WO2010102724A2 - Hydraulische zahnradmaschine - Google Patents

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WO2010102724A2
WO2010102724A2 PCT/EP2010/001165 EP2010001165W WO2010102724A2 WO 2010102724 A2 WO2010102724 A2 WO 2010102724A2 EP 2010001165 W EP2010001165 W EP 2010001165W WO 2010102724 A2 WO2010102724 A2 WO 2010102724A2
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WO
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piston
bearing
gear machine
bearing shaft
machine according
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PCT/EP2010/001165
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French (fr)
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Marc LÄTZEL
Michael Wilhelm
Dietmar Schwuchow
Guido Bredenfeld
Stefan Cerny
Sebastian Tetzlaff
Klaus Griese
Original Assignee
Robert Bosch Gmbh
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Publication date
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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
    • F04C15/00—Component parts, details or accessories of machines, pumps or pumping installations, not provided for in groups F04C2/00 - F04C14/00
    • F04C15/0042—Systems for the equilibration of forces acting on the machines or pump
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F04—POSITIVE - DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; PUMPS FOR LIQUIDS OR ELASTIC FLUIDS
    • F04C—ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT MACHINES FOR LIQUIDS; ROTARY-PISTON, OR OSCILLATING-PISTON, POSITIVE-DISPLACEMENT PUMPS
    • F04C2/00—Rotary-piston machines or pumps
    • F04C2/08—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing
    • F04C2/12—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type
    • F04C2/14—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons
    • F04C2/18—Rotary-piston machines or pumps of intermeshing-engagement type, i.e. with engagement of co-operating members similar to that of toothed gearing of other than internal-axis type with toothed rotary pistons with similar tooth forms
    • 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
    • F04C2240/00—Components
    • F04C2240/50—Bearings

Definitions

  • the invention relates to a hydraulic gear machine according to the preamble of patent claim 1.
  • a gear machine is shown with a housing in which two intermeshing and mounted in bearing bushes or bearing bodies gears are arranged, wherein the housing is closed with a first and second housing cover each end face.
  • the helical gears are slidably mounted axially with two axial surfaces between the bearing bodies and radially in each case via a bearing shaft received in the bearing bodies.
  • hydraulic and mechanical forces act on the gears in the same gear longitudinal axis in each case.
  • the counterforce on the gears is applied via attacking on the bearing shafts piston.
  • the pistons are slidably received approximately coaxially to the toothed wheel longitudinal axis in a between the first housing cover and the housing arranged intermediate cover and abut with a first piston end face on a pointing in the direction of the first housing cover shaft end face of the bearing shafts and are acted upon via a second piston end face in each case with pressure.
  • the counterforce is applied to the first bearing body via a pressure field formed between the bearing body and the intermediate cover.
  • the object of the present invention is to minimize friction and wear of a gear machine.
  • a gear machine has a housing for receiving two intermeshing, in particular helical gears. These are mounted slidably axially with axial surfaces between housed in the housing bearing bodies and radially, each with a bearing shaft accommodated in the bearing bodies.
  • a gear acts on an axial force component of a resulting from the operation of the gear machine hydraulic and mechanical forces force in a same Axiaiiques.
  • At least one bearing shaft is in this case acted upon by a counter-pressure, wherein a counter-pressure resulting from the counterpressure counteracts the axial force component.
  • This solution has the advantage that an opposing force acting against the Axialkraftkomponenten is acted upon by a hydraulic pressure on at least one gear on the corresponding bearing shaft and not, as in the above-described prior art, mechanically via pistons. As a result, friction and wear of the gear machine is substantially reduced.
  • each bearing shaft is acted upon by the back pressure to compensate for the Axialkraftkomponenten of the gears.
  • at least one piston which is held on a housing cover lying in the direction of action of the axial force components, project into a bore of the bearing shaft.
  • the bearing shaft may simply have a radially recessed end section lying in the direction of action of the axial force components, which essentially dips axially into a housing recess of a housing cover, and wherein a shaft end face of the end section immersed in the housing recess together with the housing recess forms a pressure chamber for pressure engagement the shaft end face limited.
  • the pressure chamber can be supplied, for example via a formed in the housing cover fluid channel with pressure medium.
  • a fluid channel leads via the piston to a pressure chamber, which is delimited by the bore and the piston, for pressure bleeding of the bearing shaft with the backpressure.
  • the piston preferably has a substantially circular cylindrical shape and rests with a lateral surface at least partially largely sealingly against an inner circumferential surface of the bore. Due to the circular cylindrical shape of the piston, a large-area sealing surface between the piston and bore for sealing the pressure chamber is made possible.
  • the back pressure acts on an annular projection surface formed from a difference between the projection surface of the bearing shaft and a projection surface of the piston approximately perpendicular to the shaft longitudinal axis of the bearing shaft.
  • the piston can essentially delimit a high-pressure region from a low-pressure region, wherein the low-pressure region can be relieved of pressure via a fluid channel formed in the bearing shaft.
  • the lateral surface of the piston has an approximately convex circumferential shape and bears with a sealing line on the inner lateral surface of the bore. Any occurring friction between the piston and bore can be reduced thereby.
  • the sealing line can be in the direction of the bearing shaft longitudinal axis be arranged approximately in the middle of the lying in the effective direction of the Axialkraftkomponenten bearing body.
  • the piston further has an approximately ellipsoidal sealing head, which is mounted on a holding rod fixed to the housing cover.
  • Figure 1 in a longitudinal section a simplified representation of a gear machine
  • Figure 2 is a side view of a simplified representation of a package of bearing bodies and gears of the gear machine of Figure 1;
  • FIG. 3 shows in a longitudinal section a portion of a bearing shaft, a housing cover and a bearing body according to a first embodiment
  • Figure 4 in a longitudinal section the portion of the bearing shaft and the housing cover according to a second embodiment
  • Figure 5 in a longitudinal section the portion of the bearing shaft and the housing cover according to a third embodiment.
  • a trained as a gear machine 1 hydraulic working machine is shown in a longitudinal section.
  • This has a machine housing 2, which is closed by means of two housing cover 4 and 6.
