WO2006010471A1 - Hydrostatischer kreiskolbenmotor - Google Patents

Hydrostatischer kreiskolbenmotor Download PDF

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WO2006010471A1
WO2006010471A1 PCT/EP2005/007543 EP2005007543W WO2006010471A1 WO 2006010471 A1 WO2006010471 A1 WO 2006010471A1 EP 2005007543 W EP2005007543 W EP 2005007543W WO 2006010471 A1 WO2006010471 A1 WO 2006010471A1
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shaft
hydrostatic
teeth
rotary
engine according
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PCT/EP2005/007543
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English (en)
French (fr)
Inventor
Siegfried A. Eisenmann
Original Assignee
Eisenmann Siegfried A
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Publication date
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Priority to EP05761659.1A priority patent/EP1776525B1/de
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    • 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
    • F03C2/00—Rotary-piston engines
    • F03C2/22—Rotary-piston engines of internal-axis type with equidirectional movement of co-operating members at the points of engagement, or with one of the co-operating members being stationary, the inner member having more teeth or tooth- equivalents than the outer member
    • 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
    • F04C2/103—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 one member having simultaneously a rotational movement about its own axis and an orbital movement
    • F04C2/105—Details concerning timing or distribution valves

Definitions

  • the invention relates to a hydrostatic, low-speed rotary piston engine according to the preamble of the independent claims 1 and 2.
  • a hydrostatic rotary piston engine of this type is known from EP 1 074 740 Bl.
  • An advantage of the disclosed there formation of a rotary piston engine is compared to previous solutions is that the bearings of the hydrostatically highly loaded part of the shaft are arranged immediately adjacent with small axial distance in the fixed housing, so a small amount of bending and tooth deformation on the shaft and, accordingly, a maximum Printing performance and thus to torque delivery can be achieved. Because of this bearing arrangement, there is no way to create a 1: 1 rotary connection between the acting as a rotor rotary piston and responsible for the commutation rotary valve, it has been proposed to synchronously drive the rotary valve via a gear transmission from the shaft.
  • this gear transmission is an eccentric internal gear, in which the disk-shaped rotary valve itself acts as an eccentric member of this transmission and thus performs an unavoidable orbital movement.
  • the invention has as its object to eliminate these deficiencies and at the same time reduce the caused by the orbital movement slightly increased friction at the rotary valve and the production costs.
  • the invention eliminates these disadvantages while retaining the above-mentioned advantages of such machines.
  • the hydrostatic, low-speed rotary piston engine comprises a power unit acting as an output with a centric fixed stator, a rotary piston as the rotor and a centrically mounted shaft.
  • the stator has an internal toothing with the number of teeth d.
  • the rotary piston has a part in the
  • Internal teeth of the stator engaging external teeth with a number of teeth c and an internal teeth with a number of teeth b.
  • the shaft meshes with its external teeth with a number of teeth a partially the internal toothing of the rotary piston, wherein the rotary piston for performing an orbital movement is arranged and dimensioned eccentrically such that with working fluid ver and disposable tooth chambers between the inner teeth of the stator and the outer teeth of the rotary piston form.
  • An inlet and outlet part is used for supply and disposal of the power unit with the working fluid.
  • the rotary piston engine comprises a toothed gear, which is arranged between a - formed in particular by a sun gear - shaft external teeth of the shaft with a number of teeth w and an internal toothing of a fixed internal gear with a number of teeth z as a synchronous drive for the rotary valve.
  • the shaft is mounted on both sides of the power section immediately adjacent bearings arranged.
  • the gear transmission is arranged exclusively in the leakage oil region of the engine and is arranged by a planetary gear with at least one planet carrier, which is rotatably connected to the rotary valve and on which planet gears between the shaft outer teeth and the stationary inner ring gear are arranged, or preferably by an eccentric with an eccentric , which is rotatably connected to the rotary valve formed.
  • the inventive wobble gear requires a much smaller eccentricity, which according to the invention is independent of the eccentricity of the rotary piston in the power section, so that this wobble angle is substantially smaller than half of that wobble angle of the earlier construction.
  • this wobble angle is substantially smaller than half of that wobble angle of the earlier construction.
  • the particular disc-shaped eccentric When using an eccentric, the particular disc-shaped eccentric is rotatably connected via a cup-shaped connecting part with the rotary valve via Mit supportiveverschwept in the speed ratio of 1: 1.
  • the eccentric has, for example, an internal toothing with a number of teeth x and an external toothing with a number of teeth y and is arranged between the shaft external toothing and the internal toothing of the stationary internal toothed ring, so that the corresponding internal and external teeth mesh with each other in a known manner.
  • the equation expression is a positive integer, preferably equal to 3. It must also be striven that in this area, the diameter of the shaft is sufficiently large, so that their torsional strength for a possibly connected holding brake for the maximum
  • Torque is still sufficient.
  • the eccentricity of the transmission is relatively large, so that the wobble angle is correspondingly large.
  • the speed of eccentricity would be quite small.
  • Ne _ wy Nw xzwy ' where this ratio is preferably between -3 and -9.
  • Ne / Nw then the rotational speed of the eccentricity becomes higher, but still remains below the value of the wobble wave of earlier known constructions.
  • Teeth very large, because the propeller shaft is known to absorb any radial forces. Especially at low speed and high working pressure therefore the friction losses and the wear of the teeth are extremely large. Therefore, the starting efficiency of these machines is correspondingly poor and is only about 63 to 71%.
  • the radial load of the teeth between the rotary piston and the stator is only one
  • the output-side roller bearing requires a higher radial load capacity for additional reception of the wheel load. It should be located as close to the center of the wheel. Since, for example, in material handling equipment shock-like elevations of the static wheel load can occur, it is advantageous if this
  • Bearing is as close as possible to the wheel flange and optionally located outside the leakage space of the rotary engine with a rolling bearing grease permanent filling directly in the housing part of the rotary piston engine.
  • the rotary piston engine according to the invention is due to the advantageous bearing arrangement and the powerful continuous shaft, inter alia, excellent as a wheel motor or winch drive for direct driving a wheel or a cable drum.
  • the shaft is preferably formed integrally with a wheel flange on which a wheel or a cable trench for direct drive can be mounted directly.
  • FIG. 1 shows a first embodiment of a rotary piston engine with an eccentric gear in a longitudinal section along the section line C-C of Fig. 2,
  • 1.2 is a cross section through the eccentric gear of the first embodiment of the rotary piston engine
  • Fig. 2 shows a cross section along the section line D-D of Fig. 1 by the rotor-stator system of the first
  • FIG. 3 shows a cross section through the rotor-stator system of an embodiment with rotationally mounted rollers as internal toothing in the stator
  • FIG. 4 is a view X on Fig. 1 on an SAE connection of an embodiment, a partial section along the line A and a partial section along the line B of Fig. 3,
  • 5 shows a longitudinal section through an embodiment of a wheel motor according to the invention
  • 6 shows a longitudinal section through a wheel motor according to the
  • FIG. 7 shows a longitudinal section through a wheel motor according to the invention with the second coupled to the shaft
  • FIG. 9 shows a possible hydraulic circuit diagram for controlling the 2/3-stage motor according to FIG. 7 and FIG. 8 with exemplary technical data, FIG.
  • 10 is a longitudinal section through an inventive rotary piston engine with a coupled to the shaft, large-dimensioned working brake as a multi-disc brake,
  • 11 is a longitudinal section through an advantageous development of an inventive rotary piston engine with a circumferential axial relief groove on the axial sliding surface between rotary valve and balance piston,
  • Fig. 13 is a longitudinal section through the rotary valve and the
  • FIG. 14 is a left side view of the rotary valve and the balance piston of FIG. 13th
  • possible embodiments with reference to several figures, which partially show a single embodiment in different views with sporadically different levels of detail, explained, reference being made in part to already mentioned in previous figures reference numerals.
  • Fig. 1 shows a first embodiment of an inventive rotary piston engine with a
  • Fig. 2 shows a cross section through the rotor-stator system of the first embodiment along the section line D-D of Fig. 1. Furthermore, in FIG. 2 the cutting direction of FIG. 1 can be seen from the section line C-C in FIG.
  • the rotor-stator system of the power unit 1 of the rotary piston engine comprises a centric fixed stator 4 with an internal toothing 5, hereinafter referred to as first internal toothing 5, into which an eccentrically arranged for performing an orbit movement, acting as a rotor rotary piston 6 with a hereinafter as first external toothing 7 called external teeth at least partially engages.
  • a centrally mounted by means of two on both sides of the power unit 1 immediately adjacent bearings 10, 11 mounted shaft 2 has an external toothing 9 - the second external teeth 9 -, which in turn at least partially engages in an internal toothing 8 of the rotary piston 6, called the second internal toothing 8.
  • the forward direction of rotation of the rotor-stator system of the rotary engine is defined for the following explanations as the direction of rotation in which the
  • the expanding swallow cells lie between the first internal toothing 5 and the first external toothing 7 Always on the left and the compressing feed cells always to the right of an eccentric axis 62. Since the eccentric axis 62 performs one of the direction of rotation 61 of the shaft 2 and the direction of rotation 60 of the rotary piston 6
  • Mirrorsetze direction of rotation 64 creates a rotating field for the radial hydraulic force on the rotary piston 6, if always High pressure is supplied to the expanding swallow cells.
  • the control of this rotating field worried a rotary valve 3 as a commutator, similar to a DC motor.
  • the rotary valve 3 has eleven evenly distributed on the circumference, with the first annulus 56 in communication high-pressure window 21a.
  • a control plate 22 with control slots 21 has twelve uniformly distributed on the circumference pressure window 33 a, which are connected via feed bores 33 with the twelve toothed chambers between the first internal toothing 5 of the stator 4. Because of the circumferential distribution eleven to twelve of the high-pressure window 21a of the rotary valve 3 and the pressure window 33a of the control plate 22 is always only one half of the tooth chambers of the stator 4 under high pressure, and that with the correct phase position of the rotary valve 3 with the rotary piston 6 always those tooth chambers, in of Fig. 2 are left of the eccentric axis 62.
  • the shaft 2 is mounted roller-mounted directly in the housing on the left and right of the rotor-stator system, so that the drive of the rotary valve 3 must take place via the shaft 2, which due to the system performs a different rotational speed than the rotary piston 6.
  • the shaft 2 runs three times as fast about its axis as the rotary piston 6 about its own axis. Accordingly, the rotary engine according to the
  • a transmission between the shaft 2 and the rotary valve 3 with the same translation to slow can be done by means of an eccentric gear 30, as in the first embodiment according to FIG. 1 and FIG. 1.2, or by means of a planetary gear 80, as shown in a second embodiment according to FIG. 1.1.
