FIG. 3 shows a section analogous to FIG. 1 of a modified embodiment
  • FIG. 4 shows a representation of the ring gear region without engagement in both of the above embodiments on a greatly enlarged scale to illustrate the tooth tip withdrawal according to the invention.
  • the internal gear pump shown in FIGS. 1 and 2 comprises a housing, designated as a whole by 1, which is constructed from a pot-shaped housing part 11 and a housing cover 12 fastened to its end face.
  • a pinion shaft 14 is rotatably mounted, on which a pinion 2 is fixed in a rotationally fixed manner.
  • the pinion 2 meshes with a ring gear 3 which is received in a bearing ring 4 and is rotatably supported therein.
  • the pinion 2 and the ring gear 3 are, as shown in FIG. 1, mounted relative to each other with an eccentricity e.
  • the eccentricity e ie the distance between the pinion axis and the ring gear axis, corresponds to the theoretical tooth geometry of the pinion and ring gear and presupposes that the toothings roll and slide against one another without play.
  • the teeth of the pinion 2 and the ring gear 3 mesh with one another in such a way that on the left side in FIG. 1 in the region of the dividing line A, the teeth of the pinion 2 fully engage in the tooth gaps of the ring gear 3 and rest against the tooth flanks while they are on the opposite, in Fig. 1 right side have completely emerged from the tooth gaps of the ring gear 3.
  • Embodiment 3 tooth heads each one after the other in the course of the rotation.
  • the number of teeth and the geometry of the intermeshing teeth are chosen so that this type of meshing can be effected.
  • the ring gear 3 and pinion 2 each have involute teeth, ie the tooth flanks have an involute contour.
  • the number of teeth of the ring gear 3 differs from that of the pinion 2 by 1.
  • the bearing ring 4 is received in a housing bore 15 of the cup-shaped housing part 11 with a radial play of approximately 0.2 mm.
  • the wall of the housing bore 15 is partially penetrated by a bearing pin 16 which is pressed firmly into the bottom of the housing bore 15. With the largely semi-cylindrical part of the bearing pin 16 protruding beyond the wall of the housing bore 15, it is received in an axially directed groove 17 of the bearing ring 4.
  • the axial groove 17 is adapted to the shape of the bearing pin 16 and is also partially cylindrical.
  • the bearing pin 16 engaging in the axial groove 17 forms for the bearing ring 4 a pivot axis running parallel to the axes of the pinion 2 and the ring gear 3, about which the bearing ring 4 can be pivoted in the housing bore 15 within the scope of the radial play available.
  • this is Pivot axis in a quadrant of the bearing ring 4, which extends between the non-meshing ring gear region E and the center of the pressure chamber D.
  • the pivot axis is at an angular distance of approximately 80 ° from the apex of the non-meshing ring gear region E. At this apex, two teeth of pinion and ring gear are largely aligned with one another with their tooth heads.
  • the bearing ring 4 is pivoted about the pivot axis 16, 17, as a result of which the ring section corresponding to the non-meshing ring gear region E is moved approximately radially with respect to the pinion axis and towards it. Consequently, the tooth heads of pinion 2 and ring gear 3 are moved against one another in the non-meshing ring gear region E with a force proportional to the size of the resultant R. As a result, the sealing contact in this tooth area is maintained in proportion to the pressure.
  • the bearing ring 4 has a further axial groove 18 with a rectangular cross section on its outer circumference at a point which is assigned to the apex of the non-meshing ring gear region E.
  • This axial groove 18 is assigned a receiving bore 19 in the bottom of the housing bore 15, in which a hairpin spring 20 is held.
  • the hairpin spring 20 protrudes into the axial groove 18 and loads the bearing ring 4 radially such that the teeth of the ring gear 3 are pressed against one another with their tooth tips in the non-meshing ring gear region E.
  • This direction of loading largely corresponds to the direction of movement which the bearing ring 4 executes as a result of the pivoting movement about the pivot axis 16, 17.
  • the force of the hairpin spring 20 can be kept relatively low, since it only serves to ensure the necessary sealing contact between the tooth heads in the non-engaging ring gear region E during the starting process of the internal gear pump, ie at a time when no operating pressure has yet been built up in the pressure chamber D. and therefore no compressive forces act.
  • the position and direction of the resultant R can largely be predetermined and essentially corresponds to that shown in FIG. 1.
  • the pressure build-up in the pressure chamber D can be influenced in a known manner by prefilling slots on the teeth of pinion 2 and / or ring gear 3, so that, for. B. across the tooth gaps of the pressure chamber D there is a largely equal pressure.