  • the right in the figure 1 Housing cover 6 of the gear machine 1 is penetrated by a first bearing shaft 8, on softer a first gear 10 is disposed within the machine housing 2.
  • the first gear 10 is connected to a second gear 12 via a helical gear 14 into engagement, wherein the gear 12 is rotatably mounted on a second bearing shaft 16.
  • the first and second bearing shaft 8 and 16 are each guided in two plain bearings 18, 20 and 22, 24.
  • the right in Figure 1 sliding bearings 20, 24 are received in a bearing body 26 and the left in Figure 1 slide bearings 18, 22 in a bearing body 28.
  • the gears 10 and 12 are mounted in the axial direction in each case via a first axial surface 30 and 32 respectively on the second right in Figure 1 bearing body 26 and a respective second axial surface 34 and 36 on the left bearing body 28 slidably. Sliding surfaces between the gears 10, 12 and the bearing bodies 26, 28 may be provided with a sliding coating, such as M0S 2 , graphite or PTFE to reduce friction.
  • the bearing bodies 26 and 28 each have an end face 38 or 40 towards the housing covers 6 and 4, respectively.
  • the housing cover 4, 6 are aligned by centering bolts 42 on the machine housing 2. Between the housing covers 4 and 6 and the machine housing 2, a housing seal 44 is arranged. Furthermore, an axial seal 46 is respectively introduced into the end faces 38 and 40 of the bearing bodies 26 and 28 for the separation of a high and a low pressure region of the gear machine 1. A shaft sealing ring 48 seals the penetration of the first bearing shaft 8 through the housing cover 6 on the right in FIG.
  • Figure 2 shows a side view of a simplified representation of a package of gears 10, 12 and bearing bodies 26, 28 for explaining the occurring in the gear machine 1 of Figure 1 in operation substantially by the helical gear 14 hydraulic and mechanical forces.
  • a force component of a hydraulic force acts on both gears 10, 12 in the same axial direction in the figure 2 to the left.
  • a driving gear which is the upper gear 10 in Figure 2
  • a mechanical force component of the mechanical force in the direction of action of the hydraulic force component and on a driven gear which is the lower gear 12 in Figure 2 ent
  • the hydraulic and mechanical force components result in a corresponding axial force component 47, 49 on both toothed wheels 10, 12 in the same direction (to the left in FIG. 2), but with a different amount.
  • FIG. 3 shows in a longitudinal section a section of the gear machine 1 from FIG. 1 according to a first exemplary embodiment.
  • sections of a direction of action of the Axialkraftkomponenten 47, 49 (see Figure 2) lying end portion of the bearing shaft 16, the housing cover 4 and the bearing body 28 are disclosed.
  • the application of the toothed wheels 10, 12 from FIG. 2 is explained below on the basis of the bearing shaft 16.
  • the bearing shaft 16 has an approximately axial bore 52 into which a piston 54 held by the housing cover 4 dips in a sealing manner approximately coaxially to a shaft longitudinal axis of the bearing shaft 16.
  • the piston 54 has an approximately ellipsoidal sealing head 56, which is fixed on the housing cover 4 via a rod-shaped holding section 58. The sealing head 56 then abuts approximately along a sealing line 60 against an inner lateral surface 62 of the bore 52 in a sealing manner.
  • the piston 54 separates a high pressure from a low pressure region 64, 66, the latter being in fluid communication with a tank 68 or to a low pressure region of the gear machine 1 of Figure 1 via a fluid passage 70 formed in the bearing shaft 16.
  • the high-pressure region 64 is limited inter alia by a lying in this area lateral surface 72 of the piston 54, partially by the bearing shaft 16 and the housing cover 4. Through the bore 52, the bearing shaft 16 in a direction of the Axialkraftkomponenten 47, 49 of Figure 2 facing annular end face 74, which is acted upon by back pressure from the high-pressure region 64.
  • the backpressure in the high-pressure region 64 does not act on the entire projection surface of the bearing shaft 16 perpendicular to the longitudinal axis, but only on an annular projection surface which is substantially reduced by the projection surface of the piston 54 extending perpendicular to the longitudinal axis of the shaft ,
  • the counterpressure acting on the annular end face 74 then leads to a pressure force which acts as a counterforce 51 against the axial force component 49 from FIG.
  • the upper bearing shaft 8 in FIG. 1 has a corresponding device for acting on the opposing force 50 (see FIG. 2) like the bearing shaft 16 in FIG.
  • the bushing 22, in which the bearing shaft 16 is guided in Figure 3, has a shorter axial length than the bearing body 28 and is arranged approximately centrally to this.
  • the sealing line 60 between the sealing head 56 and the bore 52 is then provided approximately centrally to the sleeve 22 in the axial direction. Due to its peripheral shape, the ellipsoidal-shaped sealing head 56 can be used as a type of joint head, which can compensate for radial and tilting movements of the positional shaft 16.
  • the holding portion 58 may additionally have a certain elasticity for compensating the bearing shaft movements.
  • the piston 54 is designed either integrally with the housing cover 4 or as a separate component. Since the sealing head 56 abuts substantially only with a sealing line 60 on the inner circumferential surface 62 of the bore 52, the friction between the sealing head 56 and the bearing shaft 16 is extremely low.
  • the counter-pressure acting on the annular surfaces 74 in FIG. 3 of the bearing shafts 8, 16 can have a different height.
  • This back pressure and thus the counterforces 50, 51 may be smaller, greater than or equal to the respective force acting on the gears 10 and 12 Axialkraftkomponenten 47 and 49 of Figure 2 be.
  • the axial force components 47, 49 are partially compensated, whereby a force resultant from the opposing forces 50, 51 and the axial force components 47, 49 respectively acts on the toothed wheels 10, 12 in the direction of the bearing body on the left in FIG 28 acts and the gears 10, 12 are then pressed on this.
  • the resultants are thus as Axialspaltkompensation a sliding gap between the axial surfaces 34, 36 of the gears 10, 12 and the bearing body 28 can be used.
  • the toothed wheels 10, 12 are mounted substantially floating.