  • Fig. 1.1 shows the second embodiment of an inventive rotary piston engine with a planetary gear 80 in a partial longitudinal section along the
  • the planetary gear 80 includes a sun gear 13 on the shaft 2, the shaft outer teeth 14 meshes with planetary gears 90, which • are mounted on a planet carrier 91, the 1: 1 with the rotary valve 3 torsionally rigid is coupled.
  • the planet gears 90 mesh simultaneously with a fixed internal gear ring 92, which has twice the number of teeth as the sun gear 13 on the shaft 2. According to the laws of the planetary gear is then the translation of the shaft 2 to the rotary valve 3 exactly 3: 1 slow.
  • a simpler constructed eccentric gear 30 which includes a sun gear 13 on the shaft 2 with a Wellenaussenvertechnikung 14 and a fixed inner ring gear 28, the inner teeth 17, hereinafter fourth internal toothing 17 called, compared to the number of teeth of the shaft outer teeth 14 double the number of teeth.
  • a disk-shaped eccentric 26 which has an internal toothing 15 in the interior - the third internal toothing 15 - and outside an external toothing 16, referred to as the third external toothing 16, has.
  • this eccentric gear 30 is executed with tooth shapes that allow the number of teeth difference between the shaft outer toothing 14 and the third inner toothing 15 and the third outer toothing 16 and the fourth inner toothing 17 is equal to 1.
  • involute teeth such transmissions are usually not feasible, as in this case, dental head interference takes place. Also, they do not allow exact radial centering of the wheels against each other under these conditions. It should therefore be resorted to other tooth shapes.
  • a double-cycloidal internal-external toothing is preferably used, as is known, for example, from German Patent DE 39 38 346, to which reference is hereby made.
  • This eccentric gear 30 also has a reduction ratio between the shaft 2 and the disk-shaped eccentric 26 of exactly 3: 1 in the slow.
  • the disc-shaped eccentric 26 is 1: 1 rotationally connected via a cup-shaped connecting part 27 rotatably connected to the rotary valve 3, wherein Mitauervertechnik Weg 31 and 32 allow the cup-shaped connecting part 27 together with the disc-shaped eccentric 26 a small wobbling movement corresponding to Exzentermony the disc-shaped eccentric 26 performs.
  • the backlash of the shaft outer teeth 14, the third internal teeth 15 of the eccentric 26, the third external teeth 16 of the eccentric 26, the fourth internal teeth 17 of the internal ring gear 28 and the Mit psychologyveriereept 31 and 32 are designed to be slightly larger than usual because of the wobbling motion.
  • an axial compensating piston 65 is provided in a known manner.
  • FIG. 3 shows a cross-section through the rotor-stator system of a further exemplary embodiment, in which rollers 81 mounted in rotation are used as the first internal toothing 5 in the stator 4.
  • These rollers 81 should always be trapped in their cavities 82 in the stator 4, i. the caverns 82 should taper toward the shaft 2 beyond the roller radius so that the rollers 81 can not move radially inward out of the caverns 82. This would lead to a blockage of the rotary engine.
  • the shape of caverns 82 is clearly illustrated.
  • Fig. 3 and in Fig. 4 which shows a view X on a SAE connection, a partial section along the line A and a partial section along the line B of Fig. 3, it is also shown that two of the twelve screws are designed as fitting screws 93, which are to be used in the assembly of the engine as the first. From Fig. 4 is also in the partial section A of Fig. 3 can be seen that the rotary engine should be designed very compact due to the specified by the international SAE standard hole patterns for mounting the engine so that dimensions and weight are optimized.
  • a flange screw connection for the high and low pressure connection 55 or 57 according to SAE standard is also shown here ' .
  • One application for the rotary piston engine according to the invention is the use as a wheel motor, as shown in its simplest form as a longitudinal section in FIG. 5.
  • Extremely advantageous in this embodiment of a wheel motor is the formation of a driven-side roller bearing 11 outside a leakage space 85 directly in the housing part 84 of the engine. Since such wheel motors do not require high speeds, a permanent rolling bearing fat filling is sufficient as lubrication, which is sealed by a NILOS ring 72 to the outside.
  • a wheel flange 40 can be made integral with the shaft 2, so that for large wheel loads, the shaft 2 is very robust auslagbar.
  • a hydrostatic wheel bearing usually requires a spring-loaded, automatically spring-loaded parking brake, which is independent of the hydraulic pressure, in order to prevent the parked vehicle from rolling away.
  • Fig. 6 shows a possible realization of such a wheel motor in longitudinal section, in which on the side opposite the output a spring-loaded parking brake 42 is arranged in the form of a multi-disc brake.
  • the inventive rotary piston engine allows advantageously a form suitable for large torques through shaft 2 with a large 'sized wool extension 41 so that the slats of the parking brake 42 directly via a hub 73 can transmit their braking torque to the shaft 2.
  • the shaft outer toothing 14 for the eccentric gear 30 is extended outwardly in manufacturing technology, on which the hub 73 can be wedged torque-effective torsionally effective.
  • This spring-loaded parking brake 42 is a wet-running multi-disc brake, which can be released with greatly reduced hydraulic pressure via the separate port 43.
  • a plate spring 74 is provided here.
  • Wave extension 41 receives a larger torque capacity. This is of particular importance, in particular with wide moving sets in the power unit 1, as explained below. Since with the broadening of the moving set of the power unit 1 and the torque transmitting second internal teeth 8 of the rotary piston 6 and the second external teeth 9 of the shaft 2 widened automatically, here the high pressure level can be largely maintained and thus an increase in performance can be achieved. In the machines with propeller shaft drive between the rotor and the output shaft, this is not possible. Therefore, there is usually only allowed a lower pressure level at wider Lauf algorithmsn with the stator 4 and the rotary piston 6. Motors with wide Lauf algorithmsn run because of the higher absorption rate usually slower, so that the life of the bearings 10 and 11 is not a major problem.
  • a hydraulic motor is shown in longitudinal section or cross section according to the invention, in which except the first power part 1 on an extended shaft end 44 of the shaft 2 a torsionally rigid coupled to the first power unit 1 second, preferably narrower power unit 46 is arranged with its own radial bearing 47, which can be operated via the ports 75 and 76 separately with working fluid, preferably from one and the same hydraulic pump.
  • a proposal on the control of such a 2/3 stage motor with the first power section 1 and the second power section 46 is shown in Fig. 9 in the form of a hydraulic circuit diagram with exemplary performance data.
  • a throttle valve serves as a brake valve 87, in particular when driving downhill of the vehicle.
  • a valve 86 By means of a valve 86, the operating state of the drive from operation D to neutral N can be switched.
  • a further rotary engine according to the invention is shown in longitudinal section, which can of course also be designed as a wheel motor according to FIG.
  • a hydraulically releasable spring-loaded working brake 50 designed as a disk brake, is arranged on a shaft extension 52.
  • This work brake 50 the braking force is applied by means of springs 78, for example, in a hydrostatically driven winch for car or ship cranes the task of keeping the full permissible Seijlast that corresponds to the maximum pressure and thus the highest torque of the engine in the balance , without support hydraulic pressure on the engine.
  • the load should be able to be sensitively manipulated upwards and downwards, so that during the transition from upward to downward movement and vice versa the pressure oil inflow on the rotary piston engine has to be switched from primary to secondary. In this phase of change, the rotary engine has no torque because the pressure drops to zero.
  • the spring-loaded work brake 50 takes over the holding torque at this moment and must therefore be designed so large that it can take over the maximum torque of the rotary piston engine.
  • the size and number of springs 78 is to be sized accordingly, as well as the size and number of blades of the working brake 50.
  • a connectable via a separate port 51 to the high-pressure pump high-pressure piston 79 is provided in is able to release the working brake 50, provided that the applied pressure on the high-pressure piston 79 by overcoming the spring forces of the springs 78 is large enough. In practice, it has been proven that this pressure must be between 8 and 12 bar, so that the load does not drop until the required support pressure is built up on the rotary piston engine.
  • Wet-running multi-disc brakes have a particular advantage because they can be connected to the oil cooling system of the entire system through the oil passage. In addition, they are largely abrasion-free, so that the oil pollution is low.
  • the disadvantage is that with oil-filled brake considerable, oil viscosity caused, loss-producing slip performance. According to the Newtonian law of shear stress in an oil gap, the
  • the rotary valve 3 facing annular surface with the pressure windows 33a of the control plate 22 is relatively narrow (smaller diameter difference of the sealing webs). Accordingly, then the difference in the diameter of the mating ring surface between the rotary valve 3 and the axial balance piston 65 is smaller.
  • FIG. 11 shows a longitudinal section through the advantageous development of the rotary piston engine according to the invention.
  • these relationships are clearly shown.
  • the central web diameter 95 and 96 of the control plate 22 see Figs. 11 and 12, and the corresponding central web diameters 97 and 98 of the rotary valve 3, see Figs. 11, 13 and 14, which are shown by the dotted lines, remains first the outer middle Steg tellmesser 99 between the rotary valve 3 and the axial balancing piston 65, see FIGS. 11 and 13, the same, because this together with the web diameter 97 causes the force balance on the rotary valve 3 in the event that the high pressure is supplied to the first annular space 56.
  • the high pressure is supplied to the second annular space 58
  • the axial balance of the rotary valve 3 the new, in the inner diameter annular surface is responsible, which is determined by the new average web diameter 100 and 101.
  • the relief groove 102 and its communication hole 103 may be attached both in the rotary valve 3 and in the axial balance piston 65.

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Abstract

Der erfindungsgemässe hydrostatische, langsamlaufende Kreiskolbenmotor umfasst einen als Abtrieb wirkenden Leistungsteil (1) mit einem zentrischen, feststehenden Stator (4), einen Kreiskolben (6) als Rotor und eine von beidseitig am Leistungsteil (1) unmittelbar benachbart angeordneten Wälzlagern (10, 11) zentrisch gelagerte Welle (2). Mittels eines scheibenförmigen Drehventils (3), das erfindungsgemäss zur Welle (2) und zum Stator (4) zentrisch laufend gelagert ist, erfolgt die Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid. Ein Zahnradgetriebe ist zwischen einer Wellenaussenverzahnung (14) und einer Innenverzahnung (17) eines feststehenden Innenzahnkranzes (28; 92) als Synchronantrieb für das Drehventil (3) angeordnet. Erfindungsgemäss ist das Zahnradgetriebe ausschliesslich im Leckölbereich des Motors angeordnet ist und wird von einem Planetengetriebe (80) oder bevorzugt von einem Exzentergetriebe (30) gebildet.

Description

Hydrostatischer Kreiskolbenmotor
Die Erfindung betrifft einen hydrostatischen, langsamlaufenden Kreiskolbenmotor nach dem Oberbegriff der unabhängigen Ansprüche 1 und 2.
