WO2015197400A1 - Schrägscheibenmaschine - Google Patents
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- WO2015197400A1 WO2015197400A1 PCT/EP2015/063309 EP2015063309W WO2015197400A1 WO 2015197400 A1 WO2015197400 A1 WO 2015197400A1 EP 2015063309 W EP2015063309 W EP 2015063309W WO 2015197400 A1 WO2015197400 A1 WO 2015197400A1
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Definitions
- the present invention relates to a swash plate machine according to the
- Swash plate machines serve as axial piston pumps for converting mechanical energy into hydraulic energy and as axial piston motor for converting hydraulic energy into mechanical energy.
- Cylinder drum with piston bores is rotatably or rotatably mounted and pistons are arranged in the piston bores.
- the cylinder drum is fixedly connected to a drive shaft and to a first part of the rotating
- Piston bores temporarily acts a hydraulic fluid under high pressure and on a second part of the rotating piston bores acts temporarily a hydraulic fluid under low pressure.
- a pivoting cradle is around one
- Swivel axis mounted pivotably and on the pivoting cradle is on a retaining disc with sliding shoes.
- the pistons are attached to the sliding shoes.
- the retaining disc with the sliding shoes performs together with the cylinder drum a rotational movement about an axis of rotation and a flat bearing surface of the pivoting cradle is at an acute angle to
- the sliding blocks are mounted with a sliding bearing, which is generally hydrostatically relieved, on the support surface of the pivoting cradle and the sliding blocks are connected to the retaining disc.
- swash plate machines are used in a drive train.
- the drive train comprises two swash plate machines and a first swash plate machine is mechanically with a
- Planetary gear is coupled as a mechanical transmission and a second swash plate machine is mechanically coupled to a differential gear also as a mechanical transmission. This is part of the
- a transmission input shaft of the mechanical transmission has a Jacobverzahngeometrie and the teeth of
- Verieregeometrie mesh with the mating teeth of the Gegenverieregeometrie, so that a positive connection between the drive shaft of the
- Swash plate machine acting within the housing transverse forces lead to a bending stress of the drive shaft of the swash plate machine, so that thereby the axial end of the drive shaft of the part outside of the housing with the gear geometry resulting therefrom performs a radial movement.
- the radial movement of the part of the drive shaft outside the housing may be due to the play or the tolerances between the
- EP 1 013 928 A2 shows an axial piston pump in a swashplate design with a driven circumferential and a plurality of piston bores having cylinder bores, wherein in each of webs separated piston bores are arranged linearly between a bottom dead center and a top dead center movable pistons and a Niederbuchan gleichniere and a Hoch réellein kidney having control disk is provided.
- the CH 405 934 shows a Schrägusionnaxialkolbenpumpe whose non-rotating cylinder block for varying the flow rate in dependence on the delivery pressure is longitudinally displaceable, wherein at the pressed by a spring in the direction of increasing the delivery cylinder block a
- Control slide unit is attached with a spool.
- DE 27 33 870 C2 shows a control device for a
- Oblique disk axial piston pump on each side of the cradle for pivoting the swash plate, each a hydraulically acted upon
- Swinging wing engages the engine, wherein both motors are controllable by means of a pivotable about the pivot axis of the cradle arranged plate-shaped control valve spool and for adjusting the delivery of the
- Swash plate machine as axial piston pump and / or axial piston motor, comprising one rotatable about an axis of rotation or
- Piston bores movably mounted pistons, a housing, one with the
- Cylinder drum at least rotatably connected drive shaft which is rotatably mounted or rotatably about the rotation axis, and a part of the drive shaft is disposed outside of the housing and on the part of the drive shaft outside the housing a Verffygeometrie is formed for transmitting a torque, a pivotable about a pivot axis supported
- Swivel cradle with a support surface for supporting the piston on the Support surface, wherein the Verniergeometrie on the part of the drive shaft outside the housing in a longitudinal section of the drive shaft convexly curved at an external toothing or concave curved at a
- Curvature of the Verieregeometrie in the longitudinal section occur even with a radial movement of the part of the drive shaft outside the housing due to a bending of the drive shaft no large surface pressures between the Verieregeometrie and a Jacobverzahngeometrie on a transmission input shaft. Furthermore, there is between the teeth of the
- Verieregeometrie and the mating teeth of the Gegenverieregeometrie a sufficient permanent positive engagement, so that thereby the torque can be reliably transmitted from the drive shaft to the transmission input shaft and vice versa.
- Verieregeometrie significantly reduced wear and also can thereby the efficiency of the swash plate machine and a drive train can be increased because the
- the Verffygeometrie comprises a plurality in the direction of a longitudinal axis of the drive shaft extending teeth and the radial end of the
- Teeth is formed, preferably in a section perpendicular to the axis of rotation, with a maximum distance to the axis of rotation of the drive shaft with an external toothing convexly curved in the longitudinal section of the drive shaft or the Veryakgeometrie includes a plurality in the direction of a longitudinal axis of the drive shaft extending teeth and the radial end of
- Teeth is, preferably formed in a section perpendicular to the axis of rotation, with a minimum distance from the axis of rotation at an internal toothing concave in the longitudinal section of the drive shaft.
- an outer toothing thus the radial end of the teeth in a section perpendicular to the axis of rotation is a portion of the tooth with a maximum
- the radial end of the teeth is thus in the longitudinal section of the drive shaft, d. H. in a section parallel and formed by the axis of rotation of the drive shaft, convex or concave, depending on whether it is an external toothing or a
- the tooth geometry comprises a plurality of teeth extending in the direction of a longitudinal axis of the drive shaft and tangentially between the teeth are in the direction of a longitudinal axis of the teeth
- Drive shaft extending grooves formed and the grooves are, preferably in a section perpendicular to the rotation axis, formed at positions with a minimum distance to the rotational axis of the drive shaft convexly curved at an external toothing in the longitudinal section of the drive shaft or the Veryakgeometrie includes a plurality in the direction of Longitudinal axis of the drive shaft extending teeth and tangent between the teeth are in the direction of a longitudinal axis of the drive shaft itself
- the grooves are, preferably in a section perpendicular to the axis of rotation, at positions with a maximum distance from the axis of rotation of the drive shaft concavely curved at an internal toothing in the longitudinal section of the drive shaft.
- the positions with a maximum distance from the axis of rotation of the drive shaft are therefore initially to be determined, preferably in sections perpendicular to the axis of rotation, and then these positions are to be connected to one another in the longitudinal section and to these
- the grooves in the longitudinal section are concavely curved. Conversely, this is an external toothing on the grooves.
- 10% or 20% of the total axial extent of the gear geometry and / or on each longitudinal groove is the maximum difference between the positions with a minimum radial distance to the axis of rotation of the drive shaft with external teeth or the positions with a maximum radial distance to the axis of rotation the drive shaft at a
- Internal gearing at least 2%, 5%, 10% or 20% of the axial
- the maximum radial distance occurs at the axial ends of the teeth. If the maximum radial distance of the radial end of each tooth is centered between the axial ends of the external toothing, the toothing is symmetrically convexly curved.
- Verniergeometrie is formed asymmetrically in the longitudinal section.
- the drive shaft is formed on the Verniergeometrie as a hollow shaft.
- Drive train for a motor vehicle, comprising at least one swash plate machine for converting mechanical energy into hydraulic energy and vice versa with a drive shaft which is rotatably mounted about the rotation axis, and a part of the drive shaft is arranged outside of a housing and on the part of Drive shaft outside the housing a Verffygeometrie is formed with teeth for transmitting a torque, at least one pressure accumulator, at least one gear with a gear input shaft with a Gegenverbiangeometrie with mating teeth and the mating teeth with the teeth of the Veryakgeometrie the drive shaft meshes for transmitting a torque, wherein the at least one Swash plate machine as one in this
- Patent application described swash plate machine is formed and / or the Jacobverieregeometrie on the transmission input shaft in a longitudinal section of the transmission input shaft convexly curved at a
- the tooth geometry is formed as external toothing and the counter tooth geometry is formed as an internal toothing or the
- Verniergeometrie is designed as internal teeth and the
- the counter-tooth geometry comprises a plurality of counter teeth extending in the direction of a longitudinal axis of the gear drive shaft and the radial end of the counter teeth is, preferably in a section perpendicular to the axis of rotation, with a maximum radial distance to the
- Rotary axis of the gear input shaft formed with an external toothing convexly curved in the longitudinal section of the gear drive shaft or the Jacobverzahngeometrie includes a plurality in the direction of a longitudinal axis of the
- Transmission input shaft extending counter teeth and the radial end of the Counter teeth is, preferably in a section perpendicular to the
- Rotation axis with a minimum radial distance from the axis of rotation in an internal toothing concave curved in the longitudinal section of the
- the counter-tooth geometry comprises a plurality in the direction of a longitudinal axis of the transmission input shaft
- extending counter teeth and tangentially between the mating teeth extending grooves are formed in the direction of a longitudinal axis of the gear drive shaft and the grooves are, preferably in a section perpendicular to the axis of rotation, at positions with a minimum radial distance to the axis of rotation of the gear drive shaft convexly curved at a
- External teeth formed in the longitudinal section of the gear drive shaft or the Gegenverieregeometrie includes a plurality in the direction of a longitudinal axis of the gear drive shaft extending counter teeth and tangentially between the mating teeth extending grooves are formed in the direction of a longitudinal axis of the gear drive shaft and the grooves are, preferably in a section perpendicular to the Rotation axis, at positions with a maximum radial distance to the axis of rotation of the
- Gear input shaft concave curved formed at an internal toothing in the longitudinal section of the transmission input shaft.
- the maximum difference between the minimum and maximum radial distance of the radial end of the counter tooth with a minimum or maximum distance in the cross section to the axis of rotation is at least 2%, 5%, 10% or 20% of the total axial extent Jacobverieregeometrie and / or on a respective groove in the longitudinal direction, the maximum difference between the positions with a minimum distance to the axis of rotation of the transmission input shaft at an outer toothing or the positions with a maximum distance to the axis of rotation of the transmission input shaft with an internal toothing at least 2%, 5% , 10% or 20% of the total axial extent of the counter-tooth geometry.