  • the sliding friction between the gears 10, 12 and the bearing bodies 26, 28 is minimized, resulting in low wear.
  • the area size of the annular end face 74 from FIG. 3 is designed in accordance with the height of the counterforce to be applied to the bearing shaft 16.
  • the size of the annular end face 74 is dependent on the diameter of the bore 52 and the size of the piston 54 is then adapted to the diameter of the bore 52 accordingly.
  • Figure 4 shows in a longitudinal section a second embodiment for acting on the bearing shafts 8 and 16 of the gear machine 1 of Figure 1 with the respective counterforce 50 and 51 of Figure 2. The embodiment is explained as in the figure 3 based on the bearing shaft 16.
  • the bearing shaft 16 has the approximately axial bore 52 with a conical bore bottom 76. In this a substantially circular cylindrical shape emerges.
  • transmitter piston 78 a This is in sections with a lateral surface 80 on an inner circumferential surface 82 of the bore 52 approximately sealingly.
  • a pressure chamber 83 is essentially limited by a piston end surface 84 of the piston 78 and the bore 52, whereby the bore bottom 76 can be acted upon by a counter-pressure.
  • Fluidka- channel 86 of the pressure chamber 83 is supplied with pressure medium.
  • the end face 74 of the bearing shaft 16 is in a low pressure region. In the case of the bearing shaft 16, therefore, only the bottom of the bore 76 can be acted upon by the pressure chamber 83 with a counterpressure which leads to a counterforce 51 acting against the axial force component 49 from FIG.
  • the height of the counterforce 51 is dependent on the size of the projection surface of the bore base 76, which extends perpendicular to a longitudinal axis of the bearing shaft 16, and / or the level of pressure in the pressure chamber 83rd
  • the pressure medium for supplying the pressure chamber 83 originates, for example, from external pressure sources or is branched off from the high-pressure region of the gear machine 1 from FIG.
  • piston 54 from FIG. 3 is used for the piston 78 of the second embodiment in FIG.
  • the piston 54 would then have to have a fluid channel for this purpose. It would also be possible to use the piston 78 instead of the piston 54 without fluid channel in the first embodiment of FIG.
  • FIG. 5 shows, in a longitudinal sectional view, a further exemplary embodiment for acting on the bearing shafts 8 and 16 with a counterforce 50 or 51 from FIG. 2.
  • the bearing shaft 16 in this case has a radially stepped back end portion 88, which dips into a housing recess 90 of the housing cover 4 substantially axially, sealing.
  • An end face 92 of the end portion 88 bounded together with the housing recess 90 a pressure chamber 94.
  • This is supplied via a formed in the housing cover 4 and approximately axially to the longitudinal axis of the bearing shaft 16 extending fluid channel 96 with pressure medium.
  • the end face 92 can be acted upon by a counterpressure which leads to the counterforce 51 from FIG.
  • a formed by the radially stepped back end portion 88 annular end face 98 of the bearing shaft 16 may be spaced from the bearing cap 4 to avoid friction.
  • the sealing surface between the end portion 88 of the bearing shaft 16 and the housing recess 90 is advantageously smaller in comparison to the second embodiment of FIG. 4, which can lead to reduced friction.
  • the pistons 54 and 78 from FIGS. 3 and 4 and the end section 88 from FIG. 5 may be provided with a sliding layer in order to minimize the sliding friction to the bearing shaft 16 or to the housing cover 4 during operation of the gear machine 1 from FIG.
  • piston 78 of FIG. 4 and the end portion 88 of FIG. 5 are formed in the same way as the piston 54 of FIG.
  • a hydrostatic gear machine with a housing for receiving two intermeshing, helical gears. These are mounted slidably axially with axial surfaces between bearing bodies arranged in the housing and radially with in each case one bearing shaft received in the bearing bodies.
  • a gear acts on an axial force component of a resulting from the operation of the gear machine from hydraulic and mechanical forces resulting force in a same axial direction.
  • At least one bearing shaft is acted upon by a counter-pressure, wherein a counter-pressure resulting from the counter-pressure counteracts the axial force component.

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Abstract

Offenbart ist eine hydrostatische Zahnradmaschine mit einem Gehäuse (2) zum Aufnehmen zweier miteinander kämmender, insbesondere schrägverzahnter Zahnräder (10,12). Diese sind axial mit Axialflächen (30,32,34,36) zwischen im Gehäuse angeordneten Lagerkörpern (26,28) und radial mit jeweils einer in den Lagerkörpern aufgenommenen Lagerwelle (8,16) gleitend gelagert. Auf jeweils ein Zahnrad wirkt eine Axialkraftkomponente (47,49) einer aus im Betrieb der Zahnradmaschine auftretenden aus hydraulischen und mechanischen Kräften resultierenden Kraft in eine gleiche Axialrichtung. Zumindest eine Lagerwelle ist mit einem Gegendruck beaufschlagt, wobei eine aus dem Gegendruck resultierende Gegenkraft entgegen der Axialkraftkomponente wirkt.

Description

Beschreibung
Hydraulische Zahnradmaschine
Die Erfindung betrifft eine hydraulische Zahnradmaschine gemäß dem Oberbegriff des Patentanspruchs 1.
In der EP 1 291 526 A2 ist eine Zahnradmaschine mit einem Gehäuse gezeigt, in dem zwei miteinander kämmende und in Lagerbuchsen bzw. Lagerkörpern gelagerte Zahnräder angeordnet sind, wobei das Gehäuse mit einem ersten und zweiten Gehäusedeckel jeweils stirnseitig verschlossen ist. Die schrägverzahnten Zahnräder sind axial mit jeweils zwei Axialflächen zwischen den Lagerkörpern und radial jeweils über eine in den Lagerkörpern aufgenommene Lagerwelle gleitend gelagert. Im Betrieb der Zahnradmaschine wirken auf die Zahnräder in jeweils die gleiche Zahnradlängsachse hydraulische und mechanische Kräfte. Damit der in Wirkrichtung der Kräfte liegende erste Lagerkörper nicht über die Axialflächen der Zahnräder zwischen die Zahnräder und den ersten Gehäusedeckel gepresst ist und zwischen den Zahnrädern und dem zweiten Lagerkörper nur ein geringer Gleitspalt auftritt, wird auf die Zahnräder und den ersten Lagerkörper eine Gegenkraft aufgebracht. Diese ist dabei größer als die hydraulischen und mechanischen Kräfte, so dass der erste Lagerkörper gegen die Zahnräder, die Zahnräder gegen den zweiten Lagerkörper und der zweite Lagerkörper gegen den zweiten Gehäusedeckel gepresst sind. Die Kraftresultierenden auf die Lagerkörper und die Zahnräder wirken somit alle in Richtung des zweiten Gehäusedeckels.