  • the resultant R is perpendicular to the line shown in solid lines in FIG. 1, which connects the apex of the non-meshing ring gear region E with the pinion tooth with full engagement in a tooth gap of the ring gear.
  • the embodiment according to FIG. 3 differs from that according to FIGS. 1, 2 essentially in that the ring gear 3 'is widened in a known manner on its outer circumference in the axial direction to form a race 3 "by the specific bearing pressure in the bearing ring 4 '. In addition, there is no pressure spring 20.
  • the axially widened running surface of the ring gear 3' which protrudes on both sides over the side surfaces of the ring gear and pinion and whose cross section is shown in FIG. 3, but for the present invention has no meaning, reference is made to DE 198 15 421 A1.
  • the mode of operation of this embodiment corresponds to that of the embodiment according to FIGS. 1, 2.
  • FIG. 4 the engagement-free ring gear region E of the two above embodiments is shown enlarged as a detail.
  • the toothings are shown with the uncorrected tooth shape and - for the ring gear - with the tooth shape corrected according to the invention.
  • the teeth 22 and 33 of pinion 2 or ring gear 3 are in a relative position in which they have moved so far towards one another in the direction of rotation indicated by the arrow that their outer circumferential surfaces 23 and 34 are at least partially opposite one another and against one another issue.
  • the circumferential surfaces 23, 34 can be uncorrected partial cylinder surfaces with the tip circle diameter of the respective toothing or with a smaller diameter (see THE TOOTH FORMS OF THE GEARS H. Trier, Springer-Verlag 1954) and form a transition line 25 or 35 with the respective involute flank 24 or 35. 36, which in practice is always rounded to a transition area. This applies to uncorrected
  • the teeth 33 of the ring gear 3 are corrected according to the invention. That is, with respect to a tooth center line 40, which here also represents a tooth axis of symmetry or plane of symmetry, the teeth 33 are asymmetrically withdrawn in the head region.
  • a withdrawal surface 41 'starting from the uncorrected circumferential surface 34 created, the transition line 42 to the involute wrap 35 on the tooth root 44 is closer than the transition 36 of the same tooth on the opposite side.
  • the extent of the removed amount of material, starting from the uncorrected contour of the toothing is shown exaggerated and hatched in FIG. 4.
  • the take-back surface 41 can extend as far as a transition line 45 into the region of the original circumferential surface 34, which Tooth flank 35 is already beyond the center line 40.
  • the withdrawal surface can also extend all the way to the opposite tooth flank, whereby the transition line 45 can coincide with the transition line 36 or even lie in the subsequent tooth flank, or can also be shorter than shown, for example in such a way that approximately half of the before the correction circumferential surface 34 available for the seal is retained. In the former case, care must be taken to ensure that the deviation of the withdrawal surface 41 from the uncorrected circumferential surface 34 in the section located beyond the center line 40 is small in order not to impair the sealing contact.
  • the take-back surface 41 has a smooth, continuous course in the exemplary embodiment shown and can be a cylindrical, in particular circular-cylindrical surface in all cases.
  • the radius of this surface can in principle be selected within wide limits, which are determined only by the size of the toothing and thereby which extension of the withdrawal surface 41 to the opposite tooth flank is desired. It goes without saying that intersections occurring (transition lines 42, 45) are rounded or smoothed in order to avoid any edges.
  • the teeth 22 of the pinion 2 can alternatively or additionally be corrected.
  • the transition line corresponding to the transition line 42 from the withdrawal surface to the involute flank 24 lies on the involute flanks shown on the right in FIG. 4.
  • the circumferential surfaces 23, more precisely their transition edges 25, run smoothly and smoothly onto the withdrawal surfaces 41 and ultimately on the remaining part of the circumferential surface 34 which ensures the sealing of the tooth heads can be pressed as described above.
  • the retraction of the tooth tips and their function according to the invention is independent of the type of pressing of the tooth tips against one another.
  • the tooth heads can be withdrawn during production by subsequent grinding after the generation of the uncorrected toothing or a DIN toothing, or during the generation of the toothing by means of a corresponding tool profile.
  • a cycloid toothing can be provided on the gear wheels.
  • the internal gear pump in particular at higher operating pressures, can be equipped in a known manner with axial pressure plates.