- the cross section is a section perpendicular to the axis of rotation.
- the drive train comprises two swash plate machines, which are hydraulically connected to each other and act as a hydraulic transmission and / or the drive train comprises two pressure accumulator as
- concave or convexly curved also contemplates a geometry in which the concave or convex curvature is approximated by a plurality of straight lines in a longitudinal section.
- the swash plate machine comprises a weighing storage for the pivoting cradle.
- the swash plate machine comprises at least one
- Swivel device for pivoting the swivel cradle.
- the swash plate machine comprises a
- Low-pressure opening for introducing and / or discharging hydraulic fluid into and / or out of the rotating piston bores.
- the swash plate machine includes a high pressure port for discharging and / or introducing hydraulic fluid from and / or into the rotating piston bores.
- 1 is a longitudinal section of a swash plate machine
- Fig. 2 shows a cross section A-A of FIG. 1 a valve disc of
- FIG. 3 is a perspective view of a portion of a drive shaft outside of a housing of the swash plate machine of FIG. 1,
- FIG. 4 is a side view of the drive shaft of FIG. 3,
- FIG. 5 is a longitudinal section of the drive shaft of FIG. 3,
- FIG. 7 is a partial section perpendicular to a rotational axis of the drive shaft according to FIG. 3 at a tooth geometry
- Fig. 8 is a partial section perpendicular to the axis of rotation of
- a swashplate machine 1 shown in a longitudinal section in FIG. 1 serves as axial piston pump 2 for conversion or conversion of mechanical energy (torque, speed) into hydraulic energy (volume flow, pressure) or as axial piston motor 3 for conversion or conversion of hydraulic energy (volume flow, pressure ) into mechanical energy (torque,
- a drive shaft 9 is by means of a bearing 10 at a
- Flange 21 one or more parts housing 4 and with a further storage 10 rotatably or rotationally mounted on the housing 4 of the swashplate machine 1 about a rotation axis 8 (FIG. 1).
- the drive shaft 9 is a
- Cylinder drum 5 rotationally fixed and connected in the axial direction, wherein the drive shaft 9 and the cylinder drum 5 are formed in one or two parts and the boundary between the drive shaft 9 and the cylinder barrel 5 is shown in Fig. 1 by dashed lines.
- the cylinder drum 5 carries out the rotational movement of the drive shaft 9 with due to a rotationally fixed connection.
- Cylinder drum 5 a plurality of piston bores 6 with an arbitrary cross-section, for example square or circular, incorporated.
- the longitudinal axes of the piston bores 6 are substantially parallel to the axis of rotation 8 of the drive shaft 9 or the cylinder drum 5
- a pivoting cradle 14 is mounted pivotably about a pivot axis 15 on the housing 4. The pivot axis 15 is perpendicular to the
- the axis of rotation 8 of the cylinder drum 5 is arranged parallel to and in the plane of the drawing of FIG. 1 and perpendicular to the plane of the drawing of FIG. 2.
- the housing 4 is liquid-tightly bounded by an interior space 44 which is filled with hydraulic fluid.
- the pivoting cradle 14 has a flat or planar support surface 18 for the indirect support of a retaining disk 37 and for the direct support of sliding shoes 39.
- the retaining disc 37 is provided with a plurality of sliding shoes 39 and each sliding block 39 is connected to a respective piston 7.
- the sliding block 39 has a bearing ball 40 (FIG. 1), which is fastened in a bearing socket 59 on the piston 7, so that a piston connection point 22 between the bearing ball 40 and the bearing socket 59 is formed on the piston 7.
- Bearing ball 40 and bearing cup 59 are both complementary or spherical, so characterized in a corresponding possibility of movement between the bearing ball 40 and the bearing cup 59 to the piston 7, a permanent connection between the piston 7 and the shoe 39 is present. Due to the connection of the piston 7 with the rotating cylinder drum 5 and the connection of the bearing cups 59 with the
- Rotation axis 8 with out and due to the fixed connection or arrangement the sliding blocks 39 on the retaining disc 37 also performs the retaining disc 37 a rotational movement about the axis of rotation 8 with. So that
- the pivoting cradle 14 is - as already mentioned - pivotally mounted about the pivot axis 15 and further comprises an opening 42 (Fig. 1) for
- a weighing storage 20 is formed on the housing 4.
- 14 two bearing sections are formed on the pivoting cradle.
- the two bearing sections of the pivoting cradle 14 rest on the weighing support 20.
- the pivoting cradle 14 is thus by means of a
- Swivel axis 15 pivotally mounted.
- the support surface 18 according to the sectional formation in Fig. 1 has a pivot angle ⁇ of approximately + 20 °.
- the pivot angle ⁇ is present between a fictitious plane perpendicular to the axis of rotation 8 and a plane spanned by the flat bearing surface 18 of the pivoting cradle 14 according to the
- the pivoting cradle 14 can between two pivotal limit angle ⁇ between + 20 ° and -20 ° by means of two
- Swivel devices 24 are pivoted.
- the first and second pivoting means 25, 26 as pivoting means 24 has a connection point 32 between the pivoting device 24 and the pivoting cradle 14.
- the two pivoting devices 24 each have an adjusting piston 29, which is movably mounted in an adjusting cylinder 30.
- the adjusting piston 29 or an axis of the adjusting cylinder 30 is aligned substantially parallel to the axis of rotation 8 of the cylinder drum 5.
- Adjusting piston 29 has this a bearing cup 31, in which a
- Bearing ball 19 is mounted.
- the bearing ball 19 on a pivot arm 16 (Fig. 1 to 2) of the pivoting cradle 14 is present.
- Pivoting device 25, 26 is thus connected to a respective pivot ball 19 on a respective pivot arm 16 with the pivoting cradle 14. By opening one of the two valves 27, 28 as the first valve 27 on the first pivoting device
- the pivoting cradle 14 can be pivoted about the pivot axis 15, since a force is applied to the adjusting piston 29 at the open valve 27, 28 with a hydraulic fluid under pressure in the adjusting cylinder 30.
- this pivotal movement of the pivoting cradle 14 from.
- a valve disk 1 1 is located on the end of the cylinder drum 5 shown on the right in FIG. 1, with a kidney-shaped high-pressure opening 12 and a kidney-shaped
- the piston bores 6 of the rotating cylinder drum 5 are thus fluidly connected in an arrangement on the high-pressure opening 12 with the high-pressure opening 12 and in an arrangement on the
- Low-pressure port 13 fluidly connected to the low pressure port 13. At a swivel angle ⁇ of 0 ° and during operation of the
- Swash plate machine 1 for example, as axial piston pump 2, despite a rotational movement of the drive shaft 9 and the cylinder drum 5, no hydraulic fluid from the axial piston pump 2 promoted because the piston 7 perform no strokes in the piston bores 6.
- swash plate machine 1 both as axial piston 2 and as
- Axial piston motor 3 have the piston bores 6, which are temporarily in fluid-conducting connection with the high-pressure opening 12, have a greater pressure on hydraulic fluid than the piston bores 6, which are temporarily in fluid-conducting connection with the low-pressure opening 13.
- An axial end 66 of the cylinder drum 5 rests on the valve disc 1 1.
- the retaining disc 37 is formed annularly as a flat disc and thus has an opening 38 for the passage of the drive shaft 9.
- Restraining disc 37 has eight holes within which the shoes 39 are arranged so that the sliding shoes 39 in the radial direction, ie
- the retaining disc 37 and the sliding shoes 39 are formed in several parts.
- the number of holes 36 corresponds to the number of sliding shoes 39 and piston 7 and in each bore, a shoe 39 is attached.
- the retaining disc 37 is not directly on the support surface 18.
- FIG. 9 shows a drive train 45 according to the invention.
- the drive train 45 according to the invention has an internal combustion engine 46, which drives a planetary gear 48 by means of a shaft 47.
- Planetary gear 48 as a mechanical transmission 43, two shafts 47 are driven, wherein a first shaft 47 with a coupling 49 with a
- Differential gear 56 is connected.
- a second or other shaft 47 as a transmission input shaft 72, which is driven by the planetary gear 48 drives a first swash plate machine 50 through a clutch 49 and the first swash plate machine 50 is hydraulically connected by means of two hydraulic lines 52 with a second swash plate machine 51.
- the first and second swash plate machines 50, 51 thereby form a hydraulic gear 60, and from the second swash plate machine 51, the differential gear 56 can also be driven by means of a shaft 47 as the gear drive shaft 72.
- the differential gear 56 as a mechanical gear 43 drives the wheels 57 with the wheel shafts 58.
- the drive train 45 has two pressure accumulators 53 as a high-pressure accumulator 54 and as a low-pressure accumulator 55.
- the two accumulators 53 are hydraulically connected by means not shown hydraulic lines with the two swash plate machines 50, 51, thereby mechanical energy of the
- Internal combustion engine 46 can be hydraulically stored in the high pressure accumulator 54 and also in a recuperation of a motor vehicle with the drive train 45 also kinetic energy of the motor vehicle in the high pressure accumulator 54 can be stored hydraulically.
- the differential gear 56 can additionally be driven with a swash plate machine 50, 51.
- the swash plate machine 1 has the drive shaft 9. A part 17 of the drive shaft 9 is arranged inside the housing 4 and another part 23 of the drive shaft 9 is arranged outside the housing 4. On the part 23 of the drive shaft 9 outside the housing 4, a Verniergeometrie 33 (Fig. 1, 3, 4, 5 and 7) is formed.
- the gearing geometry 33 as a
- External teeth 34 include a plurality of teeth 61 extending in the direction of a longitudinal axis 8 as the axis of rotation 8 of the drive shaft 9, d. H. in an axial direction 74. In a tangential direction 76 between the teeth 61, grooves 62 are present. A radial end 67 of the teeth 61 in the outer toothing 34 is the end 67 as an end 81 with a maximum radial distance to the axis of rotation 8. The grooves 62 have in the section perpendicular to the axis of rotation 8 (FIG minimum radial distance to the axis of rotation 8.