Die Gegenkraft auf die Zahnräder wird über an den Lagerwellen angreifende Kolben aufgebracht. Die Kolben sind dabei etwa koaxial zur Zahnradlängsachse in einem zwischen dem ersten Gehäusedeckel und dem Gehäuse angeordneten Zwischendeckel gleitend aufgenommen und liegen mit einer ersten Kolbenstirnfläche an einer in Richtung des ersten Gehäusedeckels weisenden Wellenstirnfläche der Lagerwellen an und werden über eine zweite Kolbenstirnfläche jeweils mit Druck beaufschlagt. Auf den ersten Lagerkörper wird die Gegenkraft über ein zwischen dem Lagerkörper und dem Zwischendeckel ausgebildetes Druckfeld aufgebracht.
Diese Lösung hat den Nachteil, dass zwischen den Wellenstirnflächen der Lagerwellen und den Kolbenstirnflächen der Kolben und zwischen den Lagerkörpern und den Zahnrädern aufgrund der Gegenkräfte eine hohe Reibung und ein hoher Verschleiß auftreten.
Die Aufgabe der vorliegenden Erfindung ist es, Reibung und Verschleiß einer Zahnradmaschine zu minimieren.
Diese Aufgabe wird gelöst durch eine hydraulische Zahnradmaschine gemäß den Merkmalen des Patentanspruchs 1.
Erfindungsgemäß hat eine Zahnradmaschine ein Gehäuse zum Aufnehmen zweier miteinander kämmender, insbesondere schrägverzahnter Zahnräder. Diese sind axial mit Axialflächen zwischen im Gehäuse aufgenommenen Lagerkörpern und radial mit jeweils einer in den Lagerkörpern aufgenommenen Lagerwelle gleitend gelagert. Auf jeweils ein Zahnrad wirkt eine Axialkraftkomponente einer aus im Betrieb der Zahnradmaschine auftretenden hydraulischen und mechanischen Kräften resultierenden Kraft in eine gleiche Axiairichtung. Zumindest eine Lagerwelle ist hierbei mit einem Gegendruck beaufschlagt, wobei eine aus dem Gegendruck resultierende Gegenkraft entgegen der Axialkraftkomponente wirkt.
Diese Lösung hat den Vorteil, dass eine gegen die Axialkraftkomponenten wirkende Gegenkraft über einen hydraulischen Druck auf zumindest ein Zahnrad über die entsprechende Lagerwelle beaufschlagt ist und nicht, wie im vorstehend erläuterten Stand der Technik, mechanisch über Kolben. Hierdurch wird Reibung und Verschleiß der Zahnradmaschine wesentlich verringert.
Von Vorteil ist, wenn zumindest ein Flächenabschnitt einer etwa senkrecht zur Wellenlängsachse liegende Projektionsfläche der Lagerwelle mit dem Gegendruck beaufschlagt ist, wodurch die Höhe der Gegenkraft einfach durch die geringere Wirkfläche des Gegendrucks verringerbar und an die auftretenden Axialkraftkomponenten im Betrieb der Zahnradmaschine anpassbar ist.
Zweckmäßig sind Flächenabschnitte jeder Lagerwelle mit dem Gegendruck beaufschlagt, um die Axialkraftkomponenten der Zahnräder zu kompensieren. Zur Reduzierung der Projektionsfläche kann zumindest ein Kolben, der an einem in Wirkrichtung der Axialkraftkomponenten liegenden Gehäusedeckel gehaltert ist, in eine Bohrung der Lagerwelle ragen.
Bei einer Ausführungsform kann die Lagerwelle einfach einen in Wirkrichtung der Axialkraftkomponenten liegenden radial zurückgestuften Endabschnitt aufweisen, der in eine Gehäuseausnehmung eines Gehäusedeckels im Wesentlichen axial dichtend eintaucht, und wobei eine in die Gehäuseausnehmung eingetauchte Wellenstirnfläche des Endabschnitts zusammen mit der Gehäuseausnehmung einen Druckraum zur Druck- beauschlagung der Wellenstirnfläche begrenzt. Der Druckraum ist beispielsweise über einen im Gehäusedeckel ausgebildeten Fluidkanal mit Druckmittel versorgbar. Der Endabschnitt und die Gehäuseausnehmung sind zum Einen äußerst kostengünstig herstellbar und zum Anderen recht robust.
Bei einer bevorzugten Ausführungsform führt ein Fluidkanal über den Kolben zu einem von der Bohrung und dem Kolben begrenzten Druckraum zur Druckbeauschla- gung der Lagerwelle mit dem Gegendruck.
Der Kolben weist vorzugsweise eine im Wesentlichen kreiszylindrische Form auf und liegt mit einer Mantelfläche zumindest abschnittsweise weitgehend dichtend an einer Innenmantelfläche der Bohrung an. Durch die kreiszylindrische Form des Kolbens wird eine großflächige Dichtfläche zwischen Kolben und Bohrung zum Abdichten des Druckraums ermöglicht.
Bei einer weiteren Ausführungsform wirkt der Gegendruck auf einer aus einer Differenz von der Projektionsfläche der Lagerwelle und einer etwa senkrecht zu der Wellenlängsachse der Lagerwelle liegenden Projektionsfläche des Kolbens gebildeten ringförmigen Projektionsfläche. Der Kolben kann hierfür einen Hoch- von einem Niederdruckbereich im Wesentlichen abgrenzen, wobei der Niederdruckbereich über eine in der Lagerwelle ausgebildeten Fluidkanal druckentlastbar ist.