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Abstract

Eine füllstücklose Innenzahnradpumpe mit einem Gehäuse, einem in dem Gehäuse umlaufenden innenverzahnten Hohlrad (3) und einem in dem Gehäuse drehbar gelagerten, mit dem Hohlrad kämmenden aussenverzahnten Ritzel (2), dessen Zähne durch einen vollen Eingriff in Zahnlücken des Hohlrads, einerseits, und einen Dichtkontakt mit den Zahnköpfen des Hohlrads in einem dem Zahnlückeneingriff annähernd diametral gegenüberliegenden eingriffsfreien Hohlradbereich, andererseits, einen Saugraum und einen Druckraum in den Verzahnungen definieren. Die Verzahnung von Hohlrad und Ritzel ist eine Evolventen-oder Zykloidenverzahnung, wobei die Zahnköpfe eine gerundete Umfangsfläche (23, 34) haben. Die Zahnköpfe von Hohlrad (3) und/oder Ritzel (2) sind bezüglich einer Mittellinie (40) jedes Zahns (22, 33) asymmetrisch derart gerundet, dass sich eine Übergangslinie (42) zwischen der Zahnflanke (24, 35) und der Umfangsfläche (41) bei dem Hohlrad auf der in Drehrichtung hinteren Zahnflanke (35) und bei dem Ritzel auf der in Drehrichtung vorderen Zahnflanke (24) näher an dem Zahnfuss befindet als auf der jeweils gegenüber liegenden Zahnflanke.

Description

Füllstücklose Innenzahnradpumpe
Beschreibung
Die Erfindung betrifft eine füllstücklose Innenzahnradpumpe mit den Merkmalen gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruches 1.
Füllstücklose Innenzahnradpumpen bzw. -motoren haben eine Verzahnung von Ritzel und Hohlrad, deren Zähne sowohl an dem gegenseitigen Eingriff in Zahnlücken als auch, etwa diametral gegenüber, an den einander gegenüber liegenden Zahnköpfen abdichtend in gegenseitigem Kontakt stehen, um dadurch einen Saugbereich von einem Druckbereich abzugrenzen. Da es in der Praxis auf Grund unvermeidbarer Fertigungstoleranzen sowie aufgrund der insbesondere bei höheren Drücken auftretenden elastischen Verformungen nicht möglich ist, den erwähnten Dichtkontakt insbesondere in dem Bereich der Verzahnungen zu erzielen, in welchem die Zahnköpfe aneinander anliegen sollen, müssen Maßnahmen ergriffen werden, um diesen Dichtkontakt bei allen Betriebsbedingungen zu gewährleisten.
Hierzu ist bei einer bekannten Innenzahnradpumpe der eingangs genannten Art vorgesehen, dass das Hohlrad mit Radialspiel in einem Laufring aufgenommen ist und mit diesem zusammen umläuft. Die Umfangsflache des Hohlrads weist Axialnuten auf, in denen Dichtelemente radial beweglich aufgenommen sind. Dadurch ist der Ringspalt zwischen dem Laufring und der Umfangsflache des Hohlrads in gegeneinander abdichtbare Umfangsabschnitte unterteilt, die im Druckbereich mit einer von Druckflüssigkeit beaufschlagten Nut in Verbindung kommt. Dadurch ist in dem Ringspalt in einem oder mehreren Umfangsabschnitten ein Druckaufbau vorgesehen, der das Hohlrad in den Eingriff mit der Verzahnung des Ritzels drückt und damit die Zahnköpfe zur dichtenden Anlage aneinander hält (DE 44 21 255 C1 ).
Bei einer weiteren bekannten Innenzahnradmaschine, die ebenfalls zu der eingangs genannten Gattung zählt, ist der abdichtende Kontakt der Zahnköpfe von Ritzel und Hohlrad gegenüber dem Eingriffsbereich dadurch gewährleistet, dass das Hohlrad in einem quer zu seiner Achse bewegbaren, jedoch undrehbar in dem Gehäuse aufgenommenen Lagerring umlaufend angeordnet ist. Der Lagerring ist relativ zu dem Gehäuse um eine zu seiner Achse parallele Schwenkachse schwenkbar. Die Schwenkachse liegt so, dass der dem eingriffsfreien Hohlradbereich zugeordnete Ringabschnitt des Lagerrings durch die im Druckraum auf das Hohlrad wirkenden Druckkräfte zumindest annähernd radial zur Ritzelachse hin bewegt wird, wodurch die Zahnköpfe in dem einghffsfreien Hohlradbereich in gegenseitigem Dichtkontakt gehalten werden (DE 196 51 683 A1 ).