- FIG. 5 shows a longitudinal section of the toothing geometry 33 of the part 23 of the drive shaft 9 on teeth 61. In the section in FIG.
- FIG. 5 In the longitudinal section shown in Fig. 5 is between the axial ends of the teeth 61 has an end 81 in the longitudinal section of FIG. 5 with the maximum radial distance 78 to the axis of rotation 8 between the axial ends of the teeth 61.
- the two axial ends of the teeth 61 have a minimum radial distance 79 to the axis of rotation 8.
- Drive shaft 9 is formed on the part 23 with the tooth geometry 33 as a hollow shaft.
- the axial distance between the axial ends of the teeth 61 in the axial direction 74 is the total axial extent 71 of FIG.
- the transmission input shaft 72 (FIGS. 1, 6, and 8) as a stub shaft 73 has a tapered male portion 80.
- Transmission input shaft 72 is a despreading of the following components: a ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇
- Gear geometry 33 formed on the drive shaft 9. has the Gegenverzahngeometrie 36 a plurality of mating teeth 68 and the mating teeth 68 extend in the direction of a longitudinal axis 8 as the axis of rotation 8 of the gear drive shaft 72. In the tangential direction 76 thus 62 grooves 62 are formed between the mating teeth.
- the radial end 67 of the mating teeth 68 is fixed in a section perpendicular to the
- Counter teeth 68 with the minimum radial distance of the counter teeth 68 to the rotation axis 8.
- the radial distance is determined in a radial direction 75 perpendicular to the axis of rotation 8.
- the grooves 62 have positions 83 at a maximum radial distance from the axis of rotation 8.
- Fig. 6 is a longitudinal section through the transmission input shaft 72 at the
- the grooves 62 are concavely curved in the longitudinal section.
- the maximum radial distance 70 occurs in the longitudinal section in FIG. 6 at the axial end of the counter-tooth geometry 36, which is the swash plate machine 1 is facing.
- the minimum radial distance 69 occurs to the
- Counter teeth 68 of the counter-tooth geometry 36 is the radial end 67 of the counter teeth 68 in the section shown in Fig. 8 perpendicular to the
- Rotation axis 8 of the transmission input shaft 72 defined as an end 82 with a minimum radial distance of the counter teeth 68 to the rotation axis 8 of the transmission input shaft 72.
- Drive shaft 9 act as the part 17 within the housing 4, movements in a radial direction 75 from. Due to the convex curved
- Verieregeometrie 33 and the Gegenverieregeometne 36 even with such movements of the axial end of the part 23 in the radial direction 75 sufficient clearance or tolerance between the Verieregeometrie 33 and the Gegenver maliciousgeometne 36, thereby thereby also in large on the
- Transmission input shaft 72 or vice versa.
- gear geometry 33 the positions 84 of the grooves 62 are also formed with the minimum radial distance from the axis of rotation 8 convexly curved.
- the ends 82 of the mating teeth 68 with the minimum radial distance from the axis of rotation 8 are also formed concavely curved.
- Drive train 45 is formed only the Verniergeometrie 33 convexly curved and the Jacobverieregeometne 36 points to the teeth 61 and the grooves 62, d. H. in particular at the radial ends 67 of the teeth 61 and the positions 83 of the grooves 62 in the longitudinal section, a constant radial distance to the axis of rotation 8 of the gear drive shaft 72 on.
- Swash plate machine 1 and the drive train 45 of the invention associated significant benefits. Due to the convex design of the
- Gear geometry 33 in the longitudinal section and the concave configuration of the Schmidtverieregeometne 36, the geometry of the Verieregeometrie 33 and the Gegenver maliciousgeometne 36 is adapted to movement of the axial end of the part 23 in the radial direction 75 due to a bending stress of the drive shaft 9. This can large surface pressures between the Verieregeometrie 33 and the Schwarzverzahngeometne 36 are avoided and still a constantly sufficient form fit between the
- Gear geometry 33 and the Gegenverieregeometne 36 are provided.
- the swash plate machine 1 and the drive train 45 thereby advantageously has a long service life and high efficiency.
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Abstract
Schrägscheibenmaschine (1) als Axialkolbenpumpe (2) und/oder Axialkolbenmotor (3), umfassendeine um eine Rotationsachse (8) drehbar bzw. rotierend gelagerte Zylindertrommel (5) mit Kolbenbohrungen (6), in den Kolbenbohrungen (6) beweglich gelagerte Kolben (7), ein Gehäuse (4), eine mit der Zylindertrommel (5) zumindest drehfest verbundene Antriebswelle (9), welche um die Rotationsachse (8) drehbar bzw. rotierend gelagert ist,und ein Teil (23) der Antriebswelle (9) außerhalb des Gehäuses (4) angeordnet ist und an dem Teil (23) der Antriebswelle (9) außerhalb des Gehäuses (4) eine Verzahngeometrie (33) ausgebildet ist zur Übertragung eines Drehmomentes, eine um eine Schwenkachse (15) verschwenkbar gelagerte Schwenkwiege (14) mit einer Auflagefläche (18) zur Lagerung der Kolben (7) auf der Auflagefläche (18), wobei die Verzahngeometrie (33) an dem Teil (23) der Antriebswelle (9) außerhalb des Gehäuses (4) in einem Längsschnitt der Antriebswelle (9) konvex gekrümmt bei einer Außenverzahnung (34) oder konkav gekrümmt bei einer Innenverzahnung ausgebildet ist.
Description
Beschreibung
Titel
Schrägscheibenmaschine Die vorliegende Erfindung betrifft eine Schrägscheibenmaschine gemäß dem
Oberbegriff des Anspruches 1 und einen Antriebsstrang gemäß dem Oberbegriff des Anspruches 6.
Stand der Technik
Schrägscheibenmaschinen dienen als Axialkolbenpumpen zur Umwandlung von mechanischer Energie in hydraulische Energie und als Axialkolbenmotor zur Umwandlung von hydraulischer Energie in mechanische Energie. Eine
Zylindertrommel mit Kolbenbohrungen ist drehbar bzw. rotierend gelagert und in den Kolbenbohrungen sind Kolben angeordnet. Die Zylindertrommel ist fest mit einer Antriebswelle verbunden und auf einen ersten Teil der rotierenden
Kolbenbohrungen wirkt temporär eine Hydraulikflüssigkeit unter Hochdruck und auf einen zweiten Teil der rotierenden Kolbenbohrungen wirkt temporär eine Hydraulikflüssigkeit unter Niederdruck. Eine Schwenkwiege ist um eine
Schwenkachse verschwenkbar gelagert und auf der Schwenkwiege liegt eine Rückhaltescheibe mit Gleitschuhen auf. An den Gleitschuhen sind die Kolben befestigt. Die Rückhaltescheibe mit den Gleitschuhen führt zusammen mit der Zylindertrommel eine Rotationsbewegung um eine Rotationsachse aus und eine ebene Auflagefläche der Schwenkwiege ist dabei in einem spitzen Winkel, zum
Beispiel zwischen 0° und +20° und zwischen 0° und -20° als Schwenkwinkel, zu der Rotationsachse der Zylindertrommel ausgerichtet. Die Gleitschuhe sind mit einer Gleitlagerung, welche im Allgemeinen hydrostatisch entlastet ist, auf der Auflagefläche der Schwenkwiege gelagert und die Gleitschuhe sind mit der Rückhaltescheibe verbunden.
In Kraftfahrzeugen sind Schrägscheibenmaschinen in einem Antriebsstrang eingesetzt. Dabei umfasst der Antriebsstrang zwei Schrägscheibenmaschinen und eine erste Schrägscheibenmaschine ist mechanisch mit einem
Planetengetriebe als ein mechanisches Getriebe gekoppelt und eine zweite Schrägscheibenmaschine ist mit einem Differentialgetriebe ebenfalls als ein mechanisches Getriebe mechanisch gekoppelt. Hierzu ist ein Teil der
Antriebswelle außerhalb des Gehäuses geführt und weist an dem Teil außerhalb eine Verzahngeometrie auf. Eine Getriebeantriebswelle des mechanischen Getriebes weist eine Gegenverzahngeometrie auf und die Zähne der
Verzahngeometrie kämmen mit den Gegenzähnen der Gegenverzahngeometrie, so dass eine formschlüssige Verbindung zwischen der Antriebswelle der
Schrägscheibenmaschine und der Getriebeantriebswelle besteht zur
Übertragung eines Drehmomentes von der Antriebswelle auf die
Getriebeantriebswelle oder umgekehrt. Auf den Teil der Antriebswelle der Schrägscheibenmaschine innerhalb des Gehäuses wirken Querkräfte. Außerdem bestehen Toleranzen in der Ausrichtung zwischen der Verzahngeometrie und der Gegenverzahngeometrie, beispielsweise aufgrund von
Fertigungsungenauigkeiten. Die auf die Antriebswelle der
Schrägscheibenmaschine innerhalb des Gehäuse wirkenden Querkräfte führen zu einer Biegebeanspruchung der Antriebswelle der Schrägscheibenmaschine, so dass dadurch das axiale Ende der Antriebswelle des Teils außerhalb des Gehäuses mit der Verzahngeometrie hieraus resultierend eine radiale Bewegung ausführt. Die radiale Bewegung des Teils der Antriebswelle außerhalb des Gehäuses können durch das Spiel oder die Toleranzen zwischen der
Verzahngeometrie und der Gegenverzahngeometrie nicht vollständig
aufgenommen werden, so dass es dadurch zu großen Flächenpressungen zwischen der Verzahngeometrie und der Gegenverzahngeometrie kommt, insbesondere an einem axialen Endbereich der Verzahngeometrie als
Kantenträger. Dies führt zu einem großen mechanischen Verschleiß zwischen der Verzahngeometrie und der Gegenverzahngeometrie, so dass dadurch die Lebensdauer der Schrägscheibenmaschinen in nachteiliger Weise reduziert ist. Der hohe mechanische Verschleiß führt außerdem zu Energieverlusten bei der Übertragung des Drehmomentes von der Antriebswelle auf die
Getriebeantriebswelle und umgekehrt.