In einer vorteilhaften Ausgestaltung weist die Mantelfläche des Kolbens eine etwa konvexe Umfangsform auf und liegt mit einer Dichtlinie an der Innenmantelfläche der Bohrung an. Eventuell auftretende Reibung zwischen Kolben und Bohrung kann hierdurch verringert werden. Die Dichtlinie kann in Richtung der Lagerwellenlängsachse etwa mittig des in Wirkrichtung der Axialkraftkomponenten liegenden Lagerkörpers angeordnet sein.
Zum Ausgleich von Radialbewegungen der Lagerwelle, hat der Kolben weiter einen etwa ellipsoidförmigen Dichtkopf, der an einem am Gehäusedeckel fixierten Haltestab gehaltert ist.
Sonstige vorteilhafte Weiterbildungen der Erfindung sind Gegenstand weiterer Unteransprüche.
Im Folgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung anhand schematischer Zeichnungen näher erläutert. Es zeigen:
Figur 1 in einem Längsschnitt eine vereinfachte Darstellung einer Zahnradmaschine;
Figur 2 in einer Seitenansicht eine vereinfachte Darstellung eines Pakets aus Lagerkörpern und Zahnrädern der Zahnradmaschine aus Figur 1 ;
Figur 3 in einem Längsschnitt einen Abschnitt einer Lagerwelle, eines Gehäusedeckels und eines Lagerkörpers gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel;
Figur 4 in einem Längsschnitt den Abschnitt der Lagerwelle und des Gehäusedeckels gemäß einem zweiten Ausführungsbeispiel; und
Figur 5 in einem Längsschnitt den Abschnitt der Lagerwelle und des Gehäusedeckels gemäß einem dritten Ausführungsbeispiel.
Beschreibung der Ausführungsbeispieie
In Figur 1 ist in einem Längsschnitt eine als Zahnradmaschine 1 ausgebildete hydraulische Arbeitsmaschine dargestellt. Diese weist ein Maschinengehäuse 2 auf, welches mittels zweier Gehäusedeckel 4 und 6 verschlossen ist. Der in der Figur 1 rechte Gehäusedeckel 6 der Zahnradmaschine 1 ist von einer ersten Lagerwelle 8 durchgriffen, auf weicher ein erstes Zahnrad 10 innerhalb des Maschinengehäuses 2 angeordnet ist. Das erste Zahnrad 10 steht mit einem zweiten Zahnrad 12 über eine Schrägverzahnung 14 in Eingriff, wobei das Zahnrad 12 auf einer zweiten Lagerwelle 16 drehfest angeordnet ist. Die erste und zweite Lagerwelle 8 und 16 sind jeweils in zwei Gleitlagern 18, 20 bzw. 22, 24 geführt. Die in der Figur 1 rechten Gleitlager 20, 24 sind dabei in einem Lagerkörper 26 und die in der Figur 1 linken Gleitlager 18, 22 in einem Lagerkörper 28 aufgenommen. Die Zahnräder 10 und 12 sind in Axialrichtung jeweils über eine erste Axialfläche 30 bzw. 32 auf dem zweiten in Figur 1 rechten Lagerkörper 26 und über jeweils eine zweite Axialfläche 34 bzw. 36 auf dem linken Lagerkörper 28 jeweils gleitend gelagert. Gleitflächen zwischen den Zahnrädern 10, 12 und den Lagerkörpern 26, 28 können zur Verringerung der Reibung mit einer Gleitbeschichtung, wie M0S2, Graphit oder PTFE versehen sein. Die Lagerkörper 26 und 28 weisen jeweils mit einer Stirnfläche 38 bzw. 40 zu den Gehäusedeckeln 6 bzw. 4 hin.
Die Gehäusedeckel 4, 6 sind über Zentrierbolzen 42 an dem Maschinengehäuse 2 ausgerichtet. Zwischen den Gehäusedeckeln 4 und 6 und dem Maschinengehäuse 2 ist eine Gehäusedichtung 44 angeordnet. Des Weiteren ist eine Axialdichtung 46 jeweils in die Stirnflächen 38 und 40 der Lagerkörper 26 bzw. 28 zur Trennung eines Hoch- von einem Niederdruckbereich der Zahnradmaschine 1 eingebracht. Ein Wellendichtring 48 dichtet den Durchgriff der ersten Lagerwelle 8 durch den in der Figur 1 rechten Gehäusedeckel 6 ab.
Im Betrieb der Zahnradmaschine 1 treten innere hydraulische und mechanische Kräfte auf, was schematisch in der folgenden Figur 2 näher erläutert ist.
Figur 2 zeigt in einer Seitenansicht eine vereinfachte Darstellung eines Pakets aus Zahnrädern 10, 12 und Lagerkörpern 26, 28 zur Erläuterung der in der Zahnradmaschine 1 aus Figur 1 im Betrieb im Wesentlichen durch die Schrägverzahnung 14 auftretenden hydraulischen und mechanischen Kräfte. Eine Kraftkomponente einer hydraulischen Kraft wirkt bei beiden Zahnrädern 10, 12 in die gleiche axiale Richtung in der Figur 2 nach links. Zusätzlich wirkt auf ein treibendes Zahnrad, das in der Figur 2 das obere Zahnrad 10 ist, eine mechanische Kraftkomponente der mechanischen Kraft in Wirkrichtung der hydraulischen Kraftkomponente und auf ein angetriebenes Zahnrad, das in der Figur 2 das untere Zahnrad 12 ist, eine mechanische Kraftkomponente ent- gegen die Wirkrichtung der hydraulischen Kraftkomponente. Die hydraulischen und mechanischen Kraftkomponenten ergeben an beiden Zahnrädern 10, 12 jeweils eine resultierende Axialkraftkomponente 47, 49 in die gleiche Richtung (in Figur 2 nach links), allerdings mit einem unterschiedlichen Betrag.