In die Praxis umgesetzte Ausführungen dieser bekannten Innenzahnradpumpen weisen für Hohlrad und Ritzel jeweils eine Evolventenverzahnung auf, bei der die Zahnflanken als Evolventenkurven gestaltet sind und die Zahnköpfe eine von der Evolventenform abweichende Umfangsflache, gewöhnlich eine Kreiszylinderfläche, haben. Bei dieser Verzahnungsart kommen im Saugraum, d.h. zwischen dem vollen Zahneingriff und dem eingriffsfreien Hohlradbereich, die Zähne von Ritzel und Hohlrad bereichsweise außer Kontakt und nähern sich erst kurz vor dem eingriffsfreien Bereich, in welchem die Zahnköpfe dichtend aneinander liegen sollen, wieder gegenseitig an. Hierbei können stoßartige Berührungen der Zahnkanten im Übergangsbereich zwischen der Zahnflanke und der Umfangsflache der Zähne auftreten, durch welche die Dichtwirkung der aneinander anliegenden Umfangsflächen der Zahnköpfe beeinträchtigt wird und erhebliche Laufgeräusche entstehen können. Um diese Nachteile zu beheben, sind bei diesen bekannten Innenzahnradpumpen die Zahnköpfe gerundet, d.h. die Zahnkanten an dem Übergang zwischen Zahnflanke und Umfangsflache zurück genommen. Ein durchgreifender Erfolg zur Verbesserung der Dichtwirkung, insbesondere bei hohen Drücken, ist dadurch aber noch nicht erzielt worden.
Aufgabe der Erfindung ist es, eine Innenzahnradpumpe der eingangs genannten Art zu schaffen, bei der die Dichtwirkung zwischen den Zahnköpfen verbessert und die Geräuschentwicklung herabgesetzt ist.
Erfindungsgemäß wird diese Aufgabe gelöst durch eine Gestaltung der gattungsgemäßen Innenzahnradpumpe entsprechend dem Kennzeichen des Patentanspruches 1.
Dadurch, dass die Zahnköpfe entweder des Ritzels oder des Hohlrads oder beider Zahnräder eine asymmetrisch zurückgenommene Umfangsflache haben, können die Zahnköpfe bei der gegenseitigen Annäherung im eingriffsfreien Hohlradbereich zunächst stoßfrei aufeinander treffen. Im weiteren Verlauf der gegenseitigen Anlage kommen die Zahnkopf-Umfangsflächen über den durch die Asymmetrie weniger zurück genommenen Teil davon in Kontakt. Dadurch tritt eine einwandfreie Abdichtung der Zahnköpfe aneinander ein. Die Rücknahmefläche setzt dabei an den sich bei der Annäherung und unmittelbar vor dem Aufeinandertreffen gegenüber liegenden Zahnflanken von Hohlrad und Ritzel an und ergibt dadurch ein glattes Auflaufen der Zahnköpfe aufeinander. Nach einer vorteilhaften Weiterbildung erstreckt sich der näher dem Zahnfuß liegende Teil der asymmetrischen Umfangsflache von dem Übergang zur Zahnflanke bis zu der Zahn-Mittellinie hin oder sogar in den Bereich der Umfangsflache des Zahnkopfs hinein, der bezüglich des genannten Übergangs jenseits der Zahn-Mittellinie liegt. Damit bleibt annähernd die Hälfte der ursprünglichen, nicht erfindunggemäß korrigierten Umfangs- oder Abrundungsfläche zum Zweck der Abdichtung beibehalten.
Naturgemäß hängt das Ausmaß der Zahnkopf-Rücknahme von der Modellgröße ab. Sie beträgt deshalb zweckmäßigerweise, gemessen von dem Übergang zwischen der nicht korrigierten Umfangs- oder Abrundungsfläche und der Zahnflanke, das 0,02 - 0,1 -fache des Verzahnungsmoduls m. Weitere Vorteile und Merkmale der Erfindung ergeben sich aus der nachfolgenden Beschreibung von Ausführungsbeispielen anhand der beiliegenden Zeichnungen. In den Zeichnungen zeigen:
Fig. 1 einen Querschnitt längs der Linie l-l in Fig. 2;
Fig. 2 einen Axialschnitt längs der Linie ll-ll in Fig. 1 ;
Fig. 3 einen zu Fig. 1 analogen Schnitt einer modifizierten Ausführungsform, und
Fig. 4 eine Darstellung des eiπgriffsfreien Hohlradbereichs beider vorstehender Ausführungsformen in stark vergrößertem Maßstab zur Verdeutlichung der erfindungsgemäßen Zahnkopf-Rücknahme.