Eine hydrostatische Kreiskolbenmaschine dieser Art ist aus der EP 1 074 740 Bl bekannt. Ein Vorteil der dort offenbarten Ausbildung einer Kreiskolbenmaschine besteht gegenüber früheren Lösungen darin, dass die Wälzlager des hydrostatisch hochbelasteten Teils der Welle unmittelbar benachbart mit kleinem Axialabstand im feststehenden Gehäuse angeordnet sind, sodass ein Kleinstmass an Biegungs- und Zahnverformung an der Welle und dementsprechend ein Höchstmass an Druckleistung und somit an Momentabgabe erreicht werden. Da wegen dieser Lageranordnung keine Möglichkeit besteht, eine 1:1 Drehverbindung zwischen dem als Rotor fungierender Kreiskolben und dem für die Kommutierung verantwortlichen Drehventil zu schaffen, ist vorgeschlagen worden, das Drehventil über ein Zahnradgetriebe von der Welle aus synchron anzutreiben. Bei der bekannten Ausführung ist dieses Zahnradgetriebe ein Exzenter-Innengetriebe, bei dem das scheibenförmige Drehventil selbst als Exzenterglied dieses Getriebes fungiert und somit eine unvermeidliche Orbitbewegung ausführt. Umfangreiche Versuche haben jedoch gezeigt, dass dieser zunächst frappierend erscheinende Gedanke in der Praxis bei hohen Arbeitsdrücken nicht realisiert werden kann, weil die notwendige Exzenterbewegung des Drehventils gegenüber der feststehenden Steuerplatte keine ausreichend genaue' Kommutierung der Maschine ermöglicht. Die Folge sind stark schwankende Drehmomentabgabe an der Welle, unbefriedigender volumetrischer Wirkungsgrad und starke Geräusche, da der äussere Teil des Exzentergetriebes im Hochdruckbereich arbeiten muss. Auch die Axialkompensation der auf das Drehventil axial wirkenden hydraulischen Kräfte durch den Ausgleichskolben war durch die Exzenterbewegung des Drehventils nicht optimal.
Da die Verzahnungen des Exzentergetriebes einen Verdrängungseffekt erzeugen, ähnlich wie bei einer Innenzahnradpumpe, ist es wegen der dort entstehenden hydrostatischen Verluste ungünstig, wenn diese Verdrängung im Hochdruckteil der Maschine geschieht.
Die Erfindung stellt sich die Aufgabe, diese Mängel zu beseitigen und gleichzeitig die durch die Orbitbewegung bedingte leicht erhöhte Reibleistung am Drehventil und die Herstellkosten zu reduzieren.
Diese Aufgabe wird durch die Verwirklichung der kennzeichnenden Merkmale der unabhängigen Ansprüche gelöst. Merkmale, die die Erfindung in alternativer oder vorteilhafter Weise weiterbilden, sind den abhängigen Patentansprüchen zu entnehmen.
Die Erfindung beseitigt diese Nachteile unter Beibehaltung der oben erwähnten Vorteile derartiger Maschinen.
Der erfindungsgemässe hydrostatische, langsamlaufende Kreiskolbenmotor umfasst einen als Abtrieb wirkenden Leistungsteil mit einem zentrischen, feststehenden Stator, einen Kreiskolben als Rotor und eine zentrisch gelagerte Welle. Der Stator hat eine Innenverzahnung mit der Zähnezahl d. Der Kreiskolben besitzt eine teilweise in die
Innenverzahnung des Stators eingreifende Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl c und eine Innenverzahnung mit einer Zähnezahl b. Die Welle kämmt mit ihrer Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl a teilweise die Innenverzahnung des Kreiskolbens, wobei der Kreiskolben zum Ausführen einer Orbitbewegung derart exzentrisch angeordnet und dimensioniert ist, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern zwischen der Innenverzahnung des Stators und der Aussenverzahnung des Kreiskolbens bilden. Ein Ein- und Auslassteil dient zur Ver- und Entsorgung des Leistungsteils mit dem Arbeitsfluid. Mittels eines scheibenförmigen Drehventils, das erfindungsgemäss zur Welle und zum Stator zentrisch laufend gelagert ist, erfolgt die Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid. Ausserdem umfasst der Kreiskolbenmotor ein Zahnradgetriebe, das zwischen einer - insbesondere von einem Sonnenrad gebildeten - Wellenaussenverzahnung der Welle mit einer Zähnezahl w und einer Innenverzahnung eines feststehenden Innenzahnkranzes mit einer Zähnezahl z als Synchronantrieb für das Drehventil angeordnet ist. Die Welle wird von beidseitig am Leistungsteil unmittelbar benachbart angeordneten Wälzlagern gelagert. Erfindungsgemäss ist das Zahnradgetriebe ausschliesslich im Leckölbereich des Motors angeordnet ist und wird von einem Planetengetriebe mit mindestens einem Planetenträger, der mit dem Drehventil drehfest verbunden ist und auf welchem Planetenräder zwischen der Wellenaussenverzahnung und dem feststehenden Innenzahnkranz angeordnet sind, oder bevorzugt von einem Exzentergetriebe mit einem Exzenter, der mit dem Drehventil drehfest verbunden ist, gebildet.
Da bei dem erfindungsgemässen hydrostatischen, langsamlaufenden Kreiskolbenmotor eine durchgehende Welle mit grossen Wellendurchmessern und hoher Torsionsfestigkeit eingesetzt werden kann, ist es möglich, beide Wellenenden einem hohen Drehmomentfluss auszusetzen und beispielsweise beide Wellenenden als Abtrieb, oder ein Wellenende als Abtrieb und das andere-Wellenende zum Anschluss einer Bremse oder eines zweiten Antriebs zu verwenden, wodurch die gesamte Antriebseinheit erheblich kompakter gestaltet werden kann.
Wegen des durch die Erfindung ermöglichten Wegfalls der Orbitbewegung des Drehventils, durch die Unterbringung des Exzentergetriebes im Leckölraum des Motors und durch die Verwendung kostengünstiger Fliesspress- oder Sinterteile als Getriebeglieder entsteht somit eine optimale, kompakte und preisgünstige Konstruktion. Der Antrieb des Drehventils 1:1 zum Kreiskolben des Leistungsteils über eine taumelnde kardanartige Welle ist aus den früheren Konstruktionen bekannt. Dort muss allerdings die Taumelwelle die volle Exzentrizität des Kreiskolbens im Leistungsteil ausgleichen, sodass ein sehr grosser Taumelwinkel entsteht. Das erfindungsgemässe Taumelgetriebe benötigt eine wesentlich kleinere Exzentrizität, die erfindungsgemäss unabhängig ist von der Exzentrizität des Kreiskolbens im Leistungsteil, sodass dieser Taumelwinkel wesentlich kleiner als die Hälfte desjenigen Taumelwinkels der früheren Konstruktion ist. Somit können die durch das Taumeln bedingten und notwendigerweise vergrösserten Zahnspiele des Getriebes drastisch reduziert werden. Die dort entstehenden Klappergeräusche und der Verschleiss sind bei der erfindungsgemässen Konstruktion wesentlich kleiner.
Bei Einsatz eines Exzentergetriebes, ist der insbesondere scheibenförmige Exzenter über einen topfförmigen Verbindungsteil mit dem Drehventil über Mitnehmerverzahnungen im Drehzahlverhältnis 1:1 drehfest verbunden. Der Exzenter besitzt beispielsweise eine Innenverzahnung mit einer ' Zähnezahl x und eine Aussenverzahnung mit einer Zähnezahl y und ist zwischen der Wellenaussenverzahnung und der Innenverzahnung des feststehenden Innenzahnkranzes angeordnet, so dass die entsprechenden Innen- und Aussenverzahnungen in bekannter Weise miteinander kämmen.
Folgende Gleichung stellt das Drehzahlverhältnis Welle zum Kreiskolben bzw. Welle zum Drehventil dar:
b j x
—•d-c —-z-y a w d-c z-y
Wie man leicht aus dieser Gleichung erkennen kann, können die Zähnezahlen des Exzentergetriebes durchaus unterschiedlich ausgeführt werden.
Eine erste Option wäre beispielsweise die Auslegung exakt wie beim Leistungsteil mit w=12, x=14, y=ll und z=12. Es muss dabei lediglich beachtet werden, dass die Exzentrizität der beiden Innengetriebe exakt gleich sind. Der Gleichungsausdruck ist eine positive ganze Zahl, bevorzugt gleich 3. Ferner muss angestrebt werden, dass in diesem Bereich der Durchmesser der Welle ausreichend gross ist, damit ihre Torsionsfestigkeit für eine allfällig angeschlossene Haltbremse für das maximale
Drehmoment noch ausreicht. Hierbei wird aber die Exzentrizität des Getriebes verhältnismässig gross, sodass der Taumelwinkel entsprechend gross wird. Allerdings wäre dann die Drehzahl der Exzentrizität ziemlich klein.
Das Verhältnis zwischen der Drehzahl Ne der Exzentrizität des Exzentergetriebes und der Drehzahl Nw der Welle ergibt sich aus der Gleichung
Ne _ w-y Nw x-z-w-y ' wobei dieses Verhältnis bevorzugt zwischen -3 und -9 liegt. Eine zweite Option sind die bevorzugten Auslegungen der Zähnezahlen nach a=12, b=14, c=ll, d=12, w=12, x=13, y=23 und z=24 oder nach a=12, b=14, c=ll, d=12, w=9, x=10, y=17 und z=18 mit jeweils einer sehr kleinen Exzentrizität. Wie man leicht aus der obigen Gleichung Ne/Nw errechnen kann, wird dann die Drehzahl der Exzentrizität höher, bleibt aber immer noch unter dem Wert der Taumelwelle früherer bekannter Konstruktionen.
Bei der Auslegung des Exzentergetriebes mit den Zähnezahlen a=12, b=14, c=ll, d=12, w=12, x=13, y=23 und z=24 ergeben sich Vorteile: Da bei der Montage des Motors die Drehstellung des Drehventils stets exakt zur Drehstellung des Motors beim Leistungsteil in der Phasenlage passen muss, ist es sinnvoll, dass die Zähnezahl w und deren Drehstellung auf der Welle genau gleich ist wie die Zähnezahl a der Aussenverzahnung auf der Welle am Leistungsteil und deren Drehstellung. So kann die Welle stets montiert werden, ohne dass darauf geachtet werden muss, in welcher Drehstellung sie sich befindet, wodurch die Montage erheblich vereinfacht wird.
Die vorgeschlagene Zähnezahlen a=12, b=14, c=ll, d=12, w=9, x=10, y=17 und z=18 haben bezüglich der Verzahnung für das Exzentergetriebe den Vorteil, dass der Verzahnungsmodul grösser wird, die Stabilität der Welle in diesem Bereich wächst und insbesondere die negativ laufende Drehzahl der Exzenterachse der Exzenterscheibe stark abfällt, was zu einem ruhigeren Lauf des Getriebes führt. Man nimmt dabei in Kauf, dass der Taumelwinkel etwa grösser wird, und verzichtet dabei auch auf den oben beschriebenen Vorteil bei der Montage.