Die mit Axialkraftkomponenten 47, 49 beaufschlagten Zahnräder 10 und 12 stützen sich jeweils mit den Axialflächen 34 bzw. 36 an dem in der Figur 2 linken Lagerkörper 28 ab. Der rechte Lagerkörper 26 wird von den auf die Zahnräder 10, 12 wirkenden Axialkraftkomponenten 47, 49 nicht belastet. Zur Verringerung des Verschleißes zwischen den Zahnrädern 10, 12 und dem in Figur 2 linken Lagerkörper 28, werden die Zahnräder 10, 12 mit einer Gegenkraft 50, 51 beaufschlagt, was in der Figur 2 mit gestrichelten Pfeilen gekennzeichnet ist. Die Vorrichtung zum Aufbringen der Gegenkräfte 50, 51 wird im Folgenden anhand der Figur 3 erläutert.
Die Figur 3 zeigt in einem Längsschnitt einen Ausschnitt der Zahnradmaschine 1 aus Figur 1 gemäß einem ersten Ausführungsbeispiel. Hierbei sind Ausschnitte eines in Wirkrichtung der Axialkraftkomponenten 47, 49 (siehe Figur 2) liegenden Endabschnitts der Lagerwelle 16, des Gehäusedeckels 4 und des Lagerkörpers 28 offenbart. Die Beaufschlagung der Zahnräder 10, 12 aus Figur 2 wird im Folgenden anhand der Lagerwelle 16 erläutert.
Die Lagerwelle 16 hat in Figur 3 eine etwa axiale Bohrung 52, in die ein vom Gehäusedeckel 4 gehaltener Kolben 54 etwa koaxial zu einer Wellenlängsachse der Lagerwelle 16 dichtend eintaucht. Der Kolben 54 weist einen etwa ellipsoidförmigen Dichtkopf 56 auf, der über einen stabförmigen Halteabschnitt 58 am Gehäusedeckel 4 fixiert ist. Der Dichtkopf 56 liegt dann etwa entlang einer Dichtlinie 60 an einer Innenmantelfläche 62 der Bohrung 52 dichtend an. Der Kolben 54 trennt einen Hoch- von einem Niederdruckbereich 64, 66, wobei letzterer zu einem Tank 68 oder zu einem Niederdruckbereich der Zahnradmaschine 1 aus Figur 1 über einen in der Lagerwelle 16 ausgebildeten Fluidkanal 70 in Druckmittelverbindung ist. Der Hochdruckbereich 64 ist unter anderem von einer in diesem Bereich liegenden Mantelfläche 72 des Kolbens 54, abschnittsweise von der Lagerwelle 16 und dem Gehäusedeckel 4 begrenzt. Durch die Bohrung 52 weist die Lagerwelle 16 eine in Richtung der Axialkraftkomponenten 47, 49 aus Figur 2 weisende Ringstirnfläche 74 auf, die mit Gegendruck aus dem Hochdruckbereich 64 beaufschlagt ist. Durch den Kolben 54 wirkt der Gegendruck im Hochdruckbereich 64 nicht auf die gesamte senkrecht zur Wellenlängsachse sich erstreckende Projektionsfläche der Lagerwelle 16, sondern nur auf eine um die senkrecht zur Wellenlängsachse sich erstreckende Projektionsfläche des Kolbens 54 reduzierte ringförmige Projektionsfläche, die im Wesentlichen die Ringstirnfläche 74 ist. Der auf die Ringstirnfläche 74 wirkende Gegendruck führt dann zu einer Druckkraft, die als Gegenkraft 51 gegen die Axialkraftkomponente 49 aus Figur 2 wirkt.
Die in der Figur 1 obere Lagerwelle 8 weist eine entsprechende Vorrichtung zur Beaufschlagung der Gegenkraft 50 (siehe Figur 2) wie die Lagerwelle 16 in der Figur 3 auf.
Die Buchse 22, in der die Lagerwelle 16 in Figur 3 geführt ist, hat eine kürzere axiale Länge als der Lagerkörper 28 und ist in etwa mittig zu diesem angeordnet. Die Dichtlinie 60 zwischen dem Dichtkopf 56 und der Bohrung 52 ist dann in axialer Richtung etwa mittig zur Buchse 22 vorgesehen. Durch seine Umfangsform ist der ellipsoid- förmige Dichtkopf 56 als eine Art Gelenkkopf einsetzbar, der Radial- und Kippbewegungen der Lagewelle 16 ausgleichen kann. Der Halteabschnitt 58 kann zusätzlich eine gewisse Elastizität zum Ausgleich der Lagerwellenbewegungen aufweisen. Der Kolben 54 ist entweder einstückig mit dem Gehäusedeckel 4 oder als separates Bauteil ausgeführt. Da der Dichtkopf 56 im Wesentlichen nur mit einer Dichtlinie 60 an der Innenmantelfläche 62 der Bohrung 52 anliegt, ist die Reibung zwischen Dichtkopf 56 und der Lagerwelle 16 äußerst gering.
Der auf die Ringflächen 74 in Figur 3 der Lagerwellen 8, 16 wirkende Gegendruck kann eine unterschiedliche Höhe aufweisen. Dieser Gegendruck und somit die Gegenkräfte 50, 51 können kleiner, größer oder gleich der jeweiligen auf die Zahnräder 10 bzw. 12 wirkenden Axialkraftkomponenten 47 bzw. 49 aus Figur 2 sein.
Sind die Gegenkräfte 50, 51 in Figur 2 kleiner, dann werden die Axialkraftkomponenten 47, 49 teilkompensiert, wodurch eine Kraftresultierende aus den Gegenkräften 50, 51 und den Axialkraftkomponenten 47, 49 jeweils auf die Zahnräder 10, 12 in Richtung des in Figur 1 linken Lagerkörpers 28 wirkt und die Zahnräder 10, 12 dann auf diesen gedrückt werden. Die Kraftresultierenden sind damit als Axialspaltkompensation eines Gleitspalts zwischen den Axialflächen 34, 36 der Zahnräder 10, 12 und dem Lagerkörper 28 einsetzbar.