Die in den Fig. 1 und 2 dargestellte Innenzahnradpumpe umfaßt ein im Ganzen mit 1 bezeichnetes Gehäuse, das aus einem topfförmigen Gehäuseteil 11 und einem an dessen Stirnseite befestigten Gehäusedeckel 12 aufgebaut ist. In dem topfförmigen Gehäuseteil 11 ist eine Ritzelwelle 14 drehbar gelagert, auf der ein Ritzel 2 drehfest befestigt ist. Das Ritzel 2 kämmt mit einem Hohlrad 3, das in einem Lagerring 4 aufgenommen und darin drehbar gelagert ist. Das Ritzel 2 und das Hohlrad 3 sind, wie aus Fig. 1 hervorgeht, relativ zueinander mit einer Exzentrizität e gelagert. Die Exzentrizität e, d. h. der Abstand zwischen der Ritzelachse und der Hohlradachse, entspricht der theoretischen Verzahnungsgeometrie von Ritzel und Hohlrad und setzt spielfreies Abwälzen bzw. Gleiten der Verzahnungen aneinander voraus. Die Verzahnungen des Ritzels 2 und des Hohlrads 3 kämmen in einer Weise miteinander, daß auf der linken Seite in Fig. 1 im Bereich der Trennlinie A die Zähne des Ritzels 2 voll in die Zahnlücken des Hohlrads 3 eingreifen und an den Zahnflanken anliegen, während sie auf der gegenüberliegenden, in Fig. 1 rechten Seite ganz aus den Zahnlücken des Hohlrads 3 ausgetreten sind. In diesem eingriffsfreien Hohlradbereich E stützen sich mehrere der Zahnköpfe des Ritzels 2 und des Hohlrads 3 (in dem gezeigten Ausführungsbeispiel jeweils 3 Zahnköpfe) nacheinander im Verlauf der Umdrehung aufeinander ab. Die Zähnezahlen und die Geometrie der miteinander kämmenden Verzahnungen sind so gewählt, daß diese Art des Kämmens bewirkt werden kann. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel weisen Hohlrad 3 und Ritzel 2 jeweils eine Evolventen-Verzahnung auf, d.h. die Zahnflanken haben eine Evolventenkontur. Die Zähnezahl des Hohlrads 3 unterscheidet sich von derjenigen des Ritzels 2 um 1.
Bei der Drehung des Ritzels 2 in der durch Pfeil angedeuteten Richtung vergrößert sich der frei werdende Zahnlückenraum, ausgehend von dem vollen Eingriff der Ritzelverzahnung in die Hohlradverzahnung über der Trennlinie A, zunehmend bis zum Erreichen des aus Fig. 1 ersichtlichen Zustandes beim erneuten Überschreiten der Trennlinie A (auf der rechten Seite in Fig. 1 ). Hierdurch ist über der Trennlinie der Saugraum S der Innenzahnradpumpe gebildet. Unter der Trennlinie verringert sich der freie Zahnlückenraum wieder zunehmend, sodaß dadurch der Druckraum D gebildet ist. In Fig. 1 sind der Saugraum S und der Druckraum D in ihrer Projektion angedeutet; es versteht sich jedoch, daß der Saugraum S und der Druckraum D sich jeweils in Umfangsrichtung innerhalb der Verzahnung erstrecken.
Der Lagerring 4 ist in einer Gehäusebohrung 15 des topfförmigen Gehäuseteils 11 mit einem Radialspiel von etwa 0,2 mm aufgenommen. Die Wand der Gehäusebohrung 15 wird teilweise von einem Lagerstift 16 durchsetzt, der in den Boden der Gehäusebohrung 15 fest eingepreßt ist. Mit dem über die Wand der Gehäusebohrung 15 überstehenden weitgehend halbzylindrischen Teil des Lagerstifts 16 ist dieser in einer axial gerichteten Nut 17 des Lagerrings 4 aufgenommen. Die Axialnut 17 ist der Form des Lagerstifts 16 angepaßt und ebenfalls teilzylindrisch.
Der in die Axialnut 17 eingreifende Lagerstift 16 bildet für den Lagerring 4 eine zu den Achsen von Ritzel 2 und Hohlrad 3 parallel verlaufende Schwenkachse, um welche der Lagerring 4 im Rahmen des zur Verfügung stehenden Radialspiels in der Gehäusebohrung 15 schwenkbar ist. Wie aus Fig. 1 hervorgeht, liegt diese Schwenkachse in einem Quadrant des Lagerrings 4, der sich zwischen dem eingriffsfreien Hohlradbereich E und der Mitte des Druckraums D erstreckt. In dem gezeigten Ausführungsbeispiel befindet sich die Schwenkachse in einem Winkelabstand von etwa 80° von dem Scheitelpunkt des eingriffsfreien Hohlradbereichs E. In diesem Scheitelpunkt stehen zwei Zähne von Ritzel und Hohlrad mit ihren Zahnköpfen weitgehend zueinander ausgerichtet aufeinander.