Versuche haben gezeigt, dass sehr gute Ergebnisse erzielt werden, wenn die gemeinsame Exzentrizität des ' ■ . Exzentergetriebes das 0.013 bis 0.015-fache oder das 0.015 bis 0.022-fache des mittleren Teilkreisdurchmessers der Steuerschlitze in der Steuerplatte ist.
Da bei den konventionellen Maschinen mit Kardenwelle zwischen dem Kreiskolben und der Abtriebswelle (von denen weltweit momentan ca. 1,2 Mio. Stück hergestellt werden) die grosse hydrostatische Radialkraft auf den Kreiskolben vollständig durch die Zähne zwischen dem als Rotor fungierenden Kreiskolben und dem Stator aufgenommen werden muss, ist die Hertz'sehe Pressung und somit die Reibung zwischen diesen
Zähnen sehr gross, denn die Kardanwelle kann bekanntlich keine radialen Kräfte aufnehmen. Besonders bei niedriger Drehzahl und hohem Arbeitsdruck sind deshalb die Reibungsverluste und der Verschleiss der Zähne extrem gross. Deshalb ist der Anfahrwirkungsgrad dieser Maschinen entsprechend schlecht und liegt bei nur zirka 63 bis 71%.
Für hohe Arbeitsdrücke - insbesondere über 120 bar - ist es deshalb bei diesen früheren Konstruktionen mit Kardanwelle als Drehmomentverbindung zwischen dem Kreiskolben und der Abtriebswelle unverzichtbar, dass die Zähne der Innenverzahnung am Stator durch Rollen gebildet werden, die in ihren exakt bearbeiteten Kavernen im Stator durch einen instationären hydrodynamischen Ölfilm drehbar gelagert sind. Die Rollen müssen mit hoher Härte und bester
Oberflächenqualität ausgeführt werden, ebenso die dafür notwendigen präzisen Kavernen im Stator.
Bei der Maschine gemäss der Erfindung ist die Radialbelastung der Zähne zwischen Kreiskolben und Stator nur noch ein
Bruchteil der oben beschriebenen Verhältnisse, sodass die Druckleistung des Motors auch ohne Rollen im Stator beträchtlich gesteigert werden kann. Dennoch ist es auch bei der Maschine gemäss der Erfindung von Vorteil, wenn die üblichen Rollen im Stator beibehalten werden, was zu weiter erhöhter Druckleistung und exzellenter Lebensdauer führt. Messungen haben gezeigt, dass bei der erfindungsgemässen Maschine durch den Übergang zu Rollen im Stator der Anfahrwirkungsgrad und auch der mechanisch-hydraulische Wirkungsgrad um 3 bis 5% gesteigert werden kann. Hierbei erreicht der Anfahrwirkungsgrad Werte von über 90%.
Bei der Verwendung des erfindungsgemässen hydrostatischen, langsamlaufenden Hochmomentmotors als Radmotor benötigt das abtriebseitige Wälzlager eine höhere radiale Tragzahl zur zusätzlichen Aufnahme der Radlast. Es sollte möglichst nahe der Mitte des Rades angeordnet sein. Da beispielsweise bei Flurfördergeräten stossartige Überhöhungen der statischen Radlast auftreten können, ist es vorteilhaft, wenn dieses
Lager möglichst nahe am Radflansch liegt und gegebenenfalls ausserhalb des Leckraums des Kreiskolbenmotors mit einer Wälzlagerfett-Dauerfüllung direkt im Gehäuseteil des Kreiskolbenmotors angeordnet ist.
Der erfindungsgemässe Kreiskolbenmotor eignet sich aufgrund der vorteilhaften Lageranordnung und der leistungsstarken durchgehenden Welle unter anderem hervorragend als Radmotor oder Windenantrieb zum direkten Antreiben eines Rades oder einer Seiltrommel. In diesem Fall ist die Welle bevorzugt einstückig mit einem Radflansch ausgebildet, an welchem unmittelbar ein Rad oder eine Seiltrommen zum Direktantrieb montierbar ist. Die erfindungsgemässe Vorrichtung wird nachfolgend anhand von in den Figuren schematisch dargestellten konkreten Ausführungsbeispielen rein beispielhaft näher beschrieben, wobei auch auf weitere Vorteile der Erfindung eingegangen wird.
Im Einzelnen zeigen:
Fig. 1 ein erstes Ausführungsbeispiel eines Kreiskolbenmotors mit einem Exzentergetriebe in einem Längsschnitt entlang der Schnittlinie C-C der Fig. 2,
Fig. 1.1 eines zweiten Ausführungsbeispiels eines
Kreiskolbenmotors mit einem Planetengetriebe in einen Teil-Längsschnitt entlang der Schnittlinie C-C der Fig. 2,
Fig. 1.2 eine Querschnitt durch das Exzentergetriebe des ersten Ausführungsbeispiels des Kreiskolbenmotors,
Fig. 2 einen Querschnitt entlang der Schnittlinie D-D der Fig. 1 durch das Rotor-Stator-System des ersten
Ausführungsbeispiels,
Fig. 3 einen Querschnitt durch das Rotor-Stator-System eines Ausführungsbeispiels mit drehend gelagerten Rollen als Innenverzahnung im Stator,
Fig. 4 eine Ansicht X auf Fig. 1 auf einen SAE-Anschluss eines Ausführungsbeispiels, einen Teilschnitt entlang der Linie A und einen Teilschnitt entlang der Linie B der Fig. 3,
Fig. 5 einen Längsschnitt durch ein Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemässen Radmotors, Fig.6 einen Längsschnitt durch einen Radmotor gemäss der
Erfindung mit auf der Welle angekoppelter Parkbremse als Lamellenbremse,
Fig.7 einen Längsschnitt durch einen Radmotor gemäss der Erfindung mit an der Welle angekoppeltem zweiten
Motor als 2/3-Stufenmotor,
Fig. 8 einen Querschnitt des 2/3-Stufenmotors entlang der Schnittlinie E-E der Fig. 7,
Fig. 9 ein mögliches Hydraulik-Schaltbild zur Steuerung des 2/3-Stufenmotors gemäss Fig. 7 und Fig. 8 mit beispielhaften technischen Angaben,
Fig. 10 einen Längsschnitt durch einen erfindungsgemässen Kreiskolbenmotor mit einer an der Welle angekoppelten, gross dimensionierten Arbeitsbremse als Lamellenbremse,
Fig. 11 einen Längsschnitt durch eine vorteilhafte Weiterbildung eines erfindungsgemässen Kreiskolbenmotors mit einer umlaufende axiale Entlastungsnut an der axialen Gleitfläche zwischen Drehventil und Ausgleichskolben,
Fig. 12 eine Querschnittsansicht auf den Steuerspiegel der Steuerplatte des Kreiskolbenmotors aus Fig. 11,
Fig. 13 einen Längsschnitt durch das Drehventil und den
Ausgleichskolben des Kreiskolbenmotors aus Fig. 11 in einer Detailansicht und
Fig. 14 eine Linksansicht auf das Drehventil und den Ausgleichskolben aus Fig. 13. Im Folgenden werden mögliche Ausführungsbeispiele anhand mehrerer Figuren, welche teilweise eine einzige Ausführung in unterschiedlichen Ansichten mit vereinzelt unterschiedlichem Detaillierungsgrad zeigen, erläutert, wobei zum Teil auf bereits in vorangegangenen Figuren genannte Bezugszeichen verwiesen wird.
Fig. 1 zeigt ein erstes Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemässen Kreiskolbenmotors mit einem
Exzentergetriebe in einem Längsschnitt, während Fig. 2 einen Querschnitt durch das Rotor-Stator-System des ersten Ausführungsbeispiels entlang der Schnittlinie D-D der Fig. 1 zeigt. Weiters ist in Fig. 2 die Schnittrichtung der Fig. 1 aus der Schnittlinie C-C in ersichtlich. Das Rotor-Stator- System des Leistungsteils 1 des Kreiskolbenmotors umfasst einen zentrischen, feststehenden Stator 4 mit einer Innenverzahnung 5, im folgenden erste Innenverzahnung 5 genannt, in die ein zum Ausführen einer Orbitbewegung exzentrisch angeordneter, als Rotor wirkender Kreiskolben 6 mit einer im folgenden als erste Aussenverzahnung 7 genannte Aussenverzahnung zumindest teilweise eingreift. Eine zentrisch mittels zweier beidseitig am Leistungsteil 1 unmittelbar benachbart angeordneter Wälzlager 10, 11 gelagerte Welle 2 weist eine Aussenverzahnung 9 - die zweite Aussenverzahnung 9 - auf, die wiederum in eine Innenverzahnung 8 des Kreiskolbens 6, genannt die zweite Innenverzahnung 8, zumindest teilweise eingreift. Die Vorwärts-Drehrichtung des Rotor-Stator-Systems des Kreiskolbenmotors sei für die nachfolgenden Erläuterungen als diejenige Drehrichtung definiert, in welcher sich der
Kreiskolben 6 in der Drehrichtung 60 und die Welle 2 in der Drehrichtung 61 gemäss Fig. 2 drehen. Dementsprechend liegen in der Fig. 2 die expandierenden Schluckzellen zwischen der ersten Innenverzahnung 5 und der ersten Aussenverzahnung 7 stets links und die komprimierenden Förderzellen stets rechts von einer Exzenterachse 62. Da die Exzenterachse 62 eine der Drehrichtung 61 der Welle 2 und der Drehrichtung 60 des Kreiskolbens 6 entgegensetze Drehrichtung 64 ausführt, entsteht ein Drehfeld für die radiale Hydraulikkraft auf den Kreiskolben 6, wenn stets den expandierenden Schluckzellen Hochdruck zugeführt wird. Die Steuerung dieses Drehfelds besorgt ein Drehventil 3 als Kommutator, ähnlich wie bei einem Gleichstrommotor. Zur Veranlassung einer Vorwärtsdrehung wird ein Fluid - insbesondere Drucköl als Arbeitsfluid - einem Hochdruckanschluss 55 in einem Ein- und Auslassteil 70 und somit einem ersten Ringraum 56 zugeführt, der das Drehventil 3 abgedichtet umgibt. Gemäss den Zähnezahlen der ersten Innenverzahnung 5 des Stators 4 und der ersten Äussenverzahnung 7 des Kreiskolbens 6 im ersten
Ausführungsbeispiel besitzt das Drehventil 3 elf am Umfang gleichmässig verteilte, mit dem ersten Ringraum 56 in Verbindung stehende Hochdruckfenster 21a.