Die EP 1 013 928 A2 zeigt eine Axialkolbenpumpe in Schrägscheibenbauweise mit einer angetriebenen umlaufenden und eine Mehrzahl von darin angeordneten Kolbenbohrungen aufweisenden Zylindertrommel, wobei in den jeweils durch Stege voneinander getrennten Kolbenbohrungen linear zwischen einem unteren Totpunkt und einem oberen Totpunkt bewegliche Kolben angeordnet sind und eine Niederdruckanschlussniere und eine Hochdruckanschlussniere aufweisende Steuerscheibe vorgesehen ist.
Die CH 405 934 zeigt eine Schrägscheibenaxialkolbenpumpe, deren nicht umlaufender Zylinderblock zum Verändern der Fördermenge in Abhängigkeit vom Förderdruck längs verschiebbar ist, wobei an dem durch eine Feder in Richtung der Erhöhung der Fördermenge gedrückten Zylinderblock eine
Steuerschiebereinheit mit einem Schieberkolben befestigt ist. Die DE 27 33 870 C2 zeigt eine Steuereinrichtung für eine
Schrägenscheibenaxialkolbenpumpe, bei der an beiden Seiten der Wiege zur Verschwenkung der Schrägscheibe je ein hydraulisch beaufschlagter
Schwenkflügel am Motor angreift, wobei beide Motoren mittels eines um die Schwenkachse der Wiege verschwenkbar angeordneten plattenförmigen Steuerventilschiebers steuerbar sind und zur Einstellung der Fördermenge der
Pumpe dienen.
Offenbarung der Erfindung Vorteile der Erfindung
Erfindungsgemäße Schrägscheibenmaschine als Axialkolbenpumpe und/oder Axialkolbenmotor, umfassend eine um eine Rotationsachse drehbar bzw.
rotierend gelagerte Zylindertrommel mit Kolbenbohrungen, in den
Kolbenbohrungen beweglich gelagerte Kolben, ein Gehäuse, eine mit der
Zylindertrommel zumindest drehfest verbundene Antriebswelle, welche um die Rotationsachse drehbar bzw. rotierend gelagert ist, und ein Teil der Antriebswelle außerhalb des Gehäuses angeordnet ist und an dem Teil der Antriebswelle außerhalb des Gehäuses eine Verzahngeometrie ausgebildet ist zur Übertragung eines Drehmomentes, eine um eine Schwenkachse verschwenkbar gelagerte
Schwenkwiege mit einer Auflagefläche zur Lagerung der Kolben auf der
Auflagefläche, wobei die Verzahngeometrie an dem Teil der Antriebswelle außerhalb des Gehäuses in einem Längsschnitt der Antriebswelle konvex gekrümmt bei einer Außenverzahnung oder konkav gekrümmt bei einer
Innenverzahnung ausgebildet ist. Aufgrund der konvexen oder konkaven
Krümmung der Verzahngeometrie in dem Längsschnitt treten auch bei einer radialen Bewegung des Teils der Antriebswelle außerhalb des Gehäuses aufgrund einer Biegung der Antriebswelle keine großen Flächenpressungen zwischen der Verzahngeometrie und einer Gegenverzahngeometrie an einer Getriebeantriebswelle auf. Ferner besteht zwischen den Zähnen der
Verzahngeometrie und den Gegenzähnen der Gegenverzahngeometrie ein ausreichender ständiger Formschluss, so dass dadurch das Drehmoment zuverlässig von der Antriebswelle auf die Getriebeantriebswelle übertragen werden kann und umgekehrt. Damit tritt an der Verzahngeometrie ein wesentlich reduzierter Verschleiß auf und ferner kann dadurch der Wirkungsgrad der Schrägscheibenmaschine und eines Antriebsstranges erhöht werden, da die
Energieverluste bei der Übertragung des Drehmomentes von der Antriebswelle auf die Getriebeantriebswelle oder umgekehrt reduziert sind.
Insbesondere umfasst die Verzahngeometrie eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse der Antriebswelle sich erstreckende Zähne und das radiale Ende der
Zähne ist, vorzugsweise in einem Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse, mit einem maximalen Abstand zu der Rotationsachse der Antriebswelle bei einer Außenverzahnung konvex gekrümmt in dem Längsschnitt der Antriebswelle ausgebildet oder die Verzahngeometrie umfasst eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse der Antriebswelle sich erstreckende Zähne und das radiale Ende der
Zähne ist, vorzugsweise in einem Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse, mit einem minimalen Abstand zu der Rotationsachse bei einer Innenverzahnung konkav gekrümmt in dem Längsschnitt der Antriebswelle ausgebildet. Bei einer Außenverzahnung ist somit das radiale Ende der Zähne in einem Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse ein Abschnitt des Zahnes mit einem maximalen
Abstand zu der Rotationsachse der Antriebswelle. Das radiale Ende der Zähne ist somit in dem Längsschnitt der Antriebswelle, d. h. in einem Schnitt parallel und durch die Rotationsachse der Antriebswelle, konvex oder konkav gekrümmt ausgebildet, je nachdem ob es sich um eine Außenverzahnung oder eine
Innenverzahnung handelt.
In einer weiteren Ausgestaltung umfasst die Verzahngeometrie eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse der Antriebswelle sich erstreckende Zähne und tangential zwischen den Zähnen sind in Richtung einer Längsachse der
Antriebswelle sich erstreckende Nuten ausgebildet und die Nuten sind, vorzugsweise in einem Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse, an Positionen mit einem minimalen Abstand zu der Rotationsachse der Antriebswelle konvex gekrümmt bei einer Außenverzahnung in dem Längsschnitt der Antriebswelle ausgebildet oder die Verzahngeometrie umfasst eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse der Antriebswelle sich erstreckende Zähne und tangential zwischen den Zähnen sind in Richtung einer Längsachse der Antriebswelle sich
erstreckende Nuten ausgebildet und die Nuten sind, vorzugsweise in einem Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse, an Positionen mit einem maximalen Abstand zu der Rotationsachse der Antriebswelle konkav gekrümmt bei einer Innenverzahnung in dem Längsschnitt der Antriebswelle ausgebildet. Bei einer Innenverzahnung sind somit zunächst, vorzugsweise in Schnitten senkrecht zu der Rotationsachse, die Positionen mit einem maximalen Abstand zu der Rotationsachse der Antriebswelle zu ermitteln und anschließend sind diese Positionen in dem Längsschnitt miteinander zu verbinden und an diesen
Positionen sind die Nuten in dem Längsschnitt konkav gekrümmt ausgebildet. Umgekehrt ist dies bei einer Außenverzahnung an den Nuten.
In einer ergänzenden Ausführungsform beträgt an je einem Zahn in
Längsrichtung die maximale Differenz zwischen dem minimalen und maximalen radialen Abstand des radiale Endes des Zahnes mit einem minimalen oder maximalen Abstand im Querschnitt zu der Rotationsachse wenigstens 2%, 5%,
10% oder 20% der axialen Gesamtausdehnung der Verzahngeometrie und/oder an je einer Nut in Längsrichtung beträgt die maximale Differenz zwischen den Positionen mit einem minimalen radialen Abstand zu der Rotationsachse der Antriebswelle bei einer Außenverzahnung oder den Positionen mit einem maximalen radialen Abstand zu der Rotationsachse der Antriebswelle bei einer
Innenverzahnung wenigstens 2%, 5%, 10% oder 20% der axialen
Gesamtausdehnung der Verzahngeometrie. Bei einer Außenverzahnung tritt der maximale radiale Abstand an den axialen Enden der Zähne auf. Ist der maximale radiale Abstand des radialen Endes je eines Zahnes mittig zwischen den axialen Enden der Außenverzahnung ist die Verzahnung symmetrisch konvex gekrümmt.
Ist der maximale radiale Abstand je eines Zahnes in axialer Richtung außermittig
in seinem axialen Abstand zu den axialen Enden der Verzahnung ausgebildet, ist die Verzahngeometrie in dem Längsschnitt asymmetrisch ausgebildet.
Vorzugsweise ist die Antriebswelle an der Verzahngeometrie als eine Hohlwelle ausgebildet.
Erfindungsgemäßer Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug, umfassend wenigstens eine Schrägscheibenmaschine zur Umwandlung von mechanischer Energie in hydraulische Energie und umgekehrt mit einer Antriebswelle, welche um die Rotationsachse drehbar bzw. rotierend gelagert ist, und ein Teil der Antriebswelle außerhalb eines Gehäuses angeordnet ist und an dem Teil der Antriebswelle außerhalb des Gehäuses eine Verzahngeometrie mit Zähnen ausgebildet ist zur Übertragung eines Drehmomentes, wenigstens einen Druckspeicher, wenigstens ein Getriebe mit einer Getriebeantriebswelle mit einer Gegenverzahngeometrie mit Gegenzähnen und die Gegenzähne mit den Zähnen der Verzahngeometrie der Antriebswelle kämmt zur Übertragung eines Drehmomentes, wobei die wenigstens eine Schrägscheibenmaschine als eine in dieser
Schutzrechtsanmeldung beschriebene Schrägscheibenmaschine ausgebildet ist und/oder die Gegenverzahngeometrie an der Getriebeantriebswelle in einem Längsschnitt der Getriebeantriebswelle konvex gekrümmt bei einer
Außenverzahnung oder konkav gekrümmt bei einer Innenverzahnung
ausgebildet ist.
In einer Variante ist die Verzahngeometrie als Außenverzahnung ausgebildet und die Gegenverzahngeometrie ist als Innenverzahnung ausgebildet oder die
Verzahngeometrie ist als Innenverzahnung ausgebildet und die
Gegenverzahngeometrie als Außenverzahnung ausgebildet ist.