Die Wirkungsweise der Innenzahnradpumpe gemäß den Fig. 1 und 2 ist folgende:
Bei Drehung des Ritzels 2 in der gezeigten Drehrichtung wird Fördermedium durch einen nicht gezeigten Saugkanal in den Saugraum S zwischen den Verzahnungen des Ritzels 2 und des Hohlrads 3 eingefördert. Aus dem Druckraum D wird das Fördermedium mit erhöhtem Druck durch einen nicht gezeigten Druckkanal gedrückt. Der diesbezügliche Aufbau einer Innenzahnradpumpe ist hinreichend bekannt und bedarf daher hier keiner gesonderten Erläuterung.
Die im Druckraum D herrschenden Druckkräfte zwischen den miteinander kämmenden Verzahnungen wirken längs einer Resultierenden R so, daß das Hohlrad 3 sich von dem Ritzel 2 zu entfernen sucht, d. h. es besteht die Neigung, daß der aufgrund der Verzahnungsgeometrie vorhandene Kontakt zwischen den Zähnen von Ritzel 2 und Hohlrad 3, insbesondere der Dichtkontakt zwischen den Zahnköpfen in dem eingriffsfreien Hohlradbereich E, verloren geht. Die durch den Lagerstift 16 bzw. dessen Eingriff in die Axialnut 17 gebildete Schwenkachse des Lagerrings 4 liegt jedoch dem eingriffsfreien Hohlradbereich E näher als die Linie der Resultierenden R. Da die Resultierende R über das Hohlrad 3 auf den Lagerring 4 wirkt, entsteht somit ein Drehmoment um die Schwenkachse 16, 17 in Fig. 1 im Gegenuhrzeigersinn. Durch dieses Drehmoment wird der Lagerring 4 um die Schwenkachse 16, 17 geschwenkt, wodurch der dem eingriffsfreien Hohlradbereich E entsprechende Ringabschnitt annähernd radial bezüglich der Ritzelachse und zu dieser hin bewegt wird. Folglich werden in dem eingriffsfreien Hohlradbereich E die Zahnköpfe von Ritzel 2 und Hohlrad 3 mit einer der Größe der Resultierenden R proportionalen Kraft gegeneinander bewegt. Dadurch ist der Dichtkontakt in diesem Verzahnungsbereich druckproportional aufrecht erhalten. Der Lagerring 4 weist an einer Stelle, die dem Scheitelpunkt des eingriffsfreien Hohlradbereichs E zugeordnet ist, eine weitere Axialnut 18 mit einem Rechteckquerschnitt an seinem Außenumfang auf. Dieser Axialnut 18 ist in dem Boden der Gehäusebohrung 15 eine Aufnahmebohrung 19 zugeordnet, in der eine Haarnadelfeder 20 gehalten ist. Die Haarnadelfeder 20 ragt in die Axialnut 18 und belastet den Lagerring 4 radial so, daß die Zähne des Hohlrads 3 in dem eingriffsfreien Hohlradbereich E mit ihren Zahnköpfen gegeneinander gedrückt werden. Diese Belastungsrichtung entspricht weitgehend der Bewegungsrichtung, die der Lagerring 4 infolge der Schwenkbewegung um die Schwenkachse 16, 17 ausführt. Die Kraft der Haarnadelfeder 20 kann relativ gering gehalten werden, da sie lediglich dazu dient, den notwendigen Dichtkontakt zwischen den Zahnköpfen in dem eingriffsfreien Hohlradbereich E beim Anlaufvorgang der Innenzahnradpumpe zu gewährleisten, d. h. zu einer Zeit, in der im Druckraum D noch kein Betriebsdruck aufgebaut ist und daher auch noch keine Druckkräfte wirken.
Die Lage und Richtung der Resultierenden R ist weitgehend vorherbestimmbar und entspricht im wesentlichen der in Fig. 1 eingezeichneten. Der Druckaufbau in dem Druckraum D läßt sich in bekannter Weise durch Vorfüllschlitze an den Zähnen von Ritzel 2 und/oder Hohlrad 3 beeinflussen, so daß z. B. über die Zahnlücken des Druckraums D hinweg ein weitgehend gleicher Druck besteht. In diesem Fall steht die Resultierende R senkrecht auf der in Fig. 1 ausgezogen dargestellten Linie, die den Scheitelpunkt des eingriffsfreien Hohlradbereichs E mit dem Ritzelzahn bei vollem Eingriff in eine Zahnlücke des Hohlrads verbindet.