Eine Steuerplatte 22 mit Steuerschlitzen 21 besitzt zwölf gleichmässig am Umfang verteilte Druckfenster 33a, die über Zuführbohrungen 33 mit den zwölf Zahnkammern zwischen der ersten Innenverzahnung 5 des Stators 4 verbunden sind. Wegen der Umfangsaufteilung elf zu zwölf der Hochdruckfenster 21a des Drehventils 3 und der Druckfenster 33a der Steuerplatte 22 steht immer nur eine Hälfte der Zahnkammern des Stators 4 unter Hochdruck, und zwar bei richtiger Phasenlage des Drehventils 3 mit dem Kreiskolben 6 stets diejenigen Zahnkammern, die in der Fig. 2 links von der Exzenterachse 62 liegen. Da das Drehventil 3 zwischen den Hochdruckfenstern 21a gleichmässig verteilt gleichartig gestaltete Niederdruckfenster 21b besitzt, ist die andere Hälfte der zwölf Zahnkammern- des Stators 4 über Verbindungsbohrungen 58a mit einem über Ringnuten 108 und 109 verfügenden zweiten Ringraum 58 und somit mit einem Niederdruckanschluss 57 verbunden, sodass die komprimierenden Förderzellen das Fluid unter Niederdruck in die Niederdruckseite und somit in den Niederdruckanschluss 57 verdrängen.
Es sollte deshalb dafür gesorgt werden, dass die Trennachse des Drehventils 3 in eine Hochdruckseite und eine Niederdruckseite möglichst exakt dieselbe Drehzahl und Drehrichtung ausführt wie das Rotor-Stator-System. Diese Voraussetzung ist gegeben, wenn das Drehventil dieselbe
Drehrichtung und dieselbe Drehzahl wie der Kreiskolben 6 um seine eigene Achse besitzt. Bei dem erfindungsgemässen Kreiskolbenmotor ist in einer bevorzugten Ausführungsform die Welle 2 unmittelbar links und rechts des Rotor-Stator-Systems im Gehäuse wälzgelagert, sodass der Antrieb des Drehventils 3 über die Welle 2 erfolgen muss, die systembedingt eine andere Drehzahl ausführt als der Kreiskolben 6. Im dargestellten Ausführungsbeispiel läuft die Welle 2 dreimal so schnell um ihre Achse wie der Kreiskolben 6 um seine eigene Achse. Dementsprechend benötigt der Kreiskolbenmotor gemäss der
Erfindung ein Getriebe zwischen der Welle 2 und dem Drehventil 3 mit der gleichen Übersetzung ins Langsame. Dies kann mittels eines Exzentergetriebes 30, wie im ersten Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 1 und Fig. 1.2, oder mittels eines Planetengetriebes 80, wie in einem zweiten Ausführungsbeispiel gemäss Fig. 1.1 dargestellt, geschehen.
Fig. 1.1 zeigt das zweite Ausführungsbeispiel eines erfindungsgemässen Kreiskolbenmotors mit einem Planetengetriebe 80 in einen Teil-Längsschnitt entlang der
Schnittlinie C-C der Fig. 2. Das Planetengetriebe 80 umfasst ein Sonnenrad 13 auf der Welle 2, deren Wellenaussenverzahnung 14 mit Planetenrädern 90 kämmt, die •auf einem Planetenträger 91 gelagert sind, der 1:1 mit dem Drehventil 3 drehstarr gekoppelt ist. Die Planetenräder 90 kämmen gleichzeitig mit einem feststehenden Innenzahnkranz 92, der die doppelte Zähnezahl aufweist wie das Sonnenrad 13 auf der Welle 2. Nach den Gesetzen der Planetengetriebe ist dann die Übersetzung der Welle 2 zu dem Drehventil 3 exakt 3:1 ins Langsame.
Bevorzugt wird jedoch, wie im ersten Ausführungsbeispiel in Fig. 1 und Fig. 1.2 dargestellt, ein einfacher aufgebautes Exzentergetriebe 30 verwendet, das ein Sonnenrad 13 auf der Welle 2 mit einer Wellenaussenverzahnung 14 und einen feststehenden Innenzahnkranz 28 umfasst, dessen Innenverzahnung 17, im folgenden vierte Innenverzahnung 17 genannt, eine gegenüber der Zähnezahl der Wellenaussenverzahnung 14 doppelten Zähnezahl aufweist. Dazwischen geschaltet ist ein scheibenförmiger Exzenter 26, der im Innern eine Innenverzahnung 15 - die dritte Innenverzahnung 15 - und aussen eine Aussenverzahnung 16, bezeichnet als die dritte Aussenverzahnung 16, besitzt. Bevorzugt wird dieses Exzentergetriebe 30 mit Zahnformen ausgeführt, die es ermöglichen, dass die Zähnezahldifferenz zwischen der Wellenaussenverzahnung 14 und der dritten Innenverzahnung 15 und der dritten Aussenverzahnung 16 und der vierten Innenverzahnung 17 gleich 1 ist. Mit Evolventenzähnen sind solche Getriebe in der Regel nicht realisierbar, da in diesem Fall Zahnkopf-EingriffStörungen stattfinden. Auch erlauben sie bei diesen Verhältnissen keine exakte radiale Zentrierung der Räder gegeneinander. Es soll somit auf andere Zahnformen zurückgegriffen werden. Im Beispiel der Fig. 1.2 wird bevorzugt eine doppelt zykloidische Innen-Aussen- Verzahnung verwendet, wie sie beispielsweise aus der deutschen Patentschrift DE 39 38 346 bekannt ist, auf welche hiermit verwiesen sei. Dieses Exzentergetriebe 30 besitzt ebenfalls eine Untersetzung zwischen der Welle 2 und dem scheibenförmigen Exzenter 26 von exakt 3:1 ins ■Langsame. Wie aus Fig. 1 erkennbar, ist der scheibenförmige Exzenter 26 1:1 starr über ein topfförmiges Verbindungsteil 27 mit dem Drehventil 3 drehverbunden, wobei Mitnehmerverzahnungen 31 und 32 erlauben, dass das topfförmige Verbindungsteil 27 zusammen mit dem scheibenförmigen Exzenter 26 eine kleine Taumelbewegung entsprechend der Exzenterbewegung des scheibenförmigen Exzenters 26 ausführt. Die Zahnspiele der Wellenaussenverzahnung 14, der dritten Innenverzahnung 15 des Exzenters 26, der dritten Aussenverzahnung 16 des Exzenters 26, der vierten Innenverzahnung 17 des Innenzahnkranzes 28 und die Mitnehmerverzahnungen 31 und 32 sollen wegen der Taumelbewegung etwas grösser ausgeführt werden als gewöhnlich.
Damit das Drehventil 3 zwar drehbeweglich, jedoch axial gegen Leckage aus dem Hochdruck gut abgedichtet ist, ist in bekannter Weise ein axialer Ausgleichskolben 65 vorgesehen.
In Fig. 3 wird einen Querschnitt durch das Rotor-Stator-System eines weiteren Ausführungsbeispiels dargestellt, bei welchem drehend gelagerte Rollen 81 als erste Innenverzahnung 5 im Stator 4 eingesetzt werden. Diese Rollen 81 sollten stets in ihren Kavernen 82 im Stator 4 gefangen sein, d.h. die Kavernen 82 sollten sich in Richtung auf die Welle 2 zu über den Rollenradius hinaus sich verjüngend erstrecken, damit sich die Rollen 81 nicht radial nach innen aus den Kavernen 82 herausbewegen können. Dies würde zu einem Blockieren der Kreiskolbenmotor führen. In Fig. 3 ist die Form der Kavernen 82 deutlich veranschaulicht.
Wie man aus den Fig. 2 und 3 erkennen kann, muss bei einer- kompakten Konstruktion des erfindungsgemässen Kreiskolbenmotors mit entsprechend kleinem
Teilkreisdurchmesser der Schrauben die erste Innenverzahnung 5 des Stators 4 beim Übergang zu Rollen 81 als Zähne im Stator 4 um eine halbe Zahnteilung versetzt werden, wie in Fig. 3 ersichtlich. Das bedeutet, dass die Zuführbohrungen 33 und die zugehörigen Druckfenster 33a und Steuerschlitze 21 auf einem Teilkreis in der Steuerplatte 22 entsprechend versetzt sind. Deshalb ist es vorteilhaft, wenn die Zähnezahl der Mitnehmverzahnungen 31, 32 doppelt so gross ist wie die Zähnezahl c der ersten Aussenverzahnung 7 des Kreiskolbens 6 des Leistungsteils 1. Bei dieser Auslegung der Zähnezahl der Mitnehmverzahnungen 31, 32 kann dann in allen Fällen das Drehventil 3 und die Steuerplatte 22 ohne Änderung verwendet werden. Im Falle der bevorzugten Auslegung mit den Zähnezahlen a=12, b=14, C=Il, d=12, w=12, x=13, y=23 und z=24 oder a=12, b=14, C=Il, d=12, w=9, x=10, y=17 und z=18 wäre dann die Zähnezahl der Mitnehmverzahnungen 31, 32 mit 22 zu wählen.
Die Gehäuseteile, die einen Lagerflansch 25, den Stator 4 und das Ein- und Auslassteil 70 umfassen, müssen bei der Montage gegeneinander zentriert sein. In Fig. 3 und in Fig. 4, die eine Ansicht X auf einen SAE-Anschluss, einen Teilschnitt entlang der Linie A und einen Teilschnitt entlang der Linie B der Fig. 3 darstellt, wird ausserdem gezeigt, dass zwei von den insgesamt zwölf Schrauben als Passschrauben 93 ausgeführt sind, die bei der Montage des Motors als erste eingesetzt werden sollen. Aus der Fig. 4 ist ebenfalls im Teilschnitt A der Fig. 3 ersichtlich, dass der Kreiskolbenmotor aufgrund der durch die internationale SAE-Norm vorgegebenen Lochbilder zur Befestigung des Motors sehr kompakt konstruiert sein sollte, damit Abmessungen und Gewicht optimiert sind. Auch eine Flanschverschraubung für den Hoch- und Niederdruckanschluss 55 bzw. 57 nach SAE-Norm ist hier dargestellt'. " Ein Anwendungsfall für den erfindungsgemässen Kreiskolbenmotor ist die Verwendung als Radmotor, wie er in seiner einfachsten Form als Längsschnitt in Fig. 5 dargestellt ist. Äusserst vorteilhafte bei diesen Ausführungsbeispiel eines Radmotors ist die Ausbildung einer abtriebseitigen Wälzlagers 11 ausserhalb eines Leckraumes 85 direkt im Gehäuseteil 84 des Motors. Da derartige Radmotoren keine hohen Drehzahlen benötigen, ist als Schmierung eine Wälzlagerfett-Dauerfüllung ausreichend, die durch einen NILOS-Ring 72 nach aussen abgedichtet ist. Durch diese Konstruktion ist es möglich, dass ein Radflansch 40 einstückig mit der Welle 2 ausgeführt werden kann, sodass für grosse Radlasten die Welle 2 sehr robust ausbildbar ist.