Entsprechen die Gegenkräfte 50, 51 jeweils etwa den Axialkraftkomponenten 47, 49, dann sind die Zahnräder 10, 12 im Wesentlichen schwimmend gelagert. Die Gleitreibung zwischen den Zahnräder 10, 12 und den Lagerkörpern 26, 28 ist minimiert, was einen geringen Verschleiß zur Folge hat.
Bei überkompensierten Axialkraftkomponenten 47, 49, wenn die Gegenkräfte 50, 51 höher als die jeweilige Axialkraftkomponente 47, 49 sind, dann wirkt eine Kraftresultierende aus den Gegenkräften 50, 51 und den Axialkraftkomponenten 47, 49 jeweils auf die Zahnräder 10, 12 in Richtung des in Figur 1 rechten Lagerkörpers 26. Hierbei dient die Kraftresultierende als Axialspaltkompensation zwischen den Zahnrädern 10, 12 und dem rechten Lagerkörper 26.
Die Flächengröße der Ringstirnfläche 74 aus Figur 3 ist entsprechend der Höhe der auf die Lagerwelle 16 zu beaufschlagenden Gegenkraft ausgelegt. Die Größe der Ringstirnfläche 74 ist abhängig von dem Durchmesser der Bohrung 52 und die Größe des Kolbens 54 ist dann entsprechend an den Durchmesser der Bohrung 52 angepasst. Je größer die Fläche der Ringstirnfläche 74 ist, desto höher ist die auf die Lagerwelle 16 wirkende Gegenkraft 51 (siehe Figur 2). Da die untere Axialkraftkomponente 49 aus Figur 2 kleiner als die obere ist, kann die Ringstirnfläche 74 der unteren Lagerwelle 16 ebenfalls kleiner als die der oberen Lagerwelle 8 (siehe Figur 1 ) sein.
Alternativ können zur Veränderung der Ringstirnflächen 74 aus Figur 3, bei einem gleichbleibenden Durchmesser der Bohrungen 52, die Durchmesser der Lagerwellen 8, 16 aus Figur 1 verändert werden.
Figur 4 zeigt in einem Längsschnitt ein zweites Ausführungsbeispiel zur Beaufschlagung der Lagerwellen 8 und 16 der Zahnradmaschine 1 aus Figur 1 mit der jeweiligen Gegenkraft 50 bzw. 51 aus Figur 2. Das Ausführungsbeispiel wird wie in der Figur 3 anhand der Lagerwelle 16 erläutert.
Die Lagerwelle 16 hat die etwa axiale Bohrung 52 mit einem kegelförmigen Bohrungsgrund 76. In diese taucht ein eine im Wesentlichen kreiszylindrische Form aufwei- sender Kolben 78 ein. Dieser liegt abschnittsweise mit einer Mantelfläche 80 an einer Innenmantelfläche 82 der Bohrung 52 etwa dichtend an. Ein Druckraum 83 ist im Wesentlichen durch eine Kolbenstirnfläche 84 des Kolbens 78 und der Bohrung 52 begrenzt, wodurch der Bohrungsgrund 76 mit einem Gegendruck beaufschlagbar ist. Über einen etwa axial im Kolben 78 und in dem Gehäusedeckel 4 eingebrachten Fluidka- nal 86 ist der Druckraum 83 mit Druckmittel versorgt.
Die Stirnfläche 74 der Lagerwelle 16 liegt in einem Niederdruckbereich. Bei der Lagerwelle 16 ist somit nur der Bohrungsgrund 76 über den Druckraum 83 mit einem Gegenddruck beaufschlagbar, der zu einer gegen die Axialkraftkomponente 49 aus Figur 2 wirkenden Gegenkraft 51 führt.
Die Höhe der Gegenkraft 51 ist abhängig von der Größe der Projektionsfläche des Bohrungsgrunds 76, die sich senkrecht zu einer Längsachse der Lagerwelle 16 erstreckt, und/ oder von der Höhe des Drucks im Druckraum 83.
Das Druckmittel zur Versorgung des Druckraums 83 stammt beispielsweise von externen Druckquellen oder wird vom Hochdruckbereich der Zahnradmaschine 1 aus Figur 1 abgezweigt.
Alternativ wäre denkbar, dass der Kolben 54 aus Figur 3 für den Kolben 78 des zweiten Ausführungsbeispiels in der Figur 4 eingesetzt ist. Der Kolben 54 müsste hierfür dann einen Fluidkanal aufweisen. Möglich wäre auch den Kolben 78 anstelle des Kolbens 54 ohne Fluidkanal in dem ersten Ausführungsbeispiel aus Figur 3 zu verwenden.
In Figur 5 ist in einer Längsschnittansicht ein weiteres Ausführungsbeispiel zur Beaufschlagung der Lagerwellen 8 und 16 mit einer Gegenkraft 50 bzw. 51 aus Figur 2 gezeigt. Die Lagerwelle 16 hat hierbei einen radial zurückgestuften Endabschnitt 88, der in eine Gehäuseausnehmung 90 des Gehäusedeckels 4 im Wesentlichen axial, dichtend eintaucht. Eine Stirnfläche 92 des Endabschnitts 88 begrenzt zusammen mit der Gehäuseausnehmung 90 einen Druckraum 94. Dieser ist über einen im Gehäusedeckel 4 ausgebildeten und sich etwa axial zur Längsachse der Lagerwelle 16 sich erstreckender Fluidkanal 96 mit Druckmittel versorgt. Über den Druckraum 94 ist die Stirnfläche 92 mit einem Gegendruck beaufschlagbar, der zu der Gegenkraft 51 aus Figur 2 führt. Eine durch den radial zurückgestuften Endabschnitt 88 gebildete Ringstirnfläche 98 der Lagerwelle 16 kann zum Lagerdeckel 4 zur Vermeidung von Reibung beabstandet sein.
Die Dichtfläche zwischen dem Endabschnitt 88 der Lagerwelle 16 und der Gehäu- seausnehmung 90 ist vorteilhafterweise im Vergleich zum zweiten Ausführungsbeispiel aus Figur 4 geringer, was zu einer verringerten Reibung führen kann.