Zweckmäßig umfasst die Gegenverzahngeometrie eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse der Getriebeantriebswelle sich erstreckende Gegenzähne und das radiale Ende der Gegenzähne ist, vorzugsweise in einem Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse, mit einem maximalen radialen Abstand zu der
Rotationsachse der Getriebeantriebswelle bei einer Außenverzahnung konvex gekrümmt in dem Längsschnitt der Getriebeantriebswelle ausgebildet oder die Gegenverzahngeometrie umfasst eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse der
Getriebeantriebswelle sich erstreckende Gegenzähne und das radiale Ende der
Gegenzähne ist, vorzugsweise in einem Schnitt senkrecht zu der
Rotationsachse, mit einem minimalen radialen Abstand zu der Rotationsachse bei einer Innenverzahnung konkav gekrümmt in dem Längsschnitt der
Getriebeantriebswelle ausgebildet.
In einer weiteren Ausführungsform umfasst die Gegenverzahngeometrie eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse der Getriebeantriebswelle sich
erstreckende Gegenzähne und tangential zwischen den Gegenzähnen sind in Richtung einer Längsachse der Getriebeantriebswelle sich erstreckende Nuten ausgebildet und die Nuten sind, vorzugsweise in einem Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse, an Positionen mit einem minimalen radialen Abstand zu der Rotationsachse der Getriebeantriebswelle konvex gekrümmt bei einer
Außenverzahnung in dem Längsschnitt der Getriebeantriebswelle ausgebildet oder die Gegenverzahngeometrie umfasst eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse der Getriebeantriebswelle sich erstreckende Gegenzähne und tangential zwischen den Gegenzähnen sind in Richtung einer Längsachse der Getriebeantriebswelle sich erstreckende Nuten ausgebildet und die Nuten sind, vorzugsweise in einem Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse, an Positionen mit einem maximalen radialen Abstand zu der Rotationsachse der
Getriebeantriebswelle konkav gekrümmt bei einer Innenverzahnung in dem Längsschnitt der Getriebeantriebswelle ausgebildet.
Insbesondere beträgt an je einem Gegenzahn in Längsrichtung die maximale Differenz zwischen dem minimalen und maximalen radialen Abstand des radiale Endes des Gegenzahnes mit einem minimalen oder maximalen Abstand im Querschnitt zu der Rotationsachse wenigstens 2%, 5%, 10% oder 20% der axialen Gesamtausdehnung der Gegenverzahngeometrie und/oder an je einer Nut in Längsrichtung beträgt die maximale Differenz zwischen den Positionen mit einem minimalen Abstand zu der Rotationsachse der Getriebeantriebswelle bei einer Außenverzahnung oder den Positionen mit einem maximalen Abstand zu der Rotationsachse der Getriebeantriebswelle bei einer Innenverzahnung wenigstens 2%, 5%, 10% oder 20% der axialen Gesamtausdehnung der Gegenverzahngeometrie. Der Querschnitt ist ein Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse.
Vorzugsweise umfasst der Antriebsstrang zwei Schrägscheibenmaschinen, welche hydraulisch miteinander verbunden sind und als hydraulisches Getriebe fungieren und/oder der Antriebsstrang umfasst zwei Druckspeicher als
Hochdruckspeicher und Niederdruckspeicher.
Zweckmäßig wird als eine Getriebeantriebswelle eine Welle mit einer
Gegenverzahngeometne betrachtet, bei welcher die Gegenverzahngeometne in mechanischer formschlüssiger Wirkverbindung mit einer Verzahngeometrie der Antriebswelle der Schrägscheibenmaschine steht zur Übertragung eines Drehmomentes, insbesondere ist die Getriebeantriebswelle unmittelbar oder mittelbar, z. B. mittels einer Kupplung, mit einem Getriebe, insbesondere mechanischen Getriebe, mechanisch gekoppelt.
In einer ergänzenden Ausgestaltung wird als konkav gekrümmt oder konvex gekrümmt auch eine Geometrie betrachtet bei welcher die konkave oder konvexe Krümmung durch eine Vielzahl von Geraden in einem Längsschnitt angenähert ist.
In einer weiteren Ausführungsform umfasst die Schrägscheibenmaschine eine Wiegenlagerung für die Schwenkwiege.
Zweckmäßig umfasst die Schrägscheibenmaschine wenigstens eine
Schwenkeinrichtung zum Verschwenken der Schwenkwiege.
In einer weiteren Variante umfasst die Schrägscheibenmaschine eine
Niederdrucköffnung zum Ein- und/oder Ausleiten von Hydraulikflüssigkeit in die und/oder aus den rotierenden Kolbenbohrungen.
In einer zusätzlichen Ausführungsform umfasst die Schrägscheibenmaschine eine Hochdrucköffnung zum Aus- und/oder Einleiten von Hydraulikflüssigkeit aus den und/oder in die rotierenden Kolbenbohrungen.
Kurze Beschreibung der Zeichnungen
Im Nachfolgenden werden Ausführungsbeispiele der Erfindung unter
Bezugnahme auf die beigefügten Zeichnungen näher beschrieben. Es zeigt:
Fig. 1 einen Längsschnitt einer Schrägscheibenmaschine,
Fig. 2 einen Querschnitt A-A gemäß Fig. 1 einer Ventilscheibe der
Schrägscheibenmaschine sowie eine Ansicht einer Schwenkwiege,
Fig. 3 eine perspektivische Ansicht eines Teils einer Antriebswelle außerhalb eines Gehäuses der Schrägscheibenmaschine gemäß Fig. 1 ,
Fig. 4 eine Seitenansicht der Antriebswelle gemäß Fig. 3,
Fig. 5 einen Längsschnitt der Antriebswelle gemäß Fig. 3,
Fig. 6 einen Längsschnitt einer Getriebeantriebswelle,
Fig. 7 einen Teilschnitt senkrecht zu einer Rotationsachse der Antriebswelle gemäß Fig. 3 an einer Verzahngeometrie,
Fig. 8 einen Teilschnitt senkrecht zu der Rotationsachse der
Getriebeantriebswelle gemäß Fig. 6 an einer Gegenverzahngeometrie und
Fig. 9 einen Antriebsstrang für ein Kraftfahrzeug.
Ausführungsformen der Erfindung
Eine in Fig. 1 in einem Längsschnitt dargestellte Schrägscheibenmaschine 1 dient als Axialkolbenpumpe 2 zur Umsetzung bzw. Umwandlung mechanischer Energie (Drehmoment, Drehzahl) in hydraulische Energie (Volumenstrom, Druck) oder als Axialkolbenmotor 3 zur Umsetzung bzw. Umwandlung hydraulischer Energie (Volumenstrom, Druck) in mechanische Energie (Drehmoment,
Drehzahl). Eine Antriebswelle 9 ist mittels einer Lagerung 10 an einem
Flansch 21 eines- oder mehrteiligen Gehäuse 4 und mit einer weiteren Lagerung
10 an dem Gehäuse 4 der Schrägscheibenmaschine 1 um eine Rotationsachse 8 drehbar bzw. rotierend gelagert (Fig. 1 ). Mit der Antriebswelle 9 ist eine
Zylindertrommel 5 drehfest und in axialer Richtung verbunden, wobei die Antriebswelle 9 und die Zylindertrommel 5 ein- oder zweiteilig ausgebildet sind und die Grenze zwischen der Antriebswelle 9 und der Zylindertrommel 5 in Fig. 1 strichliert dargestellt ist. Die Zylindertrommel 5 führt die Rotationsbewegung der Antriebswelle 9 mit aus aufgrund einer drehfesten Verbindung. In die
Zylindertrommel 5 sind eine Vielzahl von Kolbenbohrungen 6 mit einem beliebigen Querschnitt, zum Beispiel quadratisch oder kreisförmig, eingearbeitet. Die Längsachsen der Kolbenbohrungen 6 sind dabei im Wesentlichen parallel zu der Rotationsachse 8 der Antriebswelle 9 bzw. der Zylindertrommel 5
ausgerichtet. In den Kolbenbohrungen 6 ist jeweils ein Kolben 7 beweglich gelagert. Eine Schwenkwiege 14 ist um eine Schwenkachse 15 verschwenkbar an dem Gehäuse 4 gelagert. Die Schwenkachse 15 ist senkrecht zu der
Zeichenebene von Fig. 1 und parallel zu der Zeichenebene von Fig. 2
ausgerichtet. Die Rotationsachse 8 der Zylindertrommel 5 ist parallel zur und in der Zeichenebene von Fig. 1 angeordnet und senkrecht auf der Zeichenebene von Fig. 2. Das Gehäuse 4 begrenzt flüssigkeitsdicht einen Innenraum 44, der mit Hydraulikflüssigkeit befüllt ist.
Die Schwenkwiege 14 weist eine ebene bzw. plane Auflagefläche 18 zur mittelbaren Auflage einer Rückhaltescheibe 37 und zur unmittelbaren Auflage von Gleitschuhen 39 auf. Die Rückhaltescheibe 37 ist mit einer Vielzahl von Gleitschuhen 39 versehen und jeder Gleitschuh 39 ist dabei mit jeweils einem Kolben 7 verbunden. Hierzu weist der Gleitschuh 39 eine Lagerkugel 40 (Fig. 1 ) auf, welcher in einer Lagerpfanne 59 an dem Kolben 7 befestigt ist, sodass eine Kolbenverbindungsstelle 22 zwischen der Lagerkugel 40 und der Lagerpfanne 59 an dem Kolben 7 ausgebildet ist. Die teilweise sphärisch ausgebildete
Lagerkugel 40 und Lagerpfanne 59 sind beide komplementär bzw. sphärisch ausgebildet, sodass dadurch bei einer entsprechenden Bewegungsmöglichkeit zueinander zwischen der Lagerkugel 40 und der Lagerpfanne 59 an den Kolben 7 eine ständige Verbindung zwischen dem Kolben 7 und dem Gleitschuh 39 vorhanden ist. Aufgrund der Verbindung der Kolben 7 mit der rotierenden Zylindertrommel 5 und der Verbindung der Lagerpfannen 59 mit den
Gleitschuhen 39 führen die Gleitschuhe 39 eine Rotationsbewegung um die
Rotationsachse 8 mit aus und aufgrund der festen Verbindung bzw. Anordnung
der Gleitschuhe 39 an der Rückhaltescheibe 37 führt auch die Rückhaltescheibe 37 eine Rotationsbewegung um die Rotationsachse 8 mit aus. Damit die
Gleitschuhe 39 in ständigem Kontakt zu der Auflagefläche 18 der Schwenkwiege 14 stehen, wird die Rückhaltescheibe 37 von einer Druckfeder 41 unter einer Druckkraft auf die Auflagefläche 18 gedrückt.