Im Falle eines Radmotors gemäss Fig. 5 ist meistens eine rechts- und eine linksdrehende Version erforderlich. Auch hier ist es vorteilhaft, wenn das Drehventil bei der Montage um eine halbe Teilung versetzt werden kann, so dass hiermit bei gleichem Druckanschluss und somit bei gleicher Durchflussrichtung des Arbeitsfluids die Drehrichtung des
Motors umkehrbar für gleiche physikalische Betriebsbedingungen ist.
Eine hydrostatische Radlagerung benötigt meistens ein vom Hydraulikdruck unabhängige, möglichst federbelastete, automatisch wirkende Parkbremse, um ein Wegrollen des geparkten Fahrzeugs zu verhindern. Die Fig. 6 zeigt eine mögliche Realisierung eines solchen Radmotors im Längsschnitt, bei dem auf der Seite gegenüber dem Abtrieb eine federbelastete Parkbremse 42 in Form einer Lamellenbremse angeordnet ist. Der erfindungsgemässe Kreiskolbenmotor ermöglicht in vorteilhafter Weise eine für grosse Drehmomente geeignete durchgehende Welle 2 mit einem gross' dimensionierten Wollenfortsatz 41, sodass die Lamellen der Parkbremse 42 unmittelbar über eine Nabe 73 ihr Bremsmoment auf die Welle 2 übertragen können. Hierbei ist in fertigungstechnisch vorteilhafter Weise die Wellenaussenverzahnung 14 für das Exzentergetriebe 30 nach aussen hin verlängert, auf der die Nabe 73 drehmomentwirksam drehstarr verkeilt sein kann. Diese federbelastete Parkbremse 42 ist eine nasslaufende Lamellenbremse, die mit stark reduziertem Hydraulikdruck über den separaten Anschluss 43 freigegeben werden kann. Als Feder ist hier eine Tellerfeder 74 vorgesehen. Wie man aus Fig. 5 und 6 erkennen kann, ist die feststehende vierte
Innenverzahnung 17 für das Exzentergetriebe 30 direkt in das Ein- und Auslassteil 70 eingearbeitet, z.B. mittels einer Zahnrad-Stossmaschine oder mittels einer Räumnadel. Daraus ergibt sich der Vorteil, dass die Wellenaussenverzahnung 14 auf der Welle 2 im Durchmesser grösser wird, sodass der
Wellenfortsatz 41 eine grossere Drehmomentkapazität erhält. Besonders bei breiten Laufsätzen beim Leistungsteil 1 ist dies von besonderer Bedeutung, wie weiter unten erläutert. Da mit der Verbreiterung des Laufsatzes des Leistungsteils 1 auch automatisch die Drehmoment übertragende zweite Innenverzahnung 8 des Kreiskolbens 6 und die zweite Aussenverzahnung 9 der Welle 2 verbreitert- wird, kann hier das Hochdruckniveau weitestgehend beibehalten werden und somit eine Leistungserhöhung erzielt werden. Bei den Maschinen mit Kardanwellenabtrieb zwischen dem Rotor und der Abtriebswelle ist dies nicht möglich. Deshalb wird dort bei breiteren Laufsätzen mit dem Stator 4 und dem Kreiskolben 6 meistens nur noch ein niedrigeres Druckniveau zugelassen. Motoren mit breiten Laufsätzen laufen wegen der höheren Schluckmenge in der Regel auch langsamer, sodass die Lebensdauer der Wälzlager 10 und 11 kein grosses Problem darstellt.
In zunehmendem Masse wird am Markt eine sogenannte ' ' • ■ • ■ "Sekundärregelung" verlangt, und zwar nicht nur bei hydraulischen Radantrieben, sondern vermehrt auch bei hydraulisch angetriebenen Seilwinden. Das Ziel dabei ist, dass der Drehzahlbereich am Abtrieb erhöht wird, ohne dass die Förderleistung der Pumpe in Bezug auf die Fördermenge vergrössert werden muss. Man spricht hier vom Eilgangbetrieb, der meistens bei vermindertem Drehmomentbedarf auftritt. In Fig. 7 und in Fig. 8 ist ein Hydromotor im Längsschnitt bzw. Querschnitt gemäss der Erfindung dargestellt, bei dem ausser dem ersten Leistungsteil 1 auf einem verlängerten Wellenende 44 der Welle 2 ein drehstarr mir dem ersten Leistungsteil 1 gekoppelter zweiter, bevorzugt schmälerer Leistungsteil 46 mit einer eigenen Radiallagerung 47 angeordnet ist, der über die Anschlüsse 75 und 76 getrennt mit Arbeitsfluid betrieben werden kann, vorzugsweise von ein und derselben Hydraulikpumpe. Ein Vorschlag über die Steuerung eines solchen 2/3-Stufenmotors mit dem ersten Leistungsteil 1 und dem zweiten Leistungsteil 46 ist in Fig. 9 in Form eines Hydraulikschaltplans mit exemplarischen Leistungsangaben dargestellt. Durch zwei getrennt 3/4-Wegeventile 48 und 49 handelsüblichen Bauart können damit bei gleicher Fördermenge einer Pumpe 83 bis zu drei Abtriebsdrehzahlen gefahren werden, wie sie in der Tabelle 77 beispielhaft angegeben sind. Die Vorwärts- und Rückwärtsstellungen der 3/4-Wegeventile sind durch die Buchstaben F bzw. R gekennzeichnet. Hierbei ist zu beachten, dass diejenige Motorstufe, die auf Umlauf geschaltet ist und somit kein Drehmoment abgibt, sowohl auf der Verdrängerseite, wie auch vor allem auf der Schluckseite unter Hochdruck betrieben werden soll, da sonst bei hohen Drehzahlen auf der Schluckseite Kavitation auftritt. Bei der in Fig. 9 dargestellten Regelung ist diesem Sachverhalt Rechnung getragen. Ein Drosselventil dient als Bremsventil 87 insbesondere bei Bergabfahrt des Fahrzeugs. Mittels eines Ventils 86 kann der Betriebszustand des Antriebs von Betrieb D auf Neutral N geschaltet werden. In Fig. 10 ist ein weiterer Kreiskolbenmotor gemäss der Erfindung im Längsschnitt dargestellt, der selbstverständlich auch als Radmotor gemäss Fig. 5 ausgebildet sein kann. Bei der Ausführungsform ist auf einem Wellenfortsatz 52 eine hydraulisch lösbare federbelastete Arbeitsbremse 50, ausgebildet als Lamellenbremse, angeordnet ist. Diese Arbeitsbremse 50, derer Bremskraft mittels Federn 78 aufgebracht wird, hat beispielsweise bei einer hydrostatisch angetriebenen Seilwinde für Auto- oder Schiffskrane die Aufgabe, die volle zulässige Seijlast, die dem maximalen Hochdruck und somit dem höchsten Drehmoment des Motors entspricht, in der Schwebe zu halten, ohne Stützhydraulikdruck am Motor. Die Last sollte feinfühlig auf- und abwärts manipulierbar sein, so dass beim Übergang von der Aufwärts- zur Abwärtsbewegung und umgekehrt der Druckölzufluss am Kreiskolbenmotor von Primär auf Sekundär umgeschaltet werden muss. In dieser Wechselphase besitzt der Kreiskolbenmotor kein Drehmoment, da der Druck auf Null abfällt. Die federbelastete Arbeitsbremse 50 übernimmt in diesem Moment das Haltemoment und muss somit so gross ausgelegt werden, dass sie das maximale Drehmoment des Kreiskolbenmotors übernehmen kann. Die Grosse und Anzahl der Federn 78 ist dementsprechend zu bemessen, ebenso die Grosse und Anzahl der Lamellen der Arbeitsbremse 50. Wie man aus der Fig. 10 erkennen kann, ist ein über einen separaten Anschluss 51 mit der Hochdruckpumpe verbindbarer Hochdruckkolben 79 vorgesehen, der in der Lage ist, die Arbeitsbremse 50 freizugeben, sofern der aufgebrachte Druck auf den Hochdruckkolben 79 durch Überwinden der Federkräfte der Federn 78 gross genug ist. In der Praxis hat es sich bewährt, dass dieser Druck zwischen 8 und 12 bar liegen muss, damit die Last bis zum Aufbau des erforderlichen Stützdrucks am Kreiskolbenmotor nicht absinkt. Es ist schon viel darüber diskutiert worden, ob eine derart grosse dimensionierte Bremse für einen Hochmomentmotor, wie er bei der Erfindung vorliegt, sinnvoll ist. Die bisherige Anordnung für solche Windenantriebe sieht vor, dass anstatt eines Kreiskolbenmotors ein etwa um den Faktor 6 schneller laufender Axialkolbenmotor eingesetzt wird, der das Sonnenrad einer Planetengetriebenstufe antreibt. Sein Drehmoment ist dementsprechend um den Faktor 6 kleiner. Zwischen den Axialkolbenmotor und die Planetenstufe ist dann die entsprechend ebenso um den Faktor 6 kleiner dimensionierte
Lamellenbremse gleicher Bauart geschaltet, ähnlich wie sie in der Fig. 10 dargestellt ist. Beim Betrieb der Winde, die aus Gründen der Zeitersparnis auch im Eilgang gefahren werden muss, läuft diese kleine Bremse relativ zum Gehäuse beispielsweise mit der 6-fachen Drehzahl als die grosse Bremse gemäss der Erfindung.
Einen besonderen Vorteil haben nasslaufende Lamellenbremsen, da sie durch den Öldurchlauf an das Ölkühlsystem der Gesamtanlage angeschlossen werden können. Ausserdem sind sie weitgehend abriebfrei, so dass die ÖlVerschmutzung gering ist. Nachteilig ist, dass bei ölgefüllter Bremse eine beträchtliche, ölviskositätsbedingte, verlusterzeugende Schlupfleistung entsteht. Nach dem newtonschen Schubspannungsgesetz in einem Ölspalt steigt die
Schlupfleistung zwischen zwei Platten mit dem Quadrat der Relativgeschwindigkeit, somit auch zwischen den laufenden und feststehenden Lamellen einer gelösten Bremse. Geht man davon aus, dass beim Vergleich der Schlupfleistungen einer grossen Bremse gemäss Fig. 10 und einer oben beschriebenen kleinen
Bremse die Ölviskosität, die Dicke des Ölspaltes zwischen den Lamellen und die spezifische Pressung auf die Lamellen durch die Federkräfte gleich sind, dann ist bei der 6-fach schneller laufenden, kleinen Lamellenbremse diese Schlupfleistung etwa 4-fach so gross wie bei einer langsam laufenden grojssen Bremse gemäss Fig. 10. Es ist somit offensichtlich, dass - abgesehen von der kostengünstigeren Lösung - die kompakte Version einer Haltebremse gemäss der Erfindung zusammen mit dem hier beschriebenen Hochmomentmotor eine Verbesserung des Gesamtwirkungsgrades einer solchen Seilwinde bewirkt.