Die Ausführungsform gemäß Fig. 3 unterscheidet sich von derjenigen gemäß den Fig. 1 , 2 im wesentlichen dadurch, dass das Hohlrad 3' in bekannter Weise an seinem Außenumfang in axialer Richtung zu einem Laufring 3" verbreitert ist, um die spezifische Lagerpressung in dem Lagerring 4' gering zu halten. Außerdem ist auf eine Andrückfeder 20 verzichtet. Bezüglich der axial verbreiterten Lauffläche des Hohlrads 3', die zu beiden Seiten über die Seitenflächen von Hohlrad und Ritzel übersteht und deren Querschnitt aus Fig.3 hervorgeht, jedoch für die vorliegende Erfindung keine Bedeutung hat, wird auf DE 198 15 421 A1 verwiesen. Die Wirkungsweise dieser Ausführungsform entspricht derjenigen der Ausführungsform gemäß den Fig. 1 , 2.
In Fig. 4 ist als Ausschnitt der eingriffsfreie Hohlradbereich E von beiden vorstehenden Ausführungsformen vergrößert wiedergegeben. Gezeigt sind die Verzahnungen mit der nicht korrigierten Zahnform und - für das Hohlrad - mit der erfindungsgemäß korrigierten Zahnform. Die Zähne 22 und 33 von Ritzel 2 bzw. Hohlrad 3 befinden sich in einer Relativstellung, in der sie sich in der durch Pfeil angedeuteten Drehrichtung so weit aufeinander zu bewegt haben, dass ihre äußeren Umfangsflächen 23 bzw. 34 einander zumindest teilweise gegenüber liegen und aneinander anliegen. Die Umfangsflächen 23, 34 können unkorrigiert Teilzylinderflächen mit dem Kopfkreisdurchmesser der jeweiligen Verzahnung oder mit einem geringeren Durchmesser sein (siehe DIE ZAHNFORMEN DER ZAHNRÄDER H. Trier, Springer-Verlag 1954) und bilden mit der jeweiligen Evolventenflanke 24 bzw. 35 eine Übergangslinie 25 bzw. 36, die in der Praxis stets zu einem Übergangsbereich gerundet ist. Dies gilt bei nicht korrigiertem
Zahnkopf für die in Drehrichtung vordere und hintere Zahnflanke der Zähne 22 und 33.
In dem gezeigten Ausführungsbeispiel sind gemäß Fig. 4 die Zähne 33 des Hohlrads 3 erfindungsgemäß korrigiert. D.h., bezüglich einer Zahn-Mittellinie 40, die hier zugleich eine Zahn-Symmetrieachse bzw. -Symmetrieebene darstellt, sind die Zähne 33 im Kopfbereich asymmetrisch zurückgenommen. Dadurch ist' ausgehend von der nicht korrigierten Umfangsflache 34 eine Rücknahmefläche 41 geschaffen, deren Übergangslinie 42 zu der Evolventenflanke 35 näher an dem Zahnfuß 44 liegt als der Übergang 36 desselben Zahns auf der gegenüber liegenden Seite. Zur Verdeutlichung der Rücknahme ist in Fig. 4 das Ausmaß der entfernten Materialmenge ausgehend von der nicht korrigierten Kontur der Verzahnung schraffiert übertrieben dargestellt. Im allgemeinen ist ein Rücknahmebetrag a zwischen 0,02m und 0,1 m (m = Verzahnungsmodul gemessen in mm) brauchbar. Aus der Darstellung ist ersichtlich, dass sich die Rücknahmefiäche 41 bis zu einer Übergangslinie 45 in den Bereich der ursprünglichen Umfangsflache 34 hinein erstrecken kann, der bezüglich der Zahnflanke 35 bereits jenseits der Mittellinie 40 liegt. Die Rücknahmefläche kann auch ganz bis zu der gegenüber liegenden Zahnflanke hin verlaufen, wobei die Übergangslinie 45 mit der Übergangslinie 36 zusammenfallen oder sogar in der anschließenden Zahnflanke liegen kann, oder auch kürzer als dargestellt sein, z.B. derart, daß etwa die Hälfte der vor der Korrektur für die Abdichtung zur Verfügung stehenden Umfangsflache 34 beibehalten bleibt. Im ersteren Fall ist darauf zu achten, dass die Abweichung der Rücknahmefläche 41 von der nicht korrigierten Umfangsflache 34 in dem jenseits der Mittellinie 40 befindlichen Abschnitt gering ist, um den Abdichtkontakt nicht zu beeinträchtigen.
Die Rücknahmefläche 41 hat in dem gezeigten Ausführungsbeispiel einen glatten stetigen Verlauf und kann in allen Fällen eine zylindrische, insbesondere kreiszylindrische Fläche sein. Der Radius dieser Fläche kann grundsätzlich in weiten Grenzen gewählt werden, die nur von der Größe der Verzahnung und dadurch bestimmt sind, welche Erstreckung der Rücknahmefläche 41 zu der gegenüber liegenden Zahnflanke hin gewünscht ist. Dabei versteht es sich, dass auftretende Verschneidungen (Übergangslinien 42, 45) gerundet oder geglättet sind, um jegliche Kanten zu vermeiden.