Die Kolben 54 und 78 aus Figur 3 und 4 und der Endabschnitt 88 aus Figur 5 können mit einer Gleitschicht versehen sein, um die Gleitreibung zur Lagerwelle 16 bzw. zum Gehäusedeckel 4 im Betrieb der Zahnradmaschine 1 aus Figur 1 zu minimieren.
Alternativ sind der Kolben 78 aus der Figur 4 und der Endabschnitt 88 aus der Figur 5 entsprechend wie der Kolben 54 aus der Figur 3 ausgebildet.
, Offenbart ist eine hydrostatische Zahnradmaschine mit einem Gehäuse zum Aufnehmen zweier miteinander kämmender, schrägverzahnter Zahnräder. Diese sind axial mit Axialflächen zwischen im Gehäuse angeordneten Lagerkörpern und radial mit jeweils einer in den Lagerkörpern aufgenommenen Lagerwelle gleitend gelagert. Auf jeweils ein Zahnrad wirkt eine Axial kraftkomponente einer aus im Betrieb der Zahnradmaschine auftretenden aus hydraulischen und mechanischen Kräften resultierenden Kraft in eine gleiche Axialrichtung. Zumindest eine Lagerwelle ist mit einem Gegendruck beaufschlagt, wobei eine aus dem Gegendruck resultierende Gegenkraft entgegen der Axialkraftkomponente wirkt.

Claims

Patentansprüche
1. Zahnradmaschine mit einem Gehäuse (2) zum Aufnehmen zweier miteinander kämmender, insbesondere schrägverzahnter Zahnräder (10, 12), die axial mit Axialflächen (30, 32, 34, 36) zwischen im Gehäuse (2) aufgenommenen Lagerkörpern (26, 28) und radial mit jeweils einer in den Lagerkörpern (26, 28) aufgenommenen Lagerwelle (8, 16) gleitend gelagert sind, wobei auf jeweils ein Zahnrad (10, 12) eine Axialkraftkomponente (47, 49) einer aus im Betrieb der Zahnradmaschine (1 ) auftretenden hydraulischen und mechanischen Kräften resultierenden Kraft in eine gleiche Axialrichtung wirkt, dadurch gekennzeichnet, dass zumindest eine Lagerwelle (8, 16) mit einem Gegendruck beaufschlagt ist, wobei eine aus dem Gegendruck resultierende Gegenkraft (50, 51 ) entgegen der Axialkraftkomponente (47, 49) wirkt.
2. Zahnradmaschine nach Anspruch 1 , wobei zumindest ein Flächenabschnitt (74, 76, 92) einer etwa senkrecht zu einer Wellenlängsachse liegende Projektionsfläche der Lagerwelle (8, 16) mit dem Gegendruck beaufschlagt ist.
3. Zahnradmaschine nach Anspruch 2, wobei Flächeabschnitte (74, 76, 92) jeder Lagerwelle (8, 16) mit dem Gegendruck beaufschlagt sind.
4. Zahnradmaschine nach Anspruch 2 oder 3, wobei zumindest ein Kolben (54, 78), der an einem in Wirkrichtung der Axialkraftkomponenten (47, 49) liegenden Gehäusedeckel (4) gehaltert ist, in eine Bohrung (52) der Lagerwelle (8, 16) zur Reduzierung der Projektionsfläche ragt.
5. Zahnradmaschine nach Anspruch 2 oder 3, wobei die Lagerwelle (8, 16) einen in Wirkrichtung der Axialkraftkomponenten (47, 49) liegenden radial zurückgestuften Endabschnitt (88) aufweist, der in eine Gehäuseausnehmung (90) eines Gehäusedeckels (4) im Wesentlichen axial dichtend eintaucht, und wobei eine in die Gehäuseausnehmung (90) eingetauchte Wellenstirnfläche (92) des Endabschnitts (88) zusammen mit der Gehäuseausnehmung (90) einen Druckraum (94) zur Druckbeauschlagung der Wellenstirnfläche (92) begrenzt.
6. Zahnradmaschine nach Anspruch 4 oder 5, wobei ein Fluidkanal (86) über den Kolben (78) zu einem von der Bohrung (52) und dem Kolben (78) begrenzten Druckraum (83) führt.
7. Zahnradmaschine nach Anspruch 4 oder 5, wobei der Druckraum (94) über einen im Gehäusedeckel (4) ausgebildeten Fluidkanal (96) mit Druckmittel versorgt ist.
8. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 4 bis 7, wobei der Kolben (78) eine im Wesentlichen kreiszylindrische Form aufweist und eine Mantelfläche (80) des Kolbens (78) zumindest abschnittsweise weitgehend dichtend an einer Innenmantelfläche (82) der Bohrung (52) anliegt.
9. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 4 bis 8, wobei der Gegendruck auf einer aus einer Differenz von der Projektionsfläche der Lagerwelle (8, 16) und einer etwa senkrecht zu der Wellenlängsachse der Lagerwelle (8, 16) liegenden Projektionsfläche des Kolbens (54) gebildeten ringförmigen Projektionsfläche wirkt.
10. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 4 bis 9, wobei die Mantelfläche (72) des Kolbens (54) eine etwa konvexe Umfangsform aufweist und etwa entlang einer Dichtlinie (60) an der Innenmantelfläche (62) der Bohrung (52) anliegt.
11. Zahnradmaschine nach Anspruch 10, wobei die Dichtlinie (60) in Richtung der Wellenlängsachse der Lagerwelle (16) etwa mittig des in Wirkrichtung der Axialkraftkomponenten (47, 49) liegenden Lagerkörpers (28) angeordnet ist.
12. Zahnradmaschine nach Anspruch 10 oder 11 , wobei der Kolben (54) einen etwa ellipsoidförmigen Dichtkopf (56) aufweist, der an einem fixierten Halteabschnitt (58) gehaltert ist.
13. Zahnradmaschine nach einem der Ansprüche 4 bis 12, wobei der Kolben (54) einen Hoch- von einem Niederdruckbereich (64, 66) im Wesentlichen abgrenzt und der Niederdruckbereich (66) über einen in der Lagerwelle (16) oder im Gehäusedeckel (4) ausgebildeten Fluidkanal (70) im Wesentlichen druckentlastet ist.
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