Für die axiale hydrostatische Balance und die Reduzierung der axialen Laufspalte auf Mikrometerdicke zwischen der
Steuerplatte 22 und dem Drehventil 3 einerseits und zwischen dem Drehventil 3 und dem axialen Ausgleichskolben 65 andererseits, siehe Fig. 1, müssen sehr exakte hydrostatisch wirksame axiale Kreisringflächen vorhanden sein. Es handelt sich dabei um Ringflächen, die durch die jeweiligen mittleren Stegdurchmesser rechnerisch definiert sind. Sie sind in den Figuren 1, 5, 6, 7 und 10 nicht besonders gekennzeichnet. Wie man jedoch dort erkennen kann, werden die Durchmesser der Verbindungsbohrungen 58a im axialen Ausgleichskolben 65 und auch die anschliessenden Bohrungen im Drehventil 3 sehr klein, weil die Ringfläche zwischen dem Drehventil 3 und dem axialen Ausgleichskolben 65 rechnerisch verhältnismässig schmal wird. Zwar können im axialen Ausgleichskolben 65 sehr viele solche Verbindungsbohrungen 58a am Umfang angebracht werden, sodass der Durchgangsquerschnitt verhältnismässig gross wird. Im Drehventil 3 dagegen ist die Anzahl der anschliessenden Bohrungen sehr begrenzt, weil sich diese nach der Anzahl der Hochdruckfenster 21a des Drehventils 3 richten muss.
Daraus ergibt sich die Problematik, dass in diesen verhältnismässig kleinen Bohrungen des Drehventils 3 die Strömungsgeschwindigkeit sehr hoch wird. In der Hydraulik gilt der Grundsatz, dass an keiner Stelle eines Aggregates die Ölgeschwindigkeit im Hochdruckbereich 10 bis 12 m/s überschreiten soll. Sonst entsteht starke Turbulenz, niedriger statischer Druck nach Bernouilli' scher Gleichung und eventuelle Kavitationsschäden an den Kanalwänden. Ausserdem tritt an diesen Stellen bei zu hohen Strömungsgeschwindigkeiten ein überproportionaler Druckverlust auf, der die Leistung und den Wirkungsgrad des Motors reduziert. Gegenüber bekannten Konstruktionen entsteht dieser Nachteil dadurch, dass bei der erfindungsgemässen Ausführung das Wälzlager rechts von Leistungsteil einen grossen Aussendurchmesser aufweist. Somit ist systembedingt die dem Drehventil 3 zugewandte Ringfläche mit den Druckfenstern 33a der Steuerplatte 22 verhältnismässig schmal (kleinerer Durchmesserunterschied der Dichtstege) . Dementsprechend ist dann auch der Unterschied der Durchmesser der Gegenringfläche zwischen dem Drehventil 3 und dem axialen Ausgleichskolben 65 kleiner.
Gemäss einer Weiterbildung der Erfindung wird nun vorgeschlagen, die Gegenringfläche zwischen dem Drehventil 3 und dem axialen Ausgleichskolben 65 für den zweiten Ringraum 58 in einen kleineren Durchmesserbereich zu verlegen. In dem Falle, dass der Hochdruck für die umgekehrte Drehrichtung in den zweiten Ringraum 58 geleitet wird, muss für die Kräftebalance auch in diesem Falle der Flächeninhalt der Ringfläche gleich sein wie vorher. Somit wird der
Durchmesserunterschied der Dichtstege beträchtlich grösser. In der Fig. 11, die einen Längsschnitt durch die vorteilhafte Weiterbildung des erfindungsgemässen Kreiskolbenmotors zeigt, sind diese Verhältnisse deutlich dargestellt. Ausgehend von den mittleren Stegdurchmessers 95 und 96 der Steuerplatte 22, siehe Fig. 11 und 12, und den korrespondierenden mittleren Stegdurchmessern 97 und 98 des Drehventils 3, siehe Fig. 11, 13 und 14, die mittels der strichpunktierten Linien dargestellt sind, bleibt zunächst der äussere mittlere Stegdurchmesser 99 zwischen dem Drehventil 3 und dem axialen Ausgleichskolben 65, siehe Fig. 11 und 13, gleich, weil dieser zusammen mit dem Stegdurchmesser 97 den Kräfteausgleich am Drehventil 3 bewirkt in dem Falle, dass der Hochdruck dem ersten Ringraum 56 zugeführt wird. In dem anderen Falle, dass der Hochdruck dem zweiten Ringraum 58 zugeführt wird, ist für die axiale Balance des Drehventils 3 die neue, im Durchmesser weiter innen liegenden Ringfläche zuständig, die durch die neuen mittleren Stegdurchmesser 100 und 101 bestimmt ist.
Die beiden nach links in Fig. 11 und 13 auf das Drehventil 3 mit ihren jeweiligen hydrostatischen Ausgleichskräften wirkende Ringflächen sind nun vollständig voneinander zu trennen. Dies geschieht erfindungsgemäss durch eine zwischen den mittleren Stegdurchmessern 99 und 100 eingedrehte umlaufende axiale Entlastungsnut 102, wie sie in Fig. 11 und 13 zu erkennen ist. Die an der axialen Gleitfläche 110 zwischen dem Drehventil 3 und dem axialen Ausgleichskolben 65 umlaufende axiale Entlastungsnut 102, siehe Fig. 11 und 13, liegt somit zwischen dem das Drehventil 3 umgebenden und mit dem Hochdruckanschluss 55 verbundenen ersten Ringraum 56 und den Ringnuten 108 und 109 des mit dem Niederdruckanschluss 57 verbundenen zweiten Ringraums 58.
Damit diese Entlastungsnut 102 auch wirklich ihre trennende
Funktion erfüllen kann, ist sie mit dem Leckraum 85 durch die Verbindungsbohrung 103 verbunden. Die Entlastungsnut 102 und deren Verbindungsbohrung 103 können sowohl im Drehventil 3 als auch im axialen Ausgleichskolben 65 angebracht sein.
Zum besseren Verständnis der Kommutierungsfunktion des Drehventil 3 sind in den Figuren 12 und 14 die erforderlichen Druckfenster 33a der Steuerplatte 22 zur Versorgung der Zahnkammern des Leistungsteils 1 und die Hoch- und Niederdruckfenster 21a bzw. 21b im Drehventil 3 dargestellt. Der Steuerspiegel 104 der Steuerplatte 22, Fig. 12, besitzt zwischen den Druckfenstern 33a noch gleich dimensionierte Blindfenster 105, die nur wenige Zehntelmillimeter tief sind für eine bessere Isotropie des Schmierfilms zwischen dem Steuerspiegel 104 und dem Drehventil 3.
Die Vorteile dieser Ausführung des Kreiskolbenmotors gemäss der Erfindung sind beträchtlich. Eine vergleichende Untersuchung der Verhältnisse gemäss den Figuren 1, 5, 6, 7, und 10 und der weitergebildeten Ausführung gemäss den Figuren 11 bis 14 hat ergeben, dass der Durchmesser 106 der Bohrungen im Drehventil 3 etwa um den Faktor 7/5 vergrössert werden kann. Da dies die engste Stelle in diesem Strömungssystem ist, bedeutet diese Verbesserung, dass der Öldurchfluss und somit die Drehzahl des Kreiskolbenmotors bei gleicher Ölgeschwindigkeit an dieser Stelle auf etwa das Doppelte gesteigert werden kann. Zugleich wird auch der Strömungswiderstand reduziert und damit der Druckverlust, sodass der Wirkungsgrad ansteigt. Da sich nun gleichzeitig auch der Durchmesser 107 der Verbindungsbohrung 58a im axialen Ausgleichskolben 65 etwa im gleichen Verhältnis vergrössert, wird auch dort der Strömungsverlust reduziert und die Anzahl der erforderlichen Verbindungsbohrungen 58a am Umfang des axialen Ausgleichskolbens 65 kann kleiner werden, was
Fertigungskosten einspart. Auch die axialen Ringnuten 108 und 109 des zweiten Ringraums 58, siehe Fig. 11 und 13, werden im Querschnitt vergrössert, was ebenfalls zu einer Reduzierung der Strömungsverluste beiträgt. Insgesamt bedeutet diese Verbesserung eine beträchtliche Leistungssteigerung und einen höheren Gesamtwirkungsgrad des Kreiskolbenmotors.
Selbstverständlich ist es möglich, die in den Fig. 11 bis 14 dargestellte Weiterbildung der Erfindung mit Merkmalen zuvor beschriebener Ausführungsbeispiele zu kombinieren und beispielsweise einen Radmotor oder einen Windenantrieb mit den zuletzt beschriebenen weiterbildenden Merkmalen auszustatten.

Claims

Patentansprüche
1. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor, mit
• einem als Abtrieb wirkenden Leistungsteil (1) , der π einen zentrischen, feststehenden Stator (4) mit einer ersten Innenverzahnung (5) mit der Zähnezahl d, 0 einen Kreiskolben (6) mit einer teilweise in die erste Innenverzahnung (5) eingreifenden ersten Aussenverzahnung (7) mit einer Zähnezahl c und einer zweiten Innenverzahnung (8) mit einer Zähnezahl b und D eine zentrisch gelagerte Welle (2) mit einer teilweise in die zweite Innenverzahnung (8) eingreifenden zweiten Aussenverzahnung (9) mit einer Zähnezahl a umfasst, wobei der Kreiskolben (6) zum Ausführen einer Orbitbewegung derart exzentrisch angeordnet und dimensioniert ist, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern zwischen der erste Innenverzahnung (5) und der ersten Aussenverzahnung (7) bilden, • einem Ein- und Auslassteil (70) zur Ver- und Entsorgung des Leistungsteils (1) mit dem Arbeitsfluid,
• einem scheibenförmigen Drehventil (3) zur Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid, • einem axialen Ausgleichskolben (65) zur Abdichtung gegen Leckage am Drehventil (3) ,
• einem Zahnradgetriebe zwischen einer - insbesondere von einem Sonnenrad (13) gebildeten - Wellenaussenverzahnung (14) der Welle (2) und einem feststehendem Innenzahnkranz (92) als Synchronantrieb für das Drehventil (3) und • zwei beidseitig am Leistungsteil (1) unmittelbar benachbart auf der Welle (2) angeordneten Wälzlagern
(10, 11), dadurch gekennzeichnet,, dass • das Drehventil (3) zu der Welle (2) und zu dem Stator (4) zentrische laufenden gelagert ist,
• das Zahnradgetriebe ausschliesslich im Leckölbereich des Kreiskolbenmotors angeordnet ist und
• das Zahnradgetriebe als ein Planetengetriebe (80) mit mindestens einem Planetenträger (91) , der mit dem
Drehventil (3) drehfest verbunden ist und auf welchem Planetenräder (90) zwischen der Wellenaussenverzahnung (14) und dem feststehenden Innenzahnkranz (92) angeordnet sind, ausgebildet ist.
2. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor, mit
• einem als Abtrieb wirkenden Leistungsteil (1), der π einen zentrischen, feststehenden Stator (4) mit einer ersten Innenverzahnung (5) mit der Zähnezahl d, π einen Kreiskolben (6) mit einer teilweise in die erste Innenverzahnung (5) eingreifenden ersten Aussenverzahnung (7) mit einer Zähnezahl c und einer zweiten Innenverzahnung (8) mit einer Zähnezahl b,
° eine zentrisch gelagerte Welle (2) mit einer teilweise in die zweite Innenverzahnung (8) eingreifenden zweiten Aussenverzahnung (9) mit einer Zähnezahl a umfasst, wobei der Kreiskolben (6) zum Ausführen einer
Orbitbewegung derart exzentrisch angeordnet und dimensioniert ist, dass sich mit Arbeitsfluid ver- und entsorgbare Zahnkammern zwischen der erste
Innenverzahnung (5) und der ersten Aussenverzahnung (7) bilden, • einem Ein- und Auslassteil (70) zur Ver- und Entsorgung des Leistungsteils (1) mit dem Arbeitsfluid,
• einem scheibenförmigen Drehventil (3) zur Steuerung der Ver- und Entsorgung der Zahnkammern mit dem Arbeitsfluid,
• einem axialen Ausgleichskolben (65) zur Abdichtung gegen Leckage am Drehventil (3) ,
• einem Zahnradgetriebe zwischen einer - insbesondere von einem Sonnenrad (13) gebildeten - Wellenaussenverzahnung (14) der Welle (2) mit einer Zähnezahl w und einer vierten Innenverzahnung (17) eines feststehenden Innenzahnkranzes (28) mit einer Zähnezahl z als Synchronantrieb für das Drehventil (3) , und
• zwei beidseitig am Leistungsteil (1) unmittelbar benachbart auf der Welle (2) angeordneten Wälzlagern
(10, 11), dadurch gekennzeichnet, dass
• das Drehventil (3) zu der Welle (2) und zu dem Stator (4) zentrische laufenden gelagert ist, • das Zahnradgetriebe ausschliesslich im Leckölbereich des Motors angeordnet ist und
• das Zahnradgetriebe als ein Exzentergetriebe (30) mit einem Exzenter (26) , der mit dem Drehventil (3) drehfest verbunden ist, ausgebildet ist.
3. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 2, dadurch gekennzeichnet, dass
• das Exzentergetriebes (30) als Taumelgetriebe und • der Exzenter als scheibenförmiger Exzenter (26) , der über einen topfförmigen Verbindungsteil (27) mit dem Drehventil (3) über Mitnehmerverzahnungen (31, 32) im Drehzahlverhältnis 1:1 drehfest verbunden ist, ausgebildet ist.
4. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 2 oder 3, dadurch gekennzeichnet, dass der Exzenter (26)
• eine dritte Innenverzahnung (15) mit einer Zähnezahl x und eine dritte Aussenverzahnung (16) mit einer Zähnezahl y aufweist,
• zwischen der Wellenaussenverzahnung (14) und der vierten Innenverzahnung (17) angeordnet ist und
• mit seiner dritten Innenverzahnung (15) mit der Wellenaussenverzahnung (14) der Welle (2) und mit seiner dritten Aussenverzahnung (16) mit der vierten Innenverzahnung (17) des feststehenden Innenzahnkranzes (28) kämmt.
5. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 4, dadurch gekennzeichnet, dass die Zähnezahlen (a, b, c, d) des Leistungsteils (1) und die Zähnezahlen (w, x, y, z) des Exzentergetriebes (30) die Gleichung b , x
—'d~c —-z~y a_ jw d-c z-y erfüllen und dieser Gleichungsausdruck eine positive ganze Zahl ist.
6. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 5, dadurch gekennzeichnet, dass die positive ganze Zahl gleich 3 ist.
7. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass das Exzentergetriebe (30) derart ausgelegt ist, dass das Verhältnis zwischen der Drehzahl Ne der Exzentrizität (20) des Exzentergetriebes (30) und der Drehzahl Nw der Welle (2) nach der Gleichung
Ne _ w-y Nw x-z~w-y zwischen -3 und -9 liegt.
8. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Zähnezahlen (a, b, c, d) des Leistungsteils (1) gleich a=12, b=14, c=ll und d=12 und die Zähnezahlen (w, x, y, z) des Exzentergetriebes (30) gleich w=12, x=13, y=23 und z=24 sind.
9. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 5 bis 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Zähnezahlen (a, b, c, d) des Leistungsteils (1) gleich a=12, b=14, c=ll und d=12 und die Zähnezahlen (w, x, y, z) des Exzentergetriebes (30) gleich w=9, x=10, y=17 und z=18 sind.
10. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 2 bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die gemeinsame Exzentrizität (20) des Exzentergetriebes (30) das 0.013 bis 0.015-fache des mittleren Teilkreisdurchmessers von Steuerschlitzen- (21) in einer Steuerplatte (22) ist.
11. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 2 -bis 9, dadurch gekennzeichnet, dass die gemeinsame Exzentrizität (20) des Exzentergetriebes (30) das "0.015 bis 0.022-fache des mittleren Teilkreisdurchmessers von Steuerschlitzen (21) in einer Steuerplatte (22) ist.
12. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 2 bis 11, dadurch gekennzeichnet, dass die Zähnezahl der Mitnehmerverzahnungen (31, 32) zwischen dem Exzenter (26) und dem Drehventil (3) doppelt so gross ist wie die Zähnezahl c der ersten Aussenverzahnung (7) des Kreiskolbens (β) des Leistungsteils (1) .
13. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 1 bis 12, dadurch gekennzeichnet, dass die erste Innenverzahnung (5) des Stators (4) durch drehend gelagerte Rollen (81) gebildet wird.
14. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass auf einem Wellenfortsatz (41) der Welle (2) auf derjenigen der abtreibenden Seite der Welle (2) gegenüberliegenden Seite der Welle (2) eine federbelastete Parkbremse (42) angeordnet ist, die über einen separaten Anschluss (43) hydraulisch entsperrbar ist.
15. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass auf einem Wellenfortsatz (52) der Welle (2) auf derjenigen der abtreibenden Seite der Welle (2) gegenüberliegenden Seite der Welle (2) eine federbelastete Arbeitsbremse (50) angeordnet ist, die über einen separaten Anschluss (51) durch den Arbeitsdruck des Kreiskolbenmotor entsperrbar ist.
16. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass auf einem verlängerten Wellenende (44) der Welle (2) auf derjenigen der abtreibenden Seite der Welle (2) gegenüberliegenden Seite der Welle (2) ein zweiter Leistungsteil (46) angeordnet ist, der drehstarr mit dem ersten Leistungsteil (1) gekoppelt ist und insbesondere eine eigene Radiallagerung (47) für das verlängerte Wellenende (44) aufweist.
17. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach
Anspruch 16, dadurch gekennzeichnet, dass die spezifische Schluckmenge des zweiten Leistungsteils
(46) wesentlich kleiner ausgeführt ist als die des ersten Leistungsteils (1) .
18. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 16 oder 17, dadurch gekennzeichnet, dass der erste Leistungsteil (1) und der zweite Leistungsteil (46) durch zwei getrennte 4/3-Wegventile (48) und (49) schaltbar sind.
19. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 18, dadurch gekennzeichnet, dass der jeweils auf Umlauf geschaltete Leistungsteil (1, 46) sowohl auf der divergierenden als auch auf der konvergierenden Seite des Schluck- bzw. Verdrängersystems unter Zufuhrdruck schaltbar ist.
20. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 19, dadurch gekennzeichnet, dass auf der abtreibenden Seite der Welle (2) ein Radflasch (40) drehfest angeordnet ist, zum direkten Antrieb eines auf dem Radflansch (40) anordenbaren Rades.
21. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 20, dadurch gekennzeichnet, dass das abtriebseitige Wälzlager (11) der beiden beidseitig am Leistungsteil (1) unmittelbar benachbart auf der Welle (2) angeordnete Wälzlager (10, 11) ausserhalb des Leckraumes (85) des Kreiskolbenmotors mit einer Wälzlagerfett- Dauerfüllung direkt im Gehäuseteil (84) des Kreiskolbenmotors angeordnet ist.
22. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 20 oder 21, dadurch gekennzeichnet, dass der Radflansch (40) einstückig mit der Welle (2) ausgeführt ist.
23. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 1 bis 13, dadurch gekennzeichnet, dass an einer axialen Gleitfläche (110) zwischen dem Drehventil (3) und dem axialen Ausgleichskolben (65) eine umlaufende axiale Entlastungsnut (102) vorgesehen ist, die zwischen einem das Drehventil (3) umgebenden und mit einem Hochdruckanschluss (55) verbundenen ersten Ringraum (56) und Ringnuten (108, 109) eines mit einem Niederdruckanschluss (57) verbundenen zweiten Ringraums (58) liegt.
24. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 23, dadurch gekennzeichnet, dass die axiale Entlastungsnut (102) durch eine Verbindungsbohrung (103) mit dem Leckraum (85) des Kreiskolbenmotors in Verbindung steht.
25. Hydrostatischer, langsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, dass die Entlastungsnut (102) und deren Verbindungsbohrung (103) im Drehventil (3) angeordnet sind.
26. Hydrostatischer, landsamlaufender Kreiskolbenmotor nach Anspruch 24, dadurch gekennzeichnet, dass die Entlastungsnut (102) und deren Verbindungsbohrung (103) im axialen Ausgleichskolben (65) angeordnet sind.
27. Hydrostatischer, langsamlaufender Radmotor, gekennzeichnet durch einen hydrostatischen Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 20 bis 22, wobei auf dem Radflansch (40) ein unmittelbar von dem hydrostatischen Kreiskolbenmotor antreibbares Rad angeordnet ist.
28. Hydrostatischer, langsamlaufender Windenantrieb, gekennzeichnet durch einen hydrostatischen Kreiskolbenmotor nach einem der Ansprüche 20 bis 22, wobei auf dem Radflansch (40) eine unmittelbar von dem hydrostatischen Kreiskolbenmotor antreibbare Seiltrommel angeordnet ist.
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