In entsprechender weise können alternativ oder zusätzlich die Zähne 22 des Ritzels 2 korrigiert sein. In diesem Fall liegt jedoch die der Übergangslinie 42 entsprechende Übergangslinie von der Rücknahmefläche zur Evolventenflanke 24 auf den in Fig. 4 rechts gezeigten Evolventenflanken.
Durch die beschriebene Korrektur der Zähne 33 können bei dem Zueinanderlaufen der Zähne 22 und 33 die Umfangsflächen 23, genauer deren Übergangskanten 25, glatt und stoßfrei auf die Rücknahmeflächen 41 auflaufen und letztlich an den für die Abdichtung der Zahnköpfe sorgenden verbliebenen Teil der Umfangsflache 34 in der vorstehend geschilderten Weise angepreßt werden. Allgemein ist die erfindungsgemäße Rücknahme der Zahnköpfe und deren Funktion jedoch unabhängig von der Art der Anpressung der Zahnköpfe aneinander. Die Rücknahme der Zahnköpfe kann in der Fertigung durch nachträgliches Schleifen nach der Erzeugung der nicht korrigierten Verzahnung oder einer DIN- Verzahnung oder schon bei der Erzeugung der Verzahnung durch ein entsprechendes Werkzeugprofil erfolgen.
Im Rahmen der Erfindung kann von den vorstehenden Ausführungsbeispielen abgewichen werden. So kann anstelle der Evolventenverzahnung eine Zykloidenverzahnung an den Zahnrädern vorgesehen sein. Weiterhin kann die Innenzahnradpumpe, insbesondere bei höheren Betriebsdrücken, in bekannter Weise mit axialen Druckplatten ausgestattet sein.

Claims

Patentansprüche
1. Füllstücklose Innenzahnradpumpe mit einem Gehäuse (1), einem in dem Gehäuse umlaufenden innenverzahnten Hohlrad (3) und einem in dem
Gehäuse drehbar gelagerten, mit dem Hohlrad kämmenden außenverzahnten Ritzel (2), dessen Zähne durch einen vollen Eingriff in Zahnlücken des Hohlrads, einerseits, und einen Dichtkontakt mit den Zahnköpfen des Hohlrads in einem dem Zahnlückeneingriff annähernd diametral gegenüberliegenden eingriffsfreien Hohlradbereich (E), andererseits, einen Saugraum (S) und einen Druckraum (D) der Verzahnung definieren, wobei die Verzahnung von Hohlrad und Ritzel eine Evolventen- oder Zykloidenverzahnung ist und die Zahnköpfe eine gerundete Umfangsflache haben, d ad u rch g eken nzeichn et, dass die gerundete Umfangsflache (41, 34) der Zahnköpfe von Hohlrad (3, 3') und/oder Ritzel (2) bezüglich einer Mittellinie (40) jedes Zahns (22, 33) asymmetrisch ist derart, dass der Übergang (42) zwischen der Zahnflanke (24, 35) und der Umfangsflache (41 , 34) bei dem Hohlrad auf der in Drehrichtung hinteren Zahnflanke (35) und bei dem Ritzel auf der in
Drehrichtung vorderen Zahnflanke (24) sich näher dem Zahnfuß befindet als auf der jeweils gegenüber liegenden Zahnflanke.
2. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1, d ad u rch g e ken nzeich net, dass sich die Umfangsflache aus einer Rücknahmefläche (41) und einer nicht korrigierten Umfangsflache (34) zusammensetzt.
3. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, daß der Übergang (42) zwischen der Rücknahmefläche (41) und der nicht korrigierten Umfangsflache (34) in der Nähe der Zahn-Mittellinie (40) liegt.
4. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 3, dadurch geke nnzeichnet, daß die Rücknahmefläche (41) und die nicht korrigierte Umfangsflache (34) jeweils Kreiszylinderflächen sind.
5. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 1, dadurch gekennzeichnet, daß die asymmetrisch gerundete Umfangsflache (41) sich durchgehend zwischen den Zahnfianken jedes Zahns erstreckt.
6. Innenzahnradpumpe nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, daß die Umfangsflache (41) eine Kreiszylinderfläche ist
7. Innenzahnradpumpe nach einem der Ansprüche 1 bis 6, dadurch gekennzeichnet, daß das Ausmaß (a) der Rücknahme des Zahnkopfs (in mm), gemessen von dem Übergang (36) zwischen der nicht korrigierten Umfangsflache (34) und der Zahnflanke (35), 0,02m-0, m beträgt (m = Verzahnungsmodul).
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