Die Schwenkwiege 14 ist - wie bereits erwähnt - um die Schwenkachse 15 verschwenkbar gelagert und weist ferner eine Öffnung 42 (Fig. 1 ) zur
Durchführung der Antriebswelle 9 auf. Am Gehäuse 4 ist eine Wiegenlagerung 20 ausgebildet. Dabei sind an der Schwenkwiege 14 zwei Lagerabschnitte ausgebildet. Die beiden Lagerabschnitte der Schwenkwiege 14 liegen auf der Wiegenlagerung 20 auf. Die Schwenkwiege 14 ist damit mittels einer
Gleitlagerung an der Wiegenlagerung 20 bzw. dem Gehäuse 4 um die
Schwenkachse 15 verschwenkbar gelagert. In der Darstellung in Fig. 1 weist die Auflagefläche 18 gemäß der Schnittbildung in Fig. 1 einen Schwenkwinkel α von ungefähr +20° auf. Der Schwenkwinkel α ist zwischen einer fiktiven Ebene senkrecht zu der Rotationsachse 8 und einer von der ebenen Auflagefläche 18 der Schwenkwiege 14 aufgespannten Ebene vorhanden gemäß der
Schnittbildung in Fig. 1. Die Schwenkwiege 14 kann dabei zwischen zwei Schwenkgrenzwinkel α zwischen +20° und -20° mittels zweier
Schwenkeinrichtungen 24 verschwenkt werden.
Die erste und zweite Schwenkeinrichtung 25, 26 als Schwenkeinrichtungen 24 weist eine Verbindungsstelle 32 zwischen der Schwenkeinrichtung 24 und der Schwenkwiege 14 auf. Die beiden Schwenkeinrichtungen 24 weisen jeweils einen Verstellkolben 29 auf, welcher in einem Verstellzylinder 30 beweglich gelagert ist. Der Verstellkolben 29 bzw. eine Achse des Verstellzylinders 30 ist dabei im Wesentlichen parallel zu der Rotationsachse 8 der Zylindertrommel 5 ausgerichtet. An einem in Fig. 1 links dargestellten Endbereich des
Verstellkolbens 29 weist dieser eine Lagerpfanne 31 auf, in welcher eine
Lagerkugel 19 gelagert ist. Dabei ist die Lagerkugel 19 an einem Schwenkarm 16 (Fig. 1 bis 2) der Schwenkwiege 14 vorhanden. Die erste und zweite
Schwenkeinrichtung 25, 26 ist somit mit jeweils einer Lagerkugel 19 an jeweils einem Schwenkarm 16 mit der Schwenkwiege 14 verbunden. Durch Öffnen eines der beiden Ventile 27, 28 als erstes Ventil 27 an der ersten Schwenkeinrichtung
25 und dem zweiten Ventil 28 an der zweiten Schenkeinrichtung 26 gemäß der
Darstellung in Fig. 1 kann die Schwenkwiege 14 um die Schwenkachse 15 verschwenkt werden, da dadurch auf den Verstellkolben 29 an dem geöffneten Ventil 27, 28 mit einer Hydraulikflüssigkeit unter Druck in dem Verstellzylinder 30 eine Kraft aufgebracht wird. Dabei führt nicht nur die Schwenkwiege 14, sondern auch die Rückhaltescheibe 37 aufgrund der Druckbeaufschlagung mit der Druckfeder 41 diese Schwenkbewegung der Schwenkwiege 14 mit aus.
Bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 als Axialkolbenpumpe 2 ist bei konstanter Drehzahl der Antriebswelle 9 der von der Schrägscheibenmaschine 1 geförderte Volumenstrom umso größer, je größer der Betrag des
Schwenkwinkels α ist und umgekehrt. Hierzu liegt an dem in Fig. 1 rechts dargestellten Ende der Zylindertrommel 5 eine Ventilscheibe 1 1 auf, mit einer nierenförmigen Hochdrucköffnung 12 und einer nierenförmigen
Niederdrucköffnung 13. Die Kolbenbohrungen 6 der rotierenden Zylindertrommel 5 werden somit fluidleitend bei einer Anordnung an der Hochdrucköffnung 12 mit der Hochdrucköffnung 12 verbunden und bei einer Anordnung an der
Niederdrucköffnung 13 mit der Niederdrucköffnung 13 fluidleitend verbunden. Bei einem Schwenkwinkel α von 0° und bei einem Betrieb der
Schrägscheibenmaschine 1 beispielsweise als Axialkolbenpumpe 2 wird trotz einer Rotationsbewegung der Antriebswelle 9 und der Zylindertrommel 5 keine Hydraulikflüssigkeit von der Axialkolbenpumpe 2 gefördert, da die Kolben 7 keine Hubbewegungen in den Kolbenbohrungen 6 ausführen. Bei einem Betrieb der Schrägscheibenmaschine 1 sowohl als Axialkolbenpumpe 2 als auch als
Axialkolbenmotor 3 weisen die temporär in fluidleitender Verbindung mit der Hochdrucköffnung 12 stehenden Kolbenbohrungen 6 einen größeren Druck an Hydraulikflüssigkeit auf als die Kolbenbohrungen 6, welche temporär in fluidleitender Verbindung mit der Niederdrucköffnung 13 stehen. Ein axiales Ende 66 der der Zylindertrommel 5 liegt auf der Ventilscheibe 1 1 auf. An einer ersten Seite 64 des Gehäuses 4 bzw. dem Flansch 21 des Gehäuses 4 ist eine Öffnung 63 mit der Lagerung 10 ausgebildet und eine zweite Seite 65 weist eine Aussparung zur Lagerung der Antriebswelle 9 mit einer weiteren Lagerung 10 auf.
Die Rückhaltescheibe 37 ist ringförmig als ebene Scheibe ausgebildet und weist somit eine Öffnung 38 zur Durchführung der Antriebswelle 9 auf. Die
Rückhaltescheibe 37 weist acht Bohrungen auf innerhalb deren die Gleitschuhe
39 angeordnet sind, so dass die Gleitschuhe 39 in radialer Richtung, d. h.
senkrecht zu einer Längsachse der Bohrungen, bezüglich der Rückhaltscheibe 37 beweglich sind. Die Rückhaltescheibe 37 und die Gleitschuhe 39 sind mehrteilig ausgebildet. Die Anzahl der Bohrungen 36 entspricht der Anzahl der Gleitschuhe 39 und Kolben 7 und in jeder Bohrung ist jeweils ein Gleitschuh 39 befestigt. Die Rückhaltescheibe 37 liegt nicht unmittelbar auf der Auflagefläche 18 auf.
In Fig. 9 ist ein erfindungsgemäßer Antriebsstrang 45 dargestellt. Der erfindungsgemäße Antriebsstrang 45 weist einen Verbrennungsmotor 46 auf, welcher mittels einer Welle 47 ein Planetengetriebe 48 antreibt. Mit dem
Planetengetriebe 48 als mechanisches Getriebe 43 werden zwei Wellen 47 angetrieben, wobei eine erste Welle 47 mit einer Kupplung 49 mit einem
Differentialgetriebe 56 verbunden ist. Eine zweite bzw. andere Welle 47 als Getriebeantriebswelle 72, welche von dem Planetengetriebe 48 angetrieben ist, treibt durch eine Kupplung 49 eine erste Schrägscheibenmaschine 50 an und die erste Schrägscheibenmaschine 50 ist mittels zweier Hydraulikleitungen 52 mit einer zweiten Schrägscheibenmaschine 51 hydraulisch verbunden. Die erste und zweite Schrägscheibenmaschine 50, 51 bilden dadurch ein hydraulisches Getriebe 60 und von der zweiten Schrägscheibenmaschine 51 kann mittels einer Welle 47 als Getriebeantriebswelle 72 auch das Differentialgetriebe 56 angetrieben werden. Das Differentialgetriebe 56 als mechanisches Getriebe 43 treibt mit den Radwellen 58 die Räder 57 an. Ferner weist der Antriebsstrang 45 zwei Druckspeicher 53 als Hochdruckspeicher 54 und als Niederdruckspeicher 55 auf. Die beiden Druckspeicher 53 sind dabei mittels nicht dargestellter Hydraulikleitungen auch mit den beiden Schrägscheibenmaschinen 50, 51 hydraulisch verbunden, sodass dadurch mechanische Energie des
Verbrennungsmotors 46 in dem Hochdruckspeicher 54 hydraulisch gespeichert werden kann und ferner in einem Rekuperationsbetrieb eines Kraftfahrzeugs mit dem Antriebsstrang 45 ebenfalls kinetische Energie des Kraftfahrzeugs in dem Hochdruckspeicher 54 hydraulisch gespeichert werden kann. Mittels der in dem Hochdruckspeicher 54 gespeicherten hydraulischen Energie kann mit einer Schrägscheibenmaschine 50, 51 zusätzlich das Differentialgetriebe 56 angetrieben werden.
Die Schrägscheibenmaschine 1 weist die Antriebswelle 9 auf. Ein Teil 17 der Antriebswelle 9 ist innerhalb des Gehäuses 4 angeordnet und ein anderer Teil 23 der Antriebswelle 9 ist außerhalb des Gehäuses 4 angeordnet. An dem Teil 23 der Antriebswelle 9 außerhalb des Gehäuses 4 ist eine Verzahngeometrie 33 (Fig. 1 , 3, 4, 5 und 7) ausgebildet. Die Verzahngeometrie 33 als eine
Außenverzahnung 34 umfasst eine Vielzahl von Zähnen 61 , die sich in Richtung einer Längsachse 8 als der Rotationsachse 8 der Antriebswelle 9 erstrecken, d. h. in einer axialen Richtung 74. In einer tangentialen Richtung 76 zwischen den Zähnen 61 sind Nuten 62 vorhanden. Ein radiales Ende 67 der Zähne 61 ist bei der Außenverzahnung 34 das Ende 67 als ein Ende 81 mit einem maximalen radialen Abstand zu der Rotationsachse 8. Die Nuten 62 weisen in dem Schnitt senkrecht zu der Rotationsachse 8 (Fig. 7) Positionen 84 mit einem minimalen radialen Abstand zu der Rotationsachse 8 auf. In Fig. 5 ist ein Längsschnitt der Verzahngeometrie 33 des Teils 23 der Antriebswelle 9 an Zähnen 61 dargestellt. In dem Schnitt in Fig. 5 sind entsprechend nur die Enden 81 der Zähne 61 mit dem maximalen radialen Abstand des Zahnes 61 zu der Rotationsachse 8 geschnitten. In dem in Fig. 5 dargestellten Längsschnitt der Zähne 61 sind die radialen Enden 67 der Zähne 61 als die Enden 81 mit dem maximalen radialen Abstand des Endes 67 der Zähne 61 zu der Rotationsachse 8 konvex gekrümmt ausgebildet. Die axialen Endabschnitte der Zähne 61 weisen jeweils eine Phase
77 (Fig. 5) auf. In dem in Fig. 5 dargestellten Längsschnitt ist zwischen den axialen Enden der Zähne 61 ein Ende 81 in dem Längsschnitt gemäß Fig. 5 mit dem maximalen radialen Abstand 78 zu der Rotationsachse 8 zwischen den axialen Enden der Zähne 61. Die beiden axialen Enden der Zähne 61 weisen einen minimalen radialen Abstand 79 zu der Rotationsachse 8 auf. Die
Antriebswelle 9 ist an dem Teil 23 mit der Zahngeometrie 33 als eine Hohlwelle ausgebildet. Der axiale Abstand zwischen den axialen Enden der Zähne 61 in der axialen Richtung 74 ist die axiale Gesamtausdehnung 71 der
Verzahngeometrie 33.
Die Getriebeantriebswelle 72 (Fig. 1 , 6 und 8) als eine Steckwelle 73 weist einen konisch sich verjüngenden Einsteckabschnitt 80 auf. An der
Getriebeantriebswelle 72 ist eine Gegenverzahngeometrie 36 als eine
Innenverzahnung 35 ausgebildet. Die Gegenverzahngeometrie 36 an der Getriebeantriebswelle 72 ist geometrisch komplementär zu der
Verzahngeometrie 33 an der Antriebswelle 9 ausgebildet. In analoger Weise
weist die Gegenverzahngeometrie 36 eine Vielzahl von Gegenzähnen 68 auf und die Gegenzähne 68 erstrecken sich in Richtung einer Längsachse 8 als der Rotationsachse 8 der Getriebeantriebswelle 72. In tangentialer Richtung 76 sind somit zwischen den Gegenzähnen 68 Nuten 62 ausgebildet. Das radiale Ende 67 der Gegenzähne 68 ist festgelegt in einem Schnitt senkrecht zu der
Rotationsachse 8 der Getriebeantriebswelle 72 als das Ende 82 der
Gegenzähne 68 mit dem minimalen radialen Abstand der Gegenzähne 68 zu der Rotationsachse 8. Der radiale Abstand wird dabei in einer radialen Richtung 75 senkrecht zu der Rotationsachse 8 ermittelt. In dem in Fig. 8 dargestellten Schnitt der Getriebeantriebswelle 72 weisen die Nuten 62 Positionen 83 mit einem maximalen radialen Abstand zu der Rotationsachse 8 auf. In Fig. 6 ist ein Längsschnitt durch die Getriebeantriebswelle 72 an der
Gegenverzahngeometrie 36 an zwei Nuten 62 dargestellt. Die Nuten 62 sind in dem Längsschnitt konkav gekrümmt ausgebildet. In dem Längsschnitt in Fig. 6 an den Positionen 83 der Nuten 62 mit dem maximalen radialen Abstand 70 zu der Rotationsachse 8 tritt der maximale radiale Abstand 70 in dem Längsschnitt in Fig. 6 an dem axialen Ende der Gegenverzahngeometrie 36 auf, welcher der Schrägscheibenmaschine 1 zugewandt ist. An den Nuten 62 in dem in Fig. 6 dargestellten Längsschnitt tritt der minimale radiale Abstand 69 zu der
Rotationsachse 8 der Getriebeantriebswelle 72 an dem axialen Ende der Gegenverzahngeometrie 36 abgewandt zu der Schrägscheibenmaschine 1 auf. An dem konischen Einsteckabschnitt 80 sind ebenfalls Zähne 61 und Nuten 62 ausgebildet, jedoch dienen diese nicht zur Drehmomentübertragung, so dass die Zähne 61 und Nuten 62 an dem konischen Einsteckabschnitt 80 bei der erfindungsgemäßen Betrachtung nicht berücksichtigt werden. An den
Gegenzähnen 68 der Gegenverzahngeometrie 36 ist das radiale Ende 67 der Gegenzähne 68 in dem in Fig. 8 dargestellten Schnitt senkrecht zu der
Rotationsachse 8 der Getriebeantriebswelle 72 festgelegt als ein Ende 82 mit einem minimalen radialen Abstand der Gegenzähne 68 zu der Rotationsachse 8 der Getriebeantriebswelle 72. Zwischen den axialen Enden der
Gegenverzahngeometrie 36 tritt die axiale Gesamtausdehnung 71 der
Gegenverzahngeometrie 36 auf.
Das axiale Ende des Teils 23 der Antriebswelle 9 außerhalb des Gehäuses 4 mit der Verzahngeometrie 33 führt aufgrund von Querkräften, welche auf die
Antriebswelle 9 als dem Teil 17 innerhalb des Gehäuses 4 wirken, Bewegungen
in einer radialen Richtung 75 aus. Aufgrund der konvex gekrümmten
Verzahngeometrie 33 in dem Längsschnitt und der konkav gekrümmten
Gegenverzahngeometne 36 in dem Längsschnitt besteht zwischen der
Verzahngeometrie 33 und der Gegenverzahngeometne 36 auch bei derartigen Bewegungen des axialen Endes des Teils 23 in der radialen Richtung 75 ein ausreichendes Spiel oder Toleranz zwischen der Verzahngeometrie 33 und der Gegenverzahngeometne 36, so dass dadurch auch bei großen auf die
Antriebwelle 9 an dem Teil 17 wirkenden Querkräfte keine großen
Flächenpressungen zwischen der Verzahngeometrie 33 und der
Gegenverzahngeometne 36 auftreten, insbesondere an einem axialen
Endbereich der Gegenverzahngeometne 36 abgewandt zu der Schwenkwiege 14. Aufgrund der konvexen und konkaven Krümmung besteht ferner im Betrieb zwischen den Zähnen 61 der Verzahngeometrie 33 und den Gegenzähnen 68 der Gegenverzahngeometne 36 ein ständiger ausreichender Formschluss zur Übertragung eines Drehmomentes von der Antriebswelle 9 auf die
Getriebeantriebswelle 72 oder umgekehrt.
In einem nicht dargestellten Längsschnitt des Teils 23 mit der
Verzahngeometrie 33 sind die Positionen 84 der Nuten 62 mit dem minimalen radialen Abstand zu der Rotationsachse 8 ebenfalls konvex gekrümmt ausgebildet.
In einem nicht dargestellten Längsschnitt der Gegenverzahngeometne 36 an den Enden 82 der Gegenzähne 68 mit dem minimalen radialen Abstand zu der Rotationsachse 8 sind die Enden 82 ebenfalls konkav gekrümmt ausgebildet.
In einem weiteren, nicht dargestellten Ausführungsbeispiel des
Antriebsstranges 45 ist nur die Verzahngeometrie 33 konvex gekrümmt ausgebildet und die Gegenverzahngeometne 36 weist an den Zähnen 61 und den Nuten 62, d. h. insbesondere an den radialen Enden 67 der Zähne 61 und den Positionen 83 der Nuten 62 in dem Längsschnitt, einen konstanten radialen Abstand zu der Rotationsachse 8 der Getriebeantriebswelle 72 auf.
In einem weiteren, nicht dargestellten Ausführungsbeispiel ist die
Gegenverzahngeometne 36 gemäß dem ersten Ausführungsbeispiel ausgebildet. Abweichend hiervon weist die Verzahngeometrie 33 an den Zähnen 61 und den
Nuten 62, insbesondere an den radialen Enden 67 der Zähne 61 und den Positionen 84 der Nuten 62 in dem Längsschnitt, einen konstanten radialen Abstand zu der Rotationsachse 8 auf.
Insgesamt betrachtet sind mit der erfindungsgemäßen
Schrägscheibenmaschine 1 und dem erfindungsgemäßen Antriebsstrang 45 wesentliche Vorteile verbunden. Aufgrund der konvexen Ausbildung der
Verzahngeometrie 33 in dem Längsschnitt und der konkaven Ausbildung der Gegenverzahngeometne 36 ist die Geometrie der Verzahngeometrie 33 und der Gegenverzahngeometne 36 an eine Bewegung des axialen Endes des Teils 23 in der radialen Richtung 75 angepasst aufgrund einer Biegebeanspruchung der Antriebswelle 9. Dadurch können große Flächenpressungen zwischen der Verzahngeometrie 33 und der Gegenverzahngeometne 36 vermieden werden und trotzdem ein ständig ausreichender Formschluss zwischen der
Verzahngeometrie 33 und der Gegenverzahngeometne 36 zur Verfügung gestellt werden. Die Schrägscheibenmaschine 1 und der Antriebsstrang 45 weist dadurch in vorteilhafter Weise eine lange Lebensdauer auf und einen hohen Wirkungsgrad.
Claims
Ansprüche
1 . Schrägscheibenmaschine (1 ) als Axialkolbenpumpe (2) und/oder
Axialkolbenmotor (3), umfassend
- eine um eine Rotationsachse (8) drehbar bzw. rotierend gelagerte Zylindertrommel (5) mit Kolbenbohrungen (6),
- in den Kolbenbohrungen (6) beweglich gelagerte Kolben (7),
- ein Gehäuse (4),
- eine mit der Zylindertrommel (5) zumindest drehfest verbundene Antriebswelle (9), welche um die Rotationsachse (8) drehbar bzw. rotierend gelagert ist, und ein Teil (23) der Antriebswelle (9) außerhalb des Gehäuses (4) angeordnet ist und an dem Teil (23) der Antriebswelle (9) außerhalb des Gehäuses (4) eine
Verzahngeometrie (33) ausgebildet ist zur Übertragung eines
Drehmomentes,
- eine um eine Schwenkachse (15) verschwenkbar gelagerte
Schwenkwiege (14) mit einer Auflagefläche (18) zur Lagerung der Kolben (7) auf der Auflagefläche (18), dadurch gekennzeichnet, dass die Verzahngeometrie (33) an dem Teil (23) der Antriebswelle (9) außerhalb des Gehäuses (4) in einem Längsschnitt der Antriebswelle (9) konvex gekrümmt bei einer Außenverzahnung (34) oder konkav gekrümmt bei einer Innenverzahnung (35) ausgebildet ist.
2. Schrägscheibenmaschine nach Anspruch 1 , dadurch gekennzeichnet, dass die Verzahngeometrie (33) eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse (8) der Antriebswelle (9) sich erstreckende Zähne (61 ) umfasst und das
radiale Ende (67, 81 ) der Zähne (61 ) mit einem maximalen Abstand zu der Rotationsachse (8) der Antriebswelle (9) bei einer Außenverzahnung (34) konvex gekrümmt in dem Längsschnitt der Antriebswelle (9) ausgebildet ist
oder
die Verzahngeometrie (33) eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse (8) der Antriebswelle (9) sich erstreckende Zähne (61 ) umfasst und das radiale Ende (6, 827) der Zähne (61 ) mit einem minimalen Abstand zu der Rotationsachse (8) bei einer Innenverzahnung (35) konkav gekrümmt in dem Längsschnitt der Antriebswelle (9) ausgebildet ist.
Schrägscheibenmaschine nach Anspruch 1 oder 2, dadurch gekennzeichnet, dass die Verzahngeometrie (33) eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse (8) der Antriebswelle (9) sich erstreckende Zähne (61 ) umfasst und tangential zwischen den Zähnen (61 ) in Richtung einer Längsachse (8) der Antriebswelle (9) sich erstreckende Nuten (62) ausgebildet sind und die Nuten (62) an Positionen (84) mit einem minimalen Abstand zu der Rotationsachse (8) der Antriebswelle (9) konvex gekrümmt bei einer Außenverzahnung (34) in dem Längsschnitt der Antriebswelle (9) ausgebildet sind
oder
die Verzahngeometrie (33) eine Vielzahl in Richtung einer Längsachse (8) der Antriebswelle (9) sich erstreckende Zähne (33) umfasst und tangential zwischen den Zähnen (61 ) in Richtung einer Längsachse (8) der Antriebswelle (9) sich erstreckende Nuten (62) ausgebildet sind und die Nuten (62) an Positionen (83) mit einem maximalen Abstand zu der Rotationsachse (8) der Antriebswelle (9) konkav gekrümmt bei einer Innenverzahnung (35) in dem Längsschnitt der Antriebswelle (9) ausgebildet sind.
Schrägscheibenmaschine nach einem oder mehreren der
vorhergehenden Ansprüche,
dadurch gekennzeichnet, dass an je einem Zahn (61 ) in Längsrichtung die maximale Differenz zwischen dem minimalen und maximalen radialen Abstand (78, 79) des radiale Endes (67, 81 , 82) des Zahnes (61 ) mit einem minimalen oder maximalen Abstand im Querschnitt zu der Rotationsachse (8) wenigstens 2%, 5%, 10% oder 20% der axialen Gesamtausdehnung (71 ) der
Verzahngeometrie (33) beträgt
und/oder
an je einer Nut (62) in Längsrichtung die maximale Differenz zwischen den Positionen (84) mit einem minimalen radialen Abstand zu der Rotationsachse (8) der Antriebswelle (9) bei einer Außenverzahnung (34) oder den Positionen (83) mit einem maximalen radialen Abstand zu der Rotationsachse (8) der Antriebswelle (9) bei einer Innenverzahnung (35) wenigstens 2%, 5%, 10% oder 20% der axialen Gesamtausdehnung (71 ) der Verzahngeometrie (33) beträgt.
Schrägscheibenmaschine nach einem oder mehreren der
vorhergehenden Ansprüche, dadurch gekennzeichnet, dass die Antriebswelle (9) an der Verzahngeometrie (33) als eine Hohlwelle (9) ausgebildet ist.
Antriebsstrang (45) für ein Kraftfahrzeug, umfassend
- wenigstens eine Schrägscheibenmaschine (1 ) zur Umwandlung von mechanischer Energie in hydraulische Energie und umgekehrt mit einer Antriebswelle (9), welche um die Rotationsachse (8) drehbar bzw. rotierend gelagert ist, und ein Teil (23) der Antriebswelle (8) außerhalb eines Gehäuses (4) angeordnet ist und an dem Teil (23) der Antriebswelle (9) außerhalb des Gehäuses (4) eine
Verzahngeometrie (33) mit Zähnen (61 ) ausgebildet ist zur
Übertragung eines Drehmomentes,
- wenigstens einen Druckspeicher (53),
- wenigstens ein Getriebe (43) mit einer Getriebeantriebswelle (72) mit einer Gegenverzahngeometrie (36) mit Gegenzähnen (68) und die Gegenzähne (68) mit den Zähnen (61 ) der Verzahngeometrie (33) der Antriebswelle (9) kämmt zur Übertragung eines Drehmomentes, dadurch gekennzeichnet, dass die wenigstens eine Schrägscheibenmaschine (1 ) gemäß einem oder mehrerer der vorhergehenden Ansprüche ausgebildet ist
und/oder
die Gegenverzahngeometrie (36) an der Getriebeantriebswelle (72) in einem Längsschnitt der Getriebeantriebswelle (72) konvex gekrümmt bei einer Außenverzahnung (34) oder konkav gekrümmt bei einer
Innenverzahnung (35) ausgebildet ist.
Antriebsstrang nach Anspruch 6, dadurch gekennzeichnet, dass die Verzahngeometrie (33) als Außenverzahnung (34) ausgebildet ist und die Gegenverzahngeometrie (36) als Innenverzahnung (35) ausgebildet ist
oder
die Verzahngeometrie (33) als Innenverzahnung (35) ausgebildet ist und die Gegenverzahngeometrie (36) als Außenverzahnung (34) ausgebildet ist.
Antriebsstrang nach Anspruch 6 der 7, dadurch gekennzeichnet, dass die Gegenverzahngeometrie (36) eine Vielzahl in Richtung einer
Längsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) sich erstreckende
Gegenzähne (68) umfasst und das radiale Ende (67, 81 ) der Gegenzähne (68) mit einem maximalen radialen Abstand zu der Rotationsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) bei einer Außenverzahnung (34) konvex
gekrümmt in dem Längsschnitt der Getriebeantriebswelle (72) ausgebildet ist
oder
die Gegenverzahngeometrie (36) eine Vielzahl in Richtung einer
Längsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) sich erstreckende
Gegenzähne (68) umfasst und das radiale Ende (67) der Gegenzähne (68) mit einem minimalen radialen Abstand zu der Rotationsachse (8) bei einer Innenverzahnung (35) konkav gekrümmt in dem Längsschnitt der Getriebeantriebswelle (72) ausgebildet ist.
9. Antriebsstrang nach einem oder mehreren der Ansprüche 6 bis 8, dadurch gekennzeichnet, dass die Gegenverzahngeometrie (36) eine Vielzahl in Richtung einer
Längsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) sich erstreckende
Gegenzähne (68) umfasst und tangential zwischen den Gegenzähnen (68) in Richtung einer Längsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) sich erstreckende Nuten (62) ausgebildet sind und die Nuten (62) an
Positionen (84) mit einem minimalen radialen Abstand zu der
Rotationsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) konvex gekrümmt bei einer Außenverzahnung (34) in dem Längsschnitt der
Getriebeantriebswelle (72) ausgebildet sind
oder
die Gegenverzahngeometrie (36) eine Vielzahl in Richtung einer
Längsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) sich erstreckende
Gegenzähne (68) umfasst und tangential zwischen den Gegenzähnen (68) in Richtung einer Längsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) sich erstreckende Nuten (62) ausgebildet sind und die Nuten (62) an
Positionen (83) mit einem maximalen radialen Abstand zu der
Rotationsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) konkav gekrümmt bei einer Innenverzahnung (35) in dem Längsschnitt der
Getriebeantriebswelle (72) ausgebildet sind.
10. Antriebsstrang nach einem oder mehreren der Ansprüche 6 bis 9,
dadurch gekennzeichnet, dass an je einem Gegenzahn (68) in Längsrichtung die maximale Differenz zwischen dem minimalen und maximalen radialen Abstand (78, 79) des radiale Endes (67, 81 , 82) des Gegenzahnes (68) mit einem minimalen oder maximalen Abstand im Querschnitt zu der Rotationsachse (8) wenigstens 2%, 5%, 10% oder 20% der axialen Gesamtausdehnung (71 ) der Gegenverzahngeometrie (36) beträgt
und/oder
an je einer Nut (62) in Längsrichtung die maximale Differenz zwischen den Positionen (84) mit einem minimalen Abstand zu der Rotationsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) bei einer Außenverzahnung (34) oder den Positionen (83) einem maximalen Abstand zu der Rotationsachse (8) der Getriebeantriebswelle (72) bei einer Innenverzahnung (35) wenigstens 2%, 5%, 10% oder 20% der axialen Gesamtausdehnung (71 ) der Gegenverzahngeometrie (36) beträgt